專用臥式銑床液壓系統(tǒng)設(shè)計

專用臥式銑床液壓系統(tǒng)設(shè)計,專用臥式銑床液壓系統(tǒng)設(shè)計,專用,臥式,銑床,液壓,系統(tǒng),設(shè)計 大連水產(chǎn)學院本科畢業(yè)論文（設(shè)計） 摘要 摘 要 隨著現(xiàn)代機械制造工業(yè)的快速發(fā)展，制造裝備的改進顯得尤為重要，尤其是金屬切削設(shè)備的改造是提高生產(chǎn)力一項重要因素。專用銑床液壓系統(tǒng)的設(shè)計，除了滿足主機在動作和性能方面規(guī)定的要求外，還必須符合體積小、重量輕、成本低、效率高、結(jié)構(gòu)簡單、工作可靠、使用和維修方便等一些公認的普遍設(shè)計原則。銑床液壓系統(tǒng)的設(shè)計主要是根據(jù)已知的條件，來確定液壓工作方案、液壓流量、壓力和液壓泵及其它元件的設(shè)計。通過對專用銑床進行改造實現(xiàn)液壓夾緊和液壓進給，使其在生產(chǎn)過程中據(jù)有降低成本、工作可靠平穩(wěn)，易于實現(xiàn)過載保護等優(yōu)點。 關(guān)鍵詞:現(xiàn)代機械，液壓系統(tǒng)，液壓夾緊，液壓進給 Abstract Along with the rapid development of machinery manufacturing industry, manufacturing equipment improvement is particularly important, especially metal cutting equipment is an important factor to improve productivity. Special milling hydraulic system design, besides contented in action and the main performance requirements, still must accord with small volume, light weight, low cost, high efficiency and reliable work, simple structure, convenient maintenance and use of universal design principles, some recognized. Milling hydraulic system design is mainly based on the condition, known to determine the work plan, hydraulic pump and hydraulic pressure, flow and other components of the design. Through the modification of special machine realization of hydraulic clamping and hydraulic pressure feed in the production process to reduce cost, stable and reliable, easy to achieve work overload protection, etc. Keywords modern mechanical ，hydraulic drive system， hydraulic clamping， hydraulic feeding II - - 目 錄 摘 要 I Abstract II 1 緒論 1 2、負載與運動分析 2 3、確定液壓系統(tǒng)主要參數(shù) 4 3.1 初選液壓缸工作壓力 4 3.2 計算液壓缸主要尺寸 4 4、擬定液壓系統(tǒng)原理圖 7 4．1選擇基本回路 7 4．2組成液壓系統(tǒng) 9 5、計算和選擇液壓件 11 5．