《銑床液壓系統(tǒng)設計》由會員分享，可在線閱讀，更多相關《銑床液壓系統(tǒng)設計（14頁珍藏版）》請在裝配圖網(wǎng)上搜索。

1、1設計題目 1 2、 工況分析 1 負載分析 2 運動分析 2 3、 確定液壓缸參數(shù) 3 初選液壓缸的工作壓力 3 確定液壓缸尺寸 3 液壓缸工作循環(huán)中各階段的壓力、流量和功率計算值 4 繪制液壓缸工況圖 4 4、 擬定液壓系統(tǒng)圖 6 選擇液壓回路 6 調速回路 6 換向回路和卸荷回路 6 快速運動回路 6 壓力控制回路 7 液壓系統(tǒng)合成 8 5、 選擇液壓元件 8 選擇液壓泵和驅動電機 8 選擇控制元件 9 選用輔助元件 10 6、 液壓系統(tǒng)性能驗算 10 回路中壓力損失 10 工進

2、時壓力損失 10 快退時壓力損失 11 確定液壓泵工作壓力 12 液壓系統(tǒng)的效率 12 液壓系統(tǒng)的發(fā)熱溫升驗算 13參考文 獻 14 附錄 （液壓系統(tǒng)圖） 液壓油缸圖） 1設計題目 設計題目 設計一臺專用銑床，銑頭驅動電機的功率為千瓦，銑刀直徑為120mm轉速 350轉/分，如工作臺質量為480公斤，工件和夾具的質量為150公斤，工作臺 的行程為400mm工進行程為100mm快進快退速度為米/分，工進速度為60~1000 毫米/分，其往復運動的加速(減速)時間為秒，工作臺用平導軌靜摩擦系數(shù) fs 0.2，動摩擦系數(shù)fd 0.1，試設計該機床的液壓系統(tǒng)。

3、 2工況分析 負載分析 根據(jù)給定條件，先計算工作臺運動中慣性力 Fm，工作臺與導軌的動摩擦阻 力Ffd和靜摩擦阻力Ffs Fm Fg v 6300 0.075 963 (N) (2-1) g t 9.81 0.05 Ffd fd ( FG1 Fg2) 0.1 (4800 1500) 6300 (N) (2-2) FfS fs(FG1 Fg2) 0.2 (4800 1500) 1260 (N) (2-3) 其中，F(xiàn)G1 m1g 480 10 4800(N) FG2 m2g 150 10 1500 (N) Fg FG1 FG

4、2 4800 1500 6300 (N) 由銑頭的驅動電機功率可以求得銑削最大負載阻力 Ft: P Ft - (2-4) v n d 350 3.14 0.12 m 其中 v 2.198m 60 60 /s —7000 所以，F(xiàn)t 3185 v 2.198 同時考慮到液壓缸密封裝置的摩擦阻力(取液壓缸的機械效率 m 0.9)， 工作臺的液壓缸在各工況階段的負載值列于表 2-1中，負載循環(huán)圖如圖2-1所示 表2-1各階段負載值 工況 負載計算公式 液壓缸負載F（N） 液壓缸推力F0（ N） 起動 1260 1400 加速 1593 1770

5、 快進 630 700 工進 3815 4239 反向起動 1260 1400 反向加速 1593 1700 快退 630 700 圖2-1負載循環(huán)圖 運動分析 根據(jù)給定條件，快進、快退速度為 s，其行程分別為300mnO 400mm工進 速度為60~1000m/s（即~s）,工進行程100mm繪出速度循環(huán)圖如圖2-2所示 3確定液壓缸的參數(shù) 初選液壓缸的工作壓力 根據(jù)液壓缸推力為4239N(表2-1 ),按表11-2 (書)的推薦值，初選工作 壓力為10 105Pa. 確定液壓缸尺寸 由于銑床工作臺快進

6、和快退速度相同，因此選用單桿活塞式液壓缸，并使 A 2A2,快進時采用差動連接，因管路中有壓力損失，快進時回油路壓力損失 取p 5 105Pa,快退時回油路壓力損失亦取 p 5 105Pa。工進時，為使運 動平穩(wěn)，在液壓缸回路油路上須加背壓閥，背壓力值一般為 (5: 10)10 5 Pa,選 取背壓P2 6 105 Pa。 根據(jù)P1A1 P2A2 F。，可求出液壓缸大腔面積 A為 A ——F° 4239 5 0.006(m2) (3-1) p1 0.5p2 (10 0.5 6) 10 D 4 0.006 3.14 0.087(m) (3-2) 根據(jù)GB2348-80

