專用銑床的液壓系統(tǒng)設計

1、液壓傳動課程設計題目名稱 專用銃床的液壓系統(tǒng)設計專業(yè)班級學生姓名學 號指導教師機械與車輛工程系二。一六年月 日液壓傳動課程設計任務書 -3 -蚌埠學院本科課程設計評閱表 -4 -1 分析負載 -5 -1.1 負載分析 -5 -1.1.1 外負載 -5 -1.1.2 慣性負載 -5 -1.1.3 阻力負載 -5 -2 確定執(zhí)行元件主要參數(shù) -6 -3 設計液壓系統(tǒng)方案和擬定液壓系統(tǒng)原理圖 -8 -3.1 設計液壓系統(tǒng)方案 -8 -3.2 選擇基本回路 -9 -3.2.1 調速回路 -9 -3.2.2 換向回路和卸荷回路 -9 -3.2.3 快速運動回路 -10 -3.2.4 壓力控制回路 -10

2、 -3.3 將液壓回路綜合成液壓系統(tǒng) -11 -4選擇液壓元件 -12 -4.1 液壓缸 -12 -4.2 閥類元件及輔助元件 -13 -4.3 油管 -14 -4.4 油箱 -14 -5驗算液壓系統(tǒng)性能 -14 -5.1 驗算系統(tǒng)壓力損失并確定壓力閥的調整值 -14 -5.2 驗算油液溫升 -16 -設計小結 -17 -參考文獻 -18 -蚌埠學院機械與車輛工程系液壓傳動課程設計任務書班級 姓名 學號指導教師:一、設計題目：設計一臺專用銃床的液壓傳動系統(tǒng)，若工作臺、工件和夾具的總重量力為14000N軸向切削力為10KN工作臺總行程300mm工作行程180mm快進 與快退速度均為6m/min,

3、工進速度為30-800mm/min,加速和減速時間均為 0.05s ,工作臺采用平導軌，靜摩擦系數(shù)為 0.2 ,動摩擦系數(shù)為0.1 ,設計該 機床的液壓傳動系統(tǒng)。二、設計要求：液壓系統(tǒng)圖擬定時需要提供2種以上的設計方案的選擇比較。從中選擇你認 為更好的一種進行系統(tǒng)元件選擇計算。三、工作量要求1 液壓系統(tǒng)圖1張（A1）2 液壓缸裝配圖1張3設計計算說明書1份四、設計時間：2016年6月6日-2016年6月12日機械與車輛工程系2015級蚌埠學院本科課程設計評閱表學生姓名學號課題名稱專用銃床的液壓系統(tǒng)設計指導教師評語：指導教師（簽名）：2016年6月16日專業(yè)評定成績1分析負載1.1 負載分析1.

4、1.1 外負載Ft=10KN1.1.2 慣性負載機床工作部件的總質量 m=1400kg取t=0.05s 。Fm=mA v/ At=1400X 6/ (0.05 X60) =2800N1.1.3 阻力負載機床工作部件對動力滑臺導軌的法向力為Fn=mg=14000N靜摩擦阻力Ffs=fsFn=0.2 X 14000=2800N動摩擦阻力Ffd=fdFn=0.1 x 14000=1400N由此得出液壓缸在各工作階段的負載如下表。工況負裁組成負裁值F(N)起動F=f2800加速F=Rf s+mA V/At4200快進F=f1400工進F=帚 d+Fg11400快退F=f1400按上表數(shù)值繪制負載圖由于

5、 V=V3=6m/min, l 1=120miml 2=180mm快退彳T程 13= 11+ 12=300mrmX進速度 V2=0.1m/min,由此可繪出速度圖a.負載圖b.速度圖2確定執(zhí)行元件主要參數(shù)由資料查得，組合機床在最大負載約為 10000N時液壓系統(tǒng)宜取壓力Pi=2.5Mpa,鑒于動 力滑臺要求快進、快退速度相等，這里的液壓缸用單活塞桿是的，并在快進時作差動連接。這種情況下液壓缸無桿腔的工作面積 A,應為有桿腔工作面積 外的兩倍，即=慶快2=2,而活塞桿直徑d與缸筒直徑D成d=0.707D的關系在銃屑加工時，液壓缸回路上必須具有背壓 P2,以防止銃屑完成時滑臺突然前沖。查表 可得R