1．確定液壓泵的規(guī)格 11 5.2 確定電動機功率 11 5．3 確定其它元件及輔件 12 6、驗算液壓系統(tǒng)性能 15 6．1驗算系統(tǒng)壓力損失 15 6．2驗算系統(tǒng)發(fā)熱與溫升 18 7、液壓系統(tǒng)結(jié)構(gòu)設(shè)計 20 總結(jié) 21 致 謝 22 參考文獻 24 大連水產(chǎn)學院本科畢業(yè)論文（設(shè)計） 緒論 1 緒論 1．課題簡介: 本課題的思想主要是通過對現(xiàn)有的臥式銑床進行分析和計算，設(shè)計出專用于自動化生產(chǎn)的專用機床，根據(jù)設(shè)計要求將其改良，使之達到較理想的方案。 2．設(shè)計內(nèi)容及要求 題目：在臥式銑床上設(shè)計一個夾緊進給液壓系統(tǒng)，完成工件的先夾緊后、后進給 任務(wù),工作原理如下： 夾緊油缸： 快進 → 慢進 → 達到夾緊力后啟動進給油缸工作 進給油缸： 快進 → 慢進 → 達到進給終點 → 快速退回 夾緊油缸快速退回。 夾緊缸快進速度：0.05m/s 夾緊缸慢進速度：0.008mm/s 最大夾緊力：40KN 進給油缸快進速度：0.18m/s 進給油缸慢進速度：0.018m/s 最大切削力：120KN 進給工作部件總質(zhì)量：m=250Kg 夾緊缸行程：用行程開關(guān)調(diào)節(jié)（最大250mm） 進給缸行程：用行程開關(guān)調(diào)節(jié)（最大1000mm） 24 大連水產(chǎn)學院本科畢業(yè)論文（設(shè)計） 負載與運動分析 2、負載與運動分析 已知最大夾緊力為40KN，則夾緊油缸工作負載，液壓缸的機械效率取則推力，由于夾緊工作工作部件總質(zhì)量很小，可以忽略。則慣性負載阻力負載。 夾緊缸快進、快退速度：= =0.05m/s，夾緊缸慢進速度：=8mm/s。夾緊缸行程：用行程開關(guān)調(diào)節(jié)最大250mm 已知最大切削力為120KN，則進給油缸工作負載。進給工作部件總質(zhì)量：，取靜摩擦因數(shù)為，動摩擦因數(shù)為；取往復運動的加速、減速時間0.2s。 進給油缸快進、快退速度：==0.18m/s，進給油缸慢進速度：=0.018m/s，進給缸行程：用行程開關(guān)調(diào)節(jié)最大1000mm。 由式 式（2—1） 式（2—1）中 —工作部件總質(zhì)量 —快進或快退速度 —運動的加速、減速時間 由式（2—1）求得慣性負載 再求的阻力負載 靜摩擦阻力 動摩擦阻力 取液壓缸的機械效率取則推力 綜上所訴得出液壓缸在各工作階段的負載表2—1和表2—2。 表2—1 夾緊缸各工作階段的負載F(N) 工況 負載組合 負載值 工況 負載組合 負載值 啟動 0 工進 40000 加速 0 快退 0 快進 0 表2—2 進給缸各工作階段的負載F(N) 工況 負載組合 負載值 工況 負載組合 負載值 啟動 490 工進 120245 加速 470 快退 245 快進 245 根據(jù)液壓缸在上述各階段內(nèi)的負載和運動時間，即可分別繪制出兩油缸工作負載圖F-l和速度圖-l，如圖2-1，圖2-2所示。 夾緊缸負載圖F-l 進給缸負載圖F-l 圖 2-1 夾緊缸速度圖-l 進給缸速度圖-l 圖2-2 大連水產(chǎn)學院本科畢業(yè)論文（設(shè)計） 確定液壓系統(tǒng)主要參數(shù) 3、確定液壓系統(tǒng)主要參數(shù) 3.1 初選液壓缸工作壓力 根據(jù)系統(tǒng)中夾緊油缸工作最大負載為，在工進時負載最大，在其它工況負載很小，參考《機械設(shè)計手冊》初選液壓缸的工作壓力p1=4MPa。進給油缸工作最大負載為，在工進時負載最大，在其它工況負載較小，參考《機械設(shè)計手冊》初選液壓缸的工作壓力p1=8MPa。 