液压传动课程设计——成型铣刀加工出成型面的液压专用铣床

1、精选优质文档-倾情为你奉上课程设计课程名称： 成型铣刀加工出成型面的液压专用铣床 学 院： 职业技术学院 专 业： 机械设计制造 姓 名： 胡 蕤 学 号： 年 级： 大 三 任课教师： 何 玲 2012年 10 月 16 日专心-专注-专业目录1概述1.1 课程设计的目的本课程是机械设计制造及其自动化专业的主要专业基础课和必修课，是在完成液压与气压传动课程理论教学以后所进行的重要实践教学环节。本课程的学习目的在于使学生综合运用液压与气压传动课程及其它先修课程的理论知识和生产实际知识，进行液压传动的设计实践，使理论知识和生产实际知识紧密结合起来，从而使这些知识得到进一步的巩固、加深和扩展。通过

2、设计实际训练，为后续专业课的学习、毕业设计及解决工程问题打下良好的基础。课程设计报告书概括性的介绍了设计过程，对设计中各部分内容作了重点的说明、分析、论证和必要的计算，系统性整理、表达了设计过程中涉及到的专业知识和基本要求，有条理的表达了自己对本课程设计的阐述。1.2 课程设计的要求(1)液压传动课程设计是一项全面的设计训练，它不仅可以巩固所学的理论知识，也可以为以后的设计工作打好基础。在设计过程中必须严肃认真，刻苦钻研，一丝不苟，精益求精。(2)液压传动课程设计应在教师指导下独立完成。教师的指导作用是指明设计思路，启发学生独立思考，解答疑难问题，按设计进度进行阶段审查，学生必须发挥主观能动性

3、，积极思考问题，而不应被动地依赖教师查资料、给数据、定方案。(3)设计中要正确处理参考已有资料与创新的关系。任何设计都不能凭空想象出来，利用已有资料可以避免许多重复工作，加快设计进程，同时也是提高设计质量的保证。另外任何新的设计任务又总有其特定的设计要求和具体工作条件，因而不能盲目地抄袭资料，必须具体分析，创造性地设计。(4)学生应按设计进程要求保质保量的完成设计任务。1.3课程设计题目描述和要求设计一台用成型铣刀加工的液压专用铣床，要求机床工作台上一次可安装两只工件，并能同时加工。工件的上料、卸料由手工完成，工件的夹紧及工作台进给由液压系统完成。机床的工作循环为：手工上料工件自动夹紧工作台快

4、进铣削进给（工进）工作台快退夹具松开手工卸料。对液压系统的具体参数要求：运动部件总重G=23000N，切削力Fw=15000N;快进行程l1=300mm，工进行程l2=80mm；快进、快退速度v1=v3=5m/min,工进速度v2=100600mm/min，启动时间t=0.5s；夹紧力Fj=3000N,行程lj=15mm，夹紧时间tj=1s。工作台导轨采用平导轨，导轨间静摩擦系数 fs=0.2，动摩擦系数fd=0.1，要求工作台能在任意位置上停留。 设计任务：（1）确定执行元件（液压缸）的主要结构尺寸（D、d等）（2）确定系统的主要参数；（3）选择各类元件及辅件的形式和规格，列出元件明细表；（

5、4）绘制正式液压系统图1.4 设计内容及步骤(1) 阅读、研究设计任务书，明确设计内容和要求，了解原始数据和工作条件； (2) 收集有关资料并进一步熟悉课题。(3)明确设计要求进行工况分析；(4)确定液压系统主要参数；(5)拟定液压系统原理图；(6)计算和选择液压件；(7)验算液压系统性能； (8)选择各类元件及辅件的形式和规格，列出元件明细表； (9)绘制正式的液压原理图。2. 液压系统设计计算2.1 设计要求及工况分析2.1.1 工况分析液压系统的工况分析是指对液压执行元件进行运动分析和负载分析，目的是查明每个执行元件在各自工作过程中的流量、压力、功率的变化规律，作为拟定液压系统方案，确定

6、系统主要参数（压力和流量）的依据。负载分析:工作台液压缸工作负载： 工作负载即为切削阻力=15000N摩擦负载： 摩擦负载即为导轨的摩擦阻力动摩擦负载 静摩擦负载惯性负载 运动时间 快进 工进 快退 设液压缸的机械效率cm=0.9，得出液压缸在各工作阶段的负载和推力，如表1所列。工况负载组成液压缸负载F/N液压缸推力F0=F/cm/N启 动加 速快 进工 进反向启动加 速快 退 4600 2691.22300173004600 4991.223005111.11 2990.222555.56192225111.11 5545.782555.56表1液压缸各阶段的负载和推力根据液压缸在上述各阶段

