半自动液压专用铣床液压系统设计

动力机械综合设计课程设计说明书

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目录

一、设计参数 (1)

二、设计内容 (1)

1.负载分析 (1)

液压缸负载分析 (1)

负载图与速度图的绘制 (2)

2.确定液压系统的主要参数 (3)

初选液压缸的工作压力 (3)

计算液压缸的主要尺寸 (3)

绘制液压缸工况图 (4)

3、拟定液压系统原理图 (5)

选择液压回路 (5)

拟定液压原理图 (5)

4、液压元件的选择 (6)

液压泵及其驱动电动机 (6)

阀类元件及辅助元件 (7)

5、液压系统的主要性能验算 (8)

系统压力损失验算 (8)

系统发热与温升计算 (8)

附录 (10)

半自动液压专用铣床液压系统设计一、设计参数

设计参数见下表。其中：

工作台液压缸负载力（KN）：F L=3.0

夹紧液压缸负载力（KN）：F c=4.9

工作台液压缸移动件重力（KN）：G=1.5

夹紧液压缸负移动件重力（N）：G c=55

工作台快进、快退速度（m/min）：V1=V3=5.6

夹紧液压缸行程（mm）：L c=10

工作台工进速度（mm/min）：V2=45

夹紧液压缸运动时间（S）：t c=1

工作台液压缸快进行程（mm）：L1=250

工作台液压缸工进行程（mm）：L2=70

导轨面静摩擦系数：μs=0.2

导轨面动摩擦系数：μd=0.1

工作台启动时间（S）： t=0.5

二、设计内容

1.负载分析

液压缸负载分析

液压缸驱动工作机构直线运动时，液压缸所受的外负载是

F=F e+F f+F a

F e为工作负载，且F e=F c+μd

G c =4.9+0.1×55=10.4KN

F f为摩擦阻力负载

则动摩擦F fd=μd G c=0.1×55=5.5KN，静摩擦F fs=μs G c=0.2×55=11KN F a为惯性负载，F a=G∆ν

g∆t

中∆ν=5.6 m/min=0.093m/s

则F a=G∆ν

g∆t =1.5×0.093

9.81×0.5

=28.44×10−3KN=28.44N

假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，液压缸在各个工作阶段的负载如表1

负载图与速度图的绘制

快进V1=V3=5.6 m/min=0.093m/s，工作台速度V2=45 mm/min=0.00075 m/s

快进t1=L1

ν1=250/1000

0.093

=2.69s

缸工t2=L2

ν2=70/1000

0.00075

=93.33s

快退t3=L1+L2

ν3=(250+70)/1000

0.093

=3.44s

负载图和速度图如图1

表1

图1

2.确定液压系统的主要参数

初选液压缸的工作压力

根据负载选择液压缸的执行压力p=1MPa ，为了减小液压泵的最大流量，空程前进时选用差动快速回路，为了满足工作台快进与快退速度相等，选用液压缸无杆腔面积A 1与有杆腔面积A 2之比为2:1，即d=0.71D(D 为液压缸内径，d 为活塞杆直径)。差动连接时，由于管路存在压力损失，液压缸有杆腔压力必须大于无杆腔压力，估计时取△p =0.5MPa ，为防止铣床铣完后突然前冲，工进时液压缸回油路上必须存在背压p2，取p2=0.6MPa 。取快退时回油腔中背压为0.7MPa 。

计算液压缸的主要尺寸

由工进时的推力计算液压缸无杆腔的有效面积

p 1A 1+p 2A 2=F

ηcm

A 1=F ηcm (p 1−p 22)=17666.670.9(1−

0.62)×10

6=28.04×10−3m 2

则液压缸的直径为

D =√4A 1π=√4×28.04×10−3

π

=0.189m

按国标GB/T2348—1993

取标准值D =200mm ，d =142mm ，由此可得液压缸的实际有效面积为： 无杆腔A 1=πD 24

=0.03142m

有杆腔A 2=

π(D 2−d 2)

4

=0.01558m

绘制液压缸工况图

根据上述A1和A2值，可计算得到液压缸工作循环中各阶段的压力、流量和功率值，如表2所示，并据此绘出液压缸工况图，如图2所示

图2 液压缸工况图

3、拟定液压系统原理图

选择液压回路

1)选择调速回路

由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，故可选用进油调速阀节流调速回路。为防止铣床结束时负载突然消失发生前冲现象，在液压缸的回路上加背压阀。

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，其相应的时间之比

() 13269 3.44/93.330.0657

t t+=+=

（2.）且最大流量与最小流量之比为

88.39

0.000393

=224911

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，为此可选用高低压双泵供油回路或者是限压式变量泵作为油源，同时选用一定量泵作为夹紧缸油源。现选用高低压双泵供油方案。

3)选择快速运动和换向回路

本系统已选定液压缸差动回路和高低压双泵供油两种快速运动回路实现快速运动。考虑到从工进转快进快退时回路流量较大、速度变化大，因此采用行程阀作为速度转换环节，由于本机床工作部件终点的定位精度不高，因此采用挡块压下行程开关控制换向阀磁铁失电。由于快退时流量较大，为保证换向平稳，所以选用三位五通电液换向阀作为主换向阀。

4) 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确定，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为卸荷，但功率损失较小，故可不许再设卸荷回路。

拟定液压原理图

将上面选出的液压基本回路组合在一起，并经修改和完善，就可得到完整的液压系统工作原理图。

见附录