湖北文理学院卧式双面铣削组合机床液压系统的设计

机电工程学院

《液压与气压传动课程设计》

说明书

课题名称： 卧式双面铣削组合机床液压系统的设计

学生姓名： 吴国伟 学号： 20100607225 专 业： 机电一体化 班级： 10机电二班 成 绩： 指导教师签字：

2013年

6月

23日

目 录

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1 设计题目 卧式双面铣削组合机床的液压系统设计...........1 2 工况分析...............................................1 2.1负载分析 ………………………………………………………..1 3 液压系统方案设计.......................................3 3.1液压缸参数计算…………………………………………………3 3.2拟定液压系统原理图……………………………………………6 3.3液压元件的选择………………………………….……………10 3.3.2阀类元件及辅助元件的选择……………………………….11 3.3.3油管的选择………………………………………………….12 4 液压系统性能验算 ………………………………………………14 4.1 验算系统压力损失并确定压力阀的调整值..............14 4.2 油液温升计算............................................................................16 5 设计小结………………………………………………………...17 6 参考文献………………………………………………………….17

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设计计算说明 内容 1．设计题目 卧式双面铣削组合机床的液压系统设计 试设计卧式双面铣削组合机床的液压系统。机床的加工对象为铸铁变速箱箱体，动作顺序为夹紧缸夹紧→工作台快速趋近工件→工作台进给→工作台快退→夹紧缸松开→原位停止。工作台移动部件的总质量为400kg，加、减速时间为0.2s，采用平导轨，静、动摩擦因数μs=0.2，μd=0.1。夹紧缸行程为30mm，夹紧力为800N，工作台快进行程为100mm，快进速度为3.5m/min，工进行程为200mm，工进速度为80～300mm/min，轴向工作负载为12000N，快退速度为6m/min。要求工作台运动平稳，夹紧力可调并保压。 结论 2 工况分析 2.1负载分析 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Ffs，动摩擦力为Ffd,则 1

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工作负载：Ft12000N3.5117Nt600.2v26Fm2m400200N t600.2静摩擦负载：Ffs0.240010800N惯性负载：Fm1mv1400动摩擦负载：Ffd0.140010400N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m0.9，则液压缸在各工作阶段的总机械负载可以算出，见表2-1。 表2-1 液压缸各运动阶段负载表 负载值工况 起动 加速 快进 工进 快退 负载组成 F/N FFfs 推力F/m 889N 574N 444N 13778N 444N 800 517 400 12400 400 F(FfdFm) FFfd FFlFfd 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（F-l）和速度图（F-2） 2

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图2-1负载图和速度图 3 液压系统方案设计 3.1液压缸参数计算 组合机床液压系统的最大负载约为14000N，初选液压缸的设计压力P1=3MPa，为了满足工作台快速进退速度要求，并减小液压泵的流量，这里的液压缸课选用单杆式的，并在快进时差动连接，则液压缸无杆腔与有杆腔的等效面积A1与A2应满足A1=0.37A2（即液压缸内径D和活塞杆直径d应满足：d=0.607D。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，暂取背压为0.5MPa，并取液压缸机械效率=0.9。则液压m缸上的平衡方程 故液压缸无杆腔的有效面积： 3

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液压缸内径： 按GB/T2348-1980，取标准值D=80mm；因A1=0.37A，故活塞杆直径d=0.607D=50mm（标准直径） 则液压缸有效面积为： 差动连接快进时，液压缸有杆腔压力P2必须大于无杆腔压力P1，其差值估取P2－P1=0.5MPa，并注意到启动瞬间液压缸尚未移动，此时△P=0；另外取快退时的回油压力损失为0.5MPa。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3—1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 F（N） 回油腔压力 工作腔压力 输入流量 输入功率 q（L/min） P（KW） P（ P（ 2MPa）1MPa）4

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快进pj FPA2A1A2 871 0 0 0 0.44 启qv(A1A2) 动 快进加速 快进恒速 工进 快退启动 快退pjPpjq 566 1.57 1.07 变化 变化 436 1.5 1.00 6.86 0.114 pjFpjA2A1 13769 0.8 3.228 0.4~1.5 0.21~0.8 qA1vPpjq FpbA1A1 871 0 0.284 0 0 qA2vPpjq 566 0.3 5

