毕业设计――铣削专用机床液压传动系统设计

1、镇江高专毕业设计(论文 铣削专用机床液压系统设计Milling special machine hydraulic system design 系名：专业班级：学生姓名：学号：指导教师职称：二*年六月任务书课题名称铣削专用机床液压系统设计同组学生姓名无设计（研究）内容：设计一套液压系统，系统完成的工作循环是：工件夹紧-工作台快进-工作台工进-工作台快退-工件松开。运动部件的重力为25000N。快进、快退速度为5m/min，工进速度为1001200mm/min，最大行程为400mm，其中工进行程为180mm。最大切削力为18000N。采用平面导轨。夹紧缸的行程为20mm，夹紧力为30000N。夹

2、紧时间为1s。符合以下要求，方可参加答辩：(1液压系统原理图及速度循环图、负载循环图、电磁阀动作循序表一张A1(2液压缸装配图一张A1(3液压缸主要零件的零件图五张A3(4设计计算说明书，字数不少于5000字一份(5以上资料打印稿和电子版（图纸用AutoCAD2004版本存盘、说明书及任务书用Word2003存盘）各一份参考文献：1液压传动丁树模主编机械工业出版社2液压与气压传动左健民主编机械工业出版社3液压与气动技术张宏友主编大连理工大学出版社4液压系统设计简明手册杨培元、朱福元主编机械工业出版社5液压传动设计指南张利平主编化学工业出版社6液压与气压传动游有鹏主编科学出版社目录摘要.33引言

3、.55第一章液压系统设计要求和工况分析. .661.1明确设计要求. 61.2工况分析. 6第二章拟定液压系统原理图.992.1液压回路选择. 92.2液压系统原理图. 9第三章液压系统的计算和选择液压元件. 113.1液压缸的主要尺寸的确定. 113.2确定液压泵的流量、压力和选择泵的规格. 123.3液压阀的选择. 134.1压力损失的验算. 144.2系统温升的验算. 17结论. .1919致谢. .2020参考文献. 21谢谢朋友对我文章的赏识，充值后就可以下载此设计说明书（不包含CAD 图纸）。我这里还有一个压缩包，里面有相应的word 说明书（附带：外文翻译）和CAD 图纸（共计7

4、张图纸）。需要压缩包的朋友联系QQ 客服1：1459919609或QQ 客服2：1969043202。需要其他设计题目直接联系！铣削专用机床液压系统设计摘要传动装置是一部机器的重要组成部分，它在很大程度上决定着机器的性能。传动装置的主要类型有机械传动、电气传动和流体传动。液压传动和液力传动是以液体为工作介质的流体传动，其中液压传动是以液体的压力能来工作的，液压传动在工业生产的各个领域中都有着非常广泛的应用，尤其在组合机床的传动系统中更是有着独特的优势。本次设计机床的液压系统，运用了液压传动系统的各方面知识，通过对液压系统的工作循环和工况分析计算其参数，选择系统回路、元件、附件等。在满足其使用要

5、求的前提下使系统质量轻，体积小，性能完善，维护方便。而压力传动除压力能外，主要是靠液体的动能进行工作的。关键词：液压传动、液压泵Milling special machine hydraulic system designAbstrac Abstractt Transmission is an important component of a machine, which largely determines the performance of the machine. The main types of gear mechanical transmission, electrical tr

6、ansmission and fluid power. Hydraulic transmission and hydraulic transmission fluid as the working medium is a fluid transmission, which is based on the hydraulic fluid pressure to drive to work, the hydraulic transmission in all areas of industrial production has a very wide range of applications,

7、especially in combination machine Transmission is a unique advantage. The design of the machine's hydraulic system, the use of all aspects of hydraulic system only through the work of the hydraulic system of loops and conditions to calculate the parameters, select the system circuit, components,

8、 accessories and so on. In meeting its requirements under the premise of using the system light weight, small size, performance, sound, and easy maintenance. In addition to the pressure to drive the pressure, the kinetic energy of the liquid depends mainly on work carried out.K ey words :Hydraulic t

