卧式双面铣削组合机床地液压系统设计

液压与气压传动技术课程

设计说明书专业：学号： 姓名：指导教师：年月日设计题目卧式双面铣削组合机床的液压系统设计 设计要求 液压传动系统的设计与计算 分析液压系统工况 确定主要参数 初定液压缸的工作压力 液压缸主要参数的确定 绘制液压系统工况图 绘制液压传动系统原理图 调速回路的选择 油源及其压力控制回路的选择 快速运动与换向回路 速度换接回路 压力控制回路 行程终点的控制方式 组成液压系统绘原理图 计算与选择液压元件 液压泵 阀类元件及辅助元件的选择 油管的选择 确定油箱容积 液压系统性能验算 压力损失的验算 工作进给时进油路压力损失 工作进给时回油路的压力损失 变量泵出口处的压力 系统压力损失验算 系统温升的验算 液压缸的设计 液压缸工作压力的确定 液压缸的内径和活塞杆前面已经计算 液压缸的壁厚和外径的计算 缸盖厚度的确定 设计小结 参考文献 设计题目卧式双面铣削组合机床的液压系统设计设计要求设计一台卧式双面铣削组合机床液压系统，加工对象为变速箱的两侧面。动作顺序为：夹紧缸夹紧T动力滑台快进T动力滑台工进T动力滑台快退T夹紧缸松开T原位停止。滑台工进轴向阻力为 ，夹紧缸夹紧力为 ，滑台移动部件质量为 。滑台快进速度为 ，快退速度为 ，滑台工进速度为 ，加、减速时间为 ，滑台快退行程为 ，工进行程为，夹紧缸行程为 。要求动力滑台速度平稳，可在 范围内调节，夹紧缸夹紧后需保压，夹紧缸内径为 ，液压缸效率取液压传动系统的设计与计算分析液压系统工况负载分析中，暂不考虑回油腔的背压力，液压缸的密封装置产生的摩擦阻力在机械效率中加以考虑。因工作部件是卧式放置，重力的的水平分力为零，这样需要考虑的力有：切削力，导轨摩擦力和惯性力。导轨的正压力等于动力部件的重力，设导轨的静摩擦力为F，动摩擦力为F则fs fd工作负载：FW=11800N35惯性负载：F,=m业=204, =59.5Na1 人 60,0.2€tF=m业=204,3.5-0.1=57.8Na2 人 60,0.2€tF=m也=204,0-0.1=1.7Na3 人 60,0.2€t7-0F=m也=204, =119Na4 人 60,0.2€t静摩擦负载：Ff=0.2,204,9.8=399.84Nfs动摩擦负载：Ffd=0.1,204,9.8=392N如果忽略切削力引起的颠覆力矩对导轨摩擦力的影响，并设液压缸的机械效

率耳€0.9，则液压缸在各工作阶段的总机械负载可以算出，见表m表 液压缸各运动阶段负载表运动阶段负载组成负载推力F'€@/“)1m快进启动F€Ffs加速F€(F„F)fd ai匀速F€Ffd工进启动F€F„F-Fw fd a2匀速F€F„Fw fd减速F€F„F-Fw fd a3快退启动F€Ffs加速F€F„Ffd a4匀速F€Ffd根据负载计算结果和已知的各阶段的速度，可绘制出负载图（）和速度图（）图 负载图和速度图确定主要参数初定液压缸的工作压力组合机床液压系统的最大负载约为 ，查表 初选液压缸的设计压力P]€3MPa。液压缸主要参数的确定由于差动连接时液压缸的推力比非差动连接时小，速度比非差动连接时大，当加大油泵流量时，可以得到较快的运动速度，因此采用差动连接。为了减小液压泵的流量，液压缸选用单杆式的，并在快进时差动连接。为防止铣削后工件突然前冲，液压缸需保持一定的回油背压，查表暂取背压为。则液压缸上的平衡方程5并取液压缸机械效率“m。则液压缸上的平衡方程进油：PA€PA,F11 22快进回油：PA€PA,F12 21快退又： V=V2故液压缸无杆腔的有效面积：A=FA=F+PA13333.24+0.5A3x106 仝液压缸内径：按 ，取标准值 ；因 ，故活塞杆直径（标准直径）则液压缸有效面积为：TOC\o"1-5"\h\z… …A=一D2= 802cm2=50.24cm24 4… …A=一（D2一d2）= （802一632）cm2=19.09cm24 4绘制液压系统工况图差动连接快进时，液压缸有杆腔压力必须大于无杆腔压力，其差值估取一 ，并注意到启动瞬间液压缸尚未移动，此时△=另外取快退时的回油压力损失为 。根据假定条件经计算得到液压缸工作循环中各阶段的压力流量和功率，并可绘出其工况图

