11铣削专用机床液压系统设计

1、1 铣削专用机床液压系统铣削专用机床液压系统设计实训设计说设计实训设计说 明书明书 铣削专用机床液压系统设计铣削专用机床液压系统设计 目录 铣削专用机床液压系统设计铣削专用机床液压系统设计 .2 第一章第一章 负载与运动分析负载与运动分析.3 1.1 明确设计要求 .3 1.2.负载与运动分析.3 1.3 确定液压缸工作技术参数 .6 第二章第二章 液压系统方案确定和原理图的拟定液压系统方案确定和原理图的拟定 .9 2.1 基本方案的确定 .9 2.11 油路循环方式的分析与选择.9 2.12 调速方案的分析和选择.9 2.13 油源形式的分析与选择.9 2.14 液压回路的分析、选择与合成.

2、10 2.2 液压系统原理图 .10 （1）液压基本回路:从工况图上可以得出.10 第三章第三章 液压系统的计算和选择液压元件液压系统的计算和选择液压元件.11 3.1 液压缸的主要尺寸的确定 .11 3.2 确定液压泵的流量、压力和选择泵的规格 .12 1 泵的工作压力的确定：.12 2 考虑到正常工作中进油管路有一定的压力损失，所以泵的工作压力为 .12 3 泵的流量确定。液压泵的最大流量应为.13 3.3 液压阀的选择 .14 第四章第四章 验算液压系统的验算验算液压系统的验算.15 4.1 压力损失的验算 .15 2 4.2 系统温升的验算 .18 结结 论：论：.19 第一章第一章

3、负载与运动分析负载与运动分析 1.1 明确设计要求明确设计要求 设计内容：设计一套铣削专用机液压系统，系统完成的工作循环是：工作夹紧 工作台快进工作台工进工作台快退工作台松开。运动部件的重力为 32000N。 快进、快退速度为 15m/min,工进速度为 0.3-2mm/min,最大行程为 700mm,其中工进 行程为 280mm。最大切削力为 24000N.采用平面导轨。夹紧缸的行程为 30mm，夹紧力为 40000N，夹紧时间为 1s.导轨的静摩擦系数 0.2，动摩擦系数为 0.1，垂直导轨的工作 负载 F 为零 1.2.1.2.负载与运动分析负载与运动分析 液压缸所受外负载 F 包括三种

4、类型，即 F=F +F +F wfa 式中 F 工作负载，对于金属切削机床来说，即为沿活塞运动方向的切削力 w F 运动部件速度变化时的惯性负载； a 3 F导轨摩擦阻力负载，启动时为静摩擦阻力，启动后为动摩擦阻力，对于平导轨 F f 可由下式求得 f F f(G+F)； fRn G运动部件重力； F垂直于导轨的工作负载，事例中为零； Rn F导轨摩擦系数 ； ； F静摩擦阻力， f S F动摩擦阻力。 f a 式中 g重力加速度； t加速或减速 时间，一般t=0.010.5s； vt 时间内的速度变化量。 NNFf7000350002 . 0 NNFf3500350001 . 0 t v g

5、 G F a NNF7000 601 . 0 12 10 35000 a 4 根据上述计算结果，列出各工作阶段所受的外负载： 工作循环外负载 F（N）工作循环外负载 F（N） 启动，加速 F=F+Fa f S 14000 工进 F=F+F f a w 28500 快进 F=F f a 3500 快退 F=F f a 3500 表 1-1 根据已知条件，绘制运动部件的速度循环图，如图 1 所示。然后计算各阶段的外 负载并绘制负载图。负载循环图 5 6 1.31.3 确定液压缸工作技术参数确定液压缸工作技术参数 （1）液压缸主要尺寸确定 工作压力 P1 的确定。工作压力 P1 可根据负载大小及机器

6、的类型来初步 确定，查下表取液压缸工作压力为 4Mpa。 负载 F（N） 50000 液压工作压力 Mpa 0.811.52.02.53.03.54.04.05.05.07.0 表 12 7 （2）计算液压缸内径 D 和活塞直径 d。由负载图可知最大负载 F 为 28500N，查表可取 P2 为 0.5Mpa，为 0.95，快进，快退速度相等， 取 d/D 为 0.7. 如下公式： 将液压缸内径圆整查表标准系列直径 D=100mm；活塞杆直径 d，按 d/D=0.7 可的直 径系列 d=70mm 按工作要求夹紧力由两个夹紧缸提供，考虑到夹紧力的稳定，夹紧缸的工作压力应 低于进给缸的工作压力，现

