1662-專用臥式銑床液壓系統(tǒng)設計

1662-專用臥式銑床液壓系統(tǒng)設計,專用,臥式,銑床,液壓,系統(tǒng),設計 大連水產(chǎn)學院本科畢業(yè)論文（設計） 摘要 - -I本設計已經(jīng)通過答辯，如果需要圖紙請聯(lián)系QQ 251133408 另專業(yè)團隊代做畢業(yè)設計，質量速度有保證。摘 要 隨著現(xiàn)代機械制造工業(yè)的快速發(fā)展，制造裝備的改進顯得尤為重要，尤其是金屬切削設備的改造是提高生產(chǎn)力一項重要因素。專用銑床液壓系統(tǒng)的設計，除了滿足主機在動作和性能方面規(guī)定的要求外，還必須符合體積小、重量輕、成本低、效率高、結構簡單、工作可靠、使用和維修方便等一些公認的普遍設計原則。銑床液壓系統(tǒng)的設計主要是根據(jù)已知的條件，來確定液壓工作方案、液壓流量、壓力和液壓泵及其它元件的設計。通過對專用銑床進行改造實現(xiàn)液壓夾緊和液壓進給，使其在生產(chǎn)過程中據(jù)有降低成本、工作可靠平穩(wěn)，易于實現(xiàn)過載保護等優(yōu)點。關鍵詞:現(xiàn)代機械，液壓系統(tǒng)，液壓夾緊，液壓進給大連水產(chǎn)學院本科畢業(yè)論文（設計） 摘要 - -IIAbstractAlong with the rapid development of machinery manufacturing industry, manufacturing equipment improvement is particularly important, especially metal cutting equipment is an important factor to improve productivity. Special milling hydraulic system design, besides contented in action and the main performance requirements, still must accord with small volume, light weight, low cost, high efficiency and reliable work, simple structure, convenient maintenance and use of universal design principles, some recognized. Milling hydraulic system design is mainly based on the condition, known to determine the work plan, hydraulic pump and hydraulic pressure, flow and other components of the design. Through the modification of special machine realization of hydraulic clamping and hydraulic pressure feed in the production process to reduce cost, stable and reliable, easy to achieve work overload protection, etc.Keywords modern mechanical ，hydraulic drive system， hydraulic clamping， hydraulic feeding 目 錄摘 要 ...............................................IAbstract ............................................II1 緒論 ...............................................12、負載與運動分析 ....................................23、確定液壓系統(tǒng)主要參數(shù) ..............................43.1 初選液壓缸工作壓力 ....................................43.2 計算液壓缸主要尺寸 ....................................44、擬定液壓系統(tǒng)原理圖 ................................74．1 選擇基本回路 ..........................................74．