0.677 变化 变化 徐州工程学院机电工程学院课程设计说明书

加速 快退恒速 注：1.差动连接时，液压缸的回油口到进油口之间的压力损失p5105pa,而pbpjp. 436 0.3 0.634 18.378 0.194 2.快退时，液压缸有杆腔进油，压力为j，无杆腔回油，压力为PbP 液压缸的工况图： 3.2拟定液压系统原理图 6

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3.2.1调速回路的选择 该机床液压系统的功率小（<1kw）,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，防止钻孔时工件突然前冲，系统采用调速阀的进油节流调速回路，并在回油路中加背压阀。 设计计算说明 内容 结论 7

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3.2.2油源及其压力控制回路的选择 该系统为了节能，考虑采用变量叶片泵油源供油。 3.2.3快速运动与换向回路 由于系统要求快进与快退的速度相同，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。 3.2.4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，可选用行程阀来控制快进转工进的速度换接，以减少液压冲击。 3.2.5压力控制回路 在泵出口并联一先导式溢流阀，实现系统的定压溢流，同时在该溢流阀的远程控制口连接一个二位二通电磁换向阀，以便一个工作循环结束后，等待装卸工件时，液压泵卸载，并便于液压泵空载下迅速启动。 8

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3.2.6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。 3.2.7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1-3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 图1-3液压系统原理图 测各点压力。 液压系统中各电磁铁的动作顺序如表3-2所示。 动作名称 工作台快进 工作台工进 工作台快退 液压泵卸载 1YA - - + - 9

2YA + + - - 3YA + - - - 徐州工程学院机电工程学院课程设计说明书

3-2电磁铁动作顺序表 3.3液压元件的选择 3.3.1液压泵 液压缸在整个工作循环中的最大工作压力为3.228MPa,如取进油路上的压力损失为0.8MPa,压力继电器调整压力高出系统最大工作压力之值为0.5MPa，则变量泵的最大工作压力应为 Pp=(3.228+0.8+0.5)MPa=4.528MPa 由工况图可知，液压泵应向液压缸提供的最大流量为18.378L/min，若回路中的泄漏按液压缸输入流量的10%估计，则液压泵的总流量应为 Qp=1.1 X 18.378L/min = 20.22L/min。 由于要求工作平稳，选取最大工作压力为液压泵额定压力的70%，则液压泵的额定压力为: P=Pp/0.7=6.47Mpa 根据以上压力和流量的数值查阅产品样本，最后确定选取YBX-B※L型变量叶片泵，其最大排量为25mL/r，压力调节范围为2.0—7.0Mpa，若取液压泵的容积效率0.9，泵的转速为1500r/min 由于液压缸在快退时输入功率最大，这时液压泵工作压力为0.634MPa,进油路压力损失0.3Mpa,流量为20.22L/min,取泵的总效率为0.75，则液压泵驱动电动机输出所需的功率为 根据此数值按JB/T10391-2002,，查阅电动机产品样本选取Y90L-4型电动10

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机，其额定功率Pn1.5KW，额定转速3.3.2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3—3 表3—3元件的型号及规格 序号 1 元件名称 变量叶片泵 三位四通阀 行程阀 调速阀 单向阀 单向阀 液控顺序阀 背压阀 溢流阀 单向阀 估计流量 L/MIN — 额定流量 L/MIN 25 额定压力 额定压降 MPa 7 MPa —— 型号、符号 YBX-B※L 2 55 80 16 <0.5 35DF3Y-E10B 3 60 63 16 <0.25 AXQE-Ea10B 4 0.4~1.5 0.2~80 16 — AXQF-Ea10B 5 60 63 16 0.2 AF3-Ea10B 6 30 63 0.5-16 <0.2 AF3-Ea10B 7 22 63 16 <0.3 XF3-E10B 8 0.2~0.8 63 16 — YF3-E10B 9 10 5.1 63 16 —— YF3-E10B 22 63 16 <0.2 AF3-Ea10B 11