7、圓整成就近的標準值，得 D=90mm液壓缸活塞桿直徑 63.65mm，根據(jù)GB2348-80就近圓整成標準值d=63mm于是液壓缸 實際有效工作面積為 K -D2 - 0.092 0.006m2 (3-3) 4 4 A (D2 d2) (0.092 0.0632) 0.003m2 (3-4) 4 4 液壓缸工作循環(huán)中各階段的壓力、流量和功率的計算值 （見表3-1 ） 工況 F°( N) 液壓缸 3 1C5 Pa P1 1C5P a N(W) 快進 （差 動） 起動 1400 0 加速 1770 5 恒速 700 5

8、 工進 4239 6 : 快退 起動 1140 0 加速 1770 5 減速 700 5 繪制液壓缸工況圖 根據(jù)表3-1計算結果，分別繪制P-L、Q-L和N-L圖，如圖3-1所示 Q-L圖 N-L圖 圖3-1 -L 、Q-L和N丄圖 4 擬定液壓系統(tǒng)圖 選擇液壓系統(tǒng)圖 由工況圖 3-1 可知，該銑床液壓系統(tǒng)功率小，因此選用節(jié)流調速方式，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。為防止孔鉆通時負載突然消失引起運動部件前沖，在回油路上加背壓 閥。由于系統(tǒng)選用節(jié)流調速方式，系統(tǒng)

9、必然為開式循環(huán)系統(tǒng)。?？紤]到銑削加 工中有順銑和逆銑兩種工況，宜采用調速閥來保證速度穩(wěn)定，并將調速閥裝在 液壓缸回油路上起阻力作用，使工作臺低速運動時比較平穩(wěn)，如圖 4-1(a) 和 4-1 (A)所示, 由于本系統(tǒng)滑臺由快進轉為工進時，速度變化不大，為減少速度換接時的液壓 沖擊，從節(jié)約成本考慮，選用如圖 4-1(a) 所示的調速回路。 (a) (A) 圖 4-1 調速回路 換向回路和卸荷回路 銑床工作臺采用單活塞桿液壓缸驅動。由工況圖可知，系統(tǒng)壓力和流量都 不大，同時考慮工作臺工作一個循環(huán)后裝夾具時間比較長，為方便工作臺的手 動，選用三位四通U型電磁換向閥，并由電氣行程開關配合實現(xiàn)自動

10、換向，如 圖 4-2b 所示 快速運動回路 為實現(xiàn)工作臺快速進給，選用二位三通電磁換向閥構成液壓缸的差動連 接。這種差動連接的快速運動回路，結構簡單，也比較經(jīng)濟，如圖 4-2a 所示。 在圖 4-2a-b 中結構復雜不利于控制，所以選擇 4-2a 所示的回路，一起同 4-2b 組成的快速、換向回路，同樣可以實現(xiàn)差動連接。同時驗算回路的壓力損失比 較簡便，所以不選用圖 4-2a-b 所示的回路。 (a) (b) (a-b) 圖 4-2 快速和換向回路 壓力控制回路 由于液壓系統(tǒng)流量很小，銑床工作臺工作進給時，采用回油路節(jié)流調速， 故選用定量泵供油比較、經(jīng)濟，如圖 4-1a 所示. 調

11、壓回路采用先導式溢流閥維 持液壓泵出口壓力恒定。當換裝工件時，工作臺停止運動，液壓泵卸荷回路采 用小型二位三通電磁閥控制先導型溢流閥，實現(xiàn)液壓泵的卸荷。而從提高系統(tǒng) 效率、節(jié)省能量角度來看，選用雙聯(lián)葉片泵油源顯然是不合理的，如圖 4-3b 所 示，其結構復雜，控制也復雜，所以不適宜選用此方案。 液壓系統(tǒng)合成 根據(jù)以上選擇的液壓基本回路，合成為圖 4-2所示的定量泵-回油路節(jié)流 調速液壓系統(tǒng)圖。 圖4-2液壓系統(tǒng)合成 5選擇液壓元件 選擇液壓泵和驅動電機 取液壓系統(tǒng)的泄漏系數(shù)K= 則液壓泵的最大流量 Qb K( QJmax 1.1 0.225 1 03 0.248 1 0 3 m