2 組成液壓系統(tǒng) ..........................................95、計算和選擇液壓件 .................................115．1．確定液壓泵的規(guī)格 ...................................115.2 確定電動機功率 .......................................115．3 確定其它元件及輔件 ..................................126、驗算液壓系統(tǒng)性能 .................................156．1 驗算系統(tǒng)壓力損失 .....................................156．2 驗算系統(tǒng)發(fā)熱與溫升 ...................................187、液壓系統(tǒng)結構設計 .................................20總結 ................................................21致 謝 ...............................................22參考文獻 ............................................24大連水產(chǎn)學院本科畢業(yè)論文（設計） 緒論 11 緒論1．課題簡介:本課題的思想主要是通過對現(xiàn)有的臥式銑床進行分析和計算，設計出專用于自動化生產(chǎn)的專用機床，根據(jù)設計要求將其改良，使之達到較理想的方案。2．設計內(nèi)容及要求題目：在臥式銑床上設計一個夾緊進給液壓系統(tǒng)，完成工件的先夾緊后、后進給任務,工作原理如下：夾緊油缸：快進 → 慢進 → 達到夾緊力后啟動進給油缸工作進給油缸：快進 → 慢進 → 達到進給終點 → 快速退回夾緊油缸快速退回。夾緊缸快進速度：0.05m/s夾緊缸慢進速度：0.008mm/s最大夾緊力：40KN 進給油缸快進速度：0.18m/s進給油缸慢進速度：0.018m/s最大切削力：120KN進給工作部件總質量：m=250Kg 夾緊缸行程：用行程開關調節(jié)（最大 250mm）進給缸行程：用行程開關調節(jié)（最大 1000mm）大連水產(chǎn)學院本科畢業(yè)論文（設計） 負載與運動分析 22、負載與運動分析已知最大夾緊力為 40KN，則夾緊油缸工作負載 ，液壓缸的機械效率取140FKN?則推力 ，由于夾緊工作工作部件總質量很小，可以忽略。則慣性負0.9m??14.mFKN??載 阻力負載 。110fsfd夾緊缸快進、快退速度： = =0.05m/s，夾緊缸慢進速度： =8mm/s。夾緊缸行程：用v3 12v行程開關調節(jié)最大 250mm已知最大切削力為 120KN，則進給油缸工作負載 。進給工作部件總質量：20FKN?，取靜摩擦因數(shù)為 ，動摩擦因數(shù)為 ；取往復運動的加速、減速時250kg?0.2sf?.df間 0.2s。進給油缸快進、快退速度： = =0.18m/s，進給油缸慢進速度： =0.018m/s，進給缸1v3 12v行程：用行程開關調節(jié)最大 1000mm。由式 式（2—1）mFt??式（2—1）中 —工作部件總質量—快進或快退速度v?—運動的加速、減速時間t由式（2—1）求得慣性負載 10.82525mvNt????再求的阻力負載 靜摩擦阻力 0.94fSF動摩擦阻力 .d取液壓缸的機械效率取 則推力0.9m????21360fm??綜上所訴得出液壓缸在各工作階段的負載表 2—1 和表 2—2。表 2—1 夾緊缸各工作階段的負載 F(N)工況 負載組合 負載值 工況 負載組合 負載值啟動 1fsF?0 工進1fdF??40000加速 fdm?0 快退 f0快進 10表 2—2 進給缸各工作階段的負載 F(N)工況 負載組合 負載值 工況 負載組合 負載值啟動 fsF?490 工進 2fdF??120245加速 fdm?470 快退 f245大連水產(chǎn)學院本科畢業(yè)論文（設計） 負載與運動分析 3快進 fdF?245根據(jù)液壓缸在上述各階段內(nèi)的負載和運動時間，即可分別繪制出兩油缸工作負載圖 F-l 和速度圖 -l，如圖 2-1，圖 2-2 所示。