1、1课程设计说明书专业： 机械设计制造及其自动化班级学号： 0842811127 学生姓名： 岳维指导教师： 唐炜2012 年 1 月 5 日江苏科技大学南徐学院2目 录1工况分析12拟定液压系统原理图23液压系统的计算和选择液压元件 83.1 液压缸主要尺寸的确定43.2 确定液压泵的流量、压力和选择泵的规格53.3 液压阀的选择53.4 确定管道尺寸63.5 液压油箱容积的确定74液压系统的验算64.1 压力损失的验算64.2 系统温升的验算83某立式组合机床的动力滑台采用液压传动。已知切削负载为 31000N，滑台工进速度为50mm/min,快进、快退速度为 6m/min，滑台（包括滑台上
2、的动力头）的质量为 1500kg，滑台对导轨的法向作用力为 1500N，往复运动的加、减速时间为 0.5s，滑台采用平面导轨，静、动摩擦系数分别为 0.2 和 0.1，快速行程为 180mm，工进行程为 50mm。试设计该机床的液压系统和液压缸。1工况分析首先根据已知条件，绘制运动部件的速度循环图，如图 1.5 所示，然后计算各阶段的外负载并绘制负载图。液压缸所受外负载 F 包括三种类型，即 afwFFw 为工作负载，对于金属切削机床来说，即为沿活塞运动方向的切削力，在本例中为 31000N；Fa运动部件速度变化时的惯性负载；Ff导轨摩擦阻力负载，启动时为静摩擦阻力，启动后为动摩擦阻力，对于平
3、导轨可由下式求得 RnfFGG运动部件重力；FRn垂直于导轨的工作负载，事例中为零；f导轨摩擦系数，本例中取静摩擦系数 0.2，动摩擦系数为 0.1。求得：Ffs=0.2*14700N=2940NFfa=0.1*14700N=1470N上式中 Ffs为静摩擦阻力，F fa为动摩擦阻力。 tvgGa4g重力加速度；t加速度或减速度，一般t=0.010.5svt 时间内的速度变化量。在本例中根据上述计算结果，列出各工作阶段所受的外负载(见表 1.1)，并画出如图 1.5 所示的 负载循环图。NFa 3065.08.91475图 1.1 速度和负载循环图表 1.1工作循环 外负载 F（N） 工作循环
4、 外负载 F（N）启动、加速 F=F fs+Fa 3240 工进 F= Fa+F 32470快进 F=Ffa 1470 快退 F= Fa 14702拟定液压系统原理图(1)确定供油方式考虑到该机床在工作进给时负载较大，速度较低。而在快进、快退时负载较小，速度较高。从节省能量、减少发热考虑，泵源系统宜选用双泵供油或变量泵供油。现采用限压式变量叶片泵。(2)调速方式的选择在中小型专用机床的液压系统中，进给速度的控制一般采用节流阀或调速阀。根据铣削类专用机床工作时对低速性能和速度负载特性都有一定要求的特点，决定采用限压式变量泵和调速阀组成的容积节流调速。这种调速回路具有效率高、发热小和速度刚性好的特
5、点，并且调速阀装在回油路上，具有承受负切削力的能力。(3)速度换接方式的选择6本系统采用电磁阀的快慢速换接回路，它的特点是结构简单、调节行程比较方便，阀的安装也较容易，但速度换接的平稳性较差。若要提高系统的换接平稳性，则可改用行程阀切换的速度换接回路。(4)夹紧回路的选择用二位四通电磁阀来控制夹紧、松开换向动作时，为了避免工作时突然失电而松开，应采用失电夹紧方式。考虑到夹紧时间可调节和当进油路压力瞬时下降时仍能保持夹紧力，所以接入节流阀调速和单向阀保压。在该回路中还装有减压阀，用来调节夹紧力的大小和保持夹紧力的稳定。最后把所选择的液压回路组合起来，即可组合成图 1.1 所示的液压系统原理图。图
6、 1.2 液压系统原理图3液压系统的计算和选择液压元件3.1 液压缸主要尺寸的确定1)工作压力 p 的确定。工作压力 p 可根据负载大小及机器的类型来初步确定，表71.1 取液压缸工作压力为 3MPa。2)计算液压缸内径 D 和活塞杆直径 d。由负载图知最大负载 F 为 32470N，按表 1.2可取 P2 为 0.5Mpa， cm 为 0.95，考虑到快进、快退速度相等，取 dD 为 0.7。将上述数据代入式可得根据指导书表 2.1，将液压缸内径圆整为标准系列直径 D=125mm；活塞杆直径d，按 dD= 0.7 及表 2.2 活塞杆直径系列取 d=90mm。 按工作要求夹紧力由两个夹紧缸提
