半自动液压专用铣床液压系统设计Word格式.docx

1、设计参数见下表。其中：工作台液压缸负载力KN：FL=3.0夹紧液压缸负载力KN：Fc=4.9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m/min：V1=V3=5.6 夹紧液压缸行程mm：Lc=10 工作台工进速度mm/min：V2=45夹紧液压缸运动时间S：tc=1 工作台液压缸快进展程mm：L1=250工作台液压缸工进展程mm：L2=70导轨面静摩擦系数：s=0.2导轨面动摩擦系数：d=0.1工作台启动时间S： t=0.5 二、设计容1.负载分析液压缸负载分析液压缸驱开工作机构直线运动时，液压缸所受的外负载是F=Fe+Ff+FaFe为工作

2、负载，且Fe=Fc+d Gc =4.9+0.155=10.4KNFf为摩擦阻力负载那么动摩擦Ffd=dGc=0.155=5.5KN，静摩擦Ffs=sGc=0.255=11KNFa为惯性负载，中=5.6 m/min=0.093m/s那么假设液压缸的机械效率得出液压缸在各工作阶段的负载和推力，液压缸在各个工作阶段的负载如表1负载图与速度图的绘制快进V1=V3=5.6 m/min=0.093m/s，工作台速度V2=45 mm/min=0.00075 m/s快进缸工快退负载图和速度图如图1表1工况计算公式液压缸负载F/N液压缸推力启动1100012222.2加速5528.446142.75500611

3、1.1工进1590017666.7反向启动图12.确定液压系统的主要参数初选液压缸的工作压力根据负载选择液压缸的执行压力p=1MPa ，为了减小液压泵的最大流量，空程前进时选用差动快速回路，为了满足工作台快进与快退速度相等，选用液压缸无杆腔面积A1与有杆腔面积A2之比为2:1，即d=0.71D（D为液压缸径，d为活塞杆直径）。差动连接时，由于管路存在压力损失，液压缸有杆腔压力必须大于无杆腔压力，估计时取=0.5MPa，为防止铣床铣完后突然前冲，工进时液压缸回油路上必须存在背压p2，取p2=0.6MPa。取快退时回油腔中背压为0.7MPa。计算液压缸的主要尺寸由工进时的推力计算液压缸无杆腔的有效

4、面积那么液压缸的直径为按国标GB/T23481993取标准值D =200mm，d =142mm，由此可得液压缸的实际有效面积为：无杆腔0.03142m有杆腔0.01558m绘制液压缸工况图根据上述A1和A2值，可计算得到液压缸工作循环中各阶段的压力、流量和功率值，如表2所示，并据此绘出液压缸工况图，如图2所示表2 各工况所需压力、流量和功率F0/N回油腔压力p2/MPa进油腔压力p1/MPa输入流量q/（L/min）输入功率P/W0.770.890.39恒速88.39113515900.00.600.513.9310-4120.780.7086.94565图2 液压缸工况图3、拟定液压系统原理

5、图选择液压回路 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，故可选用进油调速阀节流调速回路。为防止铣床完毕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。 2）选择油源形式从工况图可以清楚看出，在工作循环，液压缸要求油源提供快进、快退行程的低压大流量和工进展程的高压小流量的油液，其相应的时间之比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，为此可选用上下压双泵供油回路或者是限压式变量泵作为油源，同时选用一定量泵作为夹紧缸油源。现选用上下压双泵供油方案。 3）选择

6、快速运动和换向回路本系统已选定液压缸差动回路和上下压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、速度变化大，因此采用行程阀作为速度转换环节，由于本机床工作部件终点的定位精度不高，因此采用挡块压下行程开关控制换向阀磁铁失电。由于快退时流量较大，为保证换向平稳，所以选用三位五通电液换向阀作为主换向阀。 4） 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。在滑台工进和停顿时，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顿时虽为卸荷，但功率损失较小，故可不许再

7、设卸荷回路。拟定液压原理图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。见附录4、液压元件的选择液压泵及其驱动电动机 （1）确定液压泵的最大工作压力由表2可知，工作台液压缸在快退时工作压力最大，最大工作压力0.78MPa。如在调速阀进口节流调速回路中，选取回油路路上的总压力损失0.4MPa，那么限压式变量泵的最高工作压力估算为：大流量泵只在快进、快退时向液压缸供油，由表2可知快退时比快进时大没去进油路压力损失为0.4MPa，那么大流量泵最高工作压力为在工进中的压力损失为0.8MPa那么为故实际上最大压力 （2）确定液压泵的流量由图2可知，油源向液压缸输入

8、的最大流量为q=88.39L/min，按10%的泄露来计算那么泵的总流量为：由于溢流阀的最小稳定溢流流量为2 L/min，工进时的输入液压缸的流量为3.9310-4 L/min，所以小流量液压泵的流量为2.000393L/min（3）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YB1-2.5型双联叶片泵满足要求。（3）选择电动机由工况图2可知，最大功率出现在快进阶段，取泵的总效率为，那么所需电动机功率为选用电动机型号：查电动机产品样本，选用Y112M-6型电动机，其额定功率为2.2KW阀类元件及辅助元件根据液压系统的工作压力和通过各个阀类元件及辅助元件

9、的流量，可选用这些元件的型号及规格，如表3所示。表3 液压元件表序号元件名称通过阀的最大流量/（L/min）型号额定流量额定压力1双联叶片泵-YB-40M6.32三位五通电液换向阀9835DY-100BY1003行程阀62.322C-100BH4调速阀QF3-E6aB5单向阀70100B629.37背压阀B10B108液控单向阀28.1XY-63B639溢流阀5.1Y10B滤油器34.5XU-80200801136.613压力继电器PF-D8L14叶片泵YB1-2.56.0-4.81516顺序阀325、液压系统的主要性能验算系统压力损失验算管道直径按选定的液压元件接口尺寸确定为d=18mm，进

10、、回油管长度均取l=2m，油液的运动粘度取v=110-4，油液密度取=900kg/m3。工作循环中进、回油管过的最大流量q=98L/min，由此计算雷诺数，得由此可推出个工况下的进、回油路中的液流均为层流。管中流速为因此沿程损失为在管道具体构造没有确定时，管路局部损失常按以下经历公式计算各工况下的阀类元件的局部压力损失为式中：q为阀的实际流量；为阀的额定流量从产品手册中查得；为阀在额定流量下的压力损失从产品手册中查得。根据以上公式计算出各个工况下的进、回油管路的压力损失。计算结果均小于估取值计算从略，不会使系统工作压力高于系统的最高压力。系统发热与温升计算液压系统工进在整个工作循环中所占的时间比例94%，所以系统发热和温升可用工进时的数值来计算。工进时的回路效率其中，大流量泵的工作压力就是此泵通过顺序阀卸荷时所产生的压力损失，因此它的数值为前面已经取双联液压泵的总效率，现取液压缸的总效率，那么可算得本液系统的效率为可见工进时液压系统效率很低，这主要是由于溢流损失和节流损失造成的。工进工况液压泵的输入功率为根据系统的发热量计算式可算得工进阶段的发热功率取散热系数K=15W/m，油箱有效容积为V=216L，算得系统升温为设机床工作环境温度t=25，加上此温升后有t=32.7，在正常工作温度，符合要求。附录：液压系统原理图