机床液压系统毕业论文

1、摘 要现代机械一般多是机械、电气、液压三者紧密联系,结合的一 个综合体。液压传动与机械传动、电气传动并列为三大传统形式,液 压传动系统的设计在现代机械的设计工作中占有重要的地位。 本文主 要对负载与运动分析, 确定液压系统主要参数, 拟定液压系统原理图, 计算确定液压元件,验算了液压系统性能。通过设计掌握通用液压元 件, 尤其是各类标准元件的选用原则和回路的组合方法,培养设计技 能,提高了综合能力,为今后的设计工作打下良好的基础。关键词 现代机械,液压传动系统,液压传动,机床AbstractModern Machinery in general are mostly mechanical, e

2、lectrical, hydraulic three in close contact with an integrated body. Hydraulic transmission and mechanical transmission, electric side by side for the three traditional forms of transmission, hydraulic transmission system design in the modern mechanical design work occupies an important position. In

3、 this paper, the load and motion analysis to determine the main parameters of the hydraulic system to develop hydraulic system schematic diagrams, calculations to determine hydraulic components, checking the hydraulic system performance. Grasp the universal through the design of hydraulic components

4、, especially the selection of various types of standard components, principles and loop combination method to develop design skills, improve the comprehensive capacity of the design work for the future and lay a good foundation.Key words :modern machinery, hydraulic transmission, hydraulic transmiss

5、ion, machine tools目 录摘 要1 设计内容及要求 22 负载与运动分析 33 确定液压系统主要参数 6 3.1 初选液压缸工作压力 63.2 计算液压缸主要尺寸 64 拟定液压系统原理图 10 4.1 选择基本回路 104.2 组成液压系统 125 计算和选择液压件 14 5.1 确定液压泵的规格 14 5.2 确定电动机功率 155.3 确定其它元件及辅件 156 验算液压系统性能 19 6.1 验算系统压力损失 196.2验算系统发热与温升 247 结束语 268 参考献 271、 设计内容及要求题目:在某专用机床上有一夹紧进给液压系统,完成工件的先夹紧后、后进给 任务工

6、作原理如下:夹紧油缸:快进 慢进 达到夹紧力后启动进给油缸工作进给油缸:快进 慢进 达到进给终点 夹紧油缸快速退回夹紧缸快进速度:0.05m/s夹紧缸慢进速度:8mm/s最大夹紧力:40KN进给油缸快进速度:0.18m/s进给油缸慢进速度:0.018m/s最大切削力:120KN进给工作部件总质量:m=250Kg夹紧缸行程:用行程开关调节(最大 250mm 进给缸行程:用行程开关调节(最大 1000mm 2、负载与运动分析已知最大夹紧力为 40KN ,则夹紧油缸工作负载 140F KN =,液压缸的机械 效率取 0.9m =则推力 144.44m F KN =, 由于夹紧工作工作部件总质量很小,

7、 可 以忽略。则惯性负载 10m F =阻力负载 110fs fd F F =。夹紧缸快进、快退速度:11v = 13v =0.05m/s,夹紧缸慢进速度:12v =8mm/s。夹紧缸行程:用行程开关调节最大 250mm已知最大切削力为 120KN ,则进给油缸工作负载 2120F KN =。进给工作部 件总质量:250m kg =,取静摩擦因数为 0.2s f =,动摩擦因数为 0.1d f =;取往 复运动的加速、减速时间 0.2s 。进 给 油 缸 快 进 、 快 退 速 度 :111v =113v =0.18m/s, 进 给 油 缸 慢 进 速 度 :112v =0.018m/s,进给

