銑床液壓系統(tǒng)設計

1、四川師范大學工學院設計說明書液壓傳動課程設計專用銑床液壓系統(tǒng)設計學 生 劉暢 院 系 工學院 專 業(yè) 電氣工程及其自動化 學 號 2008180220 指 導 教 師 隆泗 答 辯 日 期 目錄一、題目 （1）專用銑床動力滑臺的設計 （1）二、液壓系統(tǒng)設計計算 （1）（一）設計要求及工況分析 （1） 1、設計要求 （1）2、負載與運動分析 （1）（1）工作負載 （1）（2）摩擦負載 （1）（3）慣性負載 （1）（4）運動時間 （1）（二）確定液壓系統(tǒng)主要參數 （2） 1、初選液壓缸工作壓力 （3） 2、計算液壓缸主要尺寸 （3）（三）擬定液壓系統(tǒng)原理圖 （5） 1、選擇基本回路 （5）（1）選

2、擇調速回路 （6）（2）選擇油源形式 （6）（3）選擇快速運動和換向回路 （6）（4）選擇速度換接回路 （6）（5）選擇調壓和卸荷回路 （6） 2、組成液壓系統(tǒng) （7）（四）計算和選擇液壓元件 （8） 1、確定液壓泵的規(guī)格和電動機功率 （9）（1）計算液壓泵的最大工作壓力 （9）（2）計算液壓泵的流量 （9）（3）確定液壓泵的規(guī)格和電動機功率 （9）三、附錄與附圖.附表 （10）四、總結 (14)五、參考文獻 （15）一、題目專用銑床動力滑臺液壓系統(tǒng)設計二、液壓系統(tǒng)設計計算(一)、設計要求及工況分析1設計要求要求設計一專用銑床，其動力滑臺實現的工作循環(huán)是：快進工進快退停止。主要參數與性能要求如

3、下：切削阻力FL=30kN；運動部件所受重力G=5500N；快進、快退速度1= 3 =4.5m/s，工進速度2 =60-1000mm/min；快進行程L1=250mm，工進行程L2=150mm；往復運動的加速、減速時間t=0.05s；工作臺采用平導軌，靜摩擦系數s=0.2，動摩擦系數d=0.1。液壓系統(tǒng)執(zhí)行元件選為液壓缸。2負載與運動分析(1) 工作負載 工作負載即為切削阻力FL=30000N。(2) 摩擦負載 摩擦負載即為導軌的摩擦阻力：靜摩擦阻力 動摩擦阻力 (3) 慣性負載 N842N05×60.08.95500i´=DD=tgGFu4.5= (4) 運動時間 快進

4、工進 快退 設液壓缸的機械效率cm=0.9，得出液壓缸在各工作階段的負載和推力，如表1所列。表1液壓缸各階段的負載和推力工況負載組成液壓缸負載F/N液壓缸推力F0=F/cm/N啟 動加 速快 進工 進反向啟動加 速快 退110013925503055011001392550122215476113394412221547611根據液壓缸在上述各階段內的負載和運動時間，即可繪制出負載循環(huán)圖F-t 和速度循環(huán)圖-t，如下圖所示。液壓缸的負載圖液壓缸的速度圖（二） 確定液壓系統(tǒng)主要參數1初選液壓缸工作壓力所設計的動力滑臺在工進時負載最大，在其它工況負載都不太高，參考表2和表3，初選液壓缸的工作壓力p

5、1=4MPa。2計算液壓缸主要尺寸鑒于動力滑臺快進和快退速度相等，這里的液壓缸可選用單活塞桿式差動液壓缸（A1=2A2），快進時液壓缸差動連接。工進時為防止車銑時負載突然消失發(fā)生前沖現象，液壓缸的回油腔應有背壓，參考表4選此背壓為p2=0.6MPa。表2 按負載選擇工作壓力負載/ KN<5510102020303050>50工作壓力/MPa<0.811.522.5334455表3 各種機械常用的系統(tǒng)工作壓力機械類型機 床農業(yè)機械小型工程機械建筑機械液壓鑿巖機液壓機大中型挖掘機重型機械起重運輸機械磨床組合機床龍門刨床拉床工作壓力/MPa0.82352881010182032表4