7、内的负载和运动时间，即可绘制出负载循环图F-t和速度循环图v-t，如图1所示图1 负载循环图和速度循环图2.2.3确定液压系统方案 A、回路方式的选择 一般选用开式回路，即执行元件的排油回油箱，油液经过沉淀、冷却后再进入液压泵的进口。 由于铣床的输出参数要求高精度控制，因此应对输出量进行检测然后反馈控制液压系统的压力和流量，即构成系统的大闭环控制。 B、液压介质的选择 普通液压系统选用矿物油型液压油作为工作介质，其中室内液压设备多选用气轮机油和普通液压油;室外液压设备则应选用抗磨液压油或低凝液压油。对某些热加工设备或井下液压系统，应选用耐燃介质，如磷酸酯液、水-乙二醇、乳化液等。由于本课程是在

8、室内进行加工，所以应选用气轮机油和普通液压油 待介质选定后，在设计和选用液压元件时应考虑它们与所选介质的相容性和耐腐蚀性。 C、分析液压系统工况初定系统压力范围 对液压系统各执行元件整个工作循环的速度、负载变化规律(如负载速度谱)进行分析，确定各执行元件的最大负载，最低和最高运动速度，工作行程及最大行程，列表备用。 液压系统的压力即泵的出口压力与液压设备的工作环境、负载精度要求等有关，常用的液压系统的压力推荐值可参阅有关手册。 D、执行元件的选择 (1)用于实现连续的回转运动，选用液压马达。若转速高于500 r/min,可直接选用高速液压马达，如齿轮马达、双作用叶片马 达和轴向柱塞马达,其中轴

9、向柱塞马达又分为定量马达和变量马达。若转速低于500 r/min，可选用低速液压马达或高速液压马达等机械减速装置。 (2)要求机床工作台上一次可安装两只工件，并能同时加工，因此选用双向工作进给，且双向输出的力、速度相等，应选用双伸缩杆活塞缸 E、液压泵类型选择 考虑到流量突变时液压冲击较大，工作平稳性差，且可双泵同时向液压缸供油实现快速运动，最后确定选用双联叶片泵 (2)液压系统有多个执行元件，各工作循环所需的流量相差很大，应选用多泵供油实现分级调节。 F、调速方式的选择 定量泵节流调速回路，因调节方式简单，一次性投资少，在中小型液压设备特别是机床中得到了广泛应用。节流调速回路中的进、回油路调

10、速为恒定系统，系统的刚性较好;旁油路调速为变压系统，系统刚性较差。用调速阀或旁通调速阀的节流调速回路可提高系统的速度刚性，但会增加少量的功率损失。 G、调压方式的选择 溢流阀装在液压泵出口处用来保证系统压力恒定，在其他场合则为安全阀，限制系统的最高压力。一般选普通溢流阀。 H、换向回路的选择对于小流量的液压系统，一般采用电磁换向阀直接换向。2.2 确定液压系统主要参数2.2.1初选液压缸工作压力所设计的动力滑台在工进时负载最大，在其它工况负载都不太高，参考表2和表3，初选液压缸的工作压力p1=4MPa 负载/KN<5510102020303050>50工作压力/MPa<0.8

11、11.522.533445表2 按负载选择工作压力机械类型机床农业机械小型工程机械建筑机械液压凿岩机液压机大中型挖掘机重型机械起重运输机械磨床组合机床龙门刨床拉床工作压力/MPa0.82352881010182032表3 各种机械常用的系统工作压力2.2.2计算液压缸主要尺寸液压缸在工作过程中各阶段的负载为： 油缸的机械效率cm，有各运动件摩擦损失造成，通常可取0.90.95。启动阶段 Ft= ffG/cm=0./0.9=5111.11N加速阶段Ft=fdG+ /cm=0.+ /0.9=2689N快进、快退阶段 Ft= Ft= fdG/cm=0./0.9=2555.56N工进阶段Ft= （fd

