数控铣床两工位夹紧装置液压系统设计

系统设计(常用版)(可以直接使用，可编辑完整版资料，欢迎下载)1)节能要课题。20世纪70年代后期，德、美等国相继研制成功负载敏感泵及低功率电磁铁等。2)液压与微电子、计算机技术相结合20世纪80年代以来，逐步完善和普及的计算机控制技术和集成传感技术为液压技术3)提高液压传动的可靠性4)高度集成化1)液压传动可在运行过程中方便地实现大范围的无级调速，调速范围可达1000:1。由于液压系统中的压力比电枢磁场中单位面积上的磁力大30倍～40倍，液压传动装置的频繁幻想，每分钟的换向次数可达500次(左右摆动)、1000次(往复移动);3)液压传动易于实现自动化，特别是采用电液和气液传动时，可实现复杂的自动控4)液压装置易于实现过载保护。当液压系统超负荷(或系统承受液压冲击)时，液1)不能保证严格的传动比。着是由于液压介质的可压缩性和不可避免的泄露等因素2)系统工作时，对温度的变化较为敏感。液压截至的粘性随温度变化而变化，从而3)在液压传动中，能量需经过两次变换，且液压能在传递过程中有流量和压力的损2液压系统的设计本设计是完成某机床需要对零件进行两工位装夹装置(装夹装置静动摩擦因数夹紧装置由液压与电气配合实现的自动循环要求为：I工位夹紧缸夹紧→I工位夹紧缸工况行程速度时间运动部件重力负载启动、制动时间工位夹紧缸夹紧3松开lⅡ工位夹紧缸夹紧松开I工位夹紧缸的负载计算惯性负载松开：静摩擦负载动摩擦负载IⅡ工位夹紧缸的负载计算惯性负载夹紧：松开：静摩擦负载F₅=μ(G+F)Fa=μa(G+F)动摩擦负载Fa=μa(G+F)由此得I工位夹紧缸和Ⅱ工位夹紧缸在工作的各个阶段所受的负载，由表2-2所示表2-2I工位夹紧缸的外负载计算结果Tab.2-2Theloadcalculationresult工况负载组成启动F加速夹紧反向启动F加速松开表2-3Ⅱ工位夹紧缸的外负载计算结果Tab.2-3Theloadcalculatio工况负载组成外负载F/N启动F加速夹紧工况负载组成外负载F/N反向启动F加速松开根据液压执行元件的负载表可以确定系统的最大负载数，在充分考虑系统所需的流量、性能等因素后，可参照表2-4或者2-5选择系统的工作压力表2-4按负载选择工作压力系统压力/MPa表2-5按主机类型选择系统工作压力设计压力/MPa机半精加工机床床龙门刨床拉床农业机械、小型工程机械、工程机械辅助机构液压机、大中型挖掘机、中型机械、起重运输机械地质机械、冶金机械、铁道车辆维护机械、各类液压机具等表2-6液压执行器的背压力系统类型背压力(MPa)简单系统和和一般轻栽节流调速系统0.2～0.5回油带背压阀调整压力一般为0.5～1.5中低压系统回油路设流量调节阀的进给系统满载工作时设补油泵的闭式系统0.8～1.5高压系统初算是可忽略不计2.4液压执行器主要结构参数的计算I工位夹紧缸主要结构参数的确定本设计将I工位夹紧缸的有杆腔作为主工作腔，则有公式：表2-7根据往返速度比λ计算活塞杆直径d的公式Tab.2-7TherecommendedvaluesofThepistonroddiameterd往返速度比λ2活塞杆直径d油缸的速比λ,可由机械设计手册查得。本设计取λ=1.33。则由上表查得d=0.5D。又d=0.5D,得d=25(mm),取标准值d=28(mm)则液压缸无杆腔实际有效面积为：A₁=πD²/4有杆腔实际有效面积为：=13.5(cm²)Ⅱ工位夹紧缸主要结构参数的确定Ⅱ工位夹紧缸的无杆腔作为主工作腔，则有公式：PA-PA₂=Fmax/nm则有取标准值d=20(mm)则液压缸无杆腔实际有效面积为：A₁=πD²/4有杆腔实际有效面积为：液压缸工作循环中各阶段的压力、流量和功率根据上述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，如下表表2-8I工位夹紧缸工作循环个阶段的压力、流量和功率Tab.2-8Thepressure,工作阶段计算公式负载回油腔压力工作腔压力输入流量输入功率启动加速夹紧反向启动加速松开工作阶段计算公式负载回油腔压力工作腔压力输入流量输入功率启动加速夹紧反向启动加速松开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)液压动力源的分析与选择；4)液压回路的分析、选择与合成；5)液压系统原理图的拟订。3.2油路循环方式的分析和选择液压系统油路循环方式分为开式和闭式两种，他们各自的特点及相互比较见下表油液循环方式开式闭式散热条件较方便，但是油箱较大较复杂，需要用辅泵来换油冷却抗污染性较差，但可采用压力油箱或者油箱呼吸器来改善较好，但是油液过滤要求较高系统效率管路压力损失较大，用节流调速时效率低管路腰里损失较小，容积调速时效率较高限速制动形式引起油液发热液压泵由电动机拖动时，限速及制动其他对泵的自吸性能要求高对主泵的自吸性能要求低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，采表3-2各种调速方式的性能比较主要性能节流调速容积调速回路容积节流调速回路简式节流调速系统带压力补偿阀的节流调速系统变量泵定量马达流量适应功率适应进油节流及回油节流旁路节流调速阀在进油路调速阀在旁油路及溢流节流调速回路负载特性速度刚度差很差好较好好承载能力好较差好较好好调速范围大小大较大大功率特性效率低较低低较低最高较高高发热大较大大较大最小较小小成本低较低适用范围小功率轻载或者低速的中低压系统及工程机械非经常性调速的场合大功率高速中高压系统负载变化小，速度刚度要大的中小功率，中压系统负载变化大速度刚度较大的中高压系统3.5液压回路的分析、选择与合成3)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1一油箱2-空气滤清器3一液位计4一吸油过滤器5-液压泵6一单向阀7一压力表开关8一压力表9一通道体10一叠加式溢流阀图3-1液压系统的原理图4计算和选择液压元件液压元件的计算是指计算元件在工作中承受的压力和流量，以便选择零件的规格和型号，此外还要计算原动机的功率和油箱的容量。选择元件时应尽量选择标准件。4.1液压泵的选择液压泵站组件的选择液压泵站一般由液压泵组、油箱组件、过滤器组件和蓄能器组件等组成。