3.2 計算液壓缸主要尺寸 機床沒要求快退速度這里選取液壓缸快進和快退速度相等，這里的液壓缸可選用單活塞桿式即液壓缸有（A1=2A2）。工進時為防止沖擊現(xiàn)象，液壓缸的回油腔應(yīng)有背壓，參考《機械設(shè)計手冊》由于選用有桿腔回油路直接油缸，背壓可忽略不計，選此背壓為p2=0 MPa 。無桿腔回油路帶調(diào)速閥的系統(tǒng)，這時參考 《機械設(shè)計手冊》可選取背壓為p2=0.5MPa 。 由式 式（3-1） 在式（3-1）中 、—分別為缸的工作壓力、回油路背壓 、—分別為缸的無桿腔工作面積、有桿腔工作面積 —缸的工作負載 —液壓缸的機械效率，取 再根據(jù)，得 ，求得 夾緊油缸無桿腔工作面積 進給油缸無桿腔工作面積 由 得，夾緊油缸活塞直徑 進給油缸活塞直徑 由 得，，，參考，圓整后取標準數(shù)值，得夾緊缸，，進給缸，。 查看產(chǎn)品樣本選擇HSG型工程液壓缸。 由，求得液壓缸兩腔的實際有效面積為 夾緊缸兩腔的實際有效面積為， 進給缸兩腔的實際有效面積為， 經(jīng)檢驗，參考表3-1，活塞桿強度和穩(wěn)定性均符合要求。 表3-1按工作壓力選取d/D 工作壓力/MPa ≤5.0 5.0~7.0 ≥7.0 d/D 0.5~0.55 0.62~0.70 0.7 根據(jù)計算出的液壓缸的尺寸，可估算出液壓缸在工作循環(huán)中各階段的壓力、流量和功率，如表3—2和表3—3所列，系統(tǒng)主要為進給缸供油，由此繪制進給缸工況圖如圖3-1所示 表3—2夾緊缸在各階段的壓力、流量和功率值 夾緊缸工況 推力 F0/N 回油腔壓力 p2/MPa 進油腔壓力 p1/MPa 輸入流量 q×10-3/m3/s 輸入功率 P/KW 計算公式 快進 0 0 0 0.320 0 夾緊 44444 0 3.613 0.0984 0.356 快退 0 0.5 0 0.295 0 表3—3進給缸在各階段的壓力、流量和功率值 進給缸工況 推力 F0/N 回油腔壓力 p2/MPa 進油腔壓力 p1/MPa 輸入流量 q×10-3/m3/s 輸入功率 P/KW 計算公式 快進 啟動 544.44 0 0.063 1.5588 0.0405 加速 522.22 0.060 恒速 222.22 0.026 工進 133606 0 7.57 0.3179 2.4065 快退 啟動 544.44 0.5 1.04 1.62 1.630 加速 422.22 1.028 恒速 222.22 1.006 注： 快退時，液壓缸有桿腔進油，壓力為p1，無桿腔回油，壓力為p2。 進給缸工況圖 圖3-1 大連水產(chǎn)學院本科畢業(yè)論文（設(shè)計） 擬定液壓系統(tǒng)原理圖 4、擬定液壓系統(tǒng)原理圖 4．1選擇基本回路 4．1．1 選擇調(diào)速回路 由圖2可知，這臺機床液壓系統(tǒng)功率與運動速度，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(diào)速回路。由于系統(tǒng)選用節(jié)流調(diào)速方式，系統(tǒng)必然為開式循環(huán)系統(tǒng)。 4．1．2選擇油源形式 從工況圖可以清楚看出，在工作中兩個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。夾緊系統(tǒng)中最大流量與最小流量之比，而在進給系統(tǒng)中最大流量與最小流量之比，在工作前可根據(jù)加工需要夾緊和進給最大行程可以隨時調(diào)節(jié)。根據(jù)該機床工作原理，則系統(tǒng)兩個油缸可公用一個泵，為此可選用限壓式變量泵或葉片泵作為油源。且兩者都能實現(xiàn)系統(tǒng)功能，從要求壓力較高、系統(tǒng)效率、經(jīng)濟適用的角度來看，最后確定選用雙作用葉片泵方案。 4．1．