卧式双面铣削组合机床的液压系统设计.pdf

机电液传动课程设计说明书 班级：13 创新_机电 1 班 学号：1310100907 姓名：蒋博 指导教师：李奕、王海涛 2015 年 12 月 24 日2目录目录1 设计题目 .42 设计要求.43 液压传动系统的设计与计算.4 3.1 分析液压系统工况.4 3.2 确定主要参数.6 3.2.1 初定液压缸的工作压力.6 3.2.2 液压缸主要参数的确定.6 3.2.3 绘制液压系统工况图.6 3.3 绘制液压传动系统原理图.8 3.3.1 调速回路的选择.8 3.3.2 油源及其压力控制回路的选择.9 3.3.3 快速运动与换向回路.9 3.3.4 速度换接回路.93 3.3.5 压力控制回路.9 3.3.6 行程终点的控制方式.9 3.3.7 组成液压系统绘原理图.10 3.4 计算与选择液压元件.10 3.4.1 液压泵.10 3.4.2 阀类元件及辅助元件的选择.11 3.4.3 油管的选择.12 3.4.4 确定油箱容积.13 3.5 液压系统性能验算.13 3.5.1 压力损失的验算.13 3.5.1.1 工作进给时进油路压力损失.13 3.5.1.2 工作进给时回油路的压力损失.13 3.5.1.3 变量泵出口处的压力 Pp.144 3.5.1.4 系统压力损失验算.144.液压缸的设计.144.1 液压缸工作压力的确定.144.2 液压缸的内径 D 和活塞杆 d 前面已经计算.14 4.3 液压缸的壁厚和外径的计算.15 4.4 缸盖厚度的确定.155 设计小结.15 6 参考文献.1651.设计题目设计题目 卧式双面铣削组合机床的液压系统设计2.设计要求设计要求 设计一台卧式双面铣削组合机床液压系统，加工对象为变速箱的两侧面。动作顺序为：夹紧缸夹紧动力滑台快进动力滑台工进动力滑台快退夹紧缸松开原位停止。滑台工进轴向阻力为 11800N，夹紧缸夹紧力为 8000N，滑台移动部件质量为 204kg。滑台快进速度为 3.5m/min，快退速度为 7m/min，滑台工进速度为 100mm/min，加、减速时间为 0.2s，滑台快退行程为 500mm，工进行程为 200mm，夹紧缸行程为 30mm。要求动力滑台速度平稳，可在80300mm/min 范围内调节，夹紧缸夹紧后需保压，夹紧缸内径为 70mm，液压缸效率取 0.9。3.液压传动系统的设计与计算液压传动系统的设计与计算 3.1 分析液压系统工况分析液压系统工况 负载分析中，暂不考虑回油腔的背压力，液压缸的密封装置产生的摩擦阻力在机械效率中加以考虑。因工作部件是卧式放置，重力的的水平分力为零，这样需要考虑的力有：切削力，导轨摩擦力和惯性力。导轨的正压力等于动力部件的重力，设导轨的静摩擦力为，动摩擦力为,则fsFfdF6NFNFNtvmFNtvmFNtvmFNtvmFFffsaaaa215102151.0430102152.04.1252.0607.021579.12.0601.021592.602.0601.05.32157.622.0605.32151250044332211d w动摩擦阻力：摩擦负载惯性负载：工作负载：如果忽略切削力引起的颠覆力矩对导轨摩擦力的影响，并设液压缸的机械效率，则液压缸在各工作阶段的总机械负载可以算出，见表 3-1。9.0m 表 3-1 液压缸各运动阶段负载表运动阶段负载组成负载F/N推力mFF/N启动fsFF 430478加速)(1afdFFF277.7308.6快进匀速fdFF 215239启动2wfdaFFFF1264514060匀速fdwFFF1271514128工进减速3wfdaFFFF1271314126启动fsFF 430478加速4afdFFF340.4378.2快退匀速fdFF 215239根据负载计算结果和已知的各阶段的速度，可绘制出负载图和速度图（图 3-1）7 图 3-1 负载图和速度图 3.2 确定主要参数确定主要参数 3.2.13.2.1 初定液压缸的工作压力初定液压缸的工作压力组合机床液压系统的最大负载约为 14128N，查表 9-2 初选液压缸的设计压力。MPaP41 3.2.23.2.2 液压缸主要参数的确定液压缸主要参数的确定由于差动连接时液压缸的推力比非差动连接时小，速度比非差动连接时大，当加大油泵流量时，可以得到较快的运动速度，因此采用差动连接。为了减小液压泵的流量，液压缸选用单杆式的，并在快进时差动连接。则液压缸无杆腔与有杆腔的等效面积 A1 与 A2 应满足 A1=3/2A2(即液压缸内径 D 和活塞杆直径 d 应满足dD3)。为防止铣削后工件突然前冲，液压缸需保持一定的回油背压，查表 9-4 暂取背压为 P2=0.5MPa，并取液压缸机械效率=0.9。