卧式双面铣削组合机床的液压系统设计概要文档格式.docx
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3.5.1.3变量泵出口处的压力Pp..............................................14
3.5.1.4系统压力损失验算.........................................................14
4.液压缸的设计.......................................................................................14
4.1液压缸工作压力的确定.........................................................14
4.2液压缸的内径D和活塞杆d前面已经计算........................14
4.3液压缸的壁厚和外径的计算.................................................15
4.4缸盖厚度的确定.....................................................................15
5设计小结.............................................................................................15
6参考文献...............................................................................................16
1.设计题目
卧式双面铣削组合机床的液压系统设计
2.设计要求
设计一台卧式双面铣削组合机床液压系统，加工对象为变速箱的两侧面。
动作顺序为：
夹紧缸夹紧→动力滑台快进→动力滑台工进→动力滑台快退→夹紧缸松开→原位停止。
滑台工进轴向阻力为11800N，夹紧缸夹紧力为8000N，滑台移动部件质量为204kg。
滑台快进速度为3.5m/min，快退速度为7m/min，滑台工进速度为100mm/min，加、减速时间为0.2s，滑台快退行程为500mm，工进行程为200mm，夹紧缸行程为30mm。
要求动力滑台速度平稳，可在80~300mm/min范围内调节，夹紧缸夹紧后需保压，夹紧缸内径为70mm，液压缸效率取0.9。
3.液压传动系统的设计与计算
3.1分析液压系统工况
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
，动摩擦力为
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
，则液压缸在各工作阶段的总机械负载可以算出，见表3-1。
表3-1液压缸各运动阶段负载表
运动阶段
负载组成
负载F/N
推力
/N
快进
启动
430
478
加速
277.7
308.6
匀速
215
239
工进
12645
14060
12715
14128
减速
12713
14126
快退
340.4
378.2
根据负载计算结果和已知的各阶段的速度，可绘制出负载图和速度图（图3-1）
图3-1负载图和速度图
3.2确定主要参数
3.2.1初定液压缸的工作压力
组合机床液压系统的最大负载约为14128N，查表9-2初选液压缸的设计压力
。
3.2.2液压缸主要参数的确定
由于差动连接时液压缸的推力比非差动连接时小，速度比非差动连接时大，当加大油泵流量时，可以得到较快的运动速度，因此采用差动连接。
为了减小液压泵的流量，液压缸选用单杆式的，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=3/2A2（即液压缸内径D和活塞杆直径d应满足
）。
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，查表9-4暂取背压为P2=0.5MPa，并取液压缸机械效率
=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/T2348-1993，取标准值D=80mm；
因A1=
A2，故活塞杆直径d=0.577D=46.2mm，取标准直径d=50cm。
则液压缸有效面积为：
3.2.3绘制液压系统工况图
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3-2-3液压缸在不同工作阶段的压力、流量和功率值
工作阶段
计算公式
F（N）
回油腔压力
P2（MPa）
工作腔压力
