立式组合机床液压系统设计.doc

1、机械制造及其自动化液压11-2班张晓伟111304011137 液压课程设计说明书 设计题目： 立式组合机床液压系统设计 专 业： 机械制造及其自动化 班 级： 液压11-2 学 号： 1111304011137 设计人： 张 晓 伟 指导老师： 陈 东 宁 完成日期： 2014年7月10日目录一、 设计任务书2二、负载与运动分析.3三、确定液压缸参数.5四、拟定液压系统图.8五、液压元、附件的选择.9六、液压系统主要性能的验算.1114设计计算及说明结果一、燕山大学课程设计（论文）任务书院（系）：机械工程学院 基层教学单位：机控系 学 号111304011137学生姓名张晓伟专业（班级）液压

2、11-2设计题目立式组合机床液压系统设计设计技术参数设计一台立式组合机床的液压系统，要求完成工件的定位、夹紧和切削（三缸）。已知切削负载为28kN，滑台工进速度为50mm/min，快进和快退速度为6m/min，滑台(包括动力头)的质量为1500kg，滑台在导轨面上的法向作用力估计为1500N，往复运动的加速(减速)时间为Dt0.05s，滑台用平面导轨fs0.2，fd0.1，快进行程为100mm，工进行程为50mm。循环动作为：定位夹紧、快进、工进、快退、松开拔销、原位卸荷设计要求设计包括液压系统组成、液压系统计算、液压元件选择、使用说明书的编制。工作量1、液压系统原理图1张（A1）阀集成块图1

3、张（A1）2、液压系统设计计算说明书1本（不少于3000字）工作计划时间第1周第2周第3周内容初步设计，系统草图设计计算，绘图，元件选择完成说明书，准备答辩参考资料1、设计要求和相关资料2、液压工程手册、机械设计手册、液压产品样本等3、中国期刊全文数据库指导老师签字基层教学单位主任签字姜万录说明：此表一式四份，学生、指导教师、基层教学单位、系部各一份。2014年 6 月30日设计计算及说明结果二、负载与运动分析 1. 液压缸所受外负载F包括三种类型，即 Fw为工作负载，对于金属切削机床来说，即为沿活塞运动方向的切削力，任务书中为： =28000N；Fa运动部件速度变化时的惯性负载；Ff导轨摩擦

4、阻力负载，启动时为静摩擦阻力，启动后为动摩擦阻力，对于平导轨可由下式求得G运动部件重力；FRn垂直于导轨的工作负载，事例中为零；f导轨摩擦系数，任务书中取静摩擦系数s=0.2，动摩擦系数为d=0.1。求得：Ffs=0.215009.8=2940NFfd=0.115009.8=1470N上式中Ffs为静摩擦阻力，Ffd为动摩擦阻力。2. 惯性负载：Fi=G/g v/t,g重力加速度；t加速或减速时间，一般t=0.010.5s，任务书中取t=0.05svt时间内的速度变化量为： Fi=m v/t=1500(0.1/0.05)=3000(N)3. 工进速度： V2=50mm/min=0.8310-3

5、(m/s) 快进快退速度： V1=6m/min=0.1m/s Fw=28000NFfs=2940NFfd=1470N设计计算及说明结果4.根据上述计算结果，列出液压缸在各工作阶段的负载F工 况计算公式液压缸负载 F（N）液压缸驱动力F0(N)启 动F=sG2940 3267加 速F=dG+G/gv/t4470 4967快 进F=dG1470 1633工 进F=Fw+dG29470 32744快 退F=dG1470 1633注，其中取液压缸机械效率：cm=0.90，F0=F/cm5.初算快进、工进和快退时间： 快进、工进和快退的时间可近似由下式分别求得： 快进：t1=L1/V1=10010-3/

6、0.1=1s 工进：t2=L2/V2= 5010-3/(0.8310 -3)=60.2s 快退：t3=(L1+L2)/V1=(100+50)10-3/0.1=1.5s6. 绘制液压缸F-t与v-t图t1=1St2=60.2St3=1.5S设计计算及说明结果三、确定液压缸参数1. 初选液压缸工作压力p.由下表： 几类机器常用系统压力设计计算及说明结果初选液压缸工作压力为P1=3MPa。为使快进、快退速度相等并使系统油源所需最大流量减小1/2倍，选用A1=2A2的差动液压缸。快进时液压缸有杆腔压力P2必须大于无杆腔压力P1，计算中取两者之差P=P2-P1=0.5MPa同时还要注意到启动瞬间活塞尚未

7、移动，此时P=0。工进时为了使系统具有承载负载切削力的能力以及使系统的速度稳定性好，运动平稳，液压缸回油腔应有背压，此处设背压为0.6MPa。同时假定，快退时回油压力损失为0.7MPa.2. 计算液压缸主要尺寸由单活塞杆液压缸的无杆腔为工作腔时公式为： P1A1-P2A2=F/cm 可得：取标准系列直径D=125mm；活塞杆直径d，按dD= 0.7，活塞杆直径系列取标准直径d=90mm。则液压缸有效面积为： A1=3.1412.512.54=122.7 c A2=3.14(12.512.5-81)4=59.1 c A =A1-A2=63.6 c按工作要求夹紧力由夹紧缸提供，考虑到夹紧力的稳定，