3選擇快速運動和換向回路 考慮系統(tǒng)流量較大，系統(tǒng)中選用電液換向閥換向回路，控制進油方向選用三位四通電液換向閥，控制液壓缸選用三位四通電液換向閥，如圖4-1所示。 圖4-1 4．1．4選擇速度換接回路 系統(tǒng)由快進轉(zhuǎn)為工進時，為減少速度換接時的液壓沖擊，選用行程閥控制的換接回路。為了給進給缸快退發(fā)出信號，由于最大行程可以隨時調(diào)節(jié)，則需要設(shè)置一個行程開關(guān)。為了便于進給缸動作完成后系統(tǒng)能自動為夾緊缸發(fā)出快退信息，在進給缸旁設(shè)置一個壓力繼電器。如圖4-2所示。 圖4-2 4．1．5選擇進油調(diào)壓回路 在雙缸利用一個雙作用葉片泵供油，根據(jù)本機床工作原理和工作參數(shù)可知兩個油缸不是同時進行工作且兩個油缸所需要的供油壓力不同。需要設(shè)置簡單的調(diào)壓，即在進給系統(tǒng)和夾緊系統(tǒng)中各設(shè)置一個溢流閥調(diào)節(jié)壓力。如圖4-3所示。 圖4-3 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(jīng)修改和完善，就可得到完整的液壓系統(tǒng)工作原理圖，如下圖4-4所示，系統(tǒng)的動作循環(huán)如表4-1。在圖中，為了避免機床夾緊工作停止后，夾緊油缸回路中無法保持夾緊力，圖中在夾緊缸旁添置了蓄能器。查看產(chǎn)品樣本選擇NXQ型囊式蓄能器。 圖4-4 表4-1系統(tǒng)的動作循環(huán)表 運動名稱 信號來源 電磁鐵工作狀態(tài) 液壓元件工作狀態(tài) 1YA 2YA 3YA 4YA 5YA 6YA 7YA 閥2 閥3a 閥3b 閥4 閥7 夾緊缸快進 起動按鈕 + - + - + - - 左位 左位 左位 右位 右位 夾緊過程 壓下行程開關(guān)10a + - + - + - - 左位 進給缸快進 壓力繼電器15a - + + - + - - 右位 進給缸工進 壓下行程開關(guān)10b - + + - + - + 左位 進給缸快退 壓下行程開關(guān)10c - + - + + - - 右位 右位 夾緊缸快退 壓力繼電器15b + - - + - + - 左位 右位 右位 大連水產(chǎn)學院本科畢業(yè)論文（設(shè)計） 計算和選擇液壓件 5、計算和選擇液壓件 5．1．確定液壓泵的規(guī)格 5．1．1計算液壓泵的最大工作壓力 由表3—2和表3—3可知，進給缸在工進時工作壓力最大，最大工作壓力為p1=7.57MPa，如在調(diào)速閥進口節(jié)流調(diào)速回路中，選取進油路上的總壓力損失∑?p=0.6MPa，考慮到壓力繼電器的可靠動作要求壓差Dpe=0.5MPa 。 由式 式（5-1） 在式（5-1）中 —最高工作壓力 —最大工作壓力 —總壓力損失 —動作要求壓差 則泵的最高工作壓力估算為 5．1．2 計算液壓泵的流量 由表3—2和表3—3可知，油源向進給缸輸入的最大流量為1.62×10-3 m3/s ，若取回路泄漏系數(shù)K=1.1。 由式 式（5-2） 式（5-2）中 —缸最大的流量，—回路泄漏系數(shù) ，—輸入的最大流量。 則泵提供油缸最大的流量為 考慮到溢流閥的最小穩(wěn)定流量為3L/min，則泵的總流量根據(jù)以上壓力和流量的數(shù)值查閱產(chǎn)品樣本，最后確定選取型葉片泵(JMI5膜片聯(lián)軸器)，排量為。若取液壓泵的容積效率為，則當泵的轉(zhuǎn)速時，液壓泵的實際輸出流量為 5.2 確定電動機功率 由表2—1和表2—2可知，進給油缸工進時輸入功率最大，這時液壓泵最大工作壓力為8.67MPa，若取液壓泵總效率ηp=0.8， 由式 式（5-3） 式（5-3）中—電動機功率， —工作壓力，—工作流量 ，—液壓泵總效率。 這時液壓泵的驅(qū)動電動機功率為 根據(jù)此數(shù)值查閱產(chǎn)品樣本，選用規(guī)格相近的Y225M—6型電動機(JMI5膜片聯(lián)軸器)，其額定功率為30KW，額定轉(zhuǎn)速為980r/min。 