12、G+ ）/cm=（0.+15000）/0.9=19222N制动阶段 Ft=fdG-/cm=0.- /0.9=2533.94N工作阶段速度v（m/s）负载F(N)启动加速2689N快 进0.0832555.56工 进0.000170.00119222N快 退0.0832533.94N表4 液压缸各阶段的速度和负载由表4看出，最大负载为工进阶段的负载F=22555.56N，则可计算出液压缸的内径尺寸为： D=8.1612-2m系统类型背压力/MPa简单系统或轻载节流调速系统0.20.5回油路带调速阀的系统0.40.6回油路设置有背压阀的系统0.51.5用补油泵的闭式回路0.81.5回油路较复杂的工

13、程机械1.23回油路较短且直接回油可忽略不计表5 执行元件背压力工作压力/MPa5.05.07.07.0d/D0.50.550.620.700.7表6 按工作压力选取d/D1.151.251.331.461.612d/D0.30.40.50.550.620.71 表7 按速比要求确定d/D 注：1无杆腔进油时活塞运动速度； 2有杆腔进油时活塞运动速度。查设计手册，按液压缸内径系列将以上计算值圆整为标准直径，D=100mm。为了实现液压缸快进和快退速度相等，参考表6表7，得d=0.707D，所以：d=0.=70.7mm圆整成标准系列活塞杆直径，d=70mm 。由D=100mm,d=70mm，可计

14、算出液压缸无杆腔有效作用面积 Ac1=D2=78.510-4，有杆腔有效作用面积Ac2=（D2-d2）=40.510-4。1、活塞杆稳定性校核A)夹紧缸由于夹紧缸的活塞杆直径是利用稳定性校核来计算的，所以不需要进行校核。 B)工作台缸因为活塞杆的总行程为380mm，活塞杆的直径是100mm，所以L/d=3.8<10，所以满足稳定性要求。2、液压缸各运动阶段的压力，流量和功率工 况推力(F0)（N）进油腔压力()（MPa）回油腔压力()（MPa）流 量()（L/min）功 率（W）计 算 公 式快进（差动）启动51111.85-=(F0+pAc2)/( Ac1- Ac2)=( Ac1- A

15、c2)v1p= pcqc加速26891.300.5-恒速25551.190.50.1725342.1工进192222.870.80.047224=(F0+ Ac2pb)/ Ac1= Ac1v2p= pcqc快退启动51111.26-pc=(F0+ Ac1pb)/ Ac2qc= Ac2v1p= pcqc加速55451.360.5-恒速25340.630.50.0202212表8 液压缸在各阶段的压力、流量和功率注：1差动系统连接时，液压缸的回油路口到进油口之间的压力损失,p0.5MPa,2.快退时，液压缸有杆腔进油，压力为；无杆腔回油，压力为。2.3 拟定液压系统原理图2.3.1 选择基本回路

16、(1) 选择调速回路。这台机床液压系统功率较小，滑台运动速度低，工作负载为阻力负载且工作中变化小，故可选用进口节流调速回路。为防止孔钻通时负载突然消失引起运动部件前冲，在回油路上加背压阀。由于系统选用节流调速方式，系统必然为开式循环系统。 (2) 选择油源形式从工况图可以清楚看出，在工作循环内，液压缸要求油源提供快进、快退行程的低压大流量和工进行程的高压小流量的油液。最大流量与最小流量之比qmax/qmin=0.172/(0.0202×)=85。其相应的时间之比(t1+t3)/t2=(0.06+0.076)/0.8=0.17。这表明在一个工作循环中的大部分时间都处于高压小流量工作。从

17、提高系统效率、节省能量角度来看，选用单定量泵油源显然是不合理的，为此可选用限压式变量泵或双联叶片泵作为油源。考虑到前者流量突变时液压冲击较大，工作平稳性差，且后者可双泵同时向液压缸供油实现快速运动，最后确定选用双联叶片泵方案，如图2a所示。(3) 选择快速运动和换向回路。本系统已选定液压缸差动连接和双泵供油两种快速运动回路实现快速运动。考虑到从工进转快退时回油路流量较大，故选用换向时间可调的电液换向阀式换向回路，以减小液压冲击。由于要实现液压缸差动连接，所以选用三位五通电液换向阀，如图2b所示。(4) 选择速度换接回路。由于本系统滑台由快进转为工进时，速度变化大，为了减少速度换接时的液压冲击，