8、缸行程:用行程开关调节最大 1000mm 。由式 m v F m t= 式(2 1 式 (2 1 中 m 工作部件总质量v 快进或快退速度t 运动的加速、减速时间由式 (2 1 求得惯性负载 1110.182502250.2m v F m N N t = 再求的阻力负载 静摩擦阻力 0. 22509. 849fS F N N = 动摩擦阻力 0. 12509. 824fd F N N =取液压缸的机械效率取 0.9m =则推力 (2133606fd m F F N += 综上所诉得出液压缸在各工作阶段的负载表 2 1和表 2 2。表 2 1 夹紧缸各工作阶段的负载 F(N 表 2 2 进给缸各

9、工作阶段的负载 F(N 根据液压缸在上述各阶段内的负载和运动时间, 即可分别绘制出两油缸工作 负载图 F -l 和速度图 -l ,如图 2-1,图 2-2所示。 夹紧缸负载图 F -l 进给缸负载图 F -l 图 2-1 夹紧缸速度图 -l 进给缸速度图 -l 图 2-23、确定液压系统主要参数3.1 初选液压缸工作压力根据系统中夹紧油缸工作最大负载为 140F KN =,在工进时负载最大,在其 它工况负载很小,参考机械设计手册初选液压缸的工作压力 p 1=4MPa。进给 油缸工作最大负载为 2120F KN =, 在工进时负载最大, 在其它工况负载较小, 参 考机械设计手册初选液压缸的工作压

10、力 p 1=8MPa。3.2 计算液压缸主要尺寸机床没要求快退速度这里选取液压缸快进和快退速度相等, 这里的液压缸可 选用单活塞杆式即液压缸有(A 1=2A 2 。工进时为防止冲击现象,液压缸的回油腔 应有背压,参考机械设计手册由于选用有杆腔回油路直接油缸,背压可忽略不计,选此背压为 p 2=0 MPa 。无杆腔回油路带调速阀的系统,这时参考机械设计手册可选取背压为 p 2=0.5MPa 。 由式 1122mFp A p A -=式(3-1在式(3-1中 1p 、 2p 分别为缸的工作压力、回油路背压1A 、 2A 分别为缸的无杆腔工作面积、有杆腔工作面积F 缸的工作负载m 液压缸的机械效率,

11、取 0.9m =再根据 122A A =,得 1212m F A p p =- ,求得夹紧油缸无杆腔工作面积 1210.0119A m = 进给油缸无杆腔工作面积 210.0172A m =由 D =得,夹紧油缸活塞直径 11123.1D mm = 进给油缸活塞直径 1148.0D mm =由 d 0.717D 得, 11d 88.26mm =, 1d 106.12mm =,参考 /23481993GB T -,圆 整后取标准数值,得夹紧缸 11125D mm =, 11d 90mm =,进给缸 1150D mm =,1d 105mm =。由 214D A =, (2224D d A -=求得

12、液压缸两腔的实际有效面积为夹紧缸两腔的实际有效面积为 142112310A m -=, 14225910A m -= 进给缸两腔的实际有效面积为 422176.610A m -=, 42290.010A m -= 经检验,参考表 3-1,活塞杆强度和稳定性均符合要求。表 3-1按工作压力选取 d/D 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 3 2和表 3 3所列,系统主要为进给缸供油,由此绘制进给 缸工况图如图 3-1所示表 3 2夹紧缸在各阶段的压力、流量和功率值 表 3 3进给缸在各阶段的压力、流量和功率值 注:快退时,液压缸有杆腔进油,压力为

13、 p 1,无杆腔回油,压力为 p 2。 输入流量 输入功率进油腔压 力进给缸工况图 图 3-14、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与运动速度, 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。由于系统选用节流调速方式,系统必 然为开式循环系统。4. 1. 2选择油源形式从工况图可以清楚看出, 在工作中两个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液。 夹紧系统中最大流量与最小流量 之比 ma x mi n q /q=0.32/0.0984=3.25,而在进给系统中最大流量与最小流