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11 过滤器 30 —— 63 —— — 16 <0.2 —— XU-63*80J KF3-Ea10B 12 压力表开关 13 单向阀 14 压力继电器 55 —— 63 —— 16 10 <0.2 —— KF3-Ea10B HED1KA/10 3.3.3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，所以要重新计算如表3—4所示 表3—4液压缸的进、出流量和运动速度 流量、速度 输入流量/(L/min) 12

快进 工进 快退 徐州工程学院机电工程学院课程设计说明书

排出流量/(L/min) 运动速 度/(m/min) 由表中的数据可知所选液压泵的型号、规格适合。 由表3—4可知，该系统中最大压力小于3MPa，油管中的流速取3m/s。所以d2qv可计算得液压缸无杆腔和有杆腔相连的油管内径分别为： 按公式则选18mm的孔径。 3.3.4确定油箱容积： 油箱容积按《液压传动》式（7-8）估算，当取为7时，求得其容积 13

v 徐州工程学院机电工程学院课程设计说明书

按JB/T7938-1999规定，取标准值V=250L。 4液压系统性能验算 4.1验算系统压力损失并确定压力阀的调整值 (1)快进 滑台快进时，液压缸差动连接，进油路上油液通过单向阀10的流量是22L/MIN，通过电液换向阀2的流量是20.22L/MIN，然后与液压缸的有杆腔的回油汇合，以流量51.80L/min通过行程阀3并进入无杆腔。因此进油路上的总压降为 此值不大，不会使压力阀开启，故能确保两个泵的流量全部进入液压缸。 回油路上，液压缸有杆腔中的油液通过电液换向阀2和单向阀6的流量都是28.2L/min，然后与液压泵的供油合并，经行程阀3流入无杆腔。由此可算出快进时有杆腔压力P2和无杆腔压力P1之差。 此值小于原估计值0.5Mpa,所以是偏安全的。 14

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（2）工进 工进时，油液在进油路上通过电液换向阀2的流量为0.4~1.5L/min，在调速阀4处的压力损失为0.5Mpa;油液在回油路上通过换向阀2的流量为0.20~0.76L/min，在背压阀8处的压力损失为0.5MPa,通过顺序阀7的流量为22.2~22.76L/min，因此这时液压缸回油腔压力p2为 此值大于原估计值0.5Mpa,则重新计算工进时液压缸进油腔压力 与原计算数值3.761MPa相近。 考虑到压力继电器可靠动作需要压差pe0.5MPa，故溢流阀9的调压 （3）快退 快退时，油液在进油路上通过单向阀5的流量为22L/min，通过换向阀2的流量为20.22L/MIN；油液在回路上通过单向阀5、换向阀2和单向阀13的流量都是33.17L/min。一次进油路上的总压降为： 此值较小，所以液压泵驱动电动机的功率是足够的。回油路上的总压降是 所以，快退时液压泵的最大工作压力： 15

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因此主泵卸荷的顺序阀7调压应大于0.862Mpa. 4.2油液温升计算 工进在整个工作循环中所占的时间比例达95%，所以系统发热和油液温升可用工进的情况来计算。 工进时液压缸的有效功率为： 此时泵在高压下供油，所以它的输入功率为： 系统效率0.0088， 由此得液压系统的发热量为： 温升近似值如下： 温升没有超出范围，液压系统中不需设置冷却器。 16

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5设计小结 在这不到一周的课程设计中，能学到的东西真的很有限，但无疑来说收获还是巨大的，我想我知道了一般机床液压系统的设计框架而且我也掌握了设计一个液压系统的步骤，我想本次课程设计是我们对所学知识运用的一次尝试，是我们在液压知识学习方面的一次有意义的实践。 在本次课程设计中，我完成了自己的设计任务，通过这次设计，弄懂了一些以前书本中难以理解的内容，加深了对以前所学知识的巩固。在设计中，通过老师的指导，使自己在设计思想、设计方法和设计技能等方面都得到了一次良好的训练。 6参考文献 [1] 王积伟 章宏甲主编 液压传动 机械工业出版社 [2] 贾明新主编. 液压传动与控制解难和练习. 北京：国防工业出版社. 2003 [3] 液压设计手册（电子版R1.0）. 北京：机械工业出版社 17

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