5．3 確定其它元件及輔件 5．3．1 確定閥類元件及輔件 根據(jù)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(chǎn)品樣本，選出的閥類元件和輔件規(guī)格如表5—1所列。 5．3．2確定油管 各元件間連接管道的規(guī)格按元件接口處尺寸決定，由于液壓缸在實際快進、工進和快退運動階段的運動速度、時間以及進入和流出液壓缸的流量，與原定數(shù)值不同，重新計算的結(jié)果如表5—2所列。由表5—2可以看出，液壓缸在各階段的實際運動速度符合設(shè)計要求。 根據(jù)表5—2數(shù)值，系統(tǒng)中當油液在壓力管中流速取由式計算得各液壓缸系統(tǒng)中相連的油管內(nèi)徑分別為 由于兩根管道內(nèi)徑差別大，則不統(tǒng)一選取。查閱產(chǎn)品樣本，選出夾緊缸系統(tǒng)中選用外徑、厚度1.6mm的鋼管，進給缸系統(tǒng)中選用外徑、厚度3mm的無縫鋼管。 5．3．3確定油箱 根據(jù)機床工作原理夾緊缸和進給缸不會同時工作，由于進給缸工作流量最大，則計算進給缸的油量。油箱的容量按式估算，其中為經(jīng)驗系數(shù)，低壓系統(tǒng)，=2～4；中壓系統(tǒng)，=5～7；高壓系統(tǒng)，=6～12。 由式 式（5-4） 式（5-4）中 —油箱的容量 —經(jīng)驗系數(shù) —最大工作流量 現(xiàn)取，得 按規(guī)定，取標準值。 表5—1液壓元件規(guī)格及型號 序號 元件名稱 估計通過的最大流量q/L/min 規(guī)格 型號 額定流量qn/L/min 額定壓力Pn/MPa 額定壓降?Pn/MPa 1 雙作用葉片泵 120 119.95 14 0.5 2 三位四通電液換向閥 120 160 25 0.5 3 a 三位四通電液換向閥 250 300 25 0.5 b 三位四通電液換向閥 45 160 4 行程閥 20 0.07~50 16 <0.5 5 調(diào)速閥 6 0.5 6 單向閥 10 0.2 7 二位二通電磁換向閥 120 （派克） 10000/60 0.2~12 0.5 8 調(diào)速閥 20 50 16 0.5 9 單向閥 60 125 25 0.35 10 行程開關(guān) — 11 溢流閥 19.9 250 10 0.5 12 溢流閥 119.95 250 10 0.5 13 濾油器 120 160 32 0.35 14 單向閥 120 125 25 0.35 15 壓力繼電器 — — 10 — 16 液控單向閥 10 40 25 0.35 17 蓄能器 — NXQ－L25/10 — 10 — 表5—2各工況實際運動速度、時間和流量 參 數(shù) 快進 工進 快退 夾緊缸 輸入流量 排除流量 運動速度 進給缸 輸入流量 排除流量 運動速度 大連水產(chǎn)學院本科畢業(yè)論文（設(shè)計） 驗算液壓系統(tǒng)性能 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，整個系統(tǒng)的壓力損失無法全面估算，所以只能估算閥類元件壓力損失，待設(shè)計好管路布局圖后，加上管路的沿程損失和局部損失即可。但對于中小型液壓系統(tǒng)，管路壓力損失可以不考慮。壓力損失的驗算應(yīng)按一個工作中不同階段分別進行。 6.1.1 夾緊缸系統(tǒng)的驗算 1）快進 快進時，液壓缸通過電液換向閥連接。在進油路上，油液通過單向閥14、通過電液換向閥2、再通過電液換向閥3b、通過行程閥4的流量都為，然后進入液壓缸無桿腔。由式 式（6-1） 式（6-1）中—總壓力總損失，—元件壓力損失，—實際通過流量，—額定通過最大流量。 在進油路上，由式（6-1）得壓力總損失為 此值不大，不會影響提供液壓缸所需壓力。 