夾緊缸負載圖 F-l 進給缸負載圖 F-l 圖 2-1夾緊缸速度圖 -l 進給缸速度圖 -l圖 2-2大連水產(chǎn)學院本科畢業(yè)論文（設計） 確定液壓系統(tǒng)主要參數(shù) 43、確定液壓系統(tǒng)主要參數(shù)3.1 初選液壓缸工作壓力根據(jù)系統(tǒng)中夾緊油缸工作最大負載為 ，在工進時負載最大，在其它工況負載很140FKN?小，參考《機械設計手冊》初選液壓缸的工作壓力 p1=4MPa。進給油缸工作最大負載為，在工進時負載最大，在其它工況負載較小，參考《機械設計手冊》初選液壓缸210FKN?的工作壓力 p1=8MPa。3.2 計算液壓缸主要尺寸機床沒要求快退速度這里選取液壓缸快進和快退速度相等，這里的液壓缸可選用單活塞桿式即液壓缸有（ A1=2A2） 。工進時為防止沖擊現(xiàn)象，液壓缸的回油腔應有背壓，參考《機械設計手冊》由于選用有桿腔回油路直接油缸，背壓可忽略不計，選此背壓為 p2=0 MPa 。無桿腔回油路帶調速閥的系統(tǒng)，這時參考《機械設計手冊》可選取背壓為 p2=0.5MPa 。由式 式（3-1） 12mFA???在式（3-1）中 、 —分別為缸的工作壓力、回油路背壓12、 —分別為缸的無桿腔工作面積、有桿腔工作面積A—缸的工作負載F—液壓缸的機械效率，取m?0.9m??再根據(jù) ，得 ，求得12A?121mFp???????夾緊油缸無桿腔工作面積 210.9A?進給油缸無桿腔工作面積 7m由 得，夾緊油缸活塞直徑14D??13.D?進給油缸活塞直徑 148.0由 得， ， ，參考 ，圓整d 0.71?1d8.26d62/248193GBT?后取標準數(shù)值，得夾緊缸 ， ，進給缸 ， 。 5m?19?15m?d05?查看產(chǎn)品樣本選擇 HSG 型工程液壓缸。大連水產(chǎn)學院本科畢業(yè)論文（設計） 確定液壓系統(tǒng)主要參數(shù) 5由 ， 求得液壓缸兩腔的實際有效面積為214DA????24d?夾緊缸兩腔的實際有效面積為 ，14230Am???142590Am???進給缸兩腔的實際有效面積為 ，276. .經(jīng)檢驗，參考表 3-1，活塞桿強度和穩(wěn)定性均符合要求。表 3-1 按工作壓力選取 d/D工作壓力/MPa ≤5.0 5.0~7.0 ≥7.0d/D 0.5~0.55 0.62~0.70 0.7根據(jù)計算出的液壓缸的尺寸，可估算出液壓缸在工作循環(huán)中各階段的壓力、流量和功率，如表 3—2 和表 3—3 所列，系統(tǒng)主要為進給缸供油，由此繪制進給缸工況圖如圖 3-1 所示表 3—2 夾緊缸在各階段的壓力、流量和功率值夾緊缸工況推力F0/N回油腔壓力p2/MPa進油腔壓力p1/MPa輸入流量q×10-3/m3/s輸入功率P/KW計算公式快進 0 0 0 0.320 0夾緊 44444 0 3.613 0.0984 0.356??1021/pFPA??快退 0 0.5 0 0.295 0表 3—3 進給缸在各階段的壓力、流量和功率值進給缸工況 推力F0/N回油腔壓力p2/MPa進油腔壓力p1/MPa輸入流量q×10-3/m3/s輸入功率P/KW 計算公式啟動 544.44 0.063加速 522.22 0.060快進恒速 222.2200.0261.5588 0.0405021FpA???工進 133606 0 7.57 0.3179 2.4065啟動 544.44 1.04加速 422.22 1.028快退恒速 222.220.51.0061.62 1.630大連水產(chǎn)學院本科畢業(yè)論文（設計） 確定液壓系統(tǒng)主要參數(shù) 6注： 快退時，液壓缸有桿腔進油，壓力為 p1，無桿腔回油，壓力為 p2。1.580.3791.62.426. 輸 入 流 量輸 入 功 率進 油 腔 壓力進給缸工況圖 圖 3-1大連水產(chǎn)學院本科畢業(yè)論文（設計） 擬定液壓系統(tǒng)原理圖 74、擬定液壓系統(tǒng)原理圖4．1 選擇基本回路4．1．1 選擇調速回路 由圖 2 可知，這臺機床液壓系統(tǒng)功率與運動速度，工作負載為阻力負載且工作中變化小，故可選用進口節(jié)流調速回路。由于系統(tǒng)選用節(jié)流調速方式，系統(tǒng)必然為開式循環(huán)系統(tǒng)。4．1．2 選擇油源形式 從工況圖可以清楚看出，在工作中兩個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 。 夾 緊 系 統(tǒng) 中 最 大 流 量 與 最 小 流 量 之 比 ，maxinq/=0.32/984.5而在進給系統(tǒng)中最大流量與最小流量之比 ，在工作前可根據(jù)加工maxinq/=1.58/0.3794需要夾緊和進給最大行程可以隨時調節(jié)。