则液压缸上的平衡方程mFPAFAPAP11221132故液压缸无杆腔的有效面积：cmADcmPPFA01.753.384453.38105.032104141283212662118 液压缸内径：按 GB/T2348-1993，取标准值 D=80mm；因 A1=A2，故活塞杆直径3d=0.577D=46.2mm，取标准直径 d=50cm。则液压缸有效面积为：22222222222163.30)5080(4)(424.508044cmcmdDAcmcmDA 3.2.33.2.3 绘制液压系统工况图绘制液压系统工况图 差动连接快进时，液压缸有杆腔压力 P2 必须大于无杆腔压力 P1，其差值估取 P2P1=0.5MPa，并注意到启动瞬间液压缸尚未移动，此时P=0；另外取快退时的回油压力损失为 0.5MPa。根据假定条件经计算得到液压缸工作循环中各阶段的压力.流量和功率，并可绘出其工况图。表 3-2-3 液压缸在不同工作阶段的压力、流量和功率值工作阶段计算公式推力F（N）回油腔压力P2（MPa）工作腔压力P1（MPa）输入流量q（L/min）输入功率P（KW）快进启动43000.15快进加速277.70.970.92快进恒速 qpPAAvqAAPAFpjj)(212122150.9460.896.860.1029工进启动126450.52.82工进匀速127150.52.840.20.0095工进减速qpPvAqAApFpjjj112127130.52.84快退启动43000.08快退加速340.40.5 0.568快退恒速 qpPvAqAApFpjbj2112150.5 0.543 13.73 0.124注：1.差动连接时，回油到进油之间的压力损失。pppppjba而,51052.快退时，液压缸有杆腔进油，压力为，无杆腔回油，压力为jPbP 图 3-2-3 工况图 3.33.3 绘制液压传动系统原理图绘制液压传动系统原理图10 3.3.13.3.1 调速回路的选择调速回路的选择该机床液压系统的功率小（1kw）,速度较低；加工时连续切削，切削力变化小，故采用节流调速的开式回路是合适的，为了增加运动的平稳性，进油路加速度阀。图 3-3-1 3.3.23.3.2 油源及其压力控制回路的选择油源及其压力控制回路的选择该系统由低压大流量和高压小流量两个阶段组成，因此为了节能，考虑采用叶片泵油源供油。11图 3-3-2 3.3.33.3.3 快速运动与换向回路快速运动与换向回路由于差动连接时液压缸的推力比非差动连接时小，速度比非差动连接时大，当加大油泵流量时，可以得到较快的运动速度因此在双泵供油的基础上，快进时采用液压缸差动连接快速运动回路，快退时采用液压缸有杆腔进油，无杆腔回油的快速运动回路。为防止铣削后工件突然前冲，液压缸需保持一定的回油背压,采用单向阀。图 3-3-2 3.3.43.3.4 速度换接回路速度换接回路 由工况图可以看出，当动力头部件从快进转为工进时滑台速度变化较大，可选用行程开关来控制快进转工进的速度换接，以减少液压冲击。3.3.53.3.5 压力控制回路压力控制回路 在大泵出口并联一溢流阀，实现系统的无极调压。在小泵出口并联一溢流阀，形成液压油源。3.3.63.3.6 行程终点的控制方式行程终点的控制方式 这台机床用于双面铣削的加工，因此要求行程终点的定位精度高因此在行12程终点采用死挡铁停留的控制方式。3.3.73.3.7 组成液压系统绘原理图组成液压系统绘原理图将上述所选定的液压回路进行组合，并根据要求作必要的修改补充，即组成如下图 3-1 所示的液压系统图。为便于观察调整压力，在液压泵的进口处、背压阀和液压缸无腔进口处设置测压点，并设置多点压力表开关。这样只需一个压力表即能观测各点压力。图 3-3-7 液压系统原理图液压系统中各电磁铁的动作顺序如表 3-3-7 所示。动作名称1YA2YA3YA4YA5YA6YA7YA8YA9YA10YA定位+-夹紧+-铣刀快进-+-+-铣刀工进-+-+-铣刀停留-工作台工进-+工作台工退-+-铣刀快退-+-+-+-13液压泵卸载-松开-+-拔销-+-3-3-7 电磁铁动作顺序表 3.4 计算与选择液压元件计算与选择液压元件 3.4.13.4.1 液压泵液压泵 液压缸在整个工作循环中的最大工作压力为 2.84MP,如取进油路上的压力损失为 0.8MPa,则小流量泵的最大工作压力应为 MPaMPaPp28.72)8.084.2(1 大流量泵是在快速运动时才向液压缸输油的，由工况图可知，快进时液压缸中的工作压力比快退时大，如取进油路上的压力损失为 0.5MPa,则大流量泵的最高工作压力为 MPaMPaPp84.22)5.092.0(1 由工况图可知，两个液压泵应向液压缸提供的最大流量为13.732L/min，若回路中的泄漏按液压缸输入流量的 10%估计，则两个泵的总流量应为 。