半自動液壓專用銑床液壓系統(tǒng)課程設計說明書.doc

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1、測控技術基礎課程設計設計題目： 半自動液壓專用銑床液壓系統(tǒng)設計 序號3 姓 名： 豐俊 專 業(yè)： 機械設計制造及其自動化 班 級： 20101051 學 號： 2010105104 指導教師： 目 錄一、設計任務1二、設計內容21.負載與運動分析21.1工作負載21.2摩擦負載21.3負載圖與速度圖的繪制22.液壓系統(tǒng)主要參數的確定42.1液壓缸的選定43.編制液壓缸的工況圖54.液壓系統(tǒng)圖的擬定74.1選擇基本回路74.2組成液壓系統(tǒng)85.液壓元件的選擇85.1確定液壓泵的規(guī)格和電動機功率85.2確定其他元件及輔件96.驗算液壓系統(tǒng)性能106.1驗算系統(tǒng)壓力損失106.2驗算系統(tǒng)發(fā)熱與溫升1

2、37.參考文獻：13附錄：14半自動液壓專用銑床液壓系統(tǒng)設計一、設計任務1設計要求設計一臺用成型銑刀在加工件上加工出成型面的液壓專用銑床，工作循環(huán)：手工上料自動夾緊工作臺快進銑削進給工作臺快退夾具松開手工卸料。2設計參數工作臺液壓缸負載力（KN）：FL 夾緊液壓缸負載力（KN）：Fc工作臺液壓缸移動件重力（KN）：G 夾緊液壓缸負移動件重力（N）：Gc工作臺快進、快退速度（m/min）：V1=V3 夾緊液壓缸行程（mm）：Lc工作臺工進速度（mm/min）：V2 夾緊液壓缸運動時間（S）：tc工作臺液壓缸快進行程（mm）：L1 導軌面靜摩擦系數：s=0.2工作臺液壓缸工進行程（mm）：L2 導

3、軌面動摩擦系數：d=0.1工作臺啟動時間（S）：Dt=0.5 序號3FL8.8Fc3.8G1.5Gc80V14.5V245L1350L290Lc10tc23.液壓傳動與控制系統(tǒng)設計一般包括以下內容：1、液壓傳動與控制系統(tǒng)設計基本內容：(1) 明確設計要求進行工況分析；(2) 確定液壓系統(tǒng)主要參數；(3) 擬定液壓系統(tǒng)原理圖；(4) 計算和選擇液壓件；(5) 驗算液壓系統(tǒng)性能；(6) 編制技術文件。4.學生應完成的工作量：（打印稿和電子版各1份）(1) 液壓系統(tǒng)原理圖1張；(2) 設計計算說明書1份。（字數：25003000。）二、設計內容1.負載與運動分析1.1工作負載1)夾緊缸工作負載：由于

4、夾緊缸的工作對于系統(tǒng)的整體操作的影響不是很高，所以在系統(tǒng)的設計計算中把夾緊缸的工作過程簡化為全程的勻速直線運動，所以不考慮夾緊缸的慣性負載等一些其他的因素。2)工作臺液壓缸工作負載極為切削阻力FL=8.8KN。1.2摩擦負載摩擦負載即為導軌的摩擦阻力：(1)靜摩擦阻：(2)動摩擦阻力：(3)慣性負載：1.3負載圖與速度圖的繪制快進工進快退假設液壓缸的機械效率，得出液壓缸在各工作階段的負載和推力，如表1-1所示。工況負載組成液壓缸負載F/N液壓缸推力啟動300333.3加速175.5195快進150166.7工進89509944.4反向啟動300333.3加速175.5195快退150166.7