在回油路上，無桿腔中油液通過電液換向閥3b流量為，流入回油箱。在回油路上，由式（6-1）得壓力損失為 此值不大，不會影響提供液壓缸系統(tǒng)。 2）夾緊 夾緊過程，在進油路上，油液通過單向閥14、通過電液換向閥2、再通過電液換向閥3b的流量都為、調(diào)速閥5進入液壓缸無桿腔，在調(diào)速閥4處的壓力損失為0.5MPa,這時在回油路上，油液通過電液換向閥3b返回油箱。若忽略管路的沿程壓力損失和局部壓力損失，則在進油路上由式（6-1）得總的壓力損失為 在回油路上由式（6-1）得壓力總損失為 該值微略大于液壓缸的回油腔壓力p2=0MPa，可見此值與初算時選取的背壓值基本相符。 按表3—2的公式重新計算液壓缸的工作壓力為 此值與表3—2數(shù)值很接近?？紤]到壓力繼電器的可靠動作要求壓差Dpe=0.5MPa，為保證夾緊力，故將蓄能器保壓大小略高于液壓缸所需壓力取略高0.1MPa。故由式（5-1）溢流閥11的調(diào)壓應(yīng)為 此值是調(diào)整溢流閥11的調(diào)整壓力的主要參考數(shù)據(jù)。 3）快退 滑臺快退時，在進油路上，油液通過單向閥14、電液換向閥2、電液換向閥3b的流量都為，然后進入液壓缸有桿腔。在回油路上，油液通過單向閥6、液控單向閥16和電液換向閥3b流量都為，返回油箱。在進油路上由式（6-1）得總的壓力損失為 此值較小，因此液壓泵的驅(qū)動電動機的功率是足夠的。 在回油路上由式（6-1）得總的壓力損失為 該值小于表3—2液壓缸的回油腔壓力p2=0.5MPa，但由于機床夾緊缸系統(tǒng)中沖擊很小，再參考表5—2中的速度數(shù)據(jù)則不會影響系統(tǒng)安全。 6．1．2 進給缸系統(tǒng)的驗算 1）快進 快進時，液壓缸通過電液換向閥連接。在進油路上，油液通過單向閥14、通過電液換向閥2、再通過電液換向閥3a、通過二位二通電磁換向閥7的流量都為，然后進入液壓缸無桿腔。在進油路上，壓力總損失為 此值不大，再參考表5—2中的速度數(shù)據(jù)，不會太影響提供液壓缸所需壓力和速度。 在回油路上，無腔桿中油液通過通過單向閥3a流量為，流入回油箱。在回油路上，壓力損失為。此值不大，再參考表5—2中的速度數(shù)據(jù)，不會太影響提供液壓缸所需壓力和速度。 2）工進 夾緊過程，在進油路上，油液通過單向閥14、通過電液換向閥2、再通過電液換向閥3a的流量都為是、調(diào)速閥8進入液壓缸無桿腔，在調(diào)速閥8處的壓力損失為0.5MPa。在回油路上，油液通過電液換向閥3a返回油箱。若忽略管路的沿程壓力損失和局部壓力損失，則在進油路上總的壓力損失為 此值略大于估計值0.5MPa但基本相符。 在回油路上總的壓力損失為：，該值微略大于液壓缸的回油腔壓力p2=0MPa，可見此值與初算時選取的背壓值基本相符。 按表3—3的公式重新計算液壓缸的工作壓力為 此值與表3—3數(shù)值很接近。 考慮到壓力繼電器的可靠動作要求壓差Dpe=0.5MPa，故溢流閥12的調(diào)壓應(yīng)為。此值是調(diào)整溢流閥12的調(diào)整壓力的主要參考數(shù)據(jù)。 3）快退 滑臺快退時，在進油路上，油液通過單向閥14、電液換向閥2、電液換向閥3a的流量都為，然后進入液壓缸有桿腔。在回油路上，油液通過單向閥9和電液換向閥3a流量都為，返回油箱。在進油路上總的壓力損失為 此值較小，因此液壓泵的驅(qū)動電動機的功率是足夠的。 在回油路上總的壓力損失為 該值小于表3—3液壓缸的回油腔壓力p2=0.5MPa，但由于機床夾緊缸系統(tǒng)中沖 擊很小，則不會影響系統(tǒng)安全。 6．2驗算系統(tǒng)發(fā)熱與溫升 系統(tǒng)工進在整個工作循環(huán)中占90%以上，所以系統(tǒng)的發(fā)熱與溫升可按工進工況來計算。根據(jù)機床工作原理夾緊缸和進給缸不會同時工作，則分別計算。 