根据系统的实际需要，本设计选择液压泵组、油箱组件、过滤器组件。液压泵组由液压泵，原动机，连轴器及管路附件等组成。油箱组件由油箱面板，空气滤清器，,液位显示计等组成。过滤器组将是保持工作介质清洁度必备的组将，可根据系统对介质清洁度的不同要求设置不同等级的粗过滤器，精过滤器等。液压泵的计算与选择液压泵的最大工作压力：Σ△p——液压泵出口大执行元件入口之间所有的沿程压力损失和局部压力损失之和。初算时按经验数据选取：管路简单，管中流速不大时，取Z△p=0.2Mpa～0.5Mpa;管路复杂而且管中流速较大或者有调速元件时，取Σ△p=由上述选取Z△p=0.5MPa,然后带入公式(4-1)计算得：在选择泵的额定压力时应考虑到动态过程和制造质量等因素，要使液压泵有一定的压力储备。一般泵的额定工作压力应比上述最大工作压力高20%-60%,所有最后算得的液压泵的额定压力应为：液压泵类型齿轮泵螺杆泵叶片泵柱塞泵总效率式中K——考虑系统泄漏和溢流阀保持最小溢流量的系数，一般取K=1.1～1.3,本设计取泄漏系数为1.1,所以：由液压元件产品样本查得CBN-E312齿轮泵满足上述估算得到的压力和流量要求：该泵的额定压力为16MPa,公称排量V=12mL/rev,额定转速为1800r/min。现取泵的容积效率η=0.85,当选用转速n=1400r/min的驱动电机时，泵的流量为：由前面的计算可知泵的最大功率出现在Ⅱ工位夹紧阶段，现取泵的总效率为选用电动机型号：Y90S—4B5型封闭式三相异步电动机满足上述要求，其转速为1400r/min,额定功率为1.5kW。电动机与泵之间采用连轴器联结。根据所选择的液压泵规格及系统工作情况，可计算出液压缸在各个阶段的实际进出流量，运动速度和持续时间，从而为其他液压元件的选择及系统的性能计算奠定了基础。计算结果如下表所示：表4-2I工位夹紧缸的实际工况流量工作阶段/Lmin-¹无杆腔有杆腔速度时间夹紧9进=0.9729进=qp/3松开表4-3Ⅱ工位夹紧缸的实际工况Tab.4-3TheactualworkingconditionsoftheclampingcylinderIⅡ工作阶段流量速度时间min-¹无杆腔有杆腔夹紧松开9进=6.03=0.125=0.24.2液压控制阀的选择选择依据为：额定压力，最大流量，动作方式，安装固定方式，压力损失数值，工作2)阀类元件的规格主要根据流经该阀油液的最大压力和最大流量选取。选择溢流阀时，应按液压泵的最大流量选取。选择节流阀和调速阀时，应考虑其最小稳定流量满足机3)一般选择控制阀的额定流量应比系统管路实际通过的流量大一些，必要时，允许通过阀的最大流量超过其额定流量的20%;根据以上要求，现选定各类阀和组将的型号如表4-4所示：表4-4各种液压元件的类型选择Tab.4-4Varioustypesofhydrauliccomponentsof名称通过流量/L额定流量额定压力额定压降型号规格1吸油过滤器一2单向阀<0.13压力继电器4压力表一5压力表开关6叠加式溢流阀7叠加式减压阀8叠加式单向阀<0.19二位四通换向阀叠加式单向节流阀二位四通换向阀叠加式单向节流阀空气滤清器一一液位计LS-3”表4-5油管中的允许流速油液流经油管吸油管高压管回油管短管及局部收缩处允许速度(m/s)表4-6安全系数管内最高工作压力安全系数864由表4-2和4-3得知I工位夹紧液压缸有杆腔和无杆腔油管的实际最大流量分别为3.21L/min和4.67L/min,Ⅱ工位夹紧液压缸有杆腔和无杆腔油管的实际最大流量分别为14L/min和23.02L/min,按照表4-5的推荐值取油管内油液的允许流速为4m/min,按计算式中q——通过油管的最大流量；V——油管中允许流速；d——油管内径。将数值代入公式(4-3)得I工位夹紧液压缸：Ⅱ工位夹紧液压缸：根据JB827-66,同时考虑到制作方便，I工位夹紧液压缸两根油管同时选用10×1(外径10mm,壁厚1mm)的10号冷拔无缝钢管。Ⅱ工位夹紧液压缸两根油管同时选用14×1(外径14mm,壁厚1mm)的10号冷拔无缝钢管。由机械设计手册查得管材的抗拉强度为412MPa,由表4-6取安全系数为8,按公式对管子的强度进行校核：式中p——管内最高工作压力；n——安全系数；将数值代入公式(4-4)得：所以选的管子壁厚安全。其他油管，可直接按所连接的液压元、辅件的接口尺寸决定其管径的大小。确定油箱容积油箱的作用是储油，散发油的热量，沉淀油中杂质，逸出油中的气体。其形式有开式和闭式两种：开式油箱油液液面与大气相通；闭式油箱油液液面与大气隔绝。开式油箱应用较多。1)油箱应有足够的容积以满足散热，同时其容积应保证系统中油液全部流回油箱时不渗出，油液液面不应超过油箱高度的80%;2)吸箱管和回油管的间距应尽量大，之间应设置隔板，以加大液流循环的途径，这样能提高散热、分离空气及沉淀杂质的效果。隔板高度为液面高度的2/3～3/4。吸油管及回油管应插入最低液面以下，以防止吸空和回油飞溅产生气泡。管口与箱底、箱壁距离一般不小于管径的3倍。吸油管可安装100μm左右的网式或线隙式过滤器，安装位置要便于装卸和清洗过滤器。回油管口要斜切45°角并面向箱壁，以防止回油冲击油箱底部的沉积物，同时也有利于散热；3)油箱底部应有适当斜度，泄油口置于最低处，以便排油；4)注油器上应装滤网；5)油箱的箱壁应涂耐油防锈涂料。5液压系统性能验算5.1液压系统压力损失验算由于系统的管路布置尚未具体确定，整个系统的压力损失无法全面的计算，故只能先估算阀类元件的压力损失，待设计好管路布置图后，加上管路的沿程损失和局部损失即可。I工位夹紧缸的压力损失验算在油缸夹紧时，油液依次经过单向阀，叠加式减压阀，叠加式溢流阀，电磁换向阀，叠加式双单向节流阀，。所以进油路上的压力损失为在油缸松开时，退油路上的压力损失为由此可以看出，系统阀的压力损失都小于原先的估计值，所以满足系统的使用要求。因为Ⅱ工位夹紧缸的运动过程是一样的，使用对此油缸的压力校验过程和上面的计算过程是一样的。如下所示在油缸夹紧时，油液依次经过单向阀，电磁换向阀，叠加式双单向阀，叠加式双单项在油缸松开时，退油路上的压力损失为：5.2估算系统效率由表4-2和4-3可以看出，本液压系统在整个工作循环过程中，液压缸夹紧是主要的工作过程，所以系统效率、发热和温升等可一概用夹紧时的数值计算。