min/206.30min/46.271.1qLLp 由于溢流阀的最小稳定溢流量为 3L/min,而工进时输入液压缸的流量为0.2L/min,由小流量泵单独供油，所以小液压泵的流量规格最少为 3.2L/min。根据以上压力和流量的数值查阅产品样本，最后确定选取 YB-D6.3 与 YB-D32 型叶片泵，其小泵和大泵的排量分别为 6.3mL/r 和 32mL/r，又液压泵的容积效率没有给出，所以当泵的转速为 1000r/min 时，液压泵的实际输出流量为 min/32min/1000/100032LL）（pq由于液压缸在快退时输入功率最大，这是液压泵工作压力为 0.1MPa,流量14为 30.2L/min,取泵的总效率为 0.75，则液压泵驱动电动机所需的功率为 KWQpPPPp906.175.0602.3084.2 根据此数值按表 16-1，JB/T10391-2008,选取 Y112M-6 型电动机，其额定功率，同步转速。KW2.2Pnmin/1000nnr 3.4.23.4.2 阀类元件及辅助元件的选择阀类元件及辅助元件的选择 根据阀类及辅助元件所在油路的最大工作压力和通过该元件的最大实际流量，可以选出这些液压元件的型号及规格见表 3-4-2 表 3-4-2 元件的型号及规格序号元件名称估计流量L/MIN额定流量L/MIN额定压力aMP额定压降aMP型号、符号1过滤器32500.2XU-B50*100J2叶片泵3232YB-D323叶片泵6.36.3YB-D6.34溢流阀3.463Y-635三位五通阀6.861631.523QDF6B6单向阀6.8610S-67二位五通阀 6.861631.523QDF6B8液压缸9调速阀6.860-1631.52FRM1021/16L10三位四通阀6.86 1631.523QDF6B11液压缸12三位五通阀6.861631.523QDF6B13单向阀6.8610S-61514二位五通阀 6.861631.523QDF6B15液压缸16减压阀800.3-31.5DR10-30/Y17三位四通阀 1631.523QDF6B18液控单向阀40250.04CPT-03-5019单向顺序阀100.2-2.5X-B10B20蓄能器10NXQ1-L0.6321液压缸22压力继电器10HED1KA/1023液压缸24溢流阀3.463Y-63 3.4.33.4.3 油管的选择油管的选择 各元件间连接管道的规格按元件接口处尺寸决定，液压缸进、出油管则按输入、输出的最大流量计算。由于液压泵的具体选定之后液压缸在各阶段的进、出流量已与原定数值不同。取管内许用流速为 4m/s。由公式可计算得液压缸无杆腔和有杆腔相连的油管内径42110613.1PVQQd为：mVQQdP012.010464.046.2713.110613.14421 查表 20-8-1，根据 GB/T3639，同时考虑制作方便，选 18 2（外径 18mm,壁厚 2mm）精密无缝钢管，管头连接螺纹 M18X1.5。3.4.43.4.4 确定油箱容积确定油箱容积16 油箱有效容量一般为泵每分钟流量的 3-7 倍，油箱中油液温度一般推荐,最高不应该超过，最低不低于。Co5030Co65Co15液压泵功率损失，当环境温度为 T 时，最高允许温度为的油)1(PHYT箱最小散热面积为，如油箱长宽高之比为 1:1:1，油面高度达油)(0minTTkHAY箱高度的 0.8 时，油箱散热面积可用下列近似公式计算：)(66.6232mVA 当取时，令)/(152KmWkminAA 得最小散热体积LTTHVY342)(10303min 按 JB/T7938-1999 规定，取标准值 V=350L。3.53.5 液压系统性能验算液压系统性能验算 已知该液压系统的进、回油管的内径均为 14mm，运动粘度为=150cst=1.5cm2/s，油的密度=920kg/m3 油的密度=920kg/m3 。