6、=0.6Mpa快進時液壓缸作差動連接，管路中有壓力損失，有桿腔的壓力應略大于無桿 腔，但其差值較小，可先按0.3Mpa考慮，快退時回油腔中是有背壓的，這時B也可按0.6Mpa 估算。11400A=27.27 X 10-4 m有工進時的負載按上表中的公式計算液壓缸面積4 m(pi 小-P2)0.95 (2.5 X 2-0.6 )Ai=(|)4=2A=2X 27.27 X 104=54.54 X 10-4m2d=0.707D=0.083 X 0.707=0.059m4X54.54 X10-43.14=0.083m將這些直徑按GB/t 2348-2001圓整成就近標準值得D=0.09md=0.06m

7、由此求得液壓缸兩腔的實際有效面積A = tt D/4=63.585 X 10-4m, A=tt (D2-d2) /4=35.325x10-4m2o經(jīng)驗算，活塞桿的強度和穩(wěn)定性均符合要求。根據(jù)上述D和d的值，可估算出液壓缸在各個工作階段中的壓力、流量和功率，入下表所示，并據(jù)此繪出工況圖工況'F/N回油腔壓力 p2/Mpa進油腔壓力 p/Mpa軸入流星q10-3/m3 s-1輸入功率P/KW快進(差 動)起動280001.043-加速4200p1 + A p ( A p=0.3Mpa)1.939-恒速14000.8960.28260.2532工進114000.62.220.01060.02

8、35快退起動280000.834-加速42000.62.332-恒速14001.4970.35330.5289工況圖主邑3上4飛設計液壓系統(tǒng)方案和擬定液壓系統(tǒng)原理圖3.1 設計液壓系統(tǒng)方案由于該機床是固定式機械，且不存在外負載對系統(tǒng)作功的工況，并有工況圖知，這臺機 床液壓系統(tǒng)的功率小，滑臺運動速度低，工作負載變化小。查表可得該液壓系統(tǒng)以采用節(jié)流 調速方式和開式循環(huán)為宜。現(xiàn)采用進油路節(jié)流調速回路，為解決銃削完成時滑臺突然前沖的 問題，回油路上要設置背壓閥。從工況圖中可以清楚地看到，在這個液壓系統(tǒng)的工作循環(huán)內，液壓缸要求油源交替的提供低壓大流量和高壓小流量的油液。 最大流量約為最小流量的33倍，而

9、快進加快退所需要的 時間ti和工進所需要的時間t2分別為亦即是t1/t2=26。因此從提高系統(tǒng)效率、節(jié)省能量的角度來看，采用單個定量液壓泵作 為油源顯然是不合適的，而宜采用大、小兩個液壓泵自動兩級并聯(lián)供油的油源方案。3.2 選擇基本回路由于不存在負載對系統(tǒng)作功的工況，也不存在負載制動過程，故不需要設置平衡及制動 回路。但必須具有快速運動、換向、速度換接以及調壓、卸荷等回路。3.2.1 調速回路由工況圖可知，該銃床液壓系統(tǒng)功率小，因此選用節(jié)流調速方式，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。為防止銃削時負載突然消 失引起運動部件前沖，在回油路上加背壓閥。由于

10、系統(tǒng)選用節(jié)流調速方式，系統(tǒng)必然為開式 循環(huán)系統(tǒng)?？紤]到銃削加工中有順銃和逆銃兩種工況，宜采用調速閥來保證速度穩(wěn)定，并將調速閥裝在液壓缸回油路上起阻力作用，使工作臺低速運動時比較平穩(wěn)，如下圖 a、b所示, 由于本系統(tǒng)滑臺由快進轉為工進時，速度變化不大，為減少速度換接時的液壓沖擊，從節(jié)約 成本考慮，而從提高系統(tǒng)效率、節(jié)省能量角度來看，我們選用選用雙聯(lián)葉片泵供油的油源方 案。3.2.2 換向回路和卸荷回路銃床工作臺采用單活塞桿液壓缸驅動。由工況圖可知，輸入液壓缸的流量由17L/min降至0.6L/min ,滑臺的速度變化較大，可選用行程閥來控制速度的換接，以減小液壓沖擊。當 滑臺由工進轉為快退時，回