式中p₁——执行元件的负载压力；pp——液压泵的供油压力；I工位夹紧缸夹紧时，将数值代如公式(5-2)得：Ⅱ工位夹紧缸夹紧时，将数值代入公式(5-2)得：系统在一个完整的循环周期内的平均回路效率可按下式计算：T——一个完整循环的时间。分别将I、I工位夹紧缸夹紧时的数值代入公式(5-3)得：则系统的总效率为：n.——液压回路的效率；n——液压执行元件的总效率，取0.95。本系统的效率是0.06。整个系统的效率很低，主要是由于溢流损失和节流损失造成的。5.3系统的发热和温升液压系统的压力、容积和机械损失构成总的能量损失，这些能量损失都将转化为热量，是系统的油温升高，产生一系列不良的影响。为此，必须对系统进行发热和温升计算，以便对系统温升进行控制。可按下式估算系统的发热能量：式中H——系统产生的热量；将数值代入公式(5-5)得：液压设备类型正常工作温度/℃船舶冶金机械、液压机工程机械、矿山机械液压系统中产生的热量，由系统中各个散热面散发至空气中，其中油箱是主要散热面。因为管道的散热面相对较小，且与其自身的压力损失产生的热量基本平衡，故一般滤去不计。当只考虑油箱散热时，其散热量H₀可按下式计算：式中K——散热系数(W/m℃),计算时可选用推荐值：通风很差K=8;通风良好K=14—20;风扇冷却时，K=20—25;用循环水冷却时，K=110—175;A——油箱散热面积；△t——系统温升。当系统产生的热量H等于其散发出去的热量时，系统达到平衡，此时：当六面体油箱长、宽、高比例为1:1:1—1:2:3且液面高度是油箱高度的0.8倍时，其散热面积的近似计算公式为：所以可以导出：式中V——油箱的有效容量。取散热系数K=15,将数值代入公式(5-7)得：此温升超过了许用范围，△t=30℃-50℃,增大油箱面积，取V=8×14=112L,并且取系数K=20W/m℃,重新带入数值计算得：所以满足了许用温升要求。至此，系统校核完毕，从整个过程来看，此设计满足使用需求。6液压动力源装置的设计液压动力源(即液压泵站)是多种元、附件组合而成的整体。是为一个或几个系统存6.1液压泵站的结构形式站中，采用立式电动机并将液压泵置于油箱之内时，称为立式(图6-1);采用卧式电动泵组置于油箱下面时为下置式(图6-4);图6-1图6-3图6-2图6-4按泵组流量特性分为定量型和变量型；按泵组驱动方式分为电动型、机动型和手动型。称为立式液压动力源。上置式液压动力源站地面积小，结构紧凑，液压泵置于油箱内的立式安装动力源，噪声低且便于收集漏油。这种结构在中、小功率液压站中被广泛采用。本次设计即采用这种结构。当采用卧式动力源时，由于液压泵置于油箱之上，必须注意各类液压泵的吸油高度，以防液压泵进油口产生过大的真空度，造成吸空或气穴现象。而立式7液压装置的总体配置验。1)块体结构集成块的材料一般为铸铁或锻钢，低压固定设备可用铸铁，高压强振场合要用锻钢。块体加工成正方体或长方体。通常其四周除1面安装通向液压执行器(液压缸或液压马达)的管接头外，其余3面安装标准的板式液压阀及少量的叠加阀或插装阀，为叠积接合面，钻有公共压力油孔P,公用回油孔T,泄漏油孔L和4个用以叠积紧固的P孔，液压泵输出的压力油经调压后进入公用压力油孔P,作为供给各单元回路压力对于中低压系统，油孔之间的壁厚δ,不得小于5mm,高压系统应更大些。本系统属8液压系统的污染控制污染物的主要来源有以下3个方面：1)系统内部残留2)系统外界侵入3)系统内部生成1)颗粒污染物堵塞和淤积，引起元件故障2)加剧磨损，导致元件性能衰降3)加速油液性能劣化表8-1控制污染的措施Tab.8-1Themeasureofpollutioncontrol污染来源控制措施残留污染物清洁度并防止在运输和储存中被污染子要加护盖密封在清洁的环境中用清洁的方法装配系统侵入污染物从油桶向油箱注油或从中放油时都要经过过滤装置过滤保证油桶或油箱的有效密封从油桶取油之前先清除桶盖周围的污染物加入油箱的油液要按规定过滤。加油所用器具要先行清洗系统漏油未经过滤不得返回油箱采用加压式油箱或呼吸袋低，以防止在低液面时空气经旋涡进入泵防止冷却器或其他水源的水漏进系统维修时应严格执行清洁操作规程生成污染物在使用中经常检查与维护，及时清洗或更换滤芯设置冷却器发现系统污染度超过规定时，要查明原因，及时消除进行系统外循环过滤加强控制定期清洗油箱，要彻底清理掉油箱中所有残留的污染物在油箱顶盖设置通气过滤器外，还应在各连接面间采取适当的密封措施。对于工作在高粉尘环境下的液压装置，建议在液压站上加设防尘器(罩);对于大型冶金设备的中央型液压装置，建议将液压站安放在专门的地下室内，以防止污物侵在防止污染物侵入油液的基础上，对系统残留和生成的污染物进行强制性清除非常重要。而对油液进行过滤是清除油液中污杂物最有效的方法。过滤器可根据系统和元件的要求，可分别安装在系统不同位置上，如泵吸油管、压力油管、回油管、伺服阀的进油口及系统循环冷却支路上。控制油液中颗粒污染物的数量，是确保系统性能可靠、工作稳定，1)过滤精度应保证系统油液能达到所需的污染度等级；2)油液通过过滤器所引起的压力损失应尽可能小；3)过滤器应具有一定纳污容量，防止频繁更换滤芯。9液压系统泄露控制与密封2)板式阀、叠加阀等接合面间的漏油主要是：与O形圈安装面磕碰、划伤、安装螺3)造成液压缸漏油的原因较多，如活塞杆表面粘附粉尘泥水、盐雾、表面磕碰4)温升发热造成较严重的泄漏现象，可使油液9.2液压系统防漏与治漏的主要措施9.3液压装置泄露控制的基本准则1)正确设计2)正确加工和装配1)结构小巧；2)静、动密封均可使用；3)动摩擦阻力比较小；4)使用单件O型密封圈，可对两个方向起密封作用；5)价格低廉。10液压系统噪声的控制11液压介质的选择统内各部间件的润滑、防腐蚀、冷却、冲洗等作用。