6、 執(zhí)行元件背壓力系統(tǒng)類型背壓力/MPa簡單系統(tǒng)或輕載節(jié)流調速系統(tǒng)0.20.5回油路帶調速閥的系統(tǒng)0.40.6回油路設置有背壓閥的系統(tǒng)0.51.5用補油泵的閉式回路0.81.5回油路較復雜的工程機械1.23回油路較短且直接回油可忽略不計表5 按工作壓力選取d/D工作壓力/MPa5.05.07.07.0d/D0.50.550.620.700.7表6 按速比要求確定d/D2/11.151.251.331.461.612d/D0.30.40.50.550.620.71注：1無桿腔進油時活塞運動速度；2有桿腔進油時活塞運動速度。由式得242621cm1m1092m10)26.04(9.030550)2(

7、-´=´-´=-=ppFAh 則活塞直徑 mm108m108.0m10924441=´´=-ppAD參考表5及表6，得d 0.71D =77mm，圓整后取標準數值得 D=110mm， d=80mm。由此求得液壓缸兩腔的實際有效面積為根據計算出的液壓缸的尺寸，可估算出液壓缸在工作循環(huán)中各階段的壓力、流量和功率，如表7所列，由此繪制的液壓缸工況圖如圖2所示。表7液壓缸在各階段的壓力、流量和功率值工況推力F0/N回油腔壓力p2/MPa進油腔壓力p1/MPa輸入流量q×10-3/m3/s輸入功率P/KW計算公式快進啟動12220.69加速15

8、47p1+p0.75恒速611p1+p0.570.40.23工進339440.63.861.58×10-20.061快退啟動12220.27加速15470.51.41恒速6110.51.200.340.41注：1. p為液壓缸差動連接時，回油口到進油口之間的壓力損失，取p=0.5MPa。2 快退時，液壓缸有桿腔進油，壓力為p1，無桿腔回油，壓力為p2。（三） 擬定液壓系統(tǒng)原理圖1選擇基本回路圖1(1) 選擇調速回路 由圖1可知，這臺機床液壓系統(tǒng)功率較小，滑臺運動速度低，工作負載為阻力負載且工作中變化小，故可選用進口節(jié)流調速回路。為防止銑完工件時負載突然消失引起運動部件前沖，在回油路上

9、加背壓閥。由于系統(tǒng)選用節(jié)流調速方式，系統(tǒng)必然為開式循環(huán)系統(tǒng)。(2) 選擇油源形式 從工況圖可以清楚看出，在工作循環(huán)內，液壓缸要求油源提供快進、快退行程的低壓大流量和工進行程的高壓小流量的油液。最大流量與最小流量之比qmax/qmin=0.4/(1.58×10-2)25；其相應的時間之比(t1+t3)/t2=(3.3+5.3)/90=0.096。這表明在一個工作循環(huán)中的大部分時間都處于高壓小流量工作。從提高系統(tǒng)效率、節(jié)省能量角度來看，選用單定量泵油源顯然是不合理的，為此可選用限壓式變量泵或雙聯葉片泵作為油源?？紤]到前者流量突變時液壓沖擊較大，工作平穩(wěn)性差，且后者可雙泵同時向液壓缸供油實

10、現快速運動，最后確定選用雙聯葉片泵方案，如圖2a所示。(3) 選擇快速運動和換向回路 本系統(tǒng)已選定液壓缸差動連接和雙泵供油兩種快速運動回路實現快速運動?？紤]到從工進轉快退時回油路流量較大，故選用換向時間可調的電液換向閥式換向回路，以減小液壓沖擊。由于要實現液壓缸差動連接，所以選用三位五通電液換向閥，如圖2b所示。(4) 選擇速度換接回路 由于本系統(tǒng)滑臺由快進轉為工進時，速度變化大（1/2=4.5/0.145），為減少速度換接時的液壓沖擊，選用行程閥控制的換接回路，如圖2c所示。 (5) 選擇調壓和卸荷回路 在雙泵供油的油源形式確定后，調壓和卸荷問題都已基本解決。即滑臺工進時，高壓小流量泵的出口

11、壓力由油源中的溢流閥調定，無需另設調壓回路。在滑臺工進和停止時，低壓大流量泵通過液控順序閥卸荷，高壓小流量泵在滑臺停止時雖未卸荷，但功率損失較小，故可不需再設卸荷回路。 圖3 整理后的液壓系統(tǒng)原理圖2組成液壓系統(tǒng)將上面選出的液壓基本回路組合在一起，并經修改和完善，就可得到完整的液壓系統(tǒng)工作原理圖，如圖3所示。在圖3中，為了解決滑臺工進時進、回油路串通使系統(tǒng)壓力無法建立的問題，增設了單向閥6。為了避免機床停止工作時回路中的油液流回油箱，導致空氣進入系統(tǒng)，影響滑臺運動的平穩(wěn)性，圖中添置了一個單向閥13。圖中增設了一個壓力繼電器14。當滑臺碰上死擋塊后，系統(tǒng)壓力升高，它發(fā)出快退信號，操縱電液換向閥換