11、路中通過的流量很大一一進油路中通過21L/min,回油路中通過21 X (63.585/35.325 ) L/min=37.8L/min 。為了保證換向平穩(wěn)起見，宜采用換向時間可調的 電液換向閥式換接回路。由于這一回路還要實現(xiàn)液壓缸的差動連接，所以換向閥必須是五通 的，如下圖所示。3.2.3 快速運動回路為實現(xiàn)工作臺快速進給，選用三位五通電磁換向閥構成液壓缸的差動連接。這種差動連 接的快速運動回路，結構簡單，也比較經(jīng)濟，如下圖 a所示。在圖b中結構復雜不利于控制, 所以選擇a所示的回路，一起同上圖組成的快速換向回路，同樣可以實現(xiàn)差動連接。同時驗算回路的壓力損失比較簡便，所以不選用圖b所示的回路

12、。b3.2.4 壓力控制回路由于液壓系統(tǒng)流量很小，銃床工作臺工作進給時，采用回油路節(jié)流調速，故選用定量泵 供油比較、經(jīng)濟，如圖所示。調壓回路采用先導式溢流閥維持液壓泵出口壓力恒定。當換裝 工件時，工作臺停止運動，液壓泵卸荷回路采用小型二位三通電磁閥控制先導型溢流閥，實 現(xiàn)液壓泵的卸荷。而從提高系統(tǒng)效率、節(jié)省能量角度來看，選用如圖 b所示。ab3.3 將液壓回路綜合成液壓系統(tǒng)把上面學選出的各種液壓回路組合畫在一起，就可以得到一張液壓系統(tǒng)原理圖，將此圖 仔細檢查一遍，可以發(fā)現(xiàn)該圖所示系統(tǒng)在工作中還存在問題。為了防止干擾、簡化系統(tǒng)并使 其功能更加完善，必須對系統(tǒng)圖進行如下修改：(1)為了解決滑臺工進

13、時進、回油路相互接通，系統(tǒng)無法建立壓力的問題，必須在換 向回路中用接一個單向閥a,將進、回油路隔斷。(2)為了解決滑臺快進時回油路接通油箱，無法實現(xiàn)液壓缸差動連接的問題，必須在 回油路上用接一個液控順序閥bo這樣，滑臺快進時因負載較小而系統(tǒng)壓力里較低，使閥 關閉，便阻止了油液返回油箱。(3)為了解決機床停止工作后回路中的油液流回油箱，導致空氣進入系統(tǒng)，影響滑臺 運動平穩(wěn)性的問題，必須在電液換向閥的回油口增設一個單向閥c。(4)為了在滑臺工進后系統(tǒng)能自動發(fā)出快退信號，須在調速閥輸出端增設一個壓力繼 電器do(5)若將順序閥b和背壓閥8的位置對調一下，就可以將順序閥與油源處的卸荷閥合 并，從而省去

14、一發(fā)。進過修改、整理后的液壓系統(tǒng)原理圖如圖所示。4 I-4選擇液壓元件4.1 液壓缸液壓缸在整個工作循環(huán)長的最大工作壓力為2.332Mpa,如取進油路上的壓力損失為0.8Mpa,為使壓力繼電器能可靠地工作，取其調整壓力高出系統(tǒng)最大工作壓力0.5Mpa,則小流量液壓泵的最大工作壓力應為Ppi= (2.332+0.8+0.5 ) =3.632Mpa大流量液壓泵在快進、快速運動是才向液壓缸輸油，由工況圖可知，快退時液壓缸的工 作壓力比快進時打，如取進油路上的壓力損失為0.5Mpa,則大流量液壓泵的最高工作壓力為Pp2= (1.497+0.5 ) =1.997Mpa有工況圖可知，兩個液壓泵應向液壓泵提

15、供的最大流量為21.198L/min ,因系統(tǒng)較簡單，取泄露系數(shù)K=1.05,則兩個液壓泵的實際流量應為qp=1.0521.198=22.258L/min由于溢流閥的最小穩(wěn)定溢流量為 3L/min ,而工進時輸入液壓缸的流量為 0.6L/min ,由小流量液壓泵單獨供油，所以小液壓泵的流量規(guī)格最少應為3.6L/min 。根據(jù)以上壓力和流量的數(shù)值查詢產品樣本，最后確定選取YB1-6/20型雙聯(lián)葉片液壓泵，其小液壓泵和撒液壓泵的排量分別為 6mL/r和20mL/r,當液壓泵的轉速np=940r/min時該液 壓泵的理論流量為 5.640L/min , 18.8L/min ,若取液壓泵的容積效率 4