表一液压缸在不同工作阶段的压力、流量和功率值工作阶段计算公式推力（N回油腔压力（）工作腔压力（）输入流量（）输入功率（W快进启动快进力口速快进恒速F+,PAP€ 2jA-A12q€v(A—A)12P€pqj—工进启动工进匀速工进减速F+pAP€ _2j Aiq€AvP二pqj快退启动快退力口速快退恒速F+pAD€ b_1j Aiq—Av2P—pqj注：差动连接时，回油到进油之间的压力损失，P€5„105Pa,而Pb=Pj+，P。

P p快退时，液压缸有杆腔进油，压力为j，无杆腔回油，压力为仃液压缸的工况图：P1,5仇4 P1,5仇4 ]300 5001l/nm013.360.069n.niq300 500l/nm0,032图工况图绘制液压传动系统原理图调速回路的选择该机床液压系统的功率小（ ）速度较低；钻镗加工时连续切削，切削力变化小，故采用节流调速的开式回路是合适的，为了增加运动的平稳性,进油路夹速度阀。

油源及其压力控制回路的选择该系统由低压大流量和高压小流量两个阶段组成，因此为了节能，考虑采用叶片泵油源供油。快速运动与换向回路由于差动连接时液压缸的推力比非差动连接时小，速度比非差动连接时大，当加大油泵流量时，可以得到较快的运动速度因此在双泵供油的基础上,快进时采用液压缸差动连接快速运动回路，快退时采用液压缸有杆腔进油，无杆腔回油的快速运动回路。为防止铣削后工件突然前冲，液压缸需保持一定的回油背压采用单向阀。速度换接回路由工况图可以看出，当动力头部件从快进转为工进时滑台速度变化较大，可选用行程开关来控制快进转工进的速度换接，以减少液压冲击。压力控制回路在大泵出口并联一电液比例压力阀，实现系统的无极调压。在小泵出口并联一溢流阀，形成液压油源。行程终点的控制方式这台机床用于钻、镗孔（通孔与不通孔）加工，因此要求行程终点的定位精度高因此在行程终点采用死挡铁停留的控制方式。

组成液压系统绘原理图将上述所选定的液压回路进行组合，并根据要求作必要的修改补充，即组成如下图所示的液压系统图。为便于观察调整压力，在液压泵的进口处、背压阀和液压缸无腔进口处设置测压点，并设置多点压力表开关。这样只需一个压力表即能观测各点压力。22| 1■VQ]A1514图 液压系统原理图液压系统中各电磁铁的动作顺序如表 所示。动作名称定位夹紧工作台快进工作台工进工作台快退液压泵卸载松开拔销电磁铁动作顺序表

计算与选择液压元件液压泵液压缸在整个工作循环中的最大工作压力为 如取进油路上的压力损失为压力继电器调整压力高出系统最大工作压力之值为 ，则小流量泵的最大工作压力应为X大流量泵是在快速运动时才向液压缸输油的，由工况图可知，快退时液压缸中的工作压力比快进时大，如取进油路上的压力损失为 则大流量泵的最高工作压力为X由工况图可知，两个液压泵应向液压缸提供的最大流量为 X ，若回路中的泄漏按液压缸输入流量的估计，则两个泵的总流量应为q€1.1x26.72L/min=29.392L/min。p由于溢流阀的最小稳定溢流量为 而工进时输入液压缸的流量为由小流量泵单独供油，所以小液压泵的流量规格最少为 。根据以上压力和流量的数值查阅产品样本，最后确定选取 与型叶片泵，其小泵和大泵的排量分别为 和 ，又液压泵的容积效率没有给出，所以当泵的转速为 时，液压泵的实际输出流量为q€(23.4*1400/1000)L/min=32.76L/minp由于液压缸在快退时输入功率最大，这是液压泵工作压力为 流量为取泵的总效率为，则液压泵驱动电动机所需的功率为2.0x32.7660x0.75€1.46KW根据此数值按 ，查阅选取 型电动机,其额定功率P€1.5KW，额定转速n€1400r/min。n n阀类元件及辅助元件的选择根据阀类及辅助元件所在油路的最大工作压力和通过该元件的最大实际流量，可以选出这些液压元件的型号及规格见表一