1)合适的粘度，良好的粘温特性粘度是选择液压油时首先考虑的因素，在相同的工作压力下，粘度过高，液压部件运动阻力增加，升温加快液压泵的自吸能力下降，管道压力降和功率损失增大；若粘度过低，会增加液压泵的容积损失，元件内泄漏增大，并使滑动部件油膜变薄，支承能力下降；2)良好的润滑性(抗磨性)液压系统有大量的运动部件需要润滑以防止相对运动表面的磨损，特别是压力较高的系统，对液压油的抗磨性要求要高得多；3)良好的抗氧化性液压油在使用过程中也会发生氧化，液压油氧化后产生的酸性物质会增加对金属的腐蚀性，产生的油泥沉淀物会堵塞过滤器和细小缝隙，使液压系统工作不正常，因此要求具有良好的抗氧化性；4)良好的抗剪切安定性由于液压油经过泵、阀节流口和缝隙时，要经受剧烈的剪切作用，导致油中的一些大分子聚合物如增粘剂的分子断裂，变成小分子，使粘度降低，当粘度降低到一定的程度油就不能用了，所以要求具有良好的抗剪切性能；5)良好的防锈和防腐蚀性液压油在使用过程中不可避免地要接触水分和空气以及氧化后产生的酸性物质都会对金属生锈和腐蚀，影响液压系统的正常工作；6)良好的抗乳化性和水解安定性液压油在工作过程中从不同途径混入的水分和冷凝7)良好的抗泡沫性和空气释放性在液压油箱里，由于混入油中的气泡随油循环，不仅会使系统的压力降低，润滑条件变坏，还会产生异常的噪音、振动，此外气泡还增加了油与空气接触的面积，加速了油的氧化，因此要求液压油具有良好的抗泡沫性和空气释放8)对密封材料的适应性由于液压油与密封材料的适应性不好，会使密封材料膨胀、软化或变硬失去密封性能，所以要求液压油与密封材料能相互适应。优劣将在很大程度上影响液压系统的工作可靠性和使用寿命。通常对液压油的质量要求有1)适宜的粘度及良好的粘温性能，以确保在工作温度发生变化的条件下能准确、灵敏4)良好的抗乳化性，能与混入油中的水迅速分离，能抗氧化，稳定性好；腐蚀作用小，对涂料、密封材料等有良好的适应性；同时液压介质选择液压介质时，除专用液压油外，首先是介质种类的选择。根据液压系统对介质是运动粘度27～50.6mm²/s,粘度指数≥90,闪点≥170℃,凝点≤-25℃,油的密度为2)液压驱动的主机设备全部安装完毕，运动部件状态良好并经检查合格后，进入装4)熟悉调试所需技术文件，如液压原理图、管路安装图、系统使用说明书、系统调压力可取工作压力的2倍，或取最高使用压力的1.5倍。试验时要分级进行，不要一下子2)方向控制阀应保证轴线呈水平位置安装；3)板式元件安装时，要检查进出油口处的密封圈是否合乎要求，安装前密封4)板式元件安装时，固定螺钉的拧紧力要均匀2)液压泵的旋转方向和进、出油口应按要求安装；3)各类液压泵的吸油高度，一般要小于0.5M。2)检查液压系统各部，确认安装合理无误；3)向油箱灌油，当油液充满液压泵后，用手转动联轴节，直至泵的出油口出油并不4)放松并调整液压阀的调节螺钉，使调节压力值能维持空转即可。调整好执行机构5)接通电源、点动液压泵电机，检查电源连线是否正确。延长启动时间，检查空运6)在空运转正常的前提下，进行加载试验，即压力调试。加载可以利用执行机构移1MPa,并稳压5分钟左右。最高试验调整压力应按设计要求的系统额定压力或按实际工7)压力试验过程中出现的故障应及时排除。排除故障必须在泄压后进行。若焊缝需9)注意：不准在执行元件运动状态下调节系统压力；调压前应先检查压力表，无压3)将泵吸油管、回油管路上的截止阀开启，泵出口溢流阀及系统中安全阀手柄全部4)流量控制阀置于小开口位置。3)开车时，首先启动控制油路的液压泵，无专用的控制油路液压泵时，可直4)液压油要定期检查更换，对于新投入使用的液压设备，使用3个月左右即应清洗5)工作中应随时注意油液，正常工作时，油箱中油液温度应不超过60℃。油温过高6)检查油面，保证系统有足够的油量；液压泵的安全溢流阀的调整压力一般要大于执行元件所需工作压力的10%--25%。快速运动液压泵的压力阀，其调整压力一般大于所需压力10%--20%。如果用卸荷压力供给控制1)空载调试1)压力试验2)液压系统在运行过程中，应随时检查滤油器的滤油情况并及时清洗或更换，液压3)低温下，油温应达到20℃以上才准许顺序动作。油温高于60℃时应注意系统的4)停机4h以上的设备，应先使液压泵空载运转5min,再起动执行器工作；5)不允许任意调整电气控制装置系统的互锁装置，随意移动各限位开关、挡块、行1)系统工作时及停机未泄压时或未切断控制电源时，禁止对系统进行检修2)检修现场一定要保持清洁，拆除元件或松开管件前应清除其外表面污物，检修过3)检修或更换元器件时必须保持清洁，不得有砂粒、污垢、焊渣等，可以先漂洗一7)油箱内工作液的更换或补充，必须将新油通过高精度滤油车过滤后注入油箱。工9)检修完成后，需对检修部位进行确认。无误后，按液压系统调试一节内容进行调13结论致谢[1]张利平.液压气动系统设计手册[M].北京：机械工业出版社，1997.[2]张利平.液压站设计[M].河北科技大学教材，1999.[3]张利平.现代机床液压站设计的结构选型[M].制造技术与机床，1999,(10).[4]宋学义.袖珍液压气动手册[M].北京：机械工业出版社，1995.[5]路甬祥.液压气动技术手册[M].北京：机械工业出版社，2002.[6]杨培元.简明液压系统设计手册[M].北京：机械工业出版社，1994.[7]陈松楷.机床液压系统设计手册[M].广州：广东高教出版社，1993.[8]章宏甲.液压传动[M].北京：机械工业出版社，1993.[9]官忠范.液压系统设计[M].调节失误实例分析.北京：机械工业出版社，1995.[10]曾祥荣.液压噪声控制[M].哈尔滨：哈尔滨工业大学出版社，1998.[11]陈愈.液压阀[M].北京：中国铁道出版社，1982.[12]蒋志勤.机床液压传动教程[M].徐州：中国矿业大学出版社，1988.[13]蔡春源.新编机械设计手册[M].沈阳：辽宁科学技术出版社，1993.[14]张利平，刘青社.现代液压机开发中的液压系统设计[M].锻压机械，2002.[15]张利平.液压系统设计压力的最佳化[J].MM机械技术杂志(台湾),2002.[16]张利平.近代液压技术的几个重要发展方向[J].机械制造杂志，2001,8月号(第15卷第三期).[17]ZhangLiping,LiYingbo,ZhangXiuDevelopmentofRefrigeratingHeat-Exch-AngerPipe-PiecesFormin-Gequipment.ProceedingsofISFP95.ShanghaiScience&TechnologicalLiteraturePublishers,1995.