根據(jù)該機床工作原理，則系統(tǒng)兩個油缸可公用一個泵，為此可選用限壓式變量泵或葉片泵作為油源。且兩者都能實現(xiàn)系統(tǒng)功能，從要求壓力較高、系統(tǒng)效率、經(jīng)濟適用的角度來看，最后確定選用雙作用葉片泵方案。4．1．3 選擇快速運動和換向回路考慮系統(tǒng)流量較大，系統(tǒng)中選用電液換向閥換向回路，控制進油方向選用三位四通電液換向閥，控制液壓缸選用三位四通電液換向閥，如圖 4-1 所示。圖 4-1大連水產(chǎn)學院本科畢業(yè)論文（設計） 擬定液壓系統(tǒng)原理圖 84．1．4 選擇速度換接回路 系統(tǒng)由快進轉為工進時，為減少速度換接時的液壓沖擊，選用行程閥控制的換接回路。為了給進給缸快退發(fā)出信號，由于最大行程可以隨時調節(jié)，則需要設置一個行程開關。為了便于進給缸動作完成后系統(tǒng)能自動為夾緊缸發(fā)出快退信息，在進給缸旁設置一個壓力繼電器。如圖4-2 所示。圖 4-24．1．5 選擇進油調壓回路 在雙缸利用一個雙作用葉片泵供油，根據(jù)本機床工作原理和工作參數(shù)可知兩個油缸不是同時進行工作且兩個油缸所需要的供油壓力不同。需要設置簡單的調壓，即在進給系統(tǒng)和夾緊系統(tǒng)中各設置一個溢流閥調節(jié)壓力。如圖 4-3 所示。大連水產(chǎn)學院本科畢業(yè)論文（設計） 擬定液壓系統(tǒng)原理圖 9圖 4-34．2 組成液壓系統(tǒng)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，如下圖 4-4 所示，系統(tǒng)的動作循環(huán)如表 4-1。在圖中，為了避免機床夾緊工作停止后，夾緊油缸回路中無法保持夾緊力，圖中在夾緊缸旁添置了蓄能器。查看產(chǎn)品樣本選擇 NXQ 型囊式蓄能器。大連水產(chǎn)學院本科畢業(yè)論文（設計） 擬定液壓系統(tǒng)原理圖 10圖 4-4表 4-1 系統(tǒng)的動作循環(huán)表電磁鐵工作狀態(tài) 液壓元件工作狀態(tài)運動名稱 信號來源1YA 2YA 3YA 4YA 5YA 6YA 7YA 閥 2 閥 3a 閥 3b 閥 4 閥 7夾緊缸快進 起動按鈕 + - + - + - - 右位夾緊過程 壓下行程開關 10a + - + - + - -左位進給缸快進 壓力繼電器 15a - + + - + - -右位進給缸工進 壓下行程開關 10b - + + - + - +左位左位進給缸快退 壓下行程開關 10c - + - + + - -右位左位左位夾緊缸快退 壓力繼電器 15b + - - + - + - 左位右位右位 右位右位大連水產(chǎn)學院本科畢業(yè)論文（設計） 計算和選擇液壓件 115、計算和選擇液壓件5．1．確定液壓泵的規(guī)格5．1．1 計算液壓泵的最大工作壓力由表 3—2 和表 3—3 可知，進給缸在工進時工作壓力最大，最大工作壓力為 p1=7.57MPa，如在調速閥進口節(jié)流調速回路中，選取進油路上的總壓力損失∑? p=0.6MPa，考慮到壓力繼電器的可靠動作要求壓差 ?pe=0.5MPa 。由式 式（5-1 ）1pep????在式（5-1）中 —最高工作壓力—最大工作壓力—總壓力損失—動作要求壓差ep則泵的最高工作壓力估算為 1(7.506.)8.67peMPa??????5．1．2 計算液壓泵的流量由表 3—2 和表 3—3 可知，油源向進給缸輸入的最大流量為 1.62×10-3 m3/s ，若取回路泄漏系數(shù) K=1.1。由式 式（5-2）pqK?式（5-2）中 —缸最大的流量， —回路泄漏系數(shù) ， —輸入的最大流量。pq q則泵提供油缸最大的流量為 1 33.1620/1.7820/16.92/inmssL????????考慮到溢流閥的最小穩(wěn)定流量為 3L/min，則泵的總流量 根據(jù)以上壓力4mp?和流量的數(shù)值查閱產(chǎn)品樣本，最后確定選取 型葉片泵(JMI5 膜片聯(lián)軸器)，排量為46PVR。若取液壓泵的容積效率為 ，則當泵的轉速 時，液壓36/pqmLr? .9v?80/ipr泵的實際輸出流量為 ??136980./1/in1.5/inpqLL???5.2 確定電動機功率由表 2—1 和表 2—2 可知，進給油缸工進時輸入功率最大，這時液壓泵最大工作壓力為8.67MPa，若取液壓泵總效率 ηp=0.8，由式 式（5-3）pqP??式（5-3）中 —電動機功率， —工作Pp壓力， —工作流量 ， —液壓泵總效率。pp?大連水產(chǎn)學院本科畢業(yè)論文（設計） 計算和選擇液壓件 12這時液壓泵的驅動電動機功率為 8.6719.521.70pqPkW????