专用铣床液压系统设计(2)

大同煤炭职业技术学院设计说明书液压传动课程设计－－－专用铣床液压系统设计学生李其栋院系机电工程系专业机电一体化学号20070301029指导教师秦峰答辩日期--2目录一、题目…………………………………………………………………………（3）专用铣床动力滑台的设计………………………………………………（3）二、液压系统设计计算………………………………………………………（3）（一）设计要求及工况分析……………………………………………（3）1、设计要求………………………………………………………（3）2、负载与运动分析……………………………………………（3）（1）工作负载…………………………………………………（1）（2）摩擦负载……………………………………………………（1）（3）惯性负载………………………………………………………（4）（4）液压缸在工作过程中各阶段的负载……………………………(4)(5)运动时间……………………………………………………（4）（二）确定液压系统主要参数………………………………………………（6）1、初选液压缸工作压力……………………………………………（6）2、计算液压缸主要尺寸……………………………………………（6）（三）拟定液压系统原理图…………………………………………………（10）1、选择基本回路…………………………………………………（10）（1）选择调速回路…………………………………………………（10）（2）选择油源形式…………………………………………………（11）（3）选择快速运动和换向回路……………………………………（11）（4）选择速度换接回路…………………………………………（11）（5）选择调压和卸荷回路………………………………………（11）2、组成液压系统……………………………………………………（12）（四）计算和选择液压元件…………………………………………………（13）1、确定液压泵的规格和电动机功率…………………………………（13）（1）计算液压泵的最大工作压力………………………………（13）（2）计算液压泵的流量…………………………………………（14）（3）确定液压泵的规格和电动机功率……………………………（14）三、附录与附图.附表………………………………………………………（15）四、总结……………………………………………………………………(20)五、参考文献………………………………………………………………（21）--3一、题目要求设计一专用铣床，若工作台、工件和夹具的总重量为5500N，轴向切削力为30KN，工作台总行程为400mm，工作行程为150mm，快进、快退速度为4.5m/min、工进速度为60～1000mm/min，加速、减速时间均为0.05s，工作台采用平导轨、静摩擦系数为0.2，动摩擦系数为0.1，试设计机床的液压传动系统。二、液压系统设计计算(一)、设计要求及工况分析1．设计要求其动力滑台实现的工作循环是：快进→工进→快退→停止。主要参数与性能要求如下：切削阻力FL=30kN；运动部件所受重力G=5500N；快进、快退速度1=3=4.5m/min，工进速度2=60-1000mm/min；快进行程L1=250mm，工进行程L2=150mm；往复运动的加速、减速时间Δt=0.05s；工作台采用平导轨，静摩擦系数μs=0.2，动摩擦系数μd=0.1。液压系统执行元件选为液压缸。2．负载与运动分析(1)工作负载工作负载即为切削阻力FL=30000N。(2)摩擦负载摩擦负载即为导轨的摩擦阻力：静摩擦阻力NGFSFS110055002.0动摩擦阻力NGFdfd55055001.0--4(3)惯性负载N842N05×60.08.95500itgGF4.5(4)液压缸在工作过程中各阶段的负载为：启动阶段：1100FSFFN启动加速阶段：5508421392FdiFFFNNN快进或快退阶段：550FdFFN工进阶段：5503000030500FdLFFFNNN(5)运动时间快进svLt3.360/5.4102503111工进svLt9060/1.0101503222快退svLLt3.560/5.41040033213设液压缸的机械效率ηcm=0.9，得出液压缸在各工作阶段的负载和推力，如表1所列。--5表1液压缸各阶段的负载和推力工况负载组成液压缸负载F/N液压缸推力F0=F/ηcm/N启动FsFF11001222加速fdFF13921547快进ifdFFF550611工进LfdFFF3055033944反向启动fsFF11001222加速ifdFFF13921547快退fdFF550611根据液压缸在上述各阶段内的负载和运动时间，即可绘制出负载循环图F-t和速度循环图-t，如下图所示。液压缸的负载图--6（二）确定液压系统主要参数1．初选液压缸工作压力所设计的动力滑台在工进时负载最大，在其它工况负载都不太高，参考表2和表3，初选液压缸的工作压力p1=4MPa。2．计算液压缸主要尺寸鉴于动力滑台快进和快退速度相等，这里的液压缸可选用单活塞杆式差动液压缸（A1=2A2），快进时液压缸差动连接。工进时为防止车铣时负载突然消失发生前冲现象，液压缸的回油腔应有背压，参考表4选此背压为p2=0.6MPa。