7、取夹紧缸的工作压力为 3Mpa，回油背压力为零，为 0.95， 则得 查表取夹紧液压缸的 D 和 d 分别为 100mm 及 70mm。 式中 qmin 是由产品样本查得 GE 系列调速阀 AQF3E10B 最小稳定流量为 0.5L/min。 调速阀是安装在回油路上，故液压缸节流腔有效工作面积应选取液压缸有杆腔的实 际面积，即 8 可知， 液压缸能达到所需低速。 （3）计算在个工作阶段液压缸所需的流量 q 快速=d*2v 快进=（710*-2）*26m*3/min=23.04L/min q 工进=D*2v 工进=0.1*21.5m*3/min=11.775L/min q 快退=（D*2-d*2

8、）v 快退=（0.1*2-0.07*2）6m*3/min=24L/min q 夹=D*2 夹 v 夹=0.1*22010*-360m/min=9.42L/min 9 第二章第二章 液压系统方案确定和原理图的拟定液压系统方案确定和原理图的拟定 2.1 基本方案的确定基本方案的确定 液压系统方案设计是根据主机的工作情况、主机对液压系统的技术要求、液压系统的 工作条件和环境条件以及成本、经济性、供货情况等诸多因素，进行全面、综合的设 计，从而拟订出一个各方面比较合理的、可实现的液压系统的方案。其内容包括: 1 油路循环方式的分析与选择; 2 调速方案的分析和选择; 3 油源形式的分析与选择; 4 液

9、压回路的分析、选择与合成; 2.112.11 油路循环方式的分析与选择油路循环方式的分析与选择 油路循环方式的选择主要取决于液压系统的调速方式和散热条件。一般来说，凡 是有较大空间可以存放油箱而且不需要另设散热装置的系统，要求结构尽可能简单的 系统，采用节流调速或者容积节流调速的系统，均宜采用开式系统。本设计采用开式 系统。 2.122.12 调速方案的分析和选择调速方案的分析和选择 油路循环方式的选择主要取决于液压系统的调速方式和散热条件。一般来说，凡 是有较大空间可以存放油箱而且不需要另设散热装置的系统，要求结构尽可能简单的 系统，采用节流调速或者容积节流调速的系统，均宜采用开式系统。本设

10、计采用开式 系统。 2.132.13 油源形式的分析与选择油源形式的分析与选择 液压系统的工作介质完全由液压源来提供，液压源的核心是液压泵。节流调速系 统一般用定量泵供油，在无其他辅助油源的情况下，液压泵的供油量要大于系统的需 油量，多余的油经溢流阀流回油箱，溢流阀同时起到控制并稳定油源压力的作用。容 积调速系统多数是用变量泵供油，用安全阀限定系统的最高压力。 为节省能源提高效率，液压泵的供油量要尽量与系统所需流量相匹配。对在工作循环 各阶段中系统所需油量相差较大的情况，一般采用多泵供油或变量泵供油。对长时间 所需流量较小的情况，可增设蓄能器做辅助油源。 油液的净化装置是液压源中不可缺少的。一

11、般泵的入口要装有过滤器，进入系统的油 液根据被保护元件的要求，通过相应的精过滤器再次过滤。为防止系统中杂质流回油 10 箱，可在回油路上设置磁性过滤器或其他型式的过滤器。根据液压设备所处环境及对 温升的要求，还要考虑加热、冷却等措施。 本设计采用容积节流调速，所以使用变量泵供油。 2.142.14 液压回路的分析、选择与合成液压回路的分析、选择与合成 选择系统一般都必须设置的基本回路，包括调压回路、向回路、卸荷回路及安全 回路等。 合成系统选定液压基本回路之后，配以辅助性回路，如控制油路，润滑油路、测 压油路等，可以组成一个完整的液压系统。 在合成液压系统时要注意以下几点:防止油路间可能存在的

12、相互干扰;系统应力求简单， 并将作用相同或者相近的回路合并，避免存在多余回路;系统要安全可靠，力求控制油 路可靠;组成系统的元件要尽量少，并应尽量采用标准元件组成系统时还要考虑节省能 源，提高效率减少发热，防止液压冲击;测压点分布合理等。 2.22.2 液压系统原理图液压系统原理图 （1 1）液压基本回路）液压基本回路: :从工况图上可以得出从工况图上可以得出 本系统压力、流量和功率都较小,可以选用单定量泵和溢流阀组成的供油源。e 调速系统可采用调速阀出口节流调速回路,以满足铣削加工的顺铣或逆铣而且速度 稳定的要求。 速度换接方式。铣削时位置精度要求不高,可用行程挡铁控制行程开关使电磁换 向阀