14、量之比 ma x mi n q /q=1.5588/0.3179=4.9, 在工作前可根据加工需要夹紧和进给最大行程可以 随时调节。根据该机床工作原理,则系统两个油缸可公用一个泵,为此可选用限 压式变量泵或叶片泵作为油源。且两者都能实现系统功能,从要求压力较高、系 统效率、经济适用的角度来看,最后确定选用双作用叶片泵方案。4. 1. 3选择快速运动和换向回路考虑系统流量较大, 系统中选用电液换向阀换向回路, 控制进油方向选用三 位四通电液换向阀,控制液压缸选用三位四通电液换向阀,如图 4-1所示。 图 4-14. 1. 4选择速度换接回路系统由快进转为工进时, 为减少速度换接时的液压冲击, 选

15、用行程阀控制的 换接回路。为了给进给缸快退发出信号,由于最大行程可以随时调节,则需要设 置一个行程开关。为了便于进给缸动作完成后系统能自动为夹紧缸发出快退信 息,在进给缸旁设置一个压力继电器。如图 4-2所示。 图 4-24. 1. 5选择进油调压回路在双缸利用一个双作用叶片泵供油, 根据本机床工作原理和工作参数可知两个油缸不是同时进行工作且两个油缸所需要的供油压力不同。 需要设置简单的调 压,即在进给系统和夹紧系统中各设置一个溢流阀调节压力。如图 4-3所示。 图 4-34. 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,如下图 4

16、-4所示,系统的动作循环如表 4-1。在图中,为 了避免机床夹紧工作停止后, 夹紧油缸回路中无法保持夹紧力, 图中在夹紧缸旁 添置了蓄能器。 图 4-4表 4-1系统的动作循环表 5、计算和选择液压件5. 1.确定液压泵的规格5. 1. 1计算液压泵的最大工作压力由表 3 2和表 3 3可知, 进给缸在工进时工作压力最大, 最大工作压力为p 1=8.32MPa,如在调速阀进口节流调速回路中,选取进油路上的总压力损失 p =0.6MPa,考虑到压力继电器的可靠动作要求压差 p e =0.5MPa 。由式 11p e p p p p + 式(5-1 在式(5-1中 1p p 最高工作压力1p 最大

17、工作压力p 总压力损失e p 动作要求压差则泵的最高工作压力估算为11(7.570.60.5 8.67p e p p p p MPa MPa +=+=5. 1. 2 计算液压泵的流量由表 3 2和表 3 3可知, 油源向进给缸输入的最大流量为 1.62×10-3 m 3/s , 若取回路泄漏系数 K =1.1。由式 p q Kq 式(5-2 式 (5-2 中 p q 缸最大的流量, K 回路泄漏系数 , q 输入的最大流量。 则泵提供油缸最大的流量为1333311.11.6210/1.78210/106.92/min p q Kq m s m s L -= 考虑到溢流阀的最小稳定流量

18、为 3L/min, 则泵的总流量 101.44/min p q L 根 据以上压力和流量的数值查阅产品样本,最后确定选取 24136PV R -型叶片泵, 排 量 为 136/p q mL r =。 若 取 液 压 泵 的 容 积 效 率 为 0. 9v =, 则 当 泵 的 转 速 980/minp n r =时,液压泵的实际输出流量为 1369800.9/1000/min 119.95/min p q L L =5.2 确定电动机功率由表 2 1和表 2 2可知, 进给油缸工进时输入功率最大, 这时液压泵最大 工作压力为 8.67MPa ,若取液压泵总效率 p =0.8,由式 p ppp

19、q P =式(5-3式(5-3中 P 电动机功率, p p 工作压力, p q 工作流量 , p 液压 泵总效率。这时液压泵的驱动电动机功率为 8.67119.9521.7600.8p ppp q P kW kW =根据此数值查阅产品样本, 选用规格相近的 Y225M 6型电动机, 其额定功率为 30KW ,额定转速为 980r/min。5. 3 确定其它元件及辅件5. 3. 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 5 1所列。5. 3. 2确定油管各元件间连接管道的规格按元件接口处尺寸决定,由于液压缸在实际