[18]SchneiderRT.Don'tForgettoCon[19]JohnsonP.HelpYourFi[20]AnthonEsposito.FluidPowerWithApplications.NewJersey:Prentice-Hall,1980.附录A译文令把能量转化成机械动作的控制系统。本文2.2对目前这种控制系统的分析给液压缸的压力为1000psi/1600psi传到液压缸时就只有0psi/600psi了。无论如何，2.3控制系统不同的控制方法2.4近期方案2.5更高效方案的分析3.实验设备图1系统实验台左：单自由度起重机模型右：随车起重机实物虽然目前这种升缩分离机构在生产商中没有被普遍接受，但是两分离阀将会被逐渐取代。如图2所示是一种幅度-脉冲变换液压缸，它是通过数字信息处理器/奔腾双信息处理器运行程序来控制液压阀的。由数字信号处理器运行控制代码，奔腾处理器来判断并提供图形用户界面。4.当前工作4.1直线轴流控法当今市场常见的直线流控器都需要压力补偿。压力补偿器可以使阀芯突然受压时保持恒定的压力。但是新增加的压力补偿器会使阀的结构比简单的随动阀更加复杂。另一种解决方法是用流控器测量阀的压力降来调整阀芯的位置来实现。这种想法虽然简单，但是由于压力传感器和微控器的费用比较高，想普遍运用于商品上是很难的。然而目前这种利用微控器和压力传感器的思想对于生产商来说是可以接受的。虽然依据方程来看很简单，但是要实现却很难。流控器的位置精度取决于位置传感器的精度压力传感器的精度。噪声会影响位置传感器和压力传感器的稳定性。采用延时控制可以消除影响稳定性的噪声，这样，超过阀的运行范围的特征值用就不能用柏努力方程计算，应用更复杂的方程来计算。控制信号控制信号O控制系统驱动源动力源动力源4.2液压缸控制方法流量判断制器脉冲比较器压开比较器(P>0)储能器压力反馈液压阀阀柏努力方程图4减压控制器以使的稳系统荷闭式阀可以实现即使没有大量的实验设施，但是实验还是完成了，一个好的开始是成功的一半。这Maskinfabrik(HMF)A/S愿意为这种起重机的测试提供技术上的支持随车液压起重机的轨迹控制这项方案是根据如图1所示的多自由度随车液压起重机控制问题提出来的。控制随车起重机要求操作人员技术相当高，它的操作机动范围很小。如果可以让现代的起重机实现遥控控制的话，操作人员只需要控制他手中的遥控器就可以控制起重机把重物放在他要求的任何地方。一个按钮控制一个自由度方向上的转动。因此只需要让操作人员得到熟练的训练他就可以每次控制更多的按钮来实现多个自由度的转动。图1所示为一台随车液压装载起重机部分液压系统控制图图2测试起重机图片方案内容现以一台如图2所示的HMF680-4型随车液压起重机来分析这些问题。在这台起重机2.机械子系统模型3.液压子系统模型6.控制运算法则的发展这种控制规律可以保证系统按照吊臂顶的运动轨迹运行，并且系统在工作情况下保持稳7.控制系统的执行自从18世纪末工业革命开始，工业机械化进程一直在不断地发展，并且变得越来越动化之所以有别于18、19世纪的机械化，是因为机械化仅应用于操纵(执行)机构，而自动化则涉及整个生产单元中的执行和控制两个(核心)部分。尽管不是所有的情况，但们经常提起的反馈(控制),它是以自动调节系统为基础，借助于系统偏差与期望之间的一般而言，从20世纪20年代以来，尽管现代工业已经实现了高度机械化，然而通常的元件，这些机械化工厂的自动化程度日益得到了加强。20世纪40年代电子计算机的发计算机辅助设计技术机床的引入，计算机在制造业中的应用在20世纪50年代末期首次有了实质性进展，通过20世纪60年代初随着计算机辅助设计的引入产生了一场重大变革。CAD允许设计者述一个工程图纸的细目或一个汽车车身的造型，并把信息存储在存储器中都是可以做到Thegoalofthethesisdescribedinthispaperistoimprovethecontrolofmobilehydrauliccranes.Thethesisissplitintofiveparts:arequiremsolutionswhichcanbeappliedinthemoredistantfuture.TheKeywords:MobileHydraulThegoalofthethesisdescribedinthispaperistoimprovethecontrolofmobilehydraulicstructure,ameansofcontrollingtheactuthesis.Thegoalistoanalyzeth1.Analysisoftherequirementsofthecontrolsystem,fromthepe2.Analysisofcurrentcontrolsystemsandwhattheirproblemsare.3.Analysisofthedifferentoptionsforthecontrolsystem:differenttdifferenttypesofcontrolstrategies,anddifferentwaysoforganizi5.Analysisofmoreoptimizedsystems,withhigherperformance,betterefficiency,morepointformoreresea2.1RequirementsAnalsystemcan'tbeused.Oncestabilityhasbeenassured,theperformancerequirementsofthecontrolsystemhavetobeset.Theyaredeterthehumanoperator.ThemechanicalstructureofamobilehydrauliccraneisaveryneTheparametersofahydraulicsystem,suchastempeAsystemthatisstablewithonesetofparameterCurrentsystemsarepurelyhydraulic-mechanical,soiftheuserwantsacertainfunction,theOneformofinefficiencyincurrentsystemsisduetothelinkbmaintainmotion.Sincetheforcegeneratedbytheactuatorisproportionaltothepressuremorepower.ThisextrapoweriOptionsrangefromnewhighperformanceelectro-hydraulicvalves,toseseparatemeterout(SMISMO)valves,tohydraulicbusstechnologyovernight.Thiswillmostlikelytaketime,soanivalves.Variantscanbeprogrammedinsoftware.Thiseliminatesthenehundredsofdifferentvariants.Thecranemanufacturerwillbeabletochoosetheexactfuncvalve.Thiswilllowerthecost,eventhoughtheperformancewillhaveincreased.Thisanalysiswilldependontheresultsoftheanalysisofdifferenttopologies.Ifitisshownperformedinthisarea.AnotherareawhichwillalsobeexplorUniversitybyHojbjergMaskinfabrik(HMF)aDanishcranemanufacturer.RefertoFigure1.AstherearecurrentlynocommerciallyavailFigure2.Thecontrolalgorithmswhichcontrolthevalves,willbeprogthePentiumwilldodiagnosticsandprovideagraphicaluseripABMostflowcontrolvalvesonthemarkettodayworkwithapresfthevalve,whichkeepstheflowconstant.However,thbecauseofthehighcostofpressuretransducersandmdropincostofmicrocontrollersandcontrolisdependentontheprecisionofFFF下下Fdemandsforpositionandvelocityofthecylinder.TheperformanceofthissystemwillbelowerAnotherfeaturewhichneedstobeacknowledstry,theactfcylinder,itcanonlydecreasetheopeonlytimethatthespoolhastdirectionofmotionofthecylinder.Forthecasewheretheloadforceandthevelosamedirection,thisstrategyhastobemodified.Inthiscase,thepressurereferenceofthepressurereferenceisincreasedwhenitisnoticedthatthepressureoftheinletsidThepressurereferenceisalsocontrolledbyaPIcontroller.AschematiAtthetimeofwritingtvalveservestwofuSMISMOvalvesetup,therunawayoperatedcheckvalvewillbeabletodothis,withoutaRefPressureFeedbackpIConandinitialtestshavebeenpromising.Theoutlineofthethessystems,analysisofdifferenttopoofamoreoptimumsolution.Attheendofthethesis,thecontrolofmobilehydrauliccraneswilltothankHojbjergMaskinfabrikdBacké,W.;Feigel,H.(1990).NeueMöglichkeitenBeimElektrohydrauliscElfving,M.;Palmberg,J.O.(1997).DistributedControlofFluidPowerActuators-ExperimentalJansson,A.;Palmberg,J.O.(1990).Mattila,J.;Virvalo,T.(1997).ComputedForceControlofHydraulicManipulators,5throperatorcanbeplacedcloseathandofwheretheloadmustbepositioned.Stillonlyonedoffreedomiscontrolledperbutton/haregardingmaterialusage,inordertokeeptheweimayalsoeliminatethepossibilthereforeexpandthepossibilityofutilisingthecrcontrolsystem.Alltogetherthisresultsidifferentparametersinthesystem,whicharethemostimportantpressureAnanalysisofperfor2.Modellingofthemechanicalsubsystemformulationsmethodsformodellingmulti-bodymodelthedeflectionsinthemechanicalsubsyst3.Modellingofthehydraulicsubsystemconsistsofapump,