5、圖1-1 液壓缸F-L圖圖1-2 液壓缸V-L圖2.液壓系統(tǒng)主要參數的確定2.1液壓缸的選定1)夾緊缸根據負載選擇液壓缸的執(zhí)行壓力p=1MPa。根據相關資料，D取80mm。根據穩(wěn)定性校核LC/d10時，液壓缸能滿足穩(wěn)定性條件，LC=10mm ，這里取d=40mm。液壓缸的有效作用面積：有桿腔：無桿腔：此時實際工作壓力為：，所以選取工作壓力1MPa滿足要求。2)工作臺液壓缸所設計的動力滑臺在工進時負載最大，初選液壓缸的工作壓力P1=4MPa.鑒于動力滑臺快進和快退速度相等，這里的液壓缸可選用單活塞桿式差動液壓缸（A1=A2），快進時液壓缸差動連接。工進時為防止車銑時負載突然消失發(fā)生前沖現象，液壓

6、缸的回油腔應有背壓，選定背壓為，而液壓缸快退時背壓取0.5Mpa由式得則活塞直徑參考表2.4及表2.5，取標準值得。由此求得液壓缸兩腔的實際有效面積： 無桿腔： 有桿腔： 有效面積：A=A 1-A2=1.5810-3m23.編制液壓缸的工況圖根據上述條件，經計算液壓缸工作循環(huán)中各階段的壓力、流量和功率如下：壓力a、快進階段的液壓缸壓力啟動時， =加速時， =(差動回路中一般取被壓為0.5Mp)恒速時， =b、工進階段的液壓缸力=c、快退階段的液壓缸壓力啟動時，=加速時，=恒速時，=夾緊缸（）回油路背壓為0.5Mpa夾緊時：，放松時：，流量a、快進（恒速時）階段的流量q=AV1=15804.51

7、0310-6=7.11L/minb、工進階段的流量q=A1V2=31104510-6=0.14L/minc、快退（恒速時）階段的流量q=A2V3=15304.510-3=6.89L/min功率a、快進（恒速時）階段的功率p=pq=0.327.1110360=37.92Wb工進（最高速度時）階段的功率p=pq=3.600.1410360=8.4Wc快退（恒速時）階段的功率P=pq=0.636.8910360=72.35表3-1 工作液壓缸工況表工況推力回油腔壓力進油腔壓力輸入流量QL/min輸入功率P/W計算公式快進啟動333.30.21加速1950.61恒速166.70.597.1137.92

8、工進9944.40.63.600.148.4快退啟動333.30.32加速1950.50.64恒速166.70.50.636.8972.35圖3-1 液壓缸壓力圖圖3-2 液壓缸流量圖4.液壓系統(tǒng)圖的擬定4.1選擇基本回路1)選擇調速回路 由可知這臺機床液壓系統(tǒng)功率較小，滑臺運動速度低，工作負載為阻力負載且工作中變化小，故可選用進口節(jié)流調速回路。為防止孔鉆通時負載突然消失發(fā)生前沖現象，在液壓缸的回路上加背壓閥。2)供油方式從工況圖可以清楚看出，在工作循環(huán)內，液壓缸要求油源提供快進、快退行程的低壓大流量和工進行程的高壓小流量的油液，其相應的時間之比。這表明在一個工作循環(huán)中的大部分時間都處于高壓小

9、流量工作，從提高系統(tǒng)效率節(jié)省能量角度來看，選用單定量泵油源顯然是不合理的，為此可選用限壓式變量泵或雙聯葉片泵作為油源。同時選用一定量泵作為夾緊缸油源。3)選擇快速運動和換向回路 本系統(tǒng)已選定液壓缸差動連接和雙泵供油兩種快速運動回路實現快速運動。考慮到從工進轉快進快退時回路流量較大，故選用換向時間可調的電液換向閥式換向回路，以減小液壓沖擊。由于要實現液壓缸差動連接，所以選用三位五通電液換向閥。4)選擇速度換向回路 由于本系統(tǒng)滑臺由快進轉為工進時，速度變化大，為減少速度換向時的液壓沖擊，選用行程閥控制的換向回路。5)選擇調壓和卸荷回路 在雙泵供油的油源形式確定后，調壓和卸荷問題都已基本解決。即滑臺

