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卧式双面铣削组合机床的液压系统设计说明书_百度文库解读
作者:澳门赌场  来源:澳门赌场网址  时间:2019-11-02 00:34  点击:

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  课程设计任务书 目录 1 设计题目 卧式双面铣削组合机床的液压系统设计 ........... 2 2 工况分析 ............................................................. 2 2.1 负载分析 ...................................................................... 2 3 液压系统方案设计 ………………………………………………………………… 3 3.1 液压缸参数计算 …………………………………… . 3 3.2 拟定液压系统原理 图 ……………………………… .. 6 3.3 液压元件的选 择 …………………………………… . 7 3.3.2 阀类元件及辅助元件的选 择 …………………… ... 8 3.3.3 油管的选择 …………………………………… .... 9 4 液压系统性能验算 ………………………………………… 12 4.1 验算系统压力 损失并确定压力阀的调整值…………… 12 4.2 油液温升计算 …………………………………………… 14 5 设计小结…………………………………………………… 14 6 参考文献…………………………………………………… 15 1.设计题目 卧式双面铣削组合机床的液压系统设计 试设计卧式双面铣削组合机床的液压系统。 机床的加工对象为铸铁变 速箱箱 体, 动作顺序为夹紧缸夹紧→工作台快速趋近工件→工作台进 给→工作台快退→夹 紧缸松开→原位停止。 工作台移动部件的总重力 为 4000N , 加、 减速时间为 0.2s , 采用平导轨, 静、 动摩擦因数 μs =0.2, μd =0.1。夹紧缸行程为 30mm ,夹紧力为 800N ,工作台快进行程为 100mm , 快进速度为 3.5m/min, 工进行程为 200mm , 工进 速度为 80~300mm/min,轴向工作负载为 12000N ,快退速度为 6m/min。要求工 作台 运动平稳,夹紧力可调并保压。 2 工况分析 2.1 负载分析 负载分析中, 暂不考虑回油腔的背压力, 液压缸的密封装置产生的摩擦阻力 在 机械效率中加以考虑。 因工作部件是卧式放置, 重力的的水平分力为零, 这样 需要 考虑的力有:切削力, 导轨摩擦力和惯性力。 导轨的正压力等于动力部件的 重力,设 导轨的静摩擦力为 fs F ,动摩擦力为 fd F , 则 如果忽略切削力引起的颠覆力矩对导轨摩擦力的影响, 并设液压缸的机械效 率 9. 0m =η,则液压缸在各工作阶段的总机械负载可以算出,见表 2-1。 速度图(F-2 图 2-1 负载图和速度图 3 液压系统方案设计 3.1 液压缸参数计算 组合机床液压系统的最大负载约为 14000N ,初选液压缸的设计压力 P1=3MPa, 为了满足工作台快速进退速度要求,并减小液压泵的流量,这里的 液压缸课选用单杆 式的, 并在快进时差动连接, 则液压缸无杆腔与有杆腔的等 效面积 A1 与 A2 应满足 A1=0.37A2(即液压缸内径 D 和活塞杆直径 d 应满足: d=0.607D。 为防止铣削后工件突然前冲, 液压缸需保持一定的回油背压, 暂取 背压为 0.5MPa ,并取液压缸机械效率 m η=0.9 。