13、切换来实现换向。 液压缸快进用三位四通电磁换向阀换向。 （2）组合成液压系统图组合成液压系统图：根据上述基本回路再加上必要的辅助装置（如滤油器、压力 表等）可组成如下图所示的液压系统。 （3）最后把所选择的液压回路组合起来，即可组合成图 2 所示原理图： 图 2-1 11 第三章第三章 液压系统的计算和选择液压元件液压系统的计算和选择液压元件 3.13.1 液压缸的主要尺寸的确定液压缸的主要尺寸的确定 1 1工作压力工作压力 P P 的确定的确定：工作压力 P 可根据负载大小及机器的类型来初步决定，现取液 压缸工作压力为 3MPa. 2 2计算液压缸内径计算液压缸内径 D D 和活塞杆直径和活

14、塞杆直径 d d.有负载图知最大负载 F 为 20500N，按表取 p2 为 0.5MPa,0.95，考虑到快进、快退速度相等，取 d/D 为 0.7。将上述数据代入式中可 得：D=9.910m 将液压缸内径圆整为标准系列直径 D=100mm；活塞杆直径 d,按 2 图 3-1 液压缸装配 图 12 d/D=0.7,活塞杆直径=70mm. 3.23.2 确定液压泵的流量、压力和选择泵的规格确定液压泵的流量、压力和选择泵的规格 1泵的工作压力的确定： 2考虑到正常工作中进油管路有一定的压力损失，所以泵的工作压力为 pp p += 1 式中 Pp液压泵最大工作液压； 13 P：执行元件最大工作压力

15、 1 进油管路，初算时简单系 0 统可取 0.20.5MPa,复杂系统取 0.51.5MPa,本P 取 0.5MPa. pMPaMPapp p 5 . 45 . 04 1 上述计算所得的 p 是系统的静态压力，考虑到系统在各种工况的过渡阶段出现的 p 动态压力。另外考虑到一定的贮备量，并确保泵的寿命，因此选泵的额定压力 p 应满 n 足 pP 。中低压系统取小值，高压系统取大值。在本例中 P =1.25 n 6 . 125 . 1 pn P =5.625Mpa p 3泵的流量确定。液压泵的最大流量应为 q K p max q L 式中 q 液压泵的最大流量； p 同时动作的各执行元件所需流量之

16、和的最大值。如果这时溢流阀正进行工作， max q 尚须加溢流阀的最小溢流量 23L/min K 系统泄漏系数，一般取 K =1.11.3，现取 K =1.2 LLL q =K=1.2 24L/min=28.8L/min p max q L 3选择液压泵的规格。根据以上算得的 p 和 q 再查阅有关手册，现选用 YBX16 限 pp 压式变量叶片泵，该泵的基本参数为：每转排量 q =16mL/r,泵的额定压力 p =6.3MPa, vn 电动机转速 n=1500r/min,容积效率=0.85，总效率=0.7。泵的实际流量： v 14 3.33.3 液压阀的选择液压阀的选择 本液压系统可采用力士

17、乐系统或 GE 系列的阀。方案 1：控制液压缸部分选用力士 乐系统的阀，其夹紧部分选用叠加阀。方案 2：均选用 GE 系列阀。根据所拟定的液压 系统图，按通过各元件的最大流量来选择液压元件的规格。选用的液压元件如表 2： 表 3-1 液压元件明细表 序号 元件名称 方案一 方案二通过流量 （L/min） 1 滤油器 XUBS2100XUBS2100 24 2 液压泵 YBX16 YBX16 24 3 压力表开关 KH6KF3EA10B 4三位四通换向阀4WE6E50/OAG24 34EF3BE10B 20 5二位三通换向阀3WE6A50/OAG24 23EF3BE10B 20 6 单向调速阀

18、2FRM520/6AQF3E10B 20 7 减压阀 JFC10DP1JF3E10B 9.4 8 压力表开关 4KF10D1 与 3 共用 9 单向阀 AF10DD/DP1AF3EA10B9.4 10二位四通换向阀 24DF3BE10BB24EF3E10B 9.4 11 压力继电器DP 63B 1 DP 63B 1 9.4 12 单向节流阀 LAF10DB1ALFE10B 9.4 15 第四章第四章 验算液压系统的验算验算液压系统的验算 已知该液压系统中进、回油管的内径均为 12mm,各段管道的长度分别为： AB=0.3m,AC=1.7,DE=2m。选用 LHL32 液压油，考虑到油的最低温度

