半自动液压专用铣床液压系统课程设计说明书.docx

测控技术根底课程设计设计题目：半自动液压专用劫床液压系统设计一号:姓名：生俊专业：机械设计制造及其自动化班级：学号：指导教师:一、设计任务、设计内容21）夹紧缸2液压缸的选定41）夹紧缸43 .编制液压缸的工况图-56 .验算液压系统性能验算系统压力损失13验算系统发热与温升137 .参考文献：3附录：半自动液压专用铳床液压系统设计一、设计任务设计一台用成型铳刀在加工件上加工出成型面的液压专用铳床，工作循环：手工上料一一自动夹紧一一工作台快进一一铳削进给一一工作台快退一LiL2一夹具松开一一手工卸料.2,设计参数工作台液压缸负载力（KN）：FL工作台液压缸移动件重力（KN）：工作台快进、快退速度（mmin）：作台工进速度（mmmin）：V2工作台液压缸快进行程（mm：工作台液压缸工进行程（mm）：1工作台启动时间（S）：t=夹紧液压缸负载力（KN）：FcG夹紧液压缸负移动件重力（N）：GcVl=V3夹紧液压缸行程（mm）：LcT夹紧液压缸运动时间（S）：t导轨面静摩擦系数：人二,导轨面动摩擦系数：小=序号3fLFCGGC80Viv245li350,290LC10tC23.液压传动与限制系统设计一般包括以下内容:1、液压传动与限制系统设计根本内容：（1）明确设计要求进行工况分析；（2）确定液压系统主要参数；（3）拟定液压系统原理图；（4）计算和选择液压件；（5）验算液压系统性能；（6）编制技术文件.4.学生应完成的工作量：1打印稿和电子版各1份）（1）液压系统原理图1张；设计计算说明书1份.（字数：2500-3000.）设计内容1）夹紧缸工作负载：F=FC+Gjd=3800+80x0.1=3808由于夹紧缸的工作对于系统的整体操作的影响不是很高,所以在系统的设计计算中把夹紧缸的工作过程简化为全程的匀速直线运动,所以不考虑夹紧缸的惯性负载等一些其他的因素.2）工作台液压缸工作负载极为切削阻力Fl=.摩擦负载即为导轨的摩擦阻力：静摩擦阻：/7=NSG=O.2x1500=3OoN动摩擦阻力：Fd=%G0.1X1500=150GAV1500NX5惯性负载:=25.5NgAt9.81X60X0.5吠世叶-25:4.754500S60部二1200350+9075s3.5 X 103/60假设液压缸的机械效率工K）9,得出液压缸在各工作阶段的负载和推力,如表1-1所示.工况负载组成液压缸负载F/N液压缸推力F=F:nN。>f启动F=FfS300加速F=Fd+F195快进F=Ffd150工进F=Fd+Fl8950反向启动F=Ffs300加速F=Fd+F195快退F=Ffd150r.nnn图1-1液压缸F-L图图1-2液压缸V-L图液压缸的选定1)夹紧缸根据负载选择液压缸的执行压力P=IMPa.当L=3.5XIO-3W2IX106：”.乂工5乂一3二66.17mm根据相关资料,D取80mm.根据稳定性校核Lcd<10时，液压缸能满足稳定性条件,Lc=10mm,这里取d=40mm.液压缸的有效作用面积：有杆腔：A,=兀(£>2d)4=3.77xl-3w21无杆腔.么二兀D24=5.02x10-3/此时实际工作压力为：p-F<IMPa,所以选取工作压力IMPa满足要求.A,22)工作台液压缸所设计的动力滑台在工进时负载最大,初选液压缸的工作压力P=4MPa.鉴于动力滑台快进和快退速度相等,这里的液压缸可选用单活塞杆式差动液压缸(Ai=Az),快进时液压缸差动连接.工进时为预防车铳时负载忽然消失发生前冲现象，液压缸的回油腔应有背压,选定背压为P厂0.8MPn,而液压缸快退时背压取由式PA-pA-F得99444.¾76r(4-O-)X吗那么活塞直径：4x276,10J=59.3即3.14参考表及表,d2671D=0.71x59=41.89nw,取标准值得D=63mm,d=45wn.由此求得液压缸两腔的实际有效面积：兀兀无杆腔：A=Di=X0.0632=3.11X10-3加244有杆腔：A=D2-d2)=.XG.06320.045?尸1.53xIO-3w2244有效面积：A'''A.ri3.编制液压缸的工况图根据上述条件,经计算液压缸工作循环中各阶段的压力、流量和功率如下：压力a、快进阶段的液压缸压力启动时F+ hA/ 333.3 + O1580=0.21(MPa)加速时F+AAP 195 +1530x0.51580=0.61(MPa)(差动回路中一般取被压为恒速时/+ AzAP 166.7+1530x0.51580=0.59(MPa)b、工进阶段的液压缸力F+ A2P2 9944.4+1530 X 0.8 o ,nz wn、 =3.60( MPa)3110c、快退阶段的液压缸压力白 MtfHF + AP 333.3 + 0 n 70z . 后动时=0.32( MPa)1053加速时FAP195+1580x0.51530=0.64(MPa)恒速时F+AP 166.7+1580x0.51530=0.63(MPa)夹紧缸A'= 3.77 X 10-3W2, A ,= 5.02x l-3m2)回油路背压为夹紧时:g' = A " = J./ X 1U-3X22用x+% = 3.77 比/sF.P一P=pq'=13W2093放松时:qr=A,v=6.59xlO-3以上二6.59，"/SIic7300流量a、快进（恒速时）阶段的流量q-AVl-1580X4,5yl,03xIO-6-711Ljninb、工进阶段的流量q=AM=3110X45XIO-6=0.14LmiMc、快退（恒速时）阶段的流量q=A2V31530X4.5XIO-1=6.89Lmin功率a、快进（恒速时）阶段的功率p=pq=0.32X7,llX11）3/6.