18、选用行程阀控制的换接回路，如图2c所示。 (5) 选择调压和卸荷回路。在双泵供油的油源形式确定后，调压和卸荷问题都已基本解决。要求工作台能在任意位置上停留，即滑台工进时，高压小流量泵的出口压力由油源中的溢流阀调定，无需另设调压回路。即在滑台工进和停止时，低压大流量泵通过液控顺序阀卸荷，高压小流量泵在滑台停止时虽未卸荷，但功率损失较小，故可不需再设卸荷回路，就能在任意位置停留。图2 选择的基本回路2.3.2 组成液压系统将上面选出的液压基本回路组合在一起，并经修改和完善，就可得到完整的液压系统工作原理图，如图3所示。在图3中，为了解决滑台工进时进、回油路串通使系统压力无法建立的问题，增设了单向阀

19、6。为了避免机床停止工作时回路中的油液流回油箱，导致空气进入系统，影响滑台运动的平稳性，图中添置了一个单向阀13。考虑到这台机床用于钻孔（通孔与不通孔）加工，对位置定位精度要求较高，图中增设了一个压力继电器14。当滑台碰上死挡块后，系统压力升高，它发出快退信号，操纵电液换向阀换向。2.4 计算和选择液压件2.4.1 确定液压泵的规格和电动机功率(1) 计算液压泵的最大工作压力小流量泵在快进和工进时都向液压缸供油，由表8可知，液压缸在工进时工作压力最大，最大工作压力为p1=2.87MPa，如在调速阀进口节流调速回路中，选取进油路上的总压力损失p=0.8MPa，考虑到压力继电器的可靠动作要求压差p

20、e=0.5MPa，则小流量泵的最高工作压力估算为 0.8MPa+0.5MPa=1.3MPa大流量泵只在快进和快退时向液压缸供油，由表8可见，快退时液压缸的工作压力为p1=1.26MPa，比快进时大。考虑到快退时进油不通过调速阀，故其进油路压力损失比前者小，现取进油路上的总压力损失p=0.3MPa，则大流量泵的最高工作压力估算为 1.26MPa+0.3MPa=1.56MPa(2) 计算液压泵的流量由表8可知，油源向液压缸输入的最大流量为0.172×10-3 m3/s ，若取回路泄漏系数K=1.1，则两个泵的总流量为 0.189× m3/s=11.34L/min考虑到溢流阀的最

21、小稳定流量为3L/min，工进时的流量为0.84×1 m3/s =0.5L/min，则小流量泵的流量最少应为3.5L/min。(3) 确定液压泵的规格和电动机功率根据以上压力和流量数值查阅产品样本，并考虑液压泵存在容积损失，最后确定选取PV2R12-6/33型双联叶片泵。其小流量泵和大流量泵的排量分别为6mL/r和33mL/r，当液压泵的转速np=940r/min时，其理论流量分别为5.6 L/min和31L/min，若取液压泵容积效率v=0.9，则液压泵的实际输出流量为 14.693L/min由于液压缸在快退时输入功率最大，若取液压泵总效率p=0.8，这时液压泵的驱动电动机功率为

22、1.56××14.693/60×0.8×=0.477KW根据此数值查阅产品样本，选用规格相近的Y100L6型电动机，其额定功率为0.5KW，额定转速为940r/min。2.4.2 确定其它元件及辅件(1) 确定阀类元件及辅件根据系统的最高工作压力和通过各阀类元件及辅件的实际流量，查阅产品样本，选出的阀类元件和辅件规格如表9所列。其中，溢流阀9按小流量泵的额定流量选取，调速阀4选用Q6B型，其最小稳定流量为0.03 L/min，小于本系统工进时的流量0.5L/min。序号元件名称通过的最大流量q/L/min规格型号额定流量qn/L/min额定压力Pn/MP

23、a额定压降Pn/MPa1双联叶片泵PV2R12-6/335.1/27.9*162三位五通电液换向阀7035DY100BY1006.30.33行程阀62.322C100BH1006.30.34调速阀<1Q6B66.35单向阀70I100B1006.30.26单向阀29.3I100B1006.30.27液控顺序阀28.1XY63B636.30.38背压阀<1B10B106.39溢流阀5.1Y10B106.310单向阀27.9I100B1006.30.211滤油器36.6XU80×200806.30.0212压力表开关K6B13单向阀70I100B1006.30.214压力继电