12、3/s，即 QB=mi n。根據(jù)擬定的液 壓系統(tǒng)是采用回油路節(jié)流調速，進油路壓力損失選取 p 5 105Pa，故液壓 泵工作壓力為： Pb pi p (9.84 5) 105 1 4.84 1 05 Pa。 (5-1) 考慮到系統(tǒng)動態(tài)壓力因素的影響，液壓泵的額定工作壓力為： pB 14.84(1 25%) 105 18.85 105 Pa. (5-2) 根據(jù)Qb、Pb和已選定的單向定量泵型式，查手冊書(二)選用 丫日16型 定量葉片泵。該泵額定排量為16mL/r,額定轉速960r/min，其額定流量為 0.256 10 3m3/s，由工況圖知，最大功率在快退階段，如果取液壓泵的

13、效率為 為，驅動液壓泵最大輸入功率 Nb為： Nb P1QB B (15.9 5) 105 0.256 103 0.75 (5-3) 查電工手冊選取750W的電動機。 選擇控制元件 根據(jù)系統(tǒng)最大工作壓力和通過控制元件的最大流量，選用各類閥的規(guī)格見 表 5-1. 表5-1選用各類閥的規(guī) 序 號 控制元 件名稱 型號規(guī)格 技術數(shù)據(jù) 實際流量 額定流量時 壓力損失 1 溢流閥 Y1-25B 卸荷壓力 1: 1.5 2 三位四 通電磁 34D-25B 2  換向閥 3 單向調 速閥 Q1-25B

14、 反向時2 取小壓差5 4 二位三 通電磁 換向閥 23D-25B 1 5 單向閥 1-25B 選用輔助元件 濾油器：液壓泵吸油口需裝粗濾油器，選用 XU-16 100J線隙式100 m進 口濾油器，流量 Q=16l/min= 10 3m3/s . 油箱容量：由下式計算有效容積 V，取系數(shù)K=6, Q=12L/min,則有 V KQ 6 12 72(L) 72 10 3(m3) (5-4) 根據(jù)書(二)標準，可取油箱的容積 V=75L油箱見附圖1,管道尺寸由選 定的標準元件連接口尺寸確定。 6液壓系統(tǒng)性能驗算 回路中壓力損失

15、 回路壓力損失計算應在管道布置圖完成后進行，必須知道管道的長度和直 徑。管道直徑按選定元件的接口尺寸確定，即 d=12mm長度在管道布置圖未完 成前暫按進油管、回油管均為L==2m估算。油液運動粘度取 1.5 10 4m2/s， 在此設計中主要驗算工進和快退工況時的壓力損失。 工進時壓力損失 進油管路壓力損失：首先判別進油管液流狀態(tài)，由于雷諾數(shù) vd 4Q 4 0.1 10 3 Re 3 4 70.7 2000 (6-1) d 12 10 1.5 10 故為層流。 管路沿層壓力損失: Pl 4.3 Q L d1 1016 4.3 1.5

16、10 4 0.1 10 3 2 (6-2) 1016 0.622 105(Pa) 取管道局部損失 P 0.1 FL 0.0622 105Pa 油液流經(jīng)單向閥和三位四通換向閥的壓力損失按下面公式計算，有關數(shù)據(jù) 見表5-1 1.32 105( Fa) (6-3) 工進時進油路總壓力損失: p PL F FV 2 105 (Fa) (6-4) 工進時回油路壓力損失：因回油管路流量 Q2為 3 3 0.05 10 (m /s) (6-5) 液流狀態(tài)經(jīng)判斷為層流(Re 70.7 2000)，于是沿程壓力損失: P 4.3 Q L 10花 4.3 1

17、.5 10 4 0.05 10 3 2 Pl d7 10 (6-6) 10 0.297 105(Pa) 局部壓力損失： P 0.1 PL 0.0297 105Pa (6-7) 回油路中油液流經(jīng)二位三通換向閥、調速閥和三位四通換向閥時的壓力損 失計算方法同上，即 = 5.28 105(Pa) (6-8) 工進時回油路總壓力損失 p PL P P 5.6 105(Pa) (6-9) 將回油路中壓力損失折算到進油路上，就可求出工進時回路中整個壓力損 失 p p' p" A2 2 105 5.6 105 4.8 105(Pa) (6-10) A 0.006 快退時壓力損失 快退

