半自動液壓專用銑床液壓系統(tǒng)設(shè)計

1、動力機械綜合設(shè)計課程設(shè)計說明書班 級: 姓 名: 學(xué) 號: 設(shè)計日期：目錄一、設(shè)計參數(shù) 1二、設(shè)計內(nèi)容 1 1負載分析 1 液壓缸負載分析 1 負載圖與速度圖的繪制 2 2確定液壓系統(tǒng)的主要參數(shù) 3 初選液壓缸的工作壓力 3 計算液壓缸的主要尺寸 3 繪制液壓缸工況圖 43、擬定液壓系統(tǒng)原理圖 5 選擇液壓回路 5 擬定液壓原理圖 54、液壓元件的選擇 6 液壓泵及其驅(qū)動電動機 6 閥類元件及輔助元件 7105、液壓系統(tǒng)的主要性能驗算 8 系統(tǒng)壓力損失驗算 8 系統(tǒng)發(fā)熱與溫升計算 8 附錄半自動液壓專用銃床液壓系統(tǒng)設(shè)計一、設(shè)計參數(shù)設(shè)計參數(shù)見下表。其中：工作臺液壓缸負載力（KN）: Fl=3.0

2、夾緊液壓缸負載力（KN）： FC=4.9工作臺液壓缸移動件重力（KN）： G=1.5夾緊液壓缸負移動件重力（N）： Gc=55工作臺快進、快退速度（m/min）： Vi=V3=5.6夾緊液壓缸行程（mm）: Lc=10工作臺工進速度（mm/min）: V2=45夾緊液壓缸運動時間（S）: tc=1工作臺液壓缸快進行程（mm）: Li=250工作臺液壓缸工進行程（mm）: L2=70導(dǎo)軌面靜摩擦系數(shù)：尸0.2導(dǎo)軌面動摩擦系數(shù)：2=0.1二、設(shè)計內(nèi)容1. 負載分析液壓缸負載分析液壓缸驅(qū)動工作機構(gòu)直線運動時，液壓缸所受的外負載是F = Fe+Ff+FaFe 為工作負載，且 Fe= Fc+ 國 Gc

3、=4.9+0.1 55=10.4KNFf為摩擦阻力負載則動摩擦 Ffd= wG=0.1 X55=5.5KN，靜摩擦 Ffs= PGc=0.2 X55=11KNFa 為慣性負載，中=5.6 m/mi n=0.093m/s則液壓假設(shè)液壓缸的機械效率 心 得出液壓缸在各工作階段的負載和推力,缸在各個工作階段的負載如表1負載圖與速度圖的繪制快進 V1=V3=5.6 m/min=0.093m/s，工作臺速度 V2=45 mm/min=0.00075 m/s快進負載圖和速度圖如圖1工況計算公式液壓缸負載F/N液壓缸推力F0 F/ M啟動F Ffs1100012222.2加速F Ffd Fa5528.446

4、142.7快進F Ffd55006111.1工進F Ffd Fe1590017666.7反向啟動F Ffs1100012222.2加速F Ffd Fa5528.446142.7快退F Ffd55006111.1S5Vr-4脣一cfMzo2. 確定液壓系統(tǒng)的主要參數(shù)初選液壓缸的工作壓力根據(jù)負載選擇液壓缸的執(zhí)行壓力p=1MPa，為了減小液壓泵的最大流量，空程前進時選用差動快速回路，為了滿足工作臺快進與快退速度相等， 選用液壓 缸無桿腔面積 Ai與有桿腔面積 A之比為2:1, 即卩d=0.71D（D為液壓缸內(nèi)徑，d 為活塞桿直徑）。差動連接時，由于管路存在壓力損失，液壓缸有桿腔壓力必須 大于無桿腔壓