根據(jù)此數(shù)值查閱產(chǎn)品樣本，選用規(guī)格相近的 Y225M—6 型電動機(JMI5 膜片聯(lián)軸器)，其額定功率為 30KW，額定轉速為 980r/min。5．3 確定其它元件及輔件5．3．1 確定閥類元件及輔件根據(jù)系統(tǒng)的最高工作壓力和通過各閥類元件及輔件的實際流量，查閱產(chǎn)品樣本，選出的閥類元件和輔件規(guī)格如表 5—1 所列。5．3．2 確定油管各元件間連接管道的規(guī)格按元件接口處尺寸決定，由于液壓缸在實際快進、工進和快退運動階段的運動速度、時間以及進入和流出液壓缸的流量，與原定數(shù)值不同，重新計算的結果如表 5—2 所列。由表 5—2 可以看出，液壓缸在各階段的實際運動速度符合設計要求。根據(jù)表 5—2 數(shù)值，系統(tǒng)中當油液在壓力管中流速取 由式 計算得各液v=3m/in4qdv??壓缸系統(tǒng)中相連的油管內(nèi)徑分別為 ????63jd=21.0/16012.3????63jg9.5/ 9.4m由于兩根管道內(nèi)徑差別大，則不統(tǒng)一選取。查閱產(chǎn)品樣本，選出夾緊缸系統(tǒng)中選用外徑、厚度 1.6mm 的鋼管，進給缸系統(tǒng)中選用外徑 、厚度 3mm 的無縫鋼管。14m? 4?5．3．3 確定油箱根據(jù)機床工作原理夾緊缸和進給缸不會同時工作，由于進給缸工作流量最大，則計算進給缸的油量。油箱的容量按式 估算，其中 為經(jīng)驗系數(shù)，低壓系統(tǒng)， =2～4；中壓系統(tǒng)，pVq????=5～7；高壓系統(tǒng)， =6～12。?由式 式（5-4）p式（5-4）中 —油箱的容量 —經(jīng)驗系數(shù)?—最大工作流量pq大連水產(chǎn)學院本科畢業(yè)論文（設計） 計算和選擇液壓件 13現(xiàn)取 ，得7??719.583.6pVqL????按 規(guī)定，取標準值 。/9381JBT?0表 5—1 液壓元件規(guī)格及型號規(guī)格序號 元件名稱估計通過的最大流量q/L/min型號額定流量qn/L/min額定壓力Pn/MPa額定壓降?Pn/MPa1雙作用葉片泵120 PV2R4-136119.95 14 0.52三位四通電液換向閥120 WE0HM160 25 0.5a三位四通電液換向閥250 416J53003b三位四通電液換向閥45 E0HJ216025 0.54 行程閥 20 <0.55 調速閥 6 0.56 單向閥 10AXQF3-1L0.07~50 160.27二位二通電磁換向閥120 （派克）8254VE10000/60 0.2~12 0.58 調速閥 20 310AQFB?50 16 0.59 單向閥 60 CRT-6125 25 0.3510 行程開關 —11 溢流閥 19.9 D5250 10 0.512 溢流閥 119.95 103-250 10 0.513 濾油器 120 6ZQUHB??160 32 0.3514 單向閥 120 CRT125 25 0.3515壓力繼電器— EkA/— 10 —16液控單向閥10 P-03540 25 0.3517 蓄能器 — NXQ－L25/10 — 10 —大連水產(chǎn)學院本科畢業(yè)論文（設計） 計算和選擇液壓件 14表 5—2 各工況實際運動速度、時間和流量參 數(shù) 快進 工進 快退輸入流量1pq?.032?/minL15.9/minqL?1pq?2./minL排除流量12Aq3.59??4/inL12A35.9??/inL221A59.3??0/minL夾緊缸運動速度12pqvA???0.359??./ms12qvA0.984.3??./ms12qvA.3059??6/s輸入流量 1pq.inL12inqL1pq./minL排除流量21A?76.9.50?34/minL12A?76..980?4/inL221A?90.576.?/inL進給缸運動速度12pqvA????9.51076?0.3/ms?12qvA?.379.06?./s12qvA?9.506?/ms大連水產(chǎn)學院本科畢業(yè)論文（設計） 驗算液壓系統(tǒng)性能 156、驗算液壓系統(tǒng)性能6．1 驗算系統(tǒng)壓力損失由于系統(tǒng)管路布置尚未確定，整個系統(tǒng)的壓力損失無法全面估算，所以只能估算閥類元件壓力損失，待設計好管路布局圖后，加上管路的沿程損失和局部損失即可。但對于中小型液壓系統(tǒng)，管路壓力損失可以不考慮。壓力損失的驗算應按一個工作中不同階段分別進行。