P1（MPa）
输入流量
q（L/min）
输入功率
P（KW）
快进启动
0.15
——
快进加速
0.97
0.92
快进恒速
0.946
0.89
6.86
0.102
工进启动
0.5
2.82
工进匀速
2.84
0.2
0.0095
工进减速
快退启动
0.08
快退加速
0.568
快退恒速
0.543
13.73
0.124
注：
1.差动连接时，回油到进油之间的压力损失
2.快退时，液压缸有杆腔进油，压力为
，无杆腔回油，压力为
图3-2-3工况图
3.3绘制液压传动系统原理图
3.3.1调速回路的选择
该机床液压系统的功率小（<
1kw）,速度较低；
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，进油路加速度阀。
图3-3-1
3.3.2油源及其压力控制回路的选择
该系统由低压大流量和高压小流量两个阶段组成，因此为了节能，考虑采用叶片泵油源供油。
图3-3-2
3.3.3快速运动与换向回路
由于差动连接时液压缸的推力比非差动连接时小，速度比非差动连接时大，当加大油泵流量时，可以得到较快的运动速度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。
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,采用单向阀。
图3-3-2
3.3.4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，可选用行程开关来控制快进转工进的速度换接，以减少液压冲击。
3.3.5压力控制回路
在大泵出口并联一溢流阀，实现系统的无极调压。
在小泵出口并联一溢流阀，形成液压油源。
3.3.6行程终点的控制方式
这台机床用于双面铣削的加工，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。
3.3.7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3-1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3-3-7液压系统原理图
液压系统中各电磁铁的动作顺序如表3-3-7所示。
动作名称
1YA
2YA
3YA
4YA
5YA
6YA
7YA
8YA
9YA
10YA
定位
+
-
夹紧
铣刀快进
铣刀工进
铣刀停留
工作台工进
工作台工退
铣刀快退
液压泵卸载
松开
拔销
3--3-7电磁铁动作顺序表
3.4计算与选择液压元件
3.4.1液压泵
液压缸在整个工作循环中的最大工作压力为2.84MP,如取进油路上的压力损失为0.8MPa,则小流量泵的最大工作压力应为
大流量泵是在快速运动时才向液压缸输油的，由工况图可知，快进时液压缸中的工作压力比快退时大，如取进油路上的压力损失为0.5MPa,则大流量泵的最高工作压力为
由工况图可知，两个液压泵应向液压缸提供的最大流量为13.73×
2L/min，若回路中的泄漏按液压缸输入流量的10%估计，则两个泵的总流量应为
由于溢流阀的最小稳定溢流量为3L/min,而工进时输入液压缸的流量为0.2L/min,由小流量泵单独供油，所以小液压泵的流量规格最少为3.2L/min。
根据以上压力和流量的数值查阅产品样本，最后确定选取YB-D6.3与YB-D32型叶片泵，其小泵和大泵的排量分别为6.3mL/r和32mL/r，又液压泵的容积效率没有给出，所以当泵的转速为1000r/min时，液压泵的实际输出流量为
由于液压缸在快退时输入功率最大，这是液压泵工作压力为0.1MPa,流量为30.2L/min,取泵的总效率为0.75，则液压泵驱动电动机所需的功率为
根据此数值按表16-1，JB/T10391-2008,选取Y112M-6型电动机，其额定功率
，同步转速
3.4.2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3-4-2
表3-4-2元件的型号及规格
序号
元件名称
估计流量
L/MIN
额定流量
额定压力
额定压降
型号、符号
1
过滤器
32
50
<
XU-B50*100J
2
叶片泵
YB-D32
3
6.3
——
YB-D6.3
4
溢流阀
3.4
63
Y-63
5
三位五通阀
16
31.5
23QDF6B
6
单向阀
10
S-6
7
二位五通阀
6.86
8
液压缸
9
调速阀
0-16
2FRM1021/16L
三位四通阀
16
11
12
13
14
6.86
15
减压阀
80
0.3-31.5
DR10-30/Y
17
18
液控单向阀
40
25
0.04
CPT-03-50
19
单向顺序阀
0.2-2.5
X-B10B
20
蓄能器
NXQ1-L0.63