=37.92Wb.工进（最高速度时）阶段的功率p=pq=3,60XO.14X10360=8.4Wc.快退（恒速时）阶段的功率P=Pq=0.63X6.89X10360=72.35表3-1工作液压缸工况表工况推力FoiN回油腔压力p2/MPa进油腔压力pI/MPa输入流量QL/min输入功率P/W计算公式快进启动Z7+AA/7pnq=（A-A）Vp=pq加速195p+Ap恒速p+Ap1工进P=fo+>2AIA1q=Av12P=PQ快退启动_F÷PiOA212加速195q=AVp-pq，恒速图32液压缸流量图1）选择调速回路由可知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.为预防孔钻通时负载忽然消失发生前冲现象,在液压缸的回路上加背压阀.2）供油方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,其相应的时间之比Gi+73)/2=(4.7+7.5)/120=0.102.这说明在一个工作循环中的大局部时间都处于高压小流量工作,从提升系统效率、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.同时选用一定量泵作为夹紧缸油源.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.考虑到从工进转快进快退时回路流量较大,应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.4)选择速度换向回路由于本系统滑台由快进转为工进时,速度变化大,为减少速度换向时的液压冲击,选用行程阀限制的换向回路.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根本解决.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确定,无需另设调压回路.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为卸荷,但功率损失较小,故可不许再设卸荷回路.将上面选出的液压根本回路组合在一起,并经修改和完善,就可得到完整的液压系统工作原理图.1)计算工作液压缸的泵(1)计算液压泵的最大工作压力工作台液压缸在工进时工作压力最大,最大工作压力pl=MPa.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=lMPa,那么限压式变量泵的最高工作压力估算为：p=p+zAp=3.60+1=4.6()MPa计算液压泵的流量由表可知,油源向液压缸输入的最大流量为q=642mLs,按10%的泄露来计算那么泵的总流量为：q>K4A2l=1.1X(3.11-1.53)x10-ax4%0my/s=130.35ws=7.82min而工进时调速阀的稳定流量是s,所以泵的稳定输出流量不得小于工进时的流量.确定液压泵的规格根据以上压力和流量数值查阅产品样本,最后确定选取YBN-40M型限压式变量泵,额定转速1450mmin,最大流量为58Lmin,液压泵总效率调压范围在26.3mpg满足要求.2)计算夹紧液压缸的泵计算液压泵的最大工作压力由以上计算可知,夹紧液压缸在夹紧时工作压力最大,夹紧缸最大压力p2=.选取进油路上的总压力损失£p=,那么限压式变量泵的最高工作压力估算为：p=p,÷ZAp=0.93+0.4=1.13MPamax2计算液压泵的流量由以上计算可知,油源向液压缸输入的最大流量为c12=5.3,按10%的泄露来计算那么泵的总流量为：V,50.3一,q>K-1.1义一二55.3mLs-3.32LminmaxT1确定液压泵的规格根据以上压力和流量数值查阅产品样本,最后确定选取丫8尸型叶片泵，额定转速1450rmin,容积效率W=°8,额定流量为min,满足要求.3）电动机功率确实定把上述两液压泵双联由电动机一起带动,那么工作液压缸在快退时输入功率最大，取进油路上的压力损失为,那么液压泵输出压力为,又工作液压泵总效率"P=o.72,这是液压泵的驱动电动机的功率为：pP>Mqnm=45',<fc6,=1.33KW“0.72根据此言值查阅产品样本,选用电动机Y90L4型异步电动机,其额定功率为,额定转速为1400rmin,丫&型叶片泵输出流量为min,仍能满足系统要求.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所式.其中,溢流阀9按泵的额定流量选取,调速阀5选用Q-6B型，其最小稳定流量为min,小于本系统工进时的流量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qILImin额定压力PIMPa额定压降l>IMPa1限压式变量泵YB-40MmT2液控顺序阀XY-63B633三位五通电液换向阀7035DYF3-ClOB804单向阀70I-IOOB1005调速阀<1QF3-E6aB6换向阀4SED20807单向阀I-IOOB1008背压阀<1B-IOB109溢流阀Y-IOB1010单向阀I-IOOB10011滤油器XU-80X2008012压力表开关k-6B13单向阀70I-IOOB10014压力继电器PF-D8L15叶片泵YBl-46.验算液压系统1性能验算系统压力损失由于系统管路布置尚未确定,所以只能估算系统压力损失.估算时,首选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.