differentvalves,actuatorsandhoses.Howmodeled,butonlythecomponentswhichpropertiesofthesystem.Alsothemodelofthehydraulicsubsystemshallbeverifiedexperimentally.Besidesthisitmustbeanalysedwhetherornotthebandwidthofthewhencompensatingfordeflections,ithetoolcentercanreach.Thisisknownastheworkspaceofworkspacemaybereachedinseveraldifferencraneneedstobeknown.Thereforeananalysisofthewillbestableunderallworkingconditions.Includedinthi7.ImplementationoftFinallythecontrollawdevelopedforthesshouldbeimplementedinamicroprocessorofDSPandverifiedothetextcrane.ThiswillbedonebyexperimentallytestingProcessesofmechanizationhavebeendevelopingandbecomingmothebeginningoftheIndustrialRevolutionattheendofthe18thcentury.Thecurrentdevelopmentsofautomaticprocess“automation”ofthe20thcenturyisdistinctfromthemechanizationofthe18thand19th“automation”isconcernedwiththeoperationandcontrolofcontrolisgogreatthatwhereasAndinmany,thoughnotall,instanceregulateorcontrolthesystemoradjustment.Nowpeopleoftentalkabout“feedback”aindustrialtechniques,uponwhichisbasedanautomaticself-regulatingsystemandbyvirtueofwhichanydeviationinthesyandcorrected.When“feedback”isappliedtotheprocessbywhichalargedigitalcomputerrunsattheimmensespeedthroughalongserfamiliarmechanicalconceptigovernor,twoballsonleversspinningrouroseandtheenginestartedtogotoofast,theincreasedspeedofthespinninggovernorcatoriseuptheverticalrodenginebroughtitselfbacktoitsproperspeed.limitedtoindividualprocesses,requiredtheemploymentofhumanlabortocontroleachIngeneral,however,althoughmodeHydraulicdrivesareusedinpreferencetomechanicalsystemwhenpowetransmittedbetweenpoinaverycompactunitisneeded;asmoothtransmission,freeofvibration,iscontrolofspeedanddirectionisnecessary;oroutputspeedmmechanicalmotion.Thekineticeneranygiventimemaybevariedbymeansofregulapumps.drivesproducearotatingmotion,whilstlineardevicesintheformofpistonandcylindewithminimumchambervolumes.WhenthechamberreachesitsmaximumCAD(Computer-AidedDesign)TechnologyInthebroadestsense,Computer-AidedDesign(CAD)recomputertothesolufmputersinthemanufacturingprocessfpartsofanassembly.Therewasnodirectlinktothedesignerotherthandrawingsandtablesoffinancial,materialandtimeconstraints,thebeItwillperformlargenumbersofcomplicatedcalculationsinaveryshortspacThecomputeriscapableofholdiplotter.ofengineering,suchas:theapplicationfcomputersystemstotheproductionofengineeringdrawings;theuseoffiniteelementf1题目 32技术参数和设计要求 33工况分析 34拟定液压系统原理图 54.1确定供油方式 54.2调速方式的选择 54.3速度换接方式的选择 55液压系统的计算和选择液压元件 65.1液压缸主要尺寸的确定 6工作压力P的确定 6计算液压缸内径D和活塞杆直径d 6计算在各工作阶段液压缸所需的流量 75.2确定液压泵的流量、压力和选择泵的规格 泵的工作压力的确定 7泵的流量确定 8选择液压泵的规格 8与液压泵匹配的电动机的选定 85.3液压阀的选择 95.4确定管道尺寸 95.5液压油箱容积的确定 96液压系统的验算 6.1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Pp 快进时的压力损失 6.2系统温升的验算 7液压缸的设计 7.1液压缸工作压力的确定 7.2液压缸的内径D和活塞杆d前面已经计算 7.3液压缸的壁厚和外径的计算 7.47.4缸盖厚度的确定 7.5最小导向长度 7.6导向滑动面长度 7.7活塞宽度 7.8隔套的长度 7.9缸体长度 8结束语 9参考文献 工进→快退→停止。