7、供，考虑到夹紧力的稳定，夹紧缸的工作压力应低于进给液压缸的工作压力，现取夹紧缸的工作压力为 2.5MPa， 回油背压力为零， cm 为 0.95，可得按表 2.1 及表 2.2 液压缸和活塞杆的尺系列，取夹紧液压缸的 D 和 d 分别为125mm 及 90mm。按最低工进速度验算液压缸的最小稳定速度，由式可得式中 qmin 是由产品样本查得调速阀 AQF3-E10B 的最小稳定流量为0.05L min。本例中调速阀是安装在回油路上，故液压缸节流腔有效工作面积应选取液压缸有杆腔的实际面积，即 2222 4071044cmdDA可见上述不等式能满足，液压缸能达到所需低速。3)计算在各工作阶段液压缸
8、所需的流量 min/1.38in/10.3861094322 Lvdq 快 进快 进 605工 进工 进mD1267.01359.0134.2475 mD6.895.0124.3223min5105.cmvA83.2 确定液压泵的流量、压力和选择泵的规格1)泵的工作压力的确定 考虑到正常工作中进油管路有一定的压力损失，所以泵的工作压力为 pp1pp液压泵最大工作压力；p1执行元件最大工作压力；p进油管路中的压力损失，初算时简单系统可取 0.20.5MPa ，复杂系统取 0.51.5MPa，本例取 0.5MPa。MPap 5.301上述计算所得的 pp 是系统的静态压力，考虑到系统在各种工况的过
9、渡阶段出现的动态压力往往超过静态压力。另外考虑到一定的压力贮备量，并确保泵的寿命，因此选泵的额定压力 pn 应满足 pn(1.251.6) pp。中低压系统取小值，高压系统取大值。在本例中 pn =1.25 pp=4.4MPa。2)泵的流量确定 液压泵的最大流量应为 minqKLpqp液压泵的最大流量；(q) min 同时动作的各执行元件所需流量之和的最大值。如果这时溢流阀正进行工作，尚须加溢流阀的最小溢流量 23Lmin；KL系统泄漏系数，一般取 KL=1.11.3，现取 KL=1.2。min/4i/35.1minLqp 3)选择液压泵的规格 根据以上算得的 pp 和 qp，再查阅有关手册，
10、3.3 液压阀的选择 根据所拟定的液压系统图，按通过各元件的最大流量来选择液压元件的规格。选定的液压元件如表 1.2 所示。表 1.2 液压元件明细表序 号 元 件 名 称 通过流量/Lmin -1 型 号1 过滤器 45.72 XU-B501002 变量叶片泵 45.72 YBX-403 压力表 KF3-EA10Bmin/42.9in/1042.96102.4332 LmvDq in/35105653Lvd 快 退快 退94 三位四通电磁阀 38.1 34EF30-E10B5 二位三通电磁阀 38.1 23EF3B-E10B6 单向行程调速阀 38.1 AQF3-E10B7 减压阀 0.6
11、JF3-10B8 压力表 KF3-EA10B9 单向阀 0.6 AF3-EA10B10 二位四通电磁阀 0.6 24EF3-E10B11 压力继电器 0.6 DP1-63B12 单向节流阀 0.6 ALF-E10B3.4 确定管道尺寸油管内径尺寸一般可参照选用的液压元件接口尺寸而定，也可按管路允许流速进行计算。本系统主油路流量为差动时流量 q=76L min，压油管的允许流速取u=4m s，则内径 d 为 mvq20476.6.4若系统主油路流量按快退时取 q=35Lmin，则可算得油管内径 d=13mm。综合诸因素，现取油管的内径 d 为 16mm。吸油管同样可按上式计算(q=45.72Lm
