专用铣床液压系统毕业设计文档格式.docx
《专用铣床液压系统毕业设计文档格式.docx》由会员分享，可在线阅读，更多相关《专用铣床液压系统毕业设计文档格式.docx（22页珍藏版）》请在冰豆网上搜索。
5.1.3确定液压泵的规格及电动机功率-14-
5.2确定其他元件及辅件-15-
5.2.1确定阀类元件及辅件-15-
5.2.2确定油管-15-
6.验算液压系统性能-18-
6.1验算系统压力损失-18-
6.2验算系统发热与温升-20-
结论-22-
致谢-23-
参考文献-24-
1引言
1.1设计目的及要求
1设计的目的
随着制造业的发展，数控机床的应用越来越广泛，相关数控机床控制技术方面文章本也很多，但对传统控制的了解论述不是很多。
在该设计过程中，学生可以通过掌握的数控机床机械本体、液压等知识设计专用铣床液压系统，为学生走向“机电液类”的工作岗位做好铺垫。
1.掌握液压系统设计计算的一般方法和步骤，培养学生工程设计能力和综合分析问题、解决问题能力；
2.正确合理地确定执行机构，选用标准液压元件；
能熟练地运用液压基本回路、组成满足基本性能要求的液压系统；
3.熟悉并会运用有关的国家标准、部颁标准、设计手册和产品样本等技术资料。
对学生在计算、制图、运用设计资料以及经验估算、考虑技术决策、CAD技术等方面的基本技能进行一次训练，以提高这些技能的水平。
㈡设计的要求
1.设计时必须从实际出发，综合考虑实用性、经济性、先进性及操作维修方便。
如果可以用简单的回路实现系统的要求，就不必过分强调先进性。
并非是越先进越好。
同样，在安全性、方便性要求较高的地方，应不惜多用一些元件或采用性能较好的元件，不能单独考虑简单、经济；
2.独立完成设计。
设计时可以收集、参考同类机械的资料，但必须深入理解，消化后再借鉴。
不能抄袭；
3.在课程设计的过程中，要随时复习液压元件的工作原理、基本回路及典型系统的组成，积极思考。
不能直接向老师索取答案。
4.液压传动课程设计的题目均为中等复杂程度液压设备的液压传动装置设计。
1.2设计的内容及步骤
（一）设计内容
1.液压系统的工况分析，绘制负载和速度循环图；
2.进行方案设计和拟定液压系统原理图；
3.计算和选择液压元件；
4.验算液压系统性能；
5.绘制正式工作图，编制设计计算说明书。
（二）设计步骤
以一般常规设计为例，课程设计可分为以下几个阶段进行。
1.明确设计要求
⑴阅读和研究设计任务书，明确设计任务与要求；
分析设计题目，了解原始数据和工作条件。
⑵参阅与本课题相关内容，明确并拟订设计过程和进度计划。
2.进行工况分析
⑴做速度-位移曲线，以便找出最大速度点；
⑵做负载-位移曲线，以便找出最大负载点。
⑶确定液压缸尺寸
确定液压缸尺寸前应参照教材选择液压缸的类型，根据设备的速度要求确定dD的比值、选取液压缸的工作压力，然后计算活塞的有效面积，经计算确定的液压缸和活塞杆直径必须按照直径标准系列进行圆整。
计算时应注意考虑液压缸的背压力，背压力可参考下表选取。
系统类型
背压力（MPa）
回路上有节流阀的调速系统
0.2～0.5
回路上有背压阀或调速阀的进给系统
0.5～1.5
采用辅助泵补油的闭式回路（拉床、龙门刨等）
1～1.5
⑷绘制液压缸工况图
液压缸工况图包括压力循环图（p-s）、流量循环图（q-s）和功率循环图（P-s），绘制目的是为了方便地找出最大压力点、最大流量点和最大功率点。
3.进行方案设计和拟定液压系统原理图
方案设计包括供油方式、调速回路、速度转接控制方式、系统安全可靠性（平衡、锁紧）及节约能量等性能的方案比较，根据工况分析选择出合理的基本回路，并将这些回路组合成液压系统，初步拟定液压系统原理图。
选择液压基本回路，最主要的就是确定调速回路。
应考虑回路的调速范围、低速稳定性、效率等问题，同时尽量做到结构简单、成本低。
4.计算和选择液压组件
⑴计算液压泵的工作压力
⑵计算液压泵的流量
⑶选择液压泵的规格
⑷计算功率，选择原动机
⑸选择控制阀
⑹选择液压辅助元件
5.验算液压系统性能
⑴验算液压系统的效率
⑵验算液压系统的温升
6.设计总结与答辩
⑴完成答辩前的准备工作。