8、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，cm 为0.90，可得： 取夹紧液压缸的D和d分别为125mm及90mm（标准值）。D=12.4cmA1=122.7 cA2=59.1 cA=63.6 c设计计算及说明结果3. 计算液压缸在工作循环中各阶段的压力、流量和功率（见下图）4. 绘制液压工况图，见下图： 设计计算及说明结果四、拟定液压系统原理图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，泵源系统宜选用双联叶片泵供油或限压式变量泵供油。现采用限压式变量叶片泵

9、。 (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性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换接回路，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紧、松开换向动作时，为了避免工作时突然失电而

10、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。另外，采用由挡块压下电气行程开关发出信号的行程控制方式即可满足要求，不需要采用定位精度高的由滑台碰上死挡块后，由压力继电器发出信号的压力控制方式，以免结构复杂。综上所述，本系统的基本回路是回油节流调速回路与差动回路。设计计算及说明结果其液压系统原理图（见下图） 五、液压元、辅件的选择 1. 泵的工作压力的确定 小流量泵在快进和工进时都向液压缸供油，而液压缸在整个循环过程中最大压力为P1=2.96MPa 考虑到正常工

11、作中进油管路有一定的压力损失，所以泵的工作压力为： pp液压泵最大工作压力； p1执行元件最大工作压力；设计计算及说明结果 p进油管路中的压力损失，初算时简单系统可取0.20.5MPa，复杂系统取 0.51.5MPa，本例取0.5MPa。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，并确保泵的寿命，因此选泵的额定压力pn应满足pn(1.251.6) pp。中低压系统取小值，高压系统取大值。在本系统中pn =1.25， pp=4.33MPa。2. 泵的流量确定 液压泵的最大流量应为qp液压泵的最大流量；(q)min同

12、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23Lmin； KL系统泄漏系数，一般取KL=1.11.3，现取KL=1.2。 考虑到溢流阀的最小稳定流量为2L/min，工进时流量为10.1/s(0.6L/min)，则小流量泵的流量至少为2.6L/min。3. 根据所拟定的液压系统图，按通过各元件的最大流量选择液压元件规格（见下表）Pe=3.5MPaqp46L/min设计计算及说明结果5. 油箱容量：本液压系统中，主油路流量为差动时流量q=76Lmin，液压油箱有效容量按泵的流量的57倍来确定，现选用容量为160L的油箱。六、液压系统主要性能的验算 计

13、算系统压力损失，必须知道管道的直径和管道长度。管道直径按选定元件的接口尺寸确定为：进、回油管的内径均为d=10mm，各段管道的长度分别为：AB=0.3m，AC=1.7m，AD=1.7m，DE=2m。选用L-HL32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=150cst=1.5cm2s，油的密度=920kgm3。1. 压力损失的验算 1)工作进给时进油路压力损失。运动部件工作进给时的最大速度为0.05mmin，进给时的最大流量为0.64Lmin，则液压油在管内流速v1为：设计计算及说明结果管道流动雷诺数Rel为：Rel2300，可见油液在管道内流态为层流，其沿程阻力系数为：

14、进油管道BC的沿程压力损失pl-1为：查得换向阀4WE6M62的压力损失pl-2=0.05106pa忽略油液通过管接头、油路板等处的局部压力损失，则进油路总压力损失p1为 2)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为无杆腔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v1=13cm/sRe1=8.71=8.62 pl-1=0.002106Pap1=0.054106PaV2=6.5cm/sRe2=4.332=17.32设计计算及说明结果回油管道的沿程压力损失p2-1为：查产品样本知换向阀23D-10B的压力损失p2-2=0.025 X 106p

15、a，换向阀4WE6M62的压力损失p2-3=0.025106pa，调速阀AQF3-E10B的压力损失p2-4= 0.5106pa。回油路总压力损失p2为 3)变量泵出口处的压力pp 4)快进时的压力损失。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的两倍即76.2Lmin，AC段管路的沿程压力损失p1-l为：同样可求管道AB段及AD段的沿程压力损失pl-2和pl-3为：p2-1=0.001106Pap2=0.55106PaPp=3.0106Pav1=1617cm/sRe2=8.71=0.07pl-1=0.002106Pa设计计算及说明结果查产品样本知

16、,流经各阀的局部压力损失为4EW6M62的压力损失p2-1=0.17106pa；23D-10B的压力损失p2-2=0.17106pa。据分析在差动连接中，泵的出口压力pp为 快退时压力损失验算从略。上述验算表明无需修改原设计。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，取数值大者进行分析。V2=808.5cm/sRe2=5392=0.14p1-2=0.018106Pap1-3=0.107106PaPp=1.213106Pav1=1617cm/s设计计算及说明结果当v=5cmmin时此时泵的效率为0.1，泵的出口压力为3.1MPa，则有此时的功率损失为：当v=120cmmin时，q=9.42Lmin，总效率=0.7则 可见在工进速度低时，功率损失为0.295kW，发热量最大。假定系统的散热状况一般取K=1010-3kW/（cm2.），油箱的散热面积A为系统的温升为：验算表明系统的温升在许可范围内。q=0.613L/minP输入=0.32KWP输出=0.025KWp=0.295KWP输入=0.718KWP输出=0.07KWp=0.069KWA=2.72t=10.8