20、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 5 2所列。由表 5 2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 5 2数值, 系统中当油液在压力管中流速取 v=3m/min 由式 d =计算得各液压缸系统中相连的油管内径分别为jj d =212.23mm = jg d =229.14mm = 由于两根管道内径差别大,则不统一选取。查阅产品样本,选出夹紧缸系统 中选用外径 14mm 、厚度 1.6mm 的钢管,进给缸系统中选用外径 34mm 、厚度 3mm 的无缝钢管。5. 3. 3确定油箱根据机床工作原理夹紧

21、缸和进给缸不会同时工作,由于进给缸工作流量最 大,则计算进给缸的油量。油箱的容量按式 p V q =估算,其中 为经验系数, 低压系统, =24;中压系统, =57;高压系统, =612。由式 p V q = 式(5-4 式(5-4中 V 油箱的容量 经验系数p q 最大工作流量现取 7=,得7119.95839.65p V q L L =按 /79381999JB T -规定,取标准值 1000V L =。表 5 1液压元件规格及型号 表 5 2各工况实际运动速度、时间和流量 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,整个系统的压力损失无法全面估算,所以只 能估算

22、阀类元件压力损失, 待设计好管路布局图后, 加上管路的沿程损失和局部 损失即可。但对于中小型液压系统,管路压力损失可以不考虑。压力损失的验算 应按一个工作中不同阶段分别进行。6.1.1 夹紧缸系统的验算1快进快进时,液压缸通过电液换向阀连接。在进油路上,油液通过单向阀 14、 通过电液换向阀 2、 再通过电液换向阀 3b 、 通过行程阀 4的流量都为 21.12/min L , 然后进入液压缸无杆腔。由式 sn v n en q p p q = 式(6-1 式(6-1中 v p 总压力总损失, n p 元件压力损失 , sn q 实际通过流 量, en q 额定通过最大流量。在进油路上,由式(

23、6-1得压力总损失为222221.1221.1221.1221.120.350.50.50.212516016050v p =+ (0.0100.0090.0090.036MPa =+0.064MPa =此值不大,不会影响提供液压缸所需压力。在回油路上,无杆腔中油液通过电液换向阀 3b 流量为 44/min L ,流入回油箱。在回油路上,由式(6-1得压力损失为 2440.50.038160v p MPa = 此值不大,不会影响提供液压缸系统。2夹紧夹紧过程,在进油路上,油液通过单向阀 14、通过电液换向阀 2、再通过电 液换向阀 3b 的流量都为 5.9/min L 、调速阀 5进入液压缸无

24、杆腔,在调速阀 4处 的压力损失为 0.5MPa, 这时在回油路上, 油液通过电液换向阀 3b 返回油箱。 若忽 略管路的沿程压力损失和局部压力损失,则在进油路上由式(6-1得总的压力 损失为2225.95.95.90.350.50.50.5125160160v p =+ (0.00080.00070.00070.5MPa =+0.502MPa =在回油路上由式(6-1得压力总损失为 212.30.50.003160v p MPa = 该值微略大于液压缸的回油腔压力 p 2=0MPa, 可见此值与初算时选取的背压值基 本相符。按表 3 2的公式重新计算液压缸的工作压力为(4610221/444

25、440.00359100/12310103.615p F P A A MPa -=+=+= 此值与表 3 2数值很接近。 考虑到压力继电器的可靠动作要求压差 p e =0.5MPa, 为保证夹紧力,故将蓄能器保压大小略高于液压缸所需压力取略高 0.1MPa 。故由式(5-1溢流阀 11的调压 1p A p 应为113.6150.5020.50.14.717p A v e p p p p MPa >+=+=此值是调整溢流阀 11的调整压力的主要参考数据。3快退滑台快退时,在进油路上,油液通过单向阀 14、电液换向阀 2、电液换向阀 3b 的流量都为 21.12/min L ,然后进入液压缸