9、ransmission, hydraulic pump引言液压传动相对于机械传动来说。是一门发展较晚的技术。自18世纪末英国制成世界上第一台水压机算起，液压传动技术只有二三拜百年的历史。直到20世纪30年代它才较普遍地用于起重机、机床及工程机械。在第二次世界大战期间，由于战争需要，出现由响应迅速、精度高的液压控制机构所装备的各种军事武器。第二次世界大战结束后，战后液压技术迅速转向民用工业，液压技术不断应用于各种自动机及自动生产线，从而使它在机械制造、工程机械、农业机械、汽车制造等行业得到推广应用。日常所见到的机器，如机床、起重机、汽车、拖拉机等，都装有一个用来接受外界能源输入的原动机，如电动机

10、、内燃机等，并通过机器中的一系列传动装置，把原动机的动作转变为机器工作机构的动作，以完成机器工作任务。例如，车床主轴的旋转、刀架的移动、起重机吊钩的升降等等。所以一部完整的机器都是由原动机，传动装置和工作机构三部分所组成，其中传动方式又有多种，液压传动以其功率大，调速方便等优点在传动装置中得到广泛应用。20世纪60年代以来液压技术随着原子能、空间技术、计算机技术的发展迅速发展，并渗透到各个工业领域中。液压技术开始向高速、高压、大功率、高效率、低噪声、经久耐用、高度集成化的方向发展。我国的液压工业开始于20世纪50年代，最初只是应用于机床和锻压设备山个，后来又用于拖拉机和工程机械。现在，我国的液

11、压元件随着从国外引进一些液压元件、生产技术以及进行自行设计，现已形成了系列，并在各种机械设备上得到了广泛的使用。我国的液压技术在21世纪将获得更快的发展。现在液压传动在组合机床传动系统中的应用技术已经非常成熟，本设计就是液压传动在组合机床上应用的一个实例。第一章液压系统设计要求和工况分析1.1明确设计要求设计内容：设计一套液压系统，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25000N。快进、快退速度为5m/min,工进速度为1001200mm/min,最大行程为400mm,其中工进行程为180mm。最大切削力为18000N.采用平面导轨。夹紧缸的

12、行程为20mm，夹紧力为30000N，夹紧时间为1s.明确液压系统的动作和性能要求，例如，执行元件的运动方式、行程和速度范围、负载条件、运动的平稳性和精度、工作循环和动作周期、同步或联锁要求、工作可靠性要求等。明确液压系统的工作环境，例如，环境温度、湿度尘埃、通风情况、是否易燃、外界冲击振动的情况及安装空间的大小等。1.2工况分析首先根据已知条件，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。液压缸所受外负载F 包括三种类型，即F=Fw +Ff +Fa式中F w _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，在本例中F w 为18000N；F a _

13、运动部件速度变化时的惯性负载；F 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+FRn ；G_运动部件重力；F Rn _垂直于导轨的工作负载，事例中为零；f_导轨摩擦系数，在本例中取静摩擦系数为0.2，动力摩擦系数为0.1。则求得F f S =0.2 25000N=5000NF f a=0.1 25000N=2500N上式中F f S 为静摩擦阻力,F f a 为动摩擦阻力。F a =g G tv 式中g_重力加速度；t_加速或减速时间，一般 t=0.010.5s； v_ t 时间内的速度变化量。在本例中F a =8. 92500

14、0×6005. 05N=4230N根据上述计算结果，列出各工作阶段所受的外负载见表1，并画了如图所示的负循环图。 110220330246S(min速度循环图 11022033040025009230负载循环图S(min图1工况图表1负载表工作循环外负载F （N ）工作循环外负载F （N ）启动、加速F=Ff S +Fa 9230工进F=Ff a+Fw 20500快进F=F fa2500快退F =F fa 2500第二章拟定液压系统原理图2.1液压回路选择（1）确定供油方式考虑到该机床在工作进给时负载较大，速度较低。而在快进、快退时负载较小，速度较高。从节省能量、减少发热考虑，泵源系