⑵参加答辩。
1.3设计任务
设计一台用成型铣刀在加工件上加工出成型面的液压专用铣床，工作循环：
手工上料——自动夹紧——工作台快进——铣削进给——工作台快退——夹具松开——手工卸料。
设计参数
设计参数见下表。
其中：
工作台液压缸负载力（KN）：
FL=28
夹紧液压缸负载力（KN）：
Fc=4.8
工作台液压缸移动件重力（KN）：
G=1.5
夹紧液压缸负移动件重力（N）：
Gc=55
工作台快进、快退速度（mmin）：
V1=V3=5.6
夹紧液压缸行程（mm）：
Lc=10
工作台工进速度（mmmin）：
V2=45
夹紧液压缸运动时间（S）：
tc=1
工作台液压缸快进行程（mm）：
L1=250
工作台液压缸工进行程（mm）：
L2=70
导轨面静摩擦系数：
μs=0.2
导轨面动摩擦系数：
μd=0.1
工作台启动时间（S）：
t=0.5
2.负载与工况分析
2.1分析工况及设计要求
机床工况由题可知为：
按设计要求，希望系统结构简单，工作可靠，估计到系统的功率不会很大，且连续工作，所以决定采用单个定量泵，非卸荷式供油系统；
考虑到铣削时可能有负的负载力产生，故采用回油节流调速的方法；
为提高夹紧力的稳定性与可靠性，夹紧系统采用单向阀与蓄能器的保压回路，并且不用减压阀，使夹紧油源压力与系统的调整压力一致，以减少液压元件数量，简化系统结构；
定位液压缸和夹紧液压缸之间的动作次序采用单向顺序阀来完成，并采用压力继电器发讯启动工作，以简化电气发讯与控制系统，提高系统可靠性。
2.2工作负载
（1）定位液压缸
已知负载力R≈200N（惯性力与摩擦力可以忽略不计）
（2）加紧液压缸
已知负载力R≈4000N（惯性力与摩擦力可以忽略不计）
（3）工作液压缸
工作负载即为切削力
2.3摩擦负载
摩擦负载即为导轨的摩擦阻力:
静摩擦阻力
动摩擦阻力
2.4惯性负载
2.5运动时间
快进
工进
快退
设液压缸的机械效率，得出液压缸在各个阶段的负载忽然推力如表1所示
表1液压缸各阶段的负载和推力
工况
负载组成
液压缸负载FN
液压缸推力=FN
启动
300
337
加速
226.5
254
快进
150
169
工进
28150
31629
反向启动
快退
根据液压缸在上述各阶段内的负载和运动时间，即可绘出负载循环图F-t和速度循环图。
如图1所示。
图1
3.确定液压系统的主要参数
3.1初选液压缸工作压力
所设计的动力滑台在工进时负载最大，在其他工况负载都不太高，参考表2和表3，粗选液压缸的工作压力。
3.2计算液压缸的主要尺寸
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（），快进时液压缸差动连接。
工进时为防止孔钻通时负载突然消失发生前冲现象，液压缸的回油腔应有背压，参考表4选背压力为。
表2按负载选择工作压力
负载KN
<
5
5~10
10~20
20~30
30~50
>
50
工作压力MPa
0.8~1
1.5~2
2.5~3
3~4
4~5
=5
表3各种机械常用的系统压力
机械类型
机床
农业机械
小型工程机械
建筑机械
液压凿岩机
液压机
大中型挖掘机
重型机械
起重运输机械
磨床
组合机床
龙门刨床
拉床
0.8~2
3~5
2~8
8~10
10~18
20~32
表4执行元件背压力
系统类型
背压力MPa
简单系统或轻载节流调速系统
0.2~0.5
回油路带调速阀的系统
0.4~0.6
回油路设置由背压阀的系统
0.5~1.5
用补油泵的闭式回路
0.8~1.5
回油路较复杂的工程机械
1.2~3
回油路较短且直接回油
可忽略不计
表5按工作压力选取dD
=5.0
5.0~7.0
=7.0
dD
0.5~0.55
0.62~0.70
0.7
表6按速比要求确定dD
1.15
1.25
1.33
1.46
1.61
2
0.3
0.4
0.5
0.55
0.62
0.71
注：
——无杆腔进油时活塞运动速度；
——有杆腔进油时活塞运动速度。
由式得
则活塞直径
参考表5表6，得d≈0.71，D=77mm.圆整后取标准数值得D=110mm.d=80mm.