表2负载和工作压力之间的关系负载F/KN1010~2020~3030~5050工作压力p/MPa0.8~1.21.5~2.53.0~4.04.0~5.0≥5.0液压缸的速度图--7表3各类液压设备常用的工作压力设备类型精加工机床半精加工机床粗加工或重型机床农业机械、小型工程机械、工程机械辅助机构液压机、重型机械、大中型挖掘机、起重运输机械工作压力p/MPa0.8~23~55~1010~1620~32表4执行元件背压的估计值系统类型背压Pb/MPa中低压系统（0～8MPa）简单系统，一般轻载节流调速系统0.2～0.5回油路调速阀的调节系统0.5～0.8回油路带背压阀0.5～1.5带补油路的必式回答0.8～1.5中高压系统（8～16MPa）同上比中低压系统高50%～100%高压系统（16～32MPa）如锻压机械等初算时背压可忽略不计表5按工作压力选取d/D工作压力/MPa≤5.05.0~7.0≥7.0d/D0.5~0.550.62~0.700.7--8表6按速比要求确定d/D注：1—无杆腔进油时活塞运动速度；2—有杆腔进油时活塞运动速度。由式cm2211FApAp得242621cm1m1092m10)26.04(9.030550)2(ppFA则活塞直径mm108m108.0m10924441AD参考表5及表6，得d0.71D=77mm，圆整后取标准数值得D=110mm，d=80mm。由此求得液压缸两腔的实际有效面积为:242221m1095m411.04DA24222222m107.44m)8.011.0(4)(4dDA根据计算出的液压缸的尺寸，可估算出液压缸在工作循环中各阶段的压力、流量和功率，如表7所列，由此绘制的液压缸工况图如图2所示。2/11.151.251.331.461.612d/D0.30.40.50.550.620.71--9表7液压缸在各阶段的压力、流量和功率值工况推力F0/N回油腔压力p2/MPa进油腔压力p1/MPa输入流量q×10-3/m3/s输入功率P/KW计算公式快进启动1222—0.69——21201AAPAFp121)(AAqqpP1加速1547p1+Δp0.75——恒速611p1+Δp0.570.40.23工进339440.63.861.58×10-20.06112201AApFp21AqqpP1快退启动1222—0.27——21201AApFp32AqqpP1加速15470.51.41——恒速6110.51.200.340.41注：1.Δp为液压缸差动连接时，回油口到进油口之间的压力损失，取Δp=0.5MPa。2．快退时，液压缸有杆腔进油，压力为p1，无杆腔回油，压力为p2。--10（三）拟定液压系统原理图1．选择基本回路图1(1)选择调速回路由图1可知，这台机床液压系统功率较小，滑台运动速度低，工作负载为阻力负载且工作中变化小，故可选用进口节流调速回路。为防止铣完工件时负载突然消失引起运动部件前冲，在回油路上加背压阀。由于系统选用节流调速方式，系统必然为开式循环系统。--11(2)选择油源形式从工况图可以清楚看出，在工作循环内，液压缸要求油源提供快进、快退行程的低压大流量和工进行程的高压小流量的油液。最大流量与最小流量之比qmax/qmin=0.4/(1.58×10-2)25；其相应的时间之比(t1+t3)/t2=(3.3+5.3)/90=0.096。这表明在一个工作循环中的大部分时间都处于高压小流量工作。从提高系统效率、节省能量角度来看，选用单定量泵油源显然是不合理的，为此可选用限压式变量泵或双联叶片泵作为油源。考虑到前者流量突变时液压冲击较大，工作平稳性差，且后者可双泵同时向液压缸供油实现快速运动，最后确定选用双联叶片泵方案，如图2a所示。(3)选择快速运动和换向回路本系统已选定液压缸差动连接和双泵供油两种快速运动回路实现快速运动。考虑到从工进转快退时回油路流量较大，故选用换向时间可调的电液换向阀式换向回路，以减小液压冲击。由于要实现液压缸差动连接，所以选用三位五通电液换向阀，如图2b所示。(4)选择速度换接回路由于本系统滑台由快进转为工进时，速度变化大（1/2=4.5/0.145），为减少速度换接时的液压冲击，选用行程阀控制的换接回路，如图2c所示。(5)选择调压和卸荷回路在双泵供油的油源形式确定后，调压和卸荷问题都已基本解决。即滑台工进时，高压小流量泵的出口压力由油源中的溢流阀调定，无需另设调压回路。在滑台工进和停止时，低压大流量泵通过液控顺序阀卸荷，高压小流量泵在滑台停止时虽未卸荷，但功率损失较小，故可不需再设卸荷回路。--122．组成液压系统将上面选出的液压基本回路组合在一起，并经修改和完善，就可图3整理后的液压系统原理图--13得到完整的液压系统工作原理图，如图3所示。在图3中，为了解决滑台工进时进、回油路串通使系统压力无法建立的问题，增设了单向阀6。为了避免机床停止工作时回路中的油液流回油箱，导致空气进入系统，影响滑台运动的平稳性，图中添置了一个单向阀13。图中增设了一个压力继电器14。当滑台碰上死挡块后，系统压力升高，它发出快退信号，操纵电液换向阀换向。（四）计算和选择液压件1．确定液压泵的规格和电动机功率(1)计算液压泵的最大工作压力小流量泵在快进和工进时都向液压缸供油，由表7可知，液压缸在工进时工作压力最大，最大工作压力为p1=3.86MPa，如在调速阀进口节流调速回路中，选取进油路上的总压力损失∑∆p=0.6MPa，考虑到压力继电器的可靠动作要求压差pe=0.5MPa，则小流量泵的最高工作压力估算为MPappppep96.45.06.086.311大流量泵只在快进和快退时向液压缸供油，由表7可见，快退时液压缸的工作压力为p1=1.41MPa，比快进时大。考虑到快退时进油不通过调速阀，故其进油路压力损失比前者小，现取进油路上的总压力损失∑∆p=0.3MPa，则大流量泵的最高工作压力估算为MPaMPapppp71.1)3.041.1(12--14(2)计算液压泵的流量由表7可知，油源向液压缸输入的最大流量为0.4×10-3m3/s，若取回路泄漏系数K=1.1，则两个泵的总流量为min/4.26/1044.0104.01.13331LsmKqqp考虑到溢流阀的最小稳定流量为3L/min，工进时的流量为1.58×10-5