15、统宜选用双泵供油。现采用带压力反馈的限压式变量叶片泵。（2）调速方式的选择在中小型专用机床的液压系统中，进给速度的控制一般采用节流阀或调速阀。根据铣削类专用机床工作时对低速性能和速度负载特征都有一定要求的特点，决定采用限压式变量泵和调速阀组成的容积节流调速。这种调速回路具有效率高、发热小和速度刚性好的特点，并且调速阀装在回油路上，具有承受负切削力的能力。（3）速度换接方式的选择本系统采用电磁阀的快慢速度接回路，它的特点是结构简单、调节行程比较方便，阀的安装也比较容易，但速度换接的平稳性较差。若要提高系统的换接平稳性，则可改用行程阀切换的速度换接回路。（4）夹紧回路的选择用二位四通电磁阀来控制夹

16、紧、松开换向动作时，为了避免工作时突然失电而松开，应采用失电夹紧方式。考虑到夹紧时间可调节和当进油路压力瞬时下降时仍能保持夹紧力，所以接入节流阀调速和单向阀保压。在该回路中还装有减压阀，用来调节夹紧力的大小和保持夹紧力的稳定。2.2液压系统原理图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液压系统原理图第三章液压系统的计算和选择液压元件3.1液压缸的主要尺寸的确定1工作压力P 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计算液压缸内径D 和活塞杆直径d.有负载图知最大负载F 为20500N，按表取p2为0.5MPa, 0.95，

17、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=9.9×102m将液压缸内径圆整为标准系列直径D=100mm；活塞杆直径d,按d/D=0.7,活塞杆直径=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液压缸的工作压力，现取夹紧缸的工作压力为2.5MPa,回油背压力为零， 为0.95，可得D=m m 251096. 895. 0102514. 3150004 按照液压缸和活塞杆的尺寸系列，取夹紧液压缸的D 和d 分别为100mm 及70mm。按最底工进速度验算液压缸的最小稳定速度可得下式A>min min v q

18、 =2235101005. 0cm cm 式中q min 是由产品样本查得GE 系列调速阀AQF3-E10B 的最小稳定流量为0.05L/min.本例中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A=(2222224071044cm cm d D =×=可见上述不等式能满足，液压缸能达到所需低速。3计算在各工作阶段液压缸所需流量q (min/2. 19min /102. 19min /510744333222L m m v d =×=×××=快进快进q min /42. 9min /1042. 9min /

19、2. 11. 04433322L m m v D工进工进(min /20min /1020min /50701. 0443332222L m m v d D q =×=××=快退快退。qmin /42. 9min /1042. 9min /6010201. 04333322L m m v D 夹夹夹 3.2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：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p pp p 1式中P 液压泵最大工作压力_P P 执行元件最大工作压力_1_P 进油管路中的压力损失，初算时简单系统可取0.20.5MPa,复

20、杂系统取0.51.5MPa,本例取0.5MPa.p (MPaMPa p p p 5. 35. 031=+=+=上述计算所得的p 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 n 应满足p n (6. 125. 1P p 。中低压系统取小值，高压系统取大值。在本例中P n =1.25Pp =4.4MPa。2泵的流量确定。液压泵的最大流量应为q p K(maxqL 式中q p _液压泵的最大流量；(max q _同时动作的各执行元件所需流量之和的最大值。如果这时溢流阀正进行工作，尚须加溢流阀的最小溢流量23L/mi

21、n;K L _系统泄漏系数，一般取K L =1.11.3，现取K L =1.2q p =K(max qL =1.2 20L/min=24L/min3选择液压泵的规格。根据以上算得的p p 和q p 再查阅有关手册，现选用YBX16限压式变量叶片泵，该泵的基本参数为：每转排量q v =16mL/r,泵的额定压力p n =6.3MPa,电动机转速n=1450r/min,容积效率v =0.85，总效率 =0.7。3.3液压阀的选择本液压系统可采用力士乐系统或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

22、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2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XU BS 2×100XU BS 2×100242液压泵YBX 16YBX 16243压力表开关K H6KF3EA10B 4三位四通换向阀4WE6E50/OAG2434EF3B E10B205二位三通换向阀3WE6A50/OAG2423EF3B E10B206单向调速阀2FRM520/6AQF3E10B 207减压阀J FC10D P 1JF3E10B 9.48压力表开关4K F10D 1与3共用9单向阀A F10D D/DP1AF3EA10B 9.