则液压缸上的平衡方程 故液压缸无杆腔的有效面积: 液压缸内径: 按 GB/T2348-1980,取标准值 D=80mm;因 A1=0.37A,故活塞杆直径 d=0.607D=50mm(标准直径 则液压缸有效面积为: 差动连接快进时,液压缸有杆腔压力 P2 必须大于无杆腔压力 P1,其差值 估取 P2-P1=0.5MPa,并注意到启动瞬间液压缸尚未移动,此时△ P=0;另外 取快退时的回 油压力损失为 0.5MPa 。根据假定条件经计算得到液压缸工作循 环中各阶段的压 力 . 流量和功率,并可绘出其工况图 表 3— 1 液压缸在不同工作阶段的压力、流量和功率值 注 :1. 差 动 连 接 时 , 液 压 缸 的 回 油 口 到 进 油 口 之 间 的 压 力 损 失 p p p p p j b a ?+=? =?而 , 5105. 2.快退时,液压缸有杆腔进油,压力为 j P ,无杆腔回油,压力为 b P 液压缸的工况图: 图 3-1 工况图 3.2 拟定液压系统原理图 3.2.1 调速回路的选择 该机床液压系统的功率小(1kw , 速 度较低;钻镗加工时连续切削,切削力变化 小,故采用节流调速的开式回路是合适的, 为了增加运动的平稳性, 防止钻孔时工件 突 然前冲, 系统采用调速阀的进油节流调速回 路,并在回油路中加背压阀。 3.2.2 油源及其压力控制回路的选择 该系统为了节能,考虑采用变量叶片泵油源供油。 3.2.3 快速运动与换向回路 由于系统要求快进与快退的速度 相同,因此在双泵供油的基础上,快进 时采用液 压缸差动连接快速运动回路, 快退时采用液压缸有杆腔进油, 无杆腔 回油的快速运 动回路。 3.2.4 速度换接回路 由工况图可以看出, 当动力头部件 从快进转为工进时滑台速度变化较 大,可选 用行程阀来控制快进转工进 的速度换接,以减少液压冲击。 3.2.5 压力控制回路 在泵出口并联一先导式溢流阀,实现系统的定压溢流,同时在该溢流阀的远程控 制口连接一个二位二通电磁换向阀, 以便一个工作循环结束后, 等待装卸工件时, 液 压泵卸载,并便于液压泵空载下迅速启动。 3.2.6 行程终点的控制方式 这台机床用于钻、镗孔(通孔与不通孔加工,因此要求行程终点的定位精度高 因 此在行程终点采用死挡铁停留的控制方式。 3.2.7 组成液压系统绘原理图 将上述所选定的液压 回路进行组合, 并根据要求 作必要的修改补充, 即组成 如 下图 1-3 所示的液压系统 图。为便于观察调整压力, 在液压泵的进口处、 背压阀 和液压缸无腔进口处设置 测压点,并设置多点压力表 开关。 这样只需一个压力表 即能观测各点压力。 图 1-3 液压系统原理图 液压系统中各电磁铁的 3-2 电磁铁动作顺序表 3.3 液压元件的选择 3.3.1 液压泵 液压缸在整个工作循环中的最大工作压力为 3.228MPa, 如取进油路上的压力损 失 为 0.8MPa, 压力继电器调整压力高出系统最大工作压力之值为 0.5MPa , 则变量 泵的最 大工作压力应为 Pp=(3.228+0.8+0.5MPa=4.528MPa 由工况图可知,液压泵应向液压缸提供的最大流量为 18.378L/min,若回路中的 泄 漏 按 液 压 缸 输 入 流 量 的 10%估 计 , 则 液 压 泵 的 总 流 量 应 为 。 由于要求工作平稳,选取最大工作压力为液压泵额定压力的 70%,则液压泵的额 定压力为 : P=Pp/0.7=6.47Mpa 根据以上压力和流量的数值查阅产品样本,最后确定选取 YBX-B ※ L 型变量叶 片 泵,其最大排量为 25mL/r,压力调节范围为 2.0— 7.0Mpa ,若取液压泵的容积效率 0.9=η,泵的转速为 1500r/min 由于液压缸在快退时输入功率最大,这时液压泵工作压力为 0.634MPa, 进油路 压 力损失 0.3Mpa, 流量为 20.22L/min,取泵的总效率为 0.75, 则液压泵驱动电动机输 出 所需的功率为 根据此数值按 JB/T10391-2002,,查阅电动机产品样本选取 Y90L-4 型电动机,其 额定功率 KW 5. 