24、器PFB8L14表9液压元件规格及型号*注：此为电动机额定转速为940r/min时的流量。2) 确定油管在选定了液压泵后，液压缸在实际快进、工进和快退运动阶段的运动速度、时间以及进入和流出液压缸的流量，与原定数值不同，重新计算的结果如表9所列快进工进快退=58.6L/min=0.5L/min=14.693L/min=26.5L/min=0.17L/min=65L/min=0.087m/s=0.00076m/s=0.0912m/s=0.67s=65.7s=0.876s表10各工况实际运动速度、时间和流量管道推荐流速/(m/s)吸油管道0. 51.5，一般取1以下压油管道36，压力高，管道短，粘度

25、小取大值回油管道1. 53 表11允许流速推荐值由表10可以看出，液压缸在各阶段的实际运动速度符合设计要求。根据表10数值，按表11推荐的管道内允许速度取=4 m/s，由式计算得与液压缸无杆腔和有杆腔相连的油管内径分别为=17.87mm=19.3mm为了统一规格，按产品样本选取所有管子均为内径20mm、外径28mm的10号冷拔钢管。(3) 确定油箱油箱的容量按V=aqpn式估算，其中为经验系数，低压系统，=24；中压系统，=57；高压系统，=612。现取=6，得 6×(5.6+31)L=220L2.5 验算液压系统性能2.5.1 验算系统压力损失由于系统管路布置尚未确定，所以只能估算

26、系统压力损失。估算时，首先确定管道内液体的流动状态，然后计算各种工况下总的压力损失。现取进、回油管道长为l=2m，油液的运动粘度取1´10-4m2/s，油液的密度取r=0.9174´103kg/m3。(1)判断流动状态在快进、工进和快退三种工况下，进、回油管路中所通过的流量以快退时回油流量q2=70L/min为最大，此时，油液流动的雷诺数也为最大。因为最大的雷诺数小于临界雷诺数（2000），故可推出：各工况下的进、回油路中的油液的流动状态全为层流。(2)计算系统压力损失将层流流动状态沿程阻力系数和油液在管道内流速同时代入沿程压力损失计算公式，并将已知数据代入后，得可见，沿程

27、压力损失的大小与流量成正比，这是由层流流动所决定的。在管道结构尚未确定的情况下，管道的局部压力损失p常按下式作经验计算各工况下的阀类元件的局部压力损失可根据下式计算其中的Dpn由产品样本查出，qn和q数值由表8和表9列出。滑台在快进、工进和快退工况下的压力损失计算如下：1快进滑台快进时，液压缸通过电液换向阀差动连接。在进油路上，油液通过单向阀10、电液换向阀2，然后与液压缸有杆腔的回油汇合通过行程阀3进入无杆腔。在进油路上，压力损失分别为在回油路上，压力损失分别为将回油路上的压力损失折算到进油路上去，便得出差动快速运动时的总的压力损失2工进滑台工进时，在进油路上，油液通过电液换向阀2、调速阀4

28、进入液压缸无杆腔，在调速阀4处的压力损失为0.5MPa。在回油路上，油液通过电液换向阀2、背压阀8和大流量泵的卸荷油液一起经液控顺序阀7返回油箱，在背压阀8处的压力损失为0.6MPa。若忽略管路的沿程压力损失和局部压力损失，则在进油路上总的压力损失为0.MPa此值略小于估计值。在回油路上总的压力损失为该值即为液压缸的回油腔压力p2=0.66MPa，可见此值与初算时参考表4选取的背压值基本相符。按表7的公式重新计算液压缸的工作压力为此略高于表7数值。考虑到压力继电器的可靠动作要求压差Dpe=0.5MPa，则小流量泵的工作压力为=4.99MPa此值与估算值基本相符，是调整溢流阀10的调整压力的主要参考数据。3快退滑台快退时，在进油路上，油液通过单向阀10、电液换向阀2进入液压缸有杆腔。在回油路上，油液通过单向阀5、电液换向阀2和单向阀13返回油箱。在进油路上总的压力损失为0.048MPa此值远小于估计值，因此液压泵的驱动电动机的功率是足够的。在回油路上总的压力损失为0.303MPa大流量泵的工作压力为此值是调整液控顺序阀7的调整压力的主要参考数据。2.5.2 验算系统发热与温升由于工进在整个工作循环中占96%，所以系统的发热与温升可按工进工况来计算。在工进时