23、410二位四通换向阀24DF3B E10B B 24EF3E10B 9.411压力继电器DP 163BDP 163B9.412单向节流阀LA F10D B 1ALF E10B 9.4第四章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为15，查得15时该液压油的运动粘度v=150cst=1.52/s,油的密度 =920kg/m3.4.1压力损失的验算1作进给时进油路压力损失。运动部件工进给时的最大速度为1.2m/min,进给时的最大流量为9.42L/min,则液压油在管内流速

24、v 1为v 1=24d q=232. 114. 31042. 94 cm/min=8330cm/min=139cm/s管道流动雷诺数Re 1为Re 1=vdv 1=111Re 12300，可见油液在管道内流态为层流，其沿程阻力系数1 =1Re 75=11175=0.68。进油管道BC 的沿程压力损失1_1 =22v d l =0.68×(2_102. 13. 07. 1×+×239. 19202 Pa=0.1×106Pa 查的换向阀4WE6W50/AG24的压力损失21 =0.05×106Pa忽略油液通过管接头、油路板等处的局部压力损失，则进油

25、路总压力损失为11 =1_1 +21=(0.1×106+0.05×106Pa=0.15×106Pa 2工作进给时回油路的压力损失。忧郁选用活塞杆液压缸，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，则回油管道的流量为进油管道的二分之一，则v 2=21v =69.5cm/sRe 2=v d v 2=5. 12. 15. 69 =55.52 =2Re 75=75/55.5=1.39回油管道的沿程压力损失1_2 为：1_2 =22v d l =1.39×2_102. 12 ×2695. 09202 Pa=0.05×106Pa 查产品

26、样本知换向阀3WE6A50/AG24的压力损失2_2=0.025×106Pa, 换向阀4WE6E50/AG24的压力损失3_2=0.025×106Pa, 调速阀2FRM520/6的压力损失4_2=0.5×106Pa。回油路总压力损失为2为2=1_2 +2_2+3_2+4_2=（0.05+0.025+0.025+0.5）×106=0.6×106Pa3量泵出口处的压力p pp p =122/A A F om +1 =(4_64_1054. 78106. 01005. 4095. 0/21500 +0.15×106Pa =3.2×

27、106Pa4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40L/min,AC段管道的沿程压力损失1_1为v 1=24d q=s cm s cm /590/602. 114. 31040423Re 1=4725. 12. 15901 v d v 159. 047275 Re 7511 Pa P pv d l P 622111036. 0a 29. 5900102. 17. 1159. 02 同样可求管道AB 段及AD 段的沿程压力损失21 和31为v 2=24d q=602. 114. 31020423cm/s=2

28、95cm/sRe 2=v d v 2=5. 12. 1295 =2362 =2Re 75=0.3221 =0.32×2_102. 13. 0 ×295. 29202 Pa=0.032×106Pa 31=0.32×2_102. 17. 1 ×295. 29202Pa=0.181×106Pa 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12 =0.17×106Pa3EW6A50/AG24的压力损失22 =0.17×106Pa据分析在差动连接中，泵的出口压力p p 为p p =21_1 +2

29、1 +31+1_2 +2_2+amA F2=1.93×106Pa快退时压力损失经验算从略。上述验算表明，无需修改原设计。4.2系统温升的验算在整个工作循环中，工进阶段所占的时间最长，为了简化计算，主要考虑工进时的发热量，一般情况下，工进速度大时发热量较大，由于限压式变量泵在流量不同时，效率相差极大，所以分别计算最大、最小时的发热量，然后加以比较，取数值大着进行分析。当v=10cm/min时q=4D 2v=0.785×103m 3/min=0.785L/min此时泵的效率为0.1，泵的出口压力位3.2MPa,则有P 输入=1. 060785. 02. 3 KW=0.42KWP 输出=Fv =20500×6010×10