12、向。（四）計算和選擇液壓件1確定液壓泵的規(guī)格和電動機功率(1) 計算液壓泵的最大工作壓力小流量泵在快進和工進時都向液壓缸供油，由表7可知，液壓缸在工進時工作壓力最大，最大工作壓力為p1=3.86MPa，如在調速閥進口節(jié)流調速回路中，選取進油路上的總壓力損失p=0.6MPa，考慮到壓力繼電器的可靠動作要求壓差Dpe=0.5MPa，則小流量泵的最高工作壓力估算為 大流量泵只在快進和快退時向液壓缸供油，由表7可見，快退時液壓缸的工作壓力為p1=1.41MPa，比快進時大?？紤]到快退時進油不通過調速閥，故其進油路壓力損失比前者小，現取進油路上的總壓力損失p=0.3MPa，則大流量泵的最高工作壓力估算為

13、 (2) 計算液壓泵的流量由表7可知，油源向液壓缸輸入的最大流量為0.4×10-3 m3/s ，若取回路泄漏系數K=1.1，則兩個泵的總流量為 考慮到溢流閥的最小穩(wěn)定流量為3L/min，工進時的流量為1.58×10-5 m3/s =0.95L/min，則小流量泵的流量最少應為3.95L/min。(3) 確定液壓泵的規(guī)格和電動機功率根據以上壓力和流量數值查閱產品樣本，并考慮液壓泵存在容積損失，最后確定選取PV2R12-6/33型雙聯葉片泵。其小流量泵和大流量泵的排量分別為6mL/r和33mL/r，當液壓泵的轉速np=940r/min時，其理論流量分別為5.6 L/min和31

14、L/min，若取液壓泵容積效率v=0.9，則液壓泵的實際輸出流量為由于液壓缸在快退時輸入功率最大，若取液壓泵總效率p=0.8，這時液壓泵的驅動電動機功率為根據此數值查閱產品樣本，選用規(guī)格相近的Y100L6型電動機，其額定功率為1.5KW，額定轉速為940r/min。三、附表與附圖表1液壓缸各階段的負載和推力工況負載組成液壓缸負載F/N液壓缸推力F0=F/cm/N啟 動加 速快 進工 進反向啟動加 速快 退110013925503055011001392550122215476113394412221547611表2 按負載選擇工作壓力負載/ KN<5510102020303050>

15、50工作壓力/MPa<0.811.522.5334455表3 各種機械常用的系統(tǒng)工作壓力機械類型機 床農業(yè)機械小型工程機械建筑機械液壓鑿巖機液壓機大中型挖掘機重型機械起重運輸機械磨床組合機床龍門刨床拉床工作壓力/MPa0.82352881010182032表4 執(zhí)行元件背壓力系統(tǒng)類型背壓力/MPa簡單系統(tǒng)或輕載節(jié)流調速系統(tǒng)0.20.5回油路帶調速閥的系統(tǒng)0.40.6回油路設置有背壓閥的系統(tǒng)0.51.5用補油泵的閉式回路0.81.5回油路較復雜的工程機械1.23回油路較短且直接回油可忽略不計表5 按工作壓力選取d/D工作壓力/MPa5.05.07.07.0d/D0.50.550.620.7

16、00.7表6 按速比要求確定d/D2/11.151.251.331.461.612d/D0.30.40.50.550.620.71表7液壓缸在各階段的壓力、流量和功率值工況推力F0/N回油腔壓力p2/MPa進油腔壓力p1/MPa輸入流量q×10-3/m3/s輸入功率P/KW計算公式快進啟動12220.69加速1547p1+p0.75恒速611p1+p0.570.40.23工進339440.63.861.58×10-20.061快退啟動12220.27加速15470.51.41恒速6110.51.200.340.41液壓缸負載、速度循環(huán)圖速度循環(huán)圖負載循環(huán)圖圖1四、總結這次課程設計花了四五天，通過這段時間的設計，認識到自己的很多不足，自己知識的很多盲點和漏洞，知識和實踐的差距，所以說通過這次設計我深刻的認識到理論聯系實際的能力還急需提高。 在這個過程中，遇到了一些困難，但是通過和同學的討論和資料查找還是解決了這些