表—元件的型号及规格序号元件名称估计流量额定流量额定压力MPa额定压降MPa型号、符号过滤器叶片泵叶片泵溢流阀调速阀5快调速阀二位五通阀单向阀行程开关电液比例压力阀减压阀三位四通阀液控单向阀单向顺序阀压力继电器油管的选择各元件间连接管道的规格按元件接口处尺寸决定，液压缸进、出油管则按输入、输出的最大流量计算。由于液压泵的具体选定之后液压缸在各阶段的进、出流量已与原定数值不同；又对液压缸工作时，每一个泵均供两条支路，所以每条支路所需流量为总流量的一半，重新计算如表一所示流量、速度快进输入流量q€(Aq)/(A-A)1 1p 1 2€(50.24,32.76)/[2,(50.24-19.09)】€26.42排出流量q€(Aq)/A2211€(19.09，32.76)/(2,50.24)€6.23快退/!运动速度q€q/(A一A)1 p 1 2€(32.76,10)/【(50.24-19.09)，2】€5.25由表中的数据可知所选液压泵的型号、规格适合。由表一可知，该系统中最大压力小于 ，油管中的流速取 。所以按公d€2/㈣)€2x丫(52.84x106)/(兀,3x103x60)=19.33€2x、：q/㈣)€2x£(32.76x106)/(兀x3x103x60)=15.22查表 一65号冷拔无缝钢管（-），同时考虑制作方便，选x（外径 壁厚 ）的3确定油箱容积:油箱容积按《液压传动》式（）估算，与压力有关的经验数据，低压〜，中压〜，高压〜 当取…为时，求得其容积V€：q€7x32.76=229.32Lp按 规定，取标准值 。液压系统性能验算已知该液压系统的进、回油管的内径均为 ，运动粘度为U油的密度P 油的密度P压力损失的验算工作进给时进油路压力损失TOC\o"1-5"\h\z运动部件工作进给时的速度为 ，进给时的最大流量为 ，则液压油在管内流速为：, XX X管道流动雷诺数为uX可见油液在管道中流态为层流，其沿程阻力系数入 ，进油管道的沿程压力损失△ 为△入）（X XX忽略油液通过管接头、油路板等处的局部压力损失，则进油路的总压力损失△工作进给时回油路的压力损失由于选用单活塞杆液压缸，且液压缸有杆腔的工作面积是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U X入回油管道的沿程压力损失△为

X.,回油路总压力损查产品样本知换向阀一的压力损失为△失厶为,回油路总压力损△△△变量泵出口处的压力(△△X系统压力损失验算工作循环中进、回油管中通过的最大流量 ，由此计算雷诺数得u nuXX XnX X XX由此可推出各工况下的进、出回油中的液流均为层流，管中流速为n XXXnX X因此沿程压力损失为△ PPX XXXX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，计算如下：TOC\o"1-5"\h\z流量n nXX此时泵的效率为，泵的出口压力为则有：输入 X X输出 X此时的压力损失为：△ 输入 输出假定系统的散热状况一般，取°C)油箱的散热面积 为假定系统的散热状况一般，取°C)油箱的散热面积 为,则系统的温升为:验算表明系统的温升在许可范围内。液压缸的设计液压缸工作压力的确定选择液压缸工作压力主要根据液压设备类型确定，对不同用途的液压设备，由于工作条件不同，通常采用的压力也不同。液压缸的内径和活塞杆前面已经计算液压缸的壁厚和外径的计算液压缸的壁厚由液压缸的强度条件来计算液压缸的壁厚一般是指缸筒结构中最薄处的厚度，从材料力学可知，承受内压力的圆筒，其内应力分布规律因壁厚的不同而各异，一般计算时可分为薄壁圆筒，起重运输机械和工程机械的液压缸一般用无缝钢管材料，大多属于薄壁圆筒结构，其壁厚按薄壁圆筒公式计算Z$公式中：Z为液压缸壁厚（）为液压缸内径（）试验压力，一般取最大工作压力的（&缸筒材料的许用应力：锻钢倍）（），铸钢试验压力，一般取最大工作压力的（&缸筒材料的许用应力：锻钢倍）（），铸钢，无缝钢管高强度铸铁，灰铸铁，单位（故取Z液压缸壁厚算出后，即可求出缸体的外径1Z缸盖厚度的确定一般液压缸多为平底缸盖，其有效厚度近似计算按强度要求可用下面两个公式进行一般液压缸多为平底缸盖，其有效厚度近似计算按强度要求可用下面两个公式进行无孔时