现取进回油管长l=2m,油液的运动粘度取v=lX10-4msi油液的密度取p=0.9174XlO3w3(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"=70Lmin为最大,此时,油液流动的雷诺数vdu4x70xlOt7心也为最大，由于最大的雷诺数小于临界雷R=:=743(fV7dv60X冗X20XlgXlXXIo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九P二7八八和油液在管道内流速R4qV=也同时带入沿程压力损失计算公式A06竺p,并将数据带入后,冗“216/2A4x75Pvl4x75x0.9174xlO3lxlO-4212兀d42x3.14x(20xlO-3)4可见,沿程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APl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AP=AP2,其中的VHnq“A匕由产品样本查出.4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：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回合通过行程阀3进入无杆腔.在进油路上,压力损失分别为OAP=0.5478X10阳=0.5478xl(hx=3X10-6MPa=0.05688M&”60sAp:.=s0.1APi=0.1X0.05688MPa=0.005688MPaE27.93362.3一AP=0.2*()2+0.3*()2+03*()2MPa=0.1647MPaVIOOIOOIOOSAp=SAP+Sap+Sap=(0.05688+0.005688+0.1647)MPa=0.2273MPang/W在回路上，压力损失分别为Sap=0.5478XIOs=0.5478xlsX孤xmMPa=0.02675MPa60sAp,=s0.1Ap=0.1x0.02675MPa=0.002675MPaE29.329.362.3-AP=0.3*()2+0.2*()2+0.3*()MPa=0.1596MPaIOOIOOIOOSAP=Sa p +Sa? +Sa=(0.02675+ 0.002675 + 0.1594) MPa=0.1888MPah将回油路上的压力损失折算到进油路上去，使得出差动连接运动时的总的压力损失ZAP=0.2273+0.1888义494mMPa=0.316MP。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进入液压缸无杆腔,在调速阀4处的压力损失为.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,假设忽略管路的沿程压力损失和局部压力损失,那么在进油路上总的压力损失为立0.240.24+27.9"Jvi=0.3*()2+0.6÷0.3*()2MPa=0.66MPaIOOI(X)该值即为液压缸的回油腔压力以=0.66Ma,可见此值与初算时参考表4选取的背压根本相符.按表7的公式重新计算液压缸的工作压力F,+pA131629+0.66xl06x44.7xl0-.p=MPa-3.99MPaJAi95X10-4X106此略高于表7数值考略到压力继电器的可靠动作要求压差AP=O5MPa,那么小流量泵的工作压e力为p=p-Zap+Ap=3.99+0.5+0.5=4.99MPa此值与估算值根本相符,是调整溢流阀IO的调整压力的主要参考数据.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E727.933.APZAp=0.2x()2+0.3X()2JMPa=0.048Mav,IOOIOO此值远小于估算值，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W707070乙AP=ZAP=0.2X()2+0.3x()2+0.2x()2MPa=0.343MPtz。IOOIOOIOO此值与表7的数值根本相符,故不必重算.大流量泵的工作压力为P2=pl+zA7=1.43+0.048=ASMPa此值是调整液控顺序阀7在调整压力的主要参考数据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,大流量泵经液控顺序阀7卸荷,其出口压力即为油液通过液控顺序阀的压力损失q27.9-p=Ap=Ap(q-2=0.3*(一-)2=0.0588Mpa2nq63液压系统的总输入功率即为液压泵的输入功率5.1X10-327.9x10-34.99XIOex+0.0588xIOexp=广PlgPlaP24碎=6060W=564.4Wr丑0.8P液压系统输出的有效功率即为液压缸输出的有效功率p=Fv2=31448X0.88X103W=27.7W由此可计算出系统的发热功率为H=p-p=(564.4-27.7)W=536.7W按式Ar二”计算工进时系统中的油液温升,即AA=0.065K3150.065xl5XJ220zOC其中传热系数K=15(W2-oO设环境温度A=25°C,那么热平衡温度为2Ti=A2+AA=25+15<Ti=55OC油温在允许范围内，邮箱散热面积符合要求,不必设置冷却器.7.参考文献：液压传动系统设计与使用化学工业出版社张利平编著液压传动设计指南化学工业出版社张利平编著液压传动(第三版)机械工业出版社丁树模、丁问司附录：