5、力，估計時取=0.5MPa，為防止銑床銑完后突然前沖，工進時液壓 缸回油路上必須存在背壓p2，取p2=0.6MPa。取快退時回油腔中背壓為0.7MPa。計算液壓缸的主要尺寸由工進時的推力計算液壓缸無桿腔的有效面積則液壓缸的直徑為按國標 GB/T234819932 5 K&SL內(nèi)經(jīng)及活靂桿外徑系列（GBT2348-im （見表 23* 19 10A 2J. 1 9序壓SI的幻簡內(nèi)徑尺吋廉列f mm)STH10 50L胚盯飛心咖1I*4(M2%:叩I25iOO32取標準值D =200mm , d =142mm，由此可得液壓缸的實際有效面積為:無桿腔0.01558m0.03142m有桿腔繪制液壓缸工

6、況圖根據(jù)上述A1和A2值，可計算得到液壓缸工作循環(huán)中各階段的壓力、流量和功率值，如表2所示，并據(jù)此繪出液壓缸工況圖，如圖2所示表2各工況所需壓力、流量和功率工況計算公式Fo/N回油腔 壓力 pJMPa進油腔 壓力p/MPa輸入流量q/(L/mi n)輸入功率P/W快進啟 動 加 速 恒 速12222.20.776142.70.890.396111.10.890.3988.391135工進15900.00.600.513.93 X10-412快退啟動加12222.20.786142.70.700.39速恒速6111.10.700.3986.945658 )1勵5030.0. 000393 t23

7、、擬定液壓系統(tǒng)原理圖選擇液壓回路1）選擇調(diào)速回路由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，故可選用進油調(diào)速閥節(jié)流調(diào)速回路。為防止銑床結(jié)束時負載突 然消失發(fā)生前沖現(xiàn)象，在液壓缸的回路上加背壓閥2）選擇油源形式從工況圖可以清楚看出，在工作循環(huán)內(nèi)，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，其相應(yīng)的時間之比ti t3 t2（2.69 3.44）/93.33 0.0657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，為此可選用高低 壓雙泵供油回路或者是限壓式

8、變量泵作為油源， 同時選用一定量泵作為夾緊缸油 源?，F(xiàn)選用高低壓雙泵供油方案。3）選擇快速運動和換向回路本系統(tǒng)已選定液壓缸差動回路和高低壓雙泵供油兩種快速運動回路實現(xiàn)快速運動。考慮到從工進轉(zhuǎn)快進快退時回路流量較大、速度變化大，因此采用行程 閥作為速度轉(zhuǎn)換環(huán)節(jié)，由于本機床工作部件終點的定位精度不高， 因此采用擋塊 壓下行程開關(guān)控制換向閥磁鐵失電。 由于快退時流量較大，為保證換向平穩(wěn)，所 以選用三位五通電液換向閥作為主換向閥。4）選擇調(diào)壓和卸荷回路在雙泵供油的油源形式確定后，調(diào)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壓力由油源中的溢流閥確定，無需另設(shè)調(diào)壓回路。在滑 臺工進和停止時

9、，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 時雖為卸荷，但功率損失較小，故可不許再設(shè)卸荷回路擬定液壓原理圖將上面選出的液壓基本回路組合在一起，并經(jīng)修改和完善，就可得到完整 的液壓系統(tǒng)工作原理圖。見附錄4、液壓元件的選擇 液壓泵及其驅(qū)動電動機(1) 確定液壓泵的最大工作壓力由表2可知，工作臺液壓缸在快退時工作壓力最大，最大工作壓力0.78MPa。 如在調(diào)速閥進口節(jié)流調(diào)速回路中，選取回油路路上的總壓力損失0.4MPa，則限壓 式變量泵的最高工作壓力估算為：pP1 =0, 89 + ( 4 = 1.29MPa大流量泵只在快進、快退時向液壓缸供油，由表2可知快退時比快進時大沒 去進油路

10、壓力損失為0.4MPa，則大流量泵最高工作壓力為pP2 = 0,39 + 0 4 = 0.79 MPa在工進中的壓力損失為0.8MPa則為pP3 =0 51 + 0 8 = 1.31MPa故實際上最大壓力(2) 確定液壓泵的流量由圖2可知，油源向液壓缸輸入的最大流量為 q=88.39L/min ,按10%勺泄露 來計算那么泵的總流量為：229LqP = 1. 1 X 呂39 = 97.min由于溢流閥的最小穩(wěn)定溢流流量為2 L/min，工進時的輸入液壓缸的流量為 3.93 X10-4 L/min，所以小流量液壓泵的流量為 2.000393L/min(3) 確定液壓泵的規(guī)格* n 12(桂術(shù)規(guī)格