由此求得液压缸两腔的实际有效面积为
因为活塞杆总行程为320mm，而活塞杆直径为110mm，ld=320110=2.9<
10,不稳定性校核需进行
根据计算出的液压缸的尺寸，可估算出液压缸在工作循环中各阶段的压力﹑流量和功率，如表7所列由此绘制的液压缸工况图如图2所示。
表7液压缸在各阶段的压力﹑流量和功率值
推力
回油腔压力
进油腔压力
输入流量
输入功率PKW
计算公式
快
进
启动
—
0.43
加速
0.77
恒速
0.66
0.33
工进
0.6
3.96
0.84×
0.033
快进
0.49
1.43
1.31
0.45
0.59
1.为液压缸差动连接时，回油口到进油口之间的压力损失，取=0.5MPa;
2.快退时液压缸有杆腔进油，压力为，无杆腔回油，压力为。
4.拟定液压系统原理图
4.1选择基本回路
4.1.1选择调速回路
由图2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。
为防止孔钻通时负载突然消失发生前冲现象，在液压缸的回路上加背压阀。
由于系统选用节流调速方式，系统必然为开路循环系统。
4.1.2选择油源方式
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源。
最大流量与最小流量之比
，其相应的时间之比=0.044这表明在一个工作循环中的大部分时间都处于高压小流量工作，从提高系统效率﹑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。
考虑到前者流量突变时液压冲击较大，工作平稳性差，且后者可双泵同时向液压缸供油实现快速运动，最后确定选用双联叶片泵，如图3a所示。
abc
图3
4.1.3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，故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，如图3b所示。
4.1.4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，选用行程阀控制的换向回路，如图3c所示。
4.1.5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基本解决。
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。
4.2组成液压系统
将上面选出的液压基本回路组合在一起，并经修改和完善，就可得到完整的液压系统工作原理图，如图4所示，在图4中，为了解决滑台工进时进回油路串通使系统压力无法建立的问题，增设了单向阀6。
为了避免机床停止工作时回路中的油液流回油箱，导致空气进入系统，影响滑台运动的平稳性，图中添设了一个单向阀13。
考虑到这台机床用于钻孔（通孔与不通孔）加工，对位置定位精度要求较高，图中增设了一个压力继电器14。
当滑台碰上死挡块后，系统压力升高，它发出快退信号，操纵电液换向阀换向。
5计算和选择液压件
5.1确定液压泵的规格和电动机功率
5.1.1计算液压泵的最大工作压力
小流量泵在快进和工进是都向液压泵供油，由表7可知，液压泵在工进时工作压力最大，最大工作压力=3.96MPa，如在调速阀进口节流调速回路中，选取进油路上的中压力损失ΣΔP=0.6MPa，考虑到压力继电器的可靠动作要求压差，则小流量泵的最高工作压力估算为
大流量泵只在快进和快退是想液压缸供油，由表7可见，快进时液压缸的工作压力为，比快进时大。
考虑到快退时进油不通过调速阀，故其进油路压力损失比前者小。
现去进油路上的总压力损失为ΣΔP=0.3MPa，则大流量泵的最高工作压力估算为
5.1.2计算液压泵的流量
由表7可知，油源向液压缸输入的最大流量为，若取回路泄露系数K=1.1，则两个泵的总流量为
考虑到溢流阀的最小稳定流量为3Lmin，工进时的流量为，则小流量泵的流量最少应为3.5Lmin。
5.1.3确定液压泵的规格及电动机功率