1P n =,额定转速 。 3.3.2 阀类元件及辅助元件的选择 根据阀类及辅助元件所在油路的最大工作压力和通过该元件的最大实际 流量,可以选出这些液压元件的型号及规格见表 3— 3 表 3— 3 元件的型号及规格 3.3.3 油管的选择 各元件间连接管道的规格按元件接口处尺寸决定,液压缸进、出油管则按输 入、 输出的最大流量计算。 由于液压泵的具体选定之后液压缸在各阶段的进、 出 流量已与 原定数值不同,所以要重新计算如表 3— 4 所示 由表中的数据可知所选液压泵的型号、规格适合。 由表 3— 4 可知,该系统中最大压力小于 3MPa ,油管中的流速取 3m/s。所以按 公 式 d= 则选 18mm 的孔径。 3.3.4 确定油箱容积: 油箱容积按《液压传动》式(7-8 估算,当取 ζ 为 7 时,求得其容积 按 JB/T7938-1999 规定,取标准值 V=250L。 4 液压系统性能验算 4.1 验算系统压力损失并确定压力阀的调整值 (1 快进 滑台快进时,液压缸差动连接,进油路上油液通过单向阀 10 的流量是 22L/MIN, 通过电液换向阀 2 的流量是 20.22L/MIN,然后与液压缸的有杆腔的回油汇合,以流 量 51.80L/min 通过行程阀 3 并进入无杆腔。因此进油路上的总压降为 此值不大,不会使压力阀开启,故能确保两个泵的流量全部进入液压缸。 回 油路上,液压缸有杆腔中的油液通过电液换向阀 2 和单向阀 6 的流量都是 28.2L/min,然后与液压泵的供油合并,经行程阀 3 流入无杆腔。由此可算出快进 时 有杆腔压力 P2 和无杆腔压力 P1 之差。 ? 此值小于原估计值 0.5Mpa,所以是偏安全的。 (2)工进 工进时,油液在进油路上通过电液换向阀 2 的流量为 0.4~1.5L/min,在调速阀 4 处的压力损失为 0.5Mpa;油液在回油路上通过 换向阀 2 的流量为 0.20~0.76L/min, 在 背压阀 8 处的压力损失为 0.5MPa,通过顺序 阀 7 的流量为 22.2~22.76L/min,因此这 时液压缸回油腔压力 p 2 为 = 0.539MPa 此值大于原估计值 0.5Mpa,则重新计算工进时液压缸进 油腔压力 ,与原计算 数值 3.761MPa 相近。 考 虑 到压 力 继电 器 可靠动 作 需要 压 差 ?pe = 0.5MPa , 故 溢流阀 9 的调 压 (3)快退 快退时, 油液在进油路上通过单向阀 5 的流量为 22L/min,通过换向阀 2 的流量 为 20.22L/MIN;油液在回路上通过单向阀 5、换向阀 2 和单向阀 13 的流量都是 33.17L/min。一次进油路上的总压降为: 11 此值较小,所以液压泵驱动电动机的功率是足够的。回油路上的总压降是 所 以,快退时液压泵的最大工作压力: ,因此主泵卸荷的顺序阀 7 调压应大于 0.862Mpa. 4.2 油液温升计算 工进在整个工作循环中所占的时间比例达 95%,所以 系统发热和油液温升 可用工进的情况来计算。 工进时液压缸的有效功率为: 此时 泵在高压下供油,所以它的输入功率为: 系统效率 0.0088, 由此得液压系统的发 热量为: 温升近似值如下: 温升没有超出范围,液压系统中不需设置冷却器。 12 参考文献 [1] 王积伟 章宏甲主编 液压传动 机械工业出版社 [2] 贾明新主编. 液 压传动与控制解难和练习. 北京:国防工业出版社. 2003 [3] 液压设计手册(电子版 R1.0). 北京:机械工业出版社 13

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