11、ae#eL * r- 1/MFa/r min1馳動隔亦/kW加YBi-S. 5!. tC. 3USAa $B-3YDi 44o. aYBn S1.6YBi-lo2.2YBtdZ12i:13S-7161棗2. 2YB. 13ts!4YBi-32*.39W&lb. I)45. 5惟-旳w7 5ia ISYB.-BO80YBt-：00卻013根據(jù)以上壓力和流量數(shù)值查閱產(chǎn)品樣本，最后確定選取YBN-40M型限壓式Y(jié)Bi-2.5型雙聯(lián)葉片泵滿足要求。(3)選擇電動機由工況圖2可知，最大功率出現(xiàn)在快進階段，取泵的總效率為此；臨則所需電動機功率為!中號屯辜/kw堵轉(zhuǎn)電宛塔卻轉(zhuǎn)址人轉(zhuǎn)申甲聲 力 *6*/N *

12、曲l*x如fT Him /Afl丘嗎就1罐i覆Y9OS-6a 7i匕3ni?D孟 R山倔YWL-6JUxz?3x j0- 72iPaLF1 0 03&Y1ML-*K5477.5 a !1A7C=09甜Y112M Z2080-5U- fl.；監(jiān)20-131選用電動機型號：查電動機產(chǎn)品樣本，選用丫112M-6型電動機，其額定功率為2.2KW閥類元件及輔助元件根據(jù)液壓系統(tǒng)的工作壓力和通過各個閥類元件及輔助元件的流量，可選用這些元件的型號及規(guī)格，如表3所示。表3液壓兀件表骨口， 序號元件名稱通過閥的最大流量/(L/mi n)型號額定流量qn / L / min額定壓力Pn / MPa1雙聯(lián)葉片泵-YB

13、-40M-6.32三位五通電液換向閥9835DY-100BY1006.33行程閥62.322C-100B1006.3H4調(diào)速閥1QF3-E6aB6.36.35單向閥70100B1006.36單向閥29.3100B1006.37背壓閥1B 10B106.38液控單向閥28.1XY-63B636.39溢流閥5.1Y 10B106.310濾油器34.5XU-80 X200806.311單向閥36.6100B1006.312單向閥70100B1006.313壓力繼電器-PF-D8L-14葉片泵-YB-2.56.0-4.815單向閥29.3100B1006.316順序閥32XY-63B636.35、液壓

14、系統(tǒng)的主要性能驗算系統(tǒng)壓力損失驗算管道直徑按選定的液壓元件接口尺寸確定為d=18mm，進、回油管長度均取l=2m，油液的運動粘度取v=1 X10-4，油液密度取p =900kg/m 3。工作循環(huán)中進、回油管中通過的最大流量q=98L/min ,由此計算雷諾數(shù)，得由此可推出個工況下的進、回油路中的液流均為層流管中流速為因此沿程損失為在管道具體結(jié)構(gòu)沒有確定時，管路局部損失常按以下經(jīng)驗公式計算各工況下的閥類元件的局部壓力損失為式中：q為閥的實際流量； 為閥的額定流量（從產(chǎn)品手冊中查得）；為閥在額定流量下的壓力損失（從產(chǎn)品手冊中查得）。根據(jù)以上公式計算出各個工況下的進、 回油管路的壓力損失。計算結(jié)果均小 于估取值（計算從略），不會使系統(tǒng)工作壓力高于系統(tǒng)的最高壓力系統(tǒng)發(fā)熱與溫升計算液壓系統(tǒng)工進在整個工作循環(huán)中所占的時間比例94%所以系統(tǒng)發(fā)熱和溫升可用工進時的數(shù)值來計算。工進時的回路效率tjl =竺翌=0.06PplQpi + Pp2Qp2其中，大流量泵的工作壓力宀就是此泵通過順序閥卸荷時所產(chǎn)生的壓力損失,因此它的數(shù)值為前面已經(jīng)取雙聯(lián)液壓泵的總效率/，