根据以上压力和流量数值查阅产品样本，并考虑液压泵存在容积损失，最后确定选取PV2R12-633型双联叶片泵，其小流量泵和大流量泵的排量分别为6mLr和33mLr，当液压泵的转速时，其理论流量分别为5.6Lmin和31Lmin，若取液压泵容积效率，则液压泵的实际输出流量为=（6×
940×
0.91000+33×
0.91000）Lmin=（5.1+27.9）Lmin=33Lmin
由于液压缸在快退时输入功率最大，若取液压泵总功率，这时液压泵的驱动电动机功率为
根据此数值查阅产品样本，选用规格相近的Y100L-6型电动机，其额定功率为1.5KW，额定转速为940rmin。
5.2确定其他元件及辅件
5.2.1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8所列。
其中，溢流阀9按小流量泵的额定流量选取，调速阀4选用Q-6B型，其最小稳定流量为0.03Lmin，小于本系统工进时的流量0.5Lmin。
表8液压元件规格及型号
序号
元件名称
通过的最大流量qLmin
规格
型号
额定流量
额定压力
额定压降
1
双联叶片泵
--
PV2R12-633
5.127.9
16
三位五通电液换向阀
70
35DY-100BY
100
6.3
3
行程阀
62.3
22C-100BH
4
调速阀
Q-6B
6
单向阀
Ι—100B
0.2
29.3
7
液控顺序阀
28.1
XY—63B
63
8
背压阀
B—10B
10
9
溢流阀
5.1
Y—10B
27.9
11
滤油器
36.6
XU-80×
200
80
0.02
12
压力表开关
k-6B
13
14
压力继电器
PF-D8L
此为电动机额定转速为940rmin时的流量。
5.2.2确定油管
在选定了液压泵后，液压缸在实际快进﹑工进和快退运动阶段的运动速度﹑时间以及进入和流出液压缸的流量，与原定数值不同，重新计算的结果如表9所列。
表9各工况实际运动速度﹑时间和流量
快退
表10允许流量推荐值
管道
推荐流速
吸油管道
0.5~1.5，一般取1一下
压油管道
3~6，压力高，管道短，粘度小取大值
回油管道
1.5~3
由表9可以看出，液压缸在各阶段的实际运动速度符合设计要求。
根据表9数值，按表10推荐的管道内允许速度取v=4ms,由式计算得与液压缸无杆腔和有杆腔相连的油管内径分别为
为了统一规格，按产品样本选取所有管子均为内径20mm，外径28mm的10号冷拔钢管。
（2）确定油箱
油箱的容量按估算，其中α为经验系数，低压系统α=2~4；
中压系统α=5~7；
高压系统α=6~12。
现取α=6，得
6.验算液压系统性能
6.1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，油液的密度取
（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
也为最大，因为最大的雷诺数小于临界雷诺数（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和油液在管道内流速同时带入沿程压力损失计算公式，并将已知数据带入后，得
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，其中的由产品样本查出。
和数值由表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：
6.1.1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
在回路上，压力损失分别为
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
6.1.2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0.5MPa。
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0.6MPa,若忽略管路的沿程压力损失和局部压力损失，则在进油路上总的压力损失为
该值即为液压缸的回油腔压力，可见此值与初算时参考表4选取的背压基本相符。
按表7的公式重新计算液
升级会员 