10、工進時，高壓小流量泵的出口壓力由油源中的溢流閥確定，無需另設調壓回路。在滑臺工進和停止時，低壓大流量泵通過液控順序閥卸荷，高壓小流量泵在滑臺停止時雖為卸荷，但功率損失較小，故可不許再設卸荷回路。4.2組成液壓系統(tǒng)將上面選出的液壓基本回路組合在一起，并經修改和完善，就可得到完整的液壓系統(tǒng)工作原理圖。5.液壓元件的選擇5.1確定液壓泵的規(guī)格和電動機功率1)計算工作液壓缸的泵(1)計算液壓泵的最大工作壓力 工作臺液壓缸在工進時工作壓力最大，最大工作壓力p1=MPa。如在調速閥進口節(jié)流調速回路中，選取進油路上的總壓力損失p=1MPa，則限壓式變量泵的最高工作壓力估算為：(2)計算液壓泵的流量由表2.6

11、可知，油源向液壓缸輸入的最大流量為q=642mL/s，按10%的泄露來計算那么泵的總流量為：而工進時調速閥的穩(wěn)定流量是4.69mL/s，所以泵的穩(wěn)定輸出流量不得小于工進時的流量。(3)確定液壓泵的規(guī)格 根據以上壓力和流量數值查閱產品樣本，最后確定選取YBN-40M型限壓式變量泵，額定轉速1450m/min，最大流量為58L/min, 液壓泵總效率,調壓范圍在，滿足要求。2)計算夾緊液壓缸的泵(1)計算液壓泵的最大工作壓力由以上計算可知，夾緊液壓缸在夾緊時工作壓力最大，夾緊缸最大壓力p2=0.95MPa。選取進油路上的總壓力損失p=0.4MPa，則限壓式變量泵的最高工作壓力估算為：(2)計算液壓

12、泵的流量由以上計算可知，油源向液壓缸輸入的最大流量為，按10%的泄露來計算那么泵的總流量為：(3)確定液壓泵的規(guī)格 根據以上壓力和流量數值查閱產品樣本，最后確定選取型葉片泵，額定轉速1450r/min,容積效率，額定流量為4.64L/min，滿足要求。3)電動機功率的確定把上述兩液壓泵雙聯由電動機一起帶動，則工作液壓缸在快退時輸入功率最大，取進油路上的壓力損失為0.5Mpa，則液壓泵輸出壓力為1.53Mpa，又工作液壓泵總效率，這是液壓泵的驅動電動機的功率為：根據此數值查閱產品樣本，選用電動機Y90L-4型異步電動機，其額定功率為1.5kW，額定轉速為1400r/min，型葉片泵輸出流量為4.

13、48L/min，仍能滿足系統(tǒng)要求。5.2確定其他元件及輔件(1)確定閥類元件及輔件根據系統(tǒng)的最高工作壓力和通過各閥類元件及輔件的實際流量，查閱產品樣本，選出的閥類元件和輔件規(guī)格如表所式。其中，溢流閥9按泵的額定流量選取，調速閥5選用Q-6B型，其最小穩(wěn)定流量為0.03L/min，小于本系統(tǒng)工進時的流量0.5L/min。序號元件名稱通過的最大流量q/L/min規(guī)格型號額定流量額定壓力額定壓降1限壓式變量泵-YB-40M-6.3-2液控順序閥28.1XY63B636.30.33三位五通電液換向閥7035DYF3 -C10B806.30.34單向閥70100B1006.30.25調速閥1QF3-E6

14、aB6.3 6.3-6 換向閥30.84SED2080-7單向閥29.3100B1006.30.28背壓閥1B10B106.3-9溢流閥5.1Y10B106.3-10單向閥27.9100B1006.30.211濾油器36.6XU-80200806.30.0212壓力表開關-k-6B-13單向閥70100B1006.30.214壓力繼電器-PF-D8L-15葉片泵-6.04.8-6.驗算液壓系統(tǒng)性能6.1驗算系統(tǒng)壓力損失由于系統(tǒng)管路布置尚未確定，所以只能估算系統(tǒng)壓力損失。估算時，首選確定管道內液體的流動狀態(tài)，然后計算各種工況下總的壓力損失。現取進回油管長l=2m,油液的運動粘度取，油液的密度取(