12、in、v=1.5ms)，现参照 YBX-40 变量泵吸油口连接尺寸，取吸油管内径 d 为 35mm。3.5 液压油箱容积的确定本例为中压液压系统，液压油箱有效容量按泵的流量的 57 倍来确定，现选用容量为 160L 的油箱。4液压系统的验算 已知该液压系统中进、回油管的内径均为 16mm，各段管道的长度分别为：AB=0.3m，AC=1.7m，AD=1.7m ，DE=2m。选用 L-HL32 液压油，考虑到油的最低温度为 15，查得 15时该液压油的运动粘度 =150cst=1.5cm 2s，油的密度=920kgm 3。4.1 压力损失的验算1)工作进给时进油路压力损失。运动部件工作进给时的最大
13、速度为0.05mmin，进给时的最大流量为 0.6Lmin，则液压油在管内流速 v1 为scmcdqv /5in/56.298.14306321 10管道流动雷诺数 Rel 为 3.5.161dvReRel2300，可见油液在管道内流态为层流，其沿程阻力系数 。15.43751eR进油管道 BC 的沿程压力损失p l-1 为Pavdl 62221 10.05.9106.3754查得换向阀 4WE6E50AG24 的压力损失p l-2=0.05106pa忽略油液通过管接头、油路板等处的局部压力损失，则进油路总压力损失p 1 为pa666211 1054.10.0. 2)工作进给时回油路的压力损失
14、。由于选用单活塞杆液压缸，且液压缸有杆腔的工作面积为无杆腔工作面积的二分之一，则回油管道的流量为进油管道的二分之一，则 scmv/5.2126.2.2dRe19.8.752e回油管道的沿程压力损失p 2-1 为 pavdl 622212 10.05.9106.98查产品样本知换向阀 3WE6A50AG24 的压力损失p 2-2=0.025 X 106pa，换向阀4WE6E50AG24 的压力损失 p 2-3=0.025106pa，调速阀 2FRM5206 的压力损失p 2-4= 0.5106pa。回油路总压力损失p 2 为 papp 6642312 105.).025.0.1.( 3)变量泵出
15、口处的压力 pp116646112 10.3054.109.5.25.096 pAFpcm4)快进时的压力损失。快进时液压缸为差动连接，自汇流点 A 至液压缸进油口C 之间的管路 AC 中，流量为液压泵出口流量的两倍即 76.2Lmin，AC 段管路的沿程压力损失p 1-l 为 pavdlpRdvscmqee 6222112321 10.3.69016.7.0.6745./6041.7同样可求管道 AB 段及 AD 段的沿程压力损失p l-2 和p l-3 为6223122232 107.16.39016.708.2.375716./04.8pRdvscmqee查产品样本知,流经各阀的局部压力
16、损失为 4EW6E50/AG24 的压力损失p 2-1=0.17106pa；3EW6E50/AG24 的压力损失p 2-2=0.17106pa。据分析在差动连接中，泵的出口压力 pp 为 cmp AFp2123121 95.014.570707.08 6 pa6123快退时压力损失验算从略。上述验算表明无需修改原设计。124.2 系统温升的验算在整个工作循环中，工进阶段所占的时间最长，为了简化计算，主要考虑工进时的发热量。一般情况下，工进速度大时发热量较大，由于限压式变量泵在流量不同时，效率相差极大，所以分别计算最大、最小时的发热量，然后加以比较，取数值大者进行分析。当 v=5cmmin 时
17、min/613.0in/1063.05.12.432 LmvDq 此时泵的效率为 0.1，泵的出口压力为 3.1MPa，则有kWP3063输 入 kFv025.1524732输 出此时的功率损失为 903.输 出输 入当 v=120cmmin 时，q=9.42Lmin，总效率 =0.7则 kWP71860429输 入kWFv 069.31.0.39. 72输 出输 入输 出可见在工进速度低时，功率损失为 0.259kW，发热量最大。假定系统的散热状况一般取 K=1010-3kW/（cm 2.） ，油箱的散热面积 A 为23232.7065.0. mVA系统的温升为 KPt .812.193验算表明系统的温升在许可范围内。