3.5.13.5.1 压力损失的验算压力损失的验算 3.5.1.13.5.1.1 工作进给时进油路压力损失工作进给时进油路压力损失运动部件工作进给时的速度为 0.1m/min，进给时的最大流量为 0.2L/min，则液压油在管内流速 v1为：管道流动雷诺数 Re1为 可见油液在管道中流态为层流，其沿程阻力系数 1=75，Re1=1.21，进油管道的沿程压力损失 p1-1 为scmdQV/30.15.114.310002.04)4(221230021.15.14.130.111VdReMPavdp053.020121.0920015.04.117521221117 忽略油液通过管接头、油路板等处的局部压力损失，则进油路的总压力损失 p1=0.053MPa 3.5.1.23.5.1.2 工作进给时回油路的压力损失工作进给时回油路的压力损失由于选用单活塞杆液压缸，且液压缸有杆腔的工作面积是无杆腔的工作面积的五分之三，则回油管道的流量为进油管道的五分之三，则 回油管道的沿程压力损失 p2-1为MPavdp073.020121.0920015.04.1102.1032122211 查产品样本知换向阀 23QDF6B 的压力损失为 p2-2=0.025MPa，回油路总压力损失 p2为p2=p2-1+p2-2 =0.073+0.025=0.098MPa 3.5.1.33.5.1.3 变量泵出口处的压力变量泵出口处的压力 P Pp p 3.5.1.43.5.1.4 系统压力损失验算系统压力损失验算工作循环中进、回油管中通过的最大流量 q=27.46 L/min，由此计算雷诺数得230048.388104.11015601046.2744433dqRecm/s78.0533.15312VV02.103728.0757522eR2300 0.728=1.4/1.50.78=V=R2e2dMPapApAFPcmp53.2053.024.50098.063.3012715112218 由此可推出各工况下的进、出回油中的液流均为层流，管中流速为smdqV/81.2)1015(60102.30442332 因此沿程压力损失为pf=75/Rel/dv2/2=75/388.482/1510-39202.812/2=0.177106Mpa4 液压缸的设计液压缸的设计 4.1 液压缸工作压力的确定液压缸工作压力的确定 选择 5MP液压缸工作压力主要根据液压设备类型确定，对不同用途的液压设备，由于工作条件不同，通常采用的压力也不同。4.2 液压缸的内径液压缸的内径 D 和活塞杆和活塞杆 d D=80mm ;d=50mm 4.3 液压缸的壁厚和外径的计算液压缸的壁厚和外径的计算 液压缸的壁厚由液压缸的强度条件来计算 液压缸的壁厚一般是指缸筒结构中最薄处的厚度，从材料力学可知，承受内压力的圆筒，其内应力分布规律因壁厚的不同而各异，一般计算时可分为薄壁圆筒，起重运输机械和工程机械的液压缸一般用无缝钢管材料，大多属于薄壁圆筒结构，其壁厚按薄壁圆筒公式计算PD/2 公式中：为液压缸壁厚（m）19 D 为液压缸内径（m）P 试验压力，一般取最大工作压力的（1.25-1.5 倍）（Mpa）缸筒材料的许用应力：锻钢 110-120，铸钢 100-110，无缝钢管 100-110 高强度铸铁 60，灰铸铁 25，单位（Mpa）PD/2=1.550.1/（2110）故取=10mm 液压缸壁厚算出后，即可求出缸体的外径 D1 为D1D+2=80+210=100mm 取 D1=100 4.44.4 缸盖厚度的确定缸盖厚度的确定 一般液压缸多为平底缸盖，其有效厚度 t 按强度要求可用下面两个公式进行近似计算 无孔时：t0.433D（P【】）有孔时：t0.433DPD【】（Dd）式中，t-缸盖有效厚度D-缸盖止口内直径d-缸盖孔的直径5 设计小结设计小结 刚拿到本次的设计题目的时候，我觉得这个题目应该比较难的，首先是机械结构没弄清楚，所以具体的加工过程不能确定，液压缸动作顺序就不能确定。分组讨论题实在是没有必要，课程设计应该交由学生自己独立完成，合作效率实在不高。20在明确了自己的设计目的之后，我按照课本上和网上下的资料的例题步骤开始进行计算，但是由于图书馆里的设计手册都被借走了，使我有一些配件的选用无法进行，只能网上收索，也不知道是否正确。如二位五通电磁换向阀的选择等。在这一周的课程设计中，学到的东西还是很多，我知道了一般机床液压系统的设计框架而且我也掌握了设计一个液压系统的步骤，并且熟悉了一些软件。我想本次课程设计是我们对所学知识运用的一次尝试，是我们在液压知识学习方面的一次有意义的实践。在本次课程设计中，我独立完成了自己的设计任务，通过这次设计，弄懂了一些以前书本中难以理解的内容，加深了对以前所学知识的巩固。在设计中，通过老师的指导，使自己在设计思想、设计方法和设计技能等方面都得到了一次良好的训练。在此，表示对老师们的深深谢意！6 参考文献参考文献1 左健民.液压与气动传动.北京,机械工业出版社,20052 机械设计课程设计(第 4 版).武汉，华中科技大学出版社，20123 机械设计手册第 20 篇 液压传动.北京：化学工业出版社 20044 液压传动系统设计.机械工业出版社，2009