机床的切削力为2×10⁴N,工作部件的重量为7.8×10³N,快进与快退速度均为6m/min,工进速度为0.05m/min,快进行mm,工进行程为50mm,加速、3工况分析液压缸所受外负载F包括三种类型，即式中：Fw一工作负载；式中：g一重力加速度；△t—加速或根据上述计算结果，列出各工作阶段所受外负载工作循环外负载F(N)工作循环外负载F(N)启动、加速工进快进快退电蓝φ电蓝φ十十 行卷+一十外1WL5液压系统的计算和选择液压元件5.1液压缸主要尺寸的确定工作压力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确定，现参阅指导书表2-1取液压缸的工作压力为3-5Mpa,本系统取液压缸的工作压力为5Mpa.计算液压缸内径D和活塞杆直径d由负载图知最大负载F为20780N,按指导书表2-2执行元件背压的估算值：可取P₂为0.5MPa,ηcm为0.95,考虑到快进、快退速度相等，取d/D为0.7。将上述数据代入公式可得D={(4×20780)/[3.14×50×100000×0.95(1-5(1-=0.084(m)圆整为标准值100mm.根据指导书表2-4液压缸内径尺寸系列(GB2348-80),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及指导书表2-5活塞杆直径尺寸系列(GB2348-80)活塞杆直径系列取d=70mm。A≥Qmin/Vmin=0.05×1000/A=π×(D²-d²)/4=π×(10²-7²)/4=40(cm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式中：Pp一液压泵最大工作压力；2△p一进油管路中的压力损失，初算是简单系统可取0.2~0.5MPa,因此Pp=P₁+2△p=5+0.5=5.5(MPa)上述计算所得的Pp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往往超过静态压力。另外考虑到一定的压力贮备量，并确保高压系统取大值。在本题中Pa=1.3Pp,Pp=5.5MPa。液压泵的最大流量应为根据以上算得的Pp和Qp,查阅有关手册，现选用YBX—25限压式变量叶片泵，该泵的基本参数为：每转排量q=25mL/r,泵的额定压力Po=7.3MPa,使所选择的电动机在经过泵的流量特性曲线最大功率点时不致停转，需进行验首先计算快进时的功率，快进时的外负载为780N,进油路的压力损失定查阅电动机产品样本，选用Y90S—4型电动机，其额定功率为1.1kW,额定转速为1400r/min。量为23.08L/min,工进时的流量为3.93L/min,压力为4.5MPa,作出泵的实际工作时的流量压力特性曲线，如图3-1所示，查得该曲线拐点处的流量为30L/min,压力为3MPa,该工作点对应的功率为所选电动机功率满足要求，拐点处能正常工作。序号元件名称代码额定流量(L/min)1滤油器2液压泵3压力表开关4三位四通换向阀5单向调速阀6溢流阀7二位四通换向阀取V=4m/s,则内径d=4.6(Q/v)¹²=4.6(55/4)¹²=17.06(mm)参照YBX—25变量泵吸油口连接尺寸，出吸油管内径d为25mm。本题为中压液压系统，液压油箱有效容量按泵的流量的5~7倍来确定，现选用容量为160L的油箱。6液压系统的验算已知该液压系统的进、回油管的内径均为15mm,各段管道的长度分别为：的最低温度为15℃,查得15℃时该液压油的运动粘度为油的密度p=920kg/m³6.1压力损失的验算运动部件工作进给时的速度为0.05m/min,进给时的最大流量为3.93L/min,则液压油在管内流速v₁为：v₁=Q/(πd²/4)=4×3.93×1000/(3.14×1.5²)管道流动雷诺数Re1为=0.68×(1.7+0.3)/(0.015×92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△p₂-1=λ2(1/d)/(pv₂/2)=4.05(1.7+0.3)/(0.015×920×0.1854变量泵出口处的压力P。=(20780/0.95+40.05×0.6×100)/0v₁=Q/(πd²/4)=4×72.5×1000/(3.14×1.5²×60)=1069(cm/s)查产品样本知，流经各阀的局部压力损失为：调速阀QF3—E10B△p₂-2=0.15MPa流量Q=v(πd²/4)=π×0.1²×0.05/4=0.393(L/min)此时泵的效率为0.1,泵的出口压力为3.38MpaP(输入)=Fv=20780×10/60×10²×10³=0.0346(kW)△P=P(输入)-P(输入)=0.221K-0.0346KW=0.1864KW选择5MPD为液压缸内径(m)P试验压力，一般取最大工作压力的(1.25-1.5倍)(Mpa)[8]缸筒材料的许用应力：锻钢110-120,铸钢100-110,无缝钢管高强度铸铁60,灰铸铁25,单位(Mpa)近似计算H≥L/20+D/2=150/20+100/2=57.5mm(L为液压缸的最大行程150mm,D为7.8隔套的长度8.结束语一周的液压课程设计结束了，在本次课程设计是关于卧式钻孔组数控铣床进给系统结构设计【摘要】在国际贸易中，很多发达国家把数控机床视为具有高技术附加值、高利润主要电机出口产品。世略措施，数控机床的技术水平高低及其在金属切削加工机床产量和总拥有量的百分比是衡量一个国家国民经济发展和工业制造整体水平的重要标志之一.数控铣床是数控机床的主要品种之一，它在数控机床中占有非常重要的位置。mechanicalande