19、为 15，查得 15时该液压油的运动粘度 v=150cst=1.5 /s,油的密度=920kg/m . 2 3 4.14.1 压力损失的验算压力损失的验算 1 1作进给时进油路压力损失。作进给时进油路压力损失。 2运动部件工进给时的最大速度为 1.5m/min,进给时的最大流量为 11.775L/min,则液 压油在管内流速 v =cm/min=10417cm/min=174cm/s； 1 2 4 d q 2 3 2 . 114. 3 10775.114 管道流动雷诺数 Re =140； 1 v dv1 Re 2300，可见油液在管道内流态为层流，其沿程阻力系数=0.55。进油 11 1 Re

20、 75 140 75 管道 BC 的沿程压力损失 =0.55Pa； 1_1 2 2 v d l 2_ 102 . 1 3 . 07 . 1 2 74 . 1 920 2 =0.1310 Pa； 6 查的换向阀 4WE6W50/AG24 的压力损失=0.0510 Pa 忽略油液通过管接头、油路 21 6 板等处的局部压力损失，则进油路总压力损失为 1 =+=(0.1310 +0.0510 )Pa=0.1810 Pa 1 1_1 21 666 16 3.3.工作进给时回油路的压力损失。工作进给时回油路的压力损失。 由于选用活塞杆液压缸，且液压缸有杆腔的工作面积为无杆腔的工作面积的二分 之一，则回油

21、管道的流量为进油管道的二分之一； 则 v =87cm/s； 2 2 1 v Re =69.6； 2 v dv2 5 . 1 2 . 187 =75/69.65=1.08； 2 2 Re 75 回油管道的沿程压力损失为： 1_2 =1.08Pa=0.06310 Pa 1_2 2 2 v d l 2_ 102 . 1 2 2 87 . 0 920 2 6 查产品样本知换向阀 3WE6A50/AG24 的压力损失=0.02510 Pa,换向阀 2_2 6 4WE6E50/AG24 的压力损失=0.02510 Pa,调速阀 2FRM520/6 的压力损失 3_2 6 =0.510 Pa。回油路总压力损

22、失为为 4_2 6 =+=（0.063+0.025+0.025+0.5）10 =0.61310 Pa 2 1_2 2_2 3_2 4_2 66 3 3量泵出口处的压力量泵出口处的压力 p p p p =+ p 1 22 / A AF om + 1 =(+0.1810 )Pa=3.7110 Pa 4_ 64_ 1054.78 10613 . 0 1005.4095 . 0 /24000 66 5.5.进时的压力损失。进时的压力损失。 快进时液压缸为差动连接，自汇流点 A 至液压缸进油口 C 之间的管路 AC 中，流量 为液压泵出口流量出口流量的两倍即 48L/min,AC 段管道的沿程压力损失为

23、 1_1 17 v =； 1 2 4 d q scmscm/708/ 602 . 114 . 3 10484 2 3 Re =； 1 4 . 566 5 . 1 2 . 1708 1 v dv ；132 . 0 4 . 566 75 Re 75 1 1 PaP pv d l P 6 2 2 11 1044 . 0 a 2 08 . 7 920 102 . 1 7 . 1 132. 0 2 同样可求管道 AB 段及 AD 段的沿程压力损失和为 21 31 v =cm/s=354cm/s； 2 2 4 d q 602 . 114 . 3 10244 2 3 Re =283.2； 2 v dv2 5

24、 . 1 2 . 1354 =0.265； 2 2 Re 75 =0.265Pa=0.038210 Pa； 21 2_ 102 . 1 3 . 0 2 54 . 3 920 2 6 =0.265Pa=0.216510 Pa 31 2_ 102 . 1 7 . 1 2 54 . 3 920 2 6 查产品样品知，流经各阀的局部压力损失为： 4EW6E50/AG24 的压力损失=0.1710 Pa； 12 6 3EW6A50/AG24 的压力损失=0.1710 Pa 22 6 据分析在差动连接中，泵的出口压力 18 p =2+=2.263210*Pa 无需修改 p1_1 21 31 1_2 2_2 am A F 2 4.24