由式 式（6-2） 式（6-2）中 —輸出功率，—工作負載，—工作速度 對于夾緊缸工進時液壓系統(tǒng)的有效功率即系統(tǒng)的輸出功率由式（6-2）得 在工進時，系統(tǒng)流量通過溢流閥11來控制，由式（5-3）得泵的總輸出功率為 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 設(shè)環(huán)境溫T2=25°C，則油液溫升近似值 油溫在允許范圍內(nèi)，油箱散熱面積符合要求，不必設(shè)置冷卻器。 對于進給缸工進時液壓系統(tǒng)的有效功率即系統(tǒng)的輸出功率由式（6-2）得 在工進時系統(tǒng)流量通過溢流閥12來控制，由式（5-3）泵的總輸出功率為 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 設(shè)環(huán)境溫T2=25°C，則油液溫升近似值 油溫在允許范圍內(nèi)，油箱散熱面積符合要求，不必設(shè)置冷卻器。 大連水產(chǎn)學院本科畢業(yè)論文（設(shè)計） 液壓系統(tǒng)結(jié)構(gòu)設(shè)計 7、液壓系統(tǒng)結(jié)構(gòu)設(shè)計 考慮到安裝與維修方便，并且節(jié)省空間。采用集中配置型結(jié)構(gòu)，設(shè)計液壓裝置為液壓站?？刂菩问綖榘迨揭簤嚎刂啤恿υ礊榕P式上置結(jié)構(gòu)，泵組用支架鐘形罩臥式安裝。最后畫出相應(yīng)零件圖及裝配圖。 大連水產(chǎn)學院本科畢業(yè)論文（設(shè)計） 總結(jié) 總結(jié) 本文完成了對專用臥式銑床液壓系統(tǒng)設(shè)計，銑床改造之后，新增了包括自動夾緊進給在內(nèi)的機床自動加工功能。改造后的機床狀況明顯比改造前有了極大的改善，提高了設(shè)備運行的穩(wěn)定性，可靠性，大大降低了設(shè)備的維修費用，增加和完善了設(shè)備的功能。提高了機床的生產(chǎn)效率及產(chǎn)品的加工精度，降低了工人的勞動強度，改造完全達到預期的目的。 此設(shè)備為精加工設(shè)備，它的液壓裝置設(shè)計對用戶有很重要的意義。此外，對其他的數(shù)控機床技術(shù)改造有一定的參考價值。通過本文的研究，主要得出了以下幾點有意義的結(jié)果： 在對原機床加工時的性能技術(shù)指標分析之后，根據(jù)改造的具體要求，確定了可行性方案和具體的液壓系統(tǒng)的設(shè)計。完成舊機床的夾具，絲杠等部件的拆除，換上了液壓執(zhí)行元件進給裝置和液壓夾緊裝置等液壓裝置。通過PLC電路完成了對機床各部分的協(xié)調(diào)控制。 大連水產(chǎn)學院本科畢業(yè)論文（設(shè)計） 致謝 致 謝 感謝李剛老師，在本次課程設(shè)計期間給予我的幫助和指導。由于時間和水平有限，本設(shè)計難免存在缺點和錯誤，望指導老師批評指正。 大連水產(chǎn)學院本科畢業(yè)論文（設(shè)計） 參考文獻 參考文獻 1 王積偉，黃誼，章宏甲．液壓傳動．機械工業(yè)出版社，2006 2 張利平．液壓傳動系統(tǒng)及設(shè)計．化學工業(yè)出版社，2005 3 雷天覺．新編液壓工程手冊．北京理工大學出版社，1998 4 路甬祥．液壓氣動技術(shù)手冊．機械工業(yè)出版社，2002 5 成大先．機械設(shè)計手冊．化學工業(yè)出版社，2002 6 王春行．液壓控制系統(tǒng)．機械工業(yè)出版社，2002 7 李狀云．液壓元件與系統(tǒng)．機械工業(yè)出版社，2002 8 左健民．液壓與氣壓傳動．機械工業(yè)出版社，2007 9 隋明陽．機械設(shè)計基礎(chǔ)．機械工業(yè)出版社, 2005 2 10 戴曙等. 金屬切削機床. 北京：機械工業(yè)出版社, 1995