15、1)判斷流動狀態(tài)在快進工進和快退三種工況下，進回油管路中所通過的流量以快退時回油流量=70L/min為最大，此時，油液流動的雷諾數也為最大，因為最大的雷諾數小于臨界雷諾數（2000），故可推出：各工況下的進回油路中的油液的流動狀態(tài)全為層流。(2)計算系統(tǒng)壓力損失將層流流動狀態(tài)沿程阻力系數和油液在管道內流速同時帶入沿程壓力損失計算公式，并將已知數據帶入后，得可見，沿程壓力損失的大小與流量成正比，這是由層流流動所決定的。在管道結構尚未確定的情況下，管道的局部壓力損失常按下式作經驗計算各工況下的閥類元件的局部壓力損失可根據下式計算，其中的由產品樣本查出。和數值由表8和表9列出?；_在快進工進和快退工

16、況下的壓力損失計算如下：6.1.1快進滑臺快進時，液壓缸通過電液換向閥差動連接，在進油路上，油液通過單向閥10電液換向閥2，然后與液壓缸有桿腔的回油回合通過行程閥3進入無桿腔。在進油路上，壓力損失分別為在回路上，壓力損失分別為將回油路上的壓力損失折算到進油路上去，使得出差動連接運動時的總的壓力損失6.1.2工進滑臺工進時，在進油路上，油液通過電液換向閥2調速閥4進入液壓缸無桿腔，在調速閥4處的壓力損失為0.5MPa。在回油路上，油液通過電液換向閥2背壓閥8和大流量泵的卸荷油液一起經液控順序閥7返回油箱，在背壓閥8處的壓力損失為0.6MPa,若忽略管路的沿程壓力損失和局部壓力損失，則在進油路上總

17、的壓力損失為該值即為液壓缸的回油腔壓力，可見此值與初算時參考表4選取的背壓基本相符。按表7的公式重新計算液壓缸的工作壓力此略高于表7數值考略到壓力繼電器的可靠動作要求壓差，則小流量泵的工作壓力為此值與估算值基本相符，是調整溢流閥10的調整壓力的主要參考數據。6.1.3快退滑臺快退時，在進油路上，油液通過單向閥10電液換向閥2進入液壓缸有桿腔。在回油路上，油液通過單向閥5電液換向閥2和單向閥13返回油箱。在進油路上總的壓力損失為此值遠小于估算值，因此液壓泵的驅動電動機的功率是足夠的。在回油路上總的壓力損失為此值與表7的數值基本相符，故不必重算。大流量泵的工作壓力為此值是調整液控順序閥7在調整壓力

18、的主要參考數據。6.2驗算系統(tǒng)發(fā)熱與溫升由于工進在整個工作循環(huán)中占96%，所以系統(tǒng)的發(fā)熱與溫升可按工進工況來計算。在工進時，大流量泵經液控順序閥7卸荷，其出口壓力即為油液通過液控順序閥的壓力損失液壓系統(tǒng)的總輸入功率即為液壓泵的輸入功率液壓系統(tǒng)輸出的有效功率即為液壓缸輸出的有效功率由此可計算出系統(tǒng)的發(fā)熱功率為按式計算工進時系統(tǒng)中的油液溫升，即其中傳熱系數。設環(huán)境溫度，則熱平衡溫度為油溫在允許范圍內，郵箱散熱面積符合要求，不必設置冷卻器。7.參考文獻：1液壓傳動系統(tǒng)設計與使用 化學工業(yè)出版社 張利平編著2液壓傳動設計指南 化學工業(yè)出版社 張利平編著3液壓傳動（第三版）機械工業(yè)出版社 丁樹模、丁問司附錄：