16、v=0.88則液壓泵的實 際輸出流量為qp= (6+20) X940X 0.88/1000 =21.5072L/min由于液壓缸在快退時屬兔功率最大，這時液壓缸工作壓力為2Mpa流量為21.5072L/min 按表取液壓泵的總效率”p=0.75,則液壓泵驅動電動機所需的功率為ppqp 1.997 X 21.5072kW=0.95kWP= = q p 60X 0.75根據(jù)此數(shù)值查閱電動機產品樣本選取Y100L-6型電動機，具額定功率Pn=1.5kW,額定專屬 nn=940r/min 。4.2 閥類元件及輔助元件根據(jù)閥類及輔助元件所在油路的最大工作壓力和通過該元件的最大實際流量，可選出這 些液壓元

17、件的型號及規(guī)格見表。表中序號與系統(tǒng)圖的元件標號相同。元件的型號及規(guī)格在舁 廳P元件名稱估計通過流量/L - min-1額定流量/L - min-1額定壓力/Mpa額定壓降/Mpa型號、規(guī)格1雙聯(lián)葉片泵-21.517.5-YB1-6/202三位五通電液閥608016<0.535DYF3Y-E10B3行程閥506316<0.3AXQF-E10Bqmax=100L/min4調速閥0.50.07 5016-5單向閥6063160.26單向閥256316<0.2AF3-Ea10B7液控順序閥256316<0.3XF3-E10B8背壓閥0.36316-YF3-E10B9溢流閥563

18、16-YF3-E10B10單向閥256316<0.2C11濾油器3063-<0.02XU-63X 80-J12壓力表開關-16-KF3-E3B13單向閥606316<0.2AF3-E10B14壓力繼電器-10-HED1Ka/104.3油管各元件問連接管道的規(guī)格按液壓元件接口處的尺寸決定，液壓缸進、出油管則按輸入、 排出的最大流量計算。由于液壓泵選定之后液壓缸在各個工作階段的進、出流量已于原定數(shù) 值不同，所以要重新計算表所示。液壓缸的進、出流量快進工進快退輸入流量/L - min1q1= (A1qp) / (A1-A2)=47.46q1=0.6q產qp=21.507排出流量/L

19、 - min1q2= (4q1)/Ai=25.95q2= (AqO /Ai=0.33q2= (Aq。/Ai=39.33運動速度/m , min-1U1=qJ (A1-A2) =7.4U2=q1/A1=0.094U=q1/A2=6.09由上表可以看出，液壓缸在各個工作階段的實際運動速度符合設計要求。根據(jù)表中數(shù)值，并按第二章第七節(jié)推薦取油液在壓油管的速率u=3m/s,按式算得與液壓缸無桿腔及有桿腔相連的油管內徑分別為d=2X，q/ (. u) =2 X (47.46 X 106/60) /ttX 3X 103 =18.33mmd=2X yj (21.5072 X 106/60) /ttX 3X 1

20、03 =12.34mm這兩根油管都按GB/T 2351-2005選用內徑小15mm外徑小18mm勺冷拔無縫鋼管。4.4油箱油箱容積按式估算，取經(jīng)驗數(shù)據(jù) 己=7,故其容積為V=E qp=7x 21.5072=150.55L按JB/T 7938-1999規(guī)定，取最靠近的標準值 V=160L5驗算液壓系統(tǒng)性能5.1 驗算系統(tǒng)壓力損失并確定壓力閥的調整值由于系統(tǒng)的管路不知尚未具體確定，整個系統(tǒng)的壓力損失無法全面估算，故只能先按式 估算閥類元件的壓力損失，待設計好管路布局圖后，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)，管路的壓力損失甚微，可以不予考慮。壓力損失的驗算應按一個工 作循環(huán)中不