26、有杆腔。在回油路上,油液通过单 向阀 6、液控单向阀 16和电液换向阀 3b 流量都为 10.1/min L ,返回油箱。在进 油路上由式(6-1得总的压力损失为22221.1221.1221.120.350.50.5125160160v p =+ (0.0100.0090.009MPa =+0.028MPa =此值较小,因此液压泵的驱动电动机的功率是足够的。在回油路上由式(6-1得总的压力损失为22210.110.110.10.50.350.512540160v p =+ (0.0030.0220.002MPa =+0.027MPa =该值小于表 3 2液压缸的回油腔压力 p 2=0.5MP

27、a,但由于机床夹紧缸系统中冲 击很小,再参考表 5 2中的速度数据则不会影响系统安全。6. 1. 2 进给缸系统的验算1快进快进时,液压缸通过电液换向阀连接。在进油路上,油液通过单向阀 14、通过电液换向阀 2、再通过电液换向阀 3a 、通过二位二通电磁换向阀 7的流量都为 119.95/min L ,然后进入液压缸无杆腔。在进油路上,压力总损失为2222119.95119.95119.95119.950.350.50.50.5125160300166.67v p =+ (0.3220.2810.080.259MPa =+0.94MPa =此值不大,再参考表 5 2中的速度数据,不会太影响提供

28、液压缸所需压力和速 度。在回油路上,无腔杆中油液通过通过单向阀 3a 流量为 235.4/min L ,流入回 油箱。在回油路上,压力损失为 2235.40.50.308300v p MPa = 。此值不大, 再参考表 5 2中的速度数据,不会太影响提供液压缸所需压力和速度。2工进夹紧过程,在进油路上,油液通过单向阀 14、通过电液换向阀 2、再通过电 液换向阀 3a 的流量都为是 20.98/min L 、调速阀 8进入液压缸无杆腔,在调速阀 8处的压力损失为 0.5MPa 。在回油路上,油液通过电液换向阀 3a 返回油箱。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

29、22220.9820.9820.980.350.50.50.5125160300v p =+ (0.0100.0090.0020.5MPa =+0.521MPa =此值略大于估计值 0.5MPa 但基本相符。在回油路上总的压力损失为:241.20.50.009300v p MPa = ,该值微略 大于液压缸的回油腔压力 p 2=0MPa,可见此值与初算时选取的背压值基本相符。按表 3 3的公式重新计算液压缸的工作压力为(4610221/1336060.00990100/176.610107.57p F P A A MPa -=+=+= 此值与表 3 3数值很接近。考虑到压力继电器的可靠动作要求

30、压差 p e =0.5MPa,故溢流阀 12的调压1p A p 应为 117.570.5210.58.59p A v e p p p p MPa >+=+=。此值是调整溢流 阀 12的调整压力的主要参考数据。3快退滑台快退时,在进油路上,油液通过单向阀 14、电液换向阀 2、电液换向阀 3a 的流量都为 119.95/min L ,然后进入液压缸有杆腔。在回油路上,油液通过单 向阀 9和电液换向阀 3a 流量都为 61.1/min L , 返回油箱。 在进油路上总的压力损 失为222119.95119.95119.950.350.50.5125160300v p =+ (0.3220.2810.08MPa =+0.681MPa =此值较小,因此液压泵的驱动电动机的功率是足够的。在回油路上总的压力损失为22261.161.161.10.350.50.5125160300v p =+ (0.0840.0730.020MPa =+0.177MPa =该值小于表 3 3液压缸的回油腔压力 p 2=0.5MPa,但由于机床夹紧缸系统中冲 击很小,则不会影响系统安全。6. 2验算系统发热与温升系统工进在整个工作循环中占 90%以上, 所以系统的发热与温升可按工进工 况来计算。根据机床工作原理夹紧缸和进给