18、時進油路和回油路中經(jīng)檢查都是層流，進油路壓力損失為: Pl 16 10 4.3 Q L 16 10 4.3 1.5 10 4 0.225 10 3 2 124 5 1.4 10 (Pa) (6-11) 5 P 0.1 P 0.14 10 (Pa) 進油路中油液流經(jīng)單向閥、三位四通換向閥、單向調速閥 (反向時)以及二 位三通換向閥時壓力損失計算方法同前 2 1 105 1.7 105(Pa) (6-12) 0.417 快退時進油路總壓力損失： p PL P P 3.24 105(Pa) (6-13) 快退時回油路中壓力損失：由于 Q1 2Q2,則有

19、 16 5 10 2.8 10 (Pa) (6-14) 回油路總壓力損失： p Pl P P/ 5..54 105(Pa) (6-15) 將回油路中的壓力損失折算到進油路上去，可得到快推時回油路中的整個 壓力損失: (6-16) p p' p"電 3.24 105 5.54 105 6 105(Pa) A 0.006 這個數(shù)值比原來估計的數(shù)值大，因此系統(tǒng)中元件規(guī)格和管道直徑不宜再減 確定液壓泵工作壓力 工進時，負載壓力 F 42 39 2 5 Pl — 一— 66.24(N / cm2) 6.624 105(Pa) (6-17) A1 64 液壓泵工作壓力 5

20、 5 Pgj Pl p (6.624 4.8) 10 11.4 10 (Pa) (6-18) 快退時，負載壓力： F 700 2 5 Pl —— —— 21.88( N/cm ) 2.88 10 (Pa) (6-19) A 32 液壓泵的工作壓力： Pkt Pl p (2.88 6) 105 8.88 1 05(Pa) (6-20) 根據(jù)Pgj，則溢流閥調整壓力取12 105 Pa。 液壓系統(tǒng)的效率 由于在整個工作循環(huán)中，工進占用時間最長，因此，系統(tǒng)的效率可以用工 進時的情況來計算。工進速度為 0.001: 0.0167m/s，則液壓缸的輸出功率為 Nc FV 4239

21、 0.001 4.239(W) (6-21) Nc FV 4239 0.0167 70.79(W) 液壓泵的輸出功率： 5 3 Nb pQ 12 10 0.256 10 307(W) (6-22) 工進時液壓回路效率： 液壓系統(tǒng)效率 Nc Nb 4.239 307 70.79 307 0.014 : 0.23 (6-23) Y C ,取液壓泵效率 B 0.75，液壓缸效率取 Y 0.88， 于是 B Y C 0.75 0.88 (0.014 : 0.23) 0.009 : 0.15(6-24) 液壓系統(tǒng)的發(fā)熱溫升驗算 液壓系統(tǒng)總發(fā)熱功率計算 液壓

22、泵輸入功率： N1 pQ 307 409.3(W) B 0.75 (6-25) 液壓缸有效功率： N2 Nc 4.239(W) (6-26) 系統(tǒng)總發(fā)熱功率： H1 N1 N2 409.3 4.239 405(W) 油箱散熱面積： A 6.66疔 6.66竽(72 10 3)2 1.15(m2) (6-28) 油液溫升： T Hl ，取 G 15，則 CT A T H1 405.6 23.5「C) (6-29) CT A 15 1.15 溫升沒有超出允許范圍25: 35 C的范圍，液壓系統(tǒng)中不需要設置冷卻器 至此，該銑床液壓系統(tǒng)設計計算宣告全部結束。 參考文獻 [1] 王積偉，章宏甲，黃誼 . 主編 . 液壓傳動 . 機械工業(yè)出版社 . [2] 成大先 . 主編 . 機械設計手冊單行——本機械傳動 . 化學工業(yè)出版社 [3] 何玉林，沈榮輝，賀元成 . 主編 . 機械制圖 . 重慶大學出版社 . [4] 路甬祥主編 . 液壓氣動技術手冊 . 北京 . 機械工業(yè)出版社 .2002 [5] 雷天覺主編 .液壓工程手冊 .北京. 機械工業(yè)出版社 .1990