21、同階段分別進行。(1)快進滑臺快進時，液壓缸差動連接，由表可知，進油路上油液通過單向閥10的流量是22L/min、 通過電液換向閥2的流量是27.1 L/min，然后與液壓缸有桿腔的回油匯合，以流量51.25 L/min 通過行程閥3并進入無桿腔。因此進油路上的總壓降為E Apv= 0.2 X (16.544/63 ) 2+0.5 X (21.5072/80 ) 2+0.3 X (47.46/63 ) 2=(0.002+0.036+0.17 ) =0.208Mpa此值不大，不會使壓力閥開啟，故能確保兩個泵的流量全部進入液壓缸?；赜吐飞?，液壓缸有桿腔中的油液通過電液換向閥 2和單向閥6的流量都是

22、24.15 L/min , 然后與液壓泵的供油合并，經(jīng)行程閥 3流入無桿腔。由此可計算出快進時有桿腔壓力 6與無 桿腔壓力仍只差。Ap= p2- p 1= 0.5 X (25.95/80 ) 2+0.2 X (25.95/63 ) 2+0.3 X (47.46/63 ) 2= =0.258Mpa此值與原估計值0.3Mpa基本相符。(2)工進工進時，油液在進油路上通過電液換向閥 2的流量為0.5 L/min ,在調速閥4處的壓力 損失為0.5Mpa；油液在會有路上通過換向閥2的流量是0.33 L/min,在背壓閥8處的壓力損 失為0.6Mpa,通過順序閥7的流量為( 0.33+16.544 )

23、L/min =16.874 L/min ,因此這時液壓 缸回油腔的壓力p2為p2= 0.5 X (0.33/80 ) 2+0.6+0.3 乂 ( 16.874/63 ) 2 =0.622Mpa可見此值略大于原估計值0.6Mpa。故可按表中公式重新計算工進時液壓缸進油腔壓力pb即p1=2.23Mpa此值略高于表中值?？紤]到壓力繼電器可靠動作需要壓差 Ape=0.5Mpa,故溢流閥9的調壓p”應為 pp1A> p1+E Ap1+Ape= 2.23+0.5 乂 (0.6/80 ) 2+0.5+0.5 =3.23Mpa (3)快退快退時，油液在進油路上通過單向閥 10的流量為16.544 L/m

24、in、通過換向閥2的流量 為21.5072 L/min ;油液在回油路上通過單向閥 5、換向閥2和單向閥13的流量都是39.33 L/min 0因此進油路上總壓降為E A pvi= 0.2 X ( 16.544/63 ) 2+0.5 X (21.5072/80 ) 2 Mpa=0.05Mpa 此值較小，所以液壓泵驅動電動機的功率是足夠的?；赜吐飞峡倝航禐镋 A pv2= 0.2 X (39.33/63 ) 2 +0.5 乂 (39.33/80 ) 2+0.2 X (39.33/63 ) 2 Mpa =0.277Mpa 此值與表中的估計值相近，故不必重算。所以，快退時液壓泵的工作壓力pp應為pp

25、= pi+E A pvi=0.05+2332=2.382Mpa 因此大流量液壓泵卸荷的順序閥7的調壓應大于2.382Mpa。5.2 驗算油液溫升工進在整個工作循環(huán)過程中所占的時間比例達95%所以系統(tǒng)發(fā)熱和油液溫升可按工進時的工況來計算。為簡便起見，采用系統(tǒng)的發(fā)熱功率計算方法之二來進行計算。工進時液壓缸的有效功率為Pe=F&=(11400X 0.094) /10 3X60=0.01786kW這時大流量液壓泵經(jīng)順序閥7卸荷，小流量液壓泵在高壓下供油。大液壓泵通過順序閥 7的 流量為q2=16.544 L/min ,有表查得該閥在額定流量 qn=63 L/min時的壓力損失A pn =0.3

26、Mpa, 故此閥在工進時的壓力損失Ap=A pn (q2/qn) 2=0.3 X (16.544/63 ) 2=0.079Mpa小液壓泵工進時的工作壓力 pp1=3.23Mpa,流量q1=4.97L/min ,所以兩個液壓泵的總輸入功率Ppi q 1+A p q 2Pp=0.3865kW4p 由式算得液壓系統(tǒng)的發(fā)熱功率為A P=P-Pe=0.3865-0.001786=0.36864kW按式可算出油箱的散熱面積為A=6.53? =6.5 3 ( 1600X 10-3) 2 =1.92m2由表查得油箱的散熱系數(shù) K=9W/(m C),則按式求出油液溫升為X 103=21.33 CA P 3 0.36864At=x 10=KA9X1.92由表知，此溫升值沒有超出