21
22
压力继电器
HED1KA/10
23
24
3.4.3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。
取管内许用流速为4m/s。
由公式
可计算得液压缸无杆腔和有杆腔相连的油管内径为：
查表20-8-1，根据GB/T3639，同时考虑制作方便，选18
2（外径18mm,壁厚2mm）精密无缝钢管，管头连接螺纹M18X1.5。
3.4.4确定油箱容积
油箱有效容量一般为泵每分钟流量的3-7倍，油箱中油液温度一般推荐
最高不应该超过
，最低不低于
液压泵功率损失
，当环境温度为T时，最高允许温度为
的油箱最小散热面积为
，如油箱长宽高之比为1:
1:
1，油面高度达油箱高度的0.8时，油箱散热面积可用下列近似公式计算：
当取
时，令
得最小散热体积
按JB/T7938-1999规定，取标准值V=350L。
3.5液压系统性能验算
已知该液压系统的进、回油管的内径均为14mm，运动粘度为υ=150cst=1.5cm2/s，油的密度ρ=920kg/m3油的密度ρ=920kg/m3。
3.5.1压力损失的验算
3.5.1.1工作进给时进油路压力损失
运动部件工作进给时的速度为0.1m/min，进给时的最大流量为0.2L/min，则液压油在管内流速v1为：
管道流动雷诺数Re1为
可见油液在管道中流态为层流，其沿程阻力系数λ1=75，Re1=1.21，进油管道的沿程压力损失Δp1-1为
忽略油液通过管接头、油路板等处的局部压力损失，则进油路的总压力损失Δp1=0.053MPa
3.5.1.2工作进给时回油路的压力损失
由于选用单活塞杆液压缸，且液压缸有杆腔的工作面积是无杆腔的工作面积的五分之三，则回油管道的流量为进油管道的五分之三，则
回油管道的沿程压力损失Δp2-1为
查产品样本知换向阀23QDF6B的压力损失为Δp2-2=0.025MPa，回油路总压力损失Δp2为
Δp2=Δp2-1+Δp2-2
=0.073+0.025
=0.098MPa
3.5.1.3变量泵出口处的压力Pp
3.5.1.4系统压力损失验算
工作循环中进、回油管中通过的最大流量q=27.46L/min，由此计算雷诺数得
由此可推出各工况下的进、出回油中的液流均为层流，管中流速为
因此沿程压力损失为
△pf=75/Rel/dρρv2/2=75/388.48×
2/15×
10-3×
920×
2.81^2/2=0.177×
106Mpa
4液压缸的设计
4.1液压缸工作压力的确定
选择5MP
液压缸工作压力主要根据液压设备类型确定，对不同用途的液压设备，由于工作条件不同，通常采用的压力也不同。
4.2液压缸的内径D和活塞杆d
D=80mm;
d=50mm
4.3液压缸的壁厚和外径的计算
液压缸的壁厚由液压缸的强度条件来计算
液压缸的壁厚一般是指缸筒结构中最薄处的厚度，从材料力学可知，承受内压力的圆筒，其内应力分布规律因壁厚的不同而各异，一般计算时可分为薄壁圆筒，起重运输机械和工程机械的液压缸一般用无缝钢管材料，大多属于薄壁圆筒结构，其壁厚按薄壁圆筒公式计算
ζ≥PD/2[δ]
公式中：
ζ为液压缸壁厚（m）
D为液压缸内径（m）
P试验压力，一般取最大工作压力的（1.25-1.5倍）（Mpa）
[δ]缸筒材料的许用应力：
锻钢110-120，铸钢100-110，无缝钢管100-110
高强度铸铁60，灰铸铁25，单位（Mpa）
ζ≥PD/2[δ]=1.5×
5×
0.1/（2×
110）
故取ζ=10mm
液压缸壁厚算出后，即可求出缸体的外径D1为
D1≥D+2ζ=80+2×
10=100mm取D1=100
4.4缸盖厚度的确定
一般液压缸多为平底缸盖，其有效厚度t按强度要求可用下面两个公式进行近似计算
无孔时：
t≥0.433D（P／【ζ】）
有孔时：
t≥0.433D{PD／【ζ】
（D－d）}
式中，
t----------缸盖有效厚度
D---------缸盖止口内直径
d----------缸盖孔的直径
5设计小结
刚拿到本次的设计题目的时候，我觉得这个题目应该比较难的，首先是机械结构没弄清楚，所以具体的加工过程不能确定，液压缸动作顺序就不能确定。
分组讨论题实在是没有必要，课程设计应该交由学生自己独立完成，合作效率实在不高。
在明确了自己的设计目的之后，我按照课本上和网上下的资料的例题步骤开始进行计算，但是由于图书馆里的设计手册都被借走了，使我有一些配件的选用无法进行，只能网上收索，也不知道是否正确。
如二位五通电磁换向阀的选择等。
在这一周的课程设计中，学到的东西还是很多，我知道了一般机床液压系统的设计框架而且我也掌握了设计一个液压系统的步骤，并且熟悉了一些软件。
我想本次课程设计是我
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