6.1.1 夾緊缸系統(tǒng)的驗算1）快進快進時，液壓缸通過電液換向閥連接。在進油路上，油液通過單向閥 14、通過電液換向閥2、再通過電液換向閥 3b、通過行程閥 4 的流量都為 ，然后進入液壓缸無桿腔。由21./minL式 式（6-1 ）snveqp???????????式（6-1）中 —總壓力總損失， —元件壓力損失， —實際通過流量， —額vnsnqenq定通過最大流量。在進油路上，由式（6-1）得壓力總損失為 22221.1.1.1.0.350.50.50.665vp? ??????????????????? ?????????????????? ???..9..3MPa.4a?此值不大，不會影響提供液壓缸所需壓力。在回油路上，無桿腔中油液通過電液換向閥 3b 流量為 ，流入回油箱。在回油路/minL上，由式（6-1）得壓力損失為240.50.3816vpPa???????????此值不大，不會影響提供液壓缸系統(tǒng)。2）夾緊夾緊過程，在進油路上，油液通過單向閥 14、通過電液換向閥 2、再通過電液換向閥 3b 的流量都為 、調速閥 5 進入液壓缸無桿腔，在調速閥 4 處的壓力損失為 0.5MPa,這時在5.9/minL回油路上，油液通過電液換向閥 3b 返回油箱。若忽略管路的沿程壓力損失和局部壓力損失，則在進油路上由式（6-1）得總的壓力損失為 222.95.95.90.3000.11616vp? ?????????????? ?????????????? ??大連水產(chǎn)學院本科畢業(yè)論文（設計） 驗算液壓系統(tǒng)性能 16??0.8.07.0.5MPa???.02a?在回油路上由式（6-1）得壓力總損失為 1.3..6vpP?????????該值微略大于液壓缸的回油腔壓力 p2=0MPa，可見此值與初算時選取的背壓值基本相符。按表 3—2 的公式重新計算液壓缸的工作壓力為????46101/40.35910/23103.5pFPA MPa????????此值與表 3—2 數(shù)值很接近?？紤]到壓力繼電器的可靠動作要求壓差 ?pe=0.5MPa，為保證夾緊力，故將蓄能器保壓大小略高于液壓缸所需壓力取略高 0.1MPa。故由式（5-1）溢流閥 11的調壓 應為1pA ??1 3.6150.2.14.7pvep Pa???????此值是調整溢流閥 11 的調整壓力的主要參考數(shù)據(jù)。3）快退滑臺快退時，在進油路上，油液通過單向閥 14、電液換向閥 2、電液換向閥 3b 的流量都為，然后進入液壓缸有桿腔。在回油路上，油液通過單向閥 6、液控單向閥 16 和電21./minL液換向閥 3b 流量都為 ，返回油箱。在進油路上由式（6-1 ）得總的壓力損失為10./inL2221.1.1..350.50.56vp? ??????????????? ?????????????? ????0..9.MPa.8?此值較小，因此液壓泵的驅動電動機的功率是足夠的。在回油路上由式（6-1）得總的壓力損失為 22210.10.10..5.35.546vp? ??????????????? ?????????????? ???...MPa.7a?該值小于表 3—2 液壓缸的回油腔壓力 p2=0.5MPa，但由于機床夾緊缸系統(tǒng)中沖擊很小，再參考表 5—2 中的速度數(shù)據(jù)則不會影響系統(tǒng)安全。6．1．2 進給缸系統(tǒng)的驗算1）快進快進時，液壓缸通過電液換向閥連接。在進油路上，油液通過單向閥 14、通過電液換向閥2、再通過電液換向閥 3a、通過二位二通電磁換向閥 7 的流量都為 ，然后進入液19.5/minL壓缸無桿腔。在進油路上，壓力總損失為大連水產(chǎn)學院本科畢業(yè)論文（設計） 驗算液壓系統(tǒng)性能 17222219.519.519.519.50.30.0.0.6367vp? ??????????????????? ?????????????????? ????.2.8.MPa.4?此值不大，再參考表 5—2 中的速度數(shù)據(jù)，不會太影響提供液壓缸所需壓力和速度。在回油路上，無腔桿中油液通過通過單向閥 3a 流量為 ，流入回油箱。在回油235./minL路上，壓力損失為 。此值不大，再參考表 5—2 中的速度235.40.0.8vpPa??????????數(shù)據(jù)，不會太影響提供液壓缸所需壓力和速度。2）工進夾緊過程，在進油路上，油液通過單向閥 14、通過電液換向閥 2、再通過電液換向閥 3a 的流量都為是 、調速閥 8 進入液壓缸無桿腔，在調速閥 8 處的壓力損失為 0.5MPa。0.98/minL在回油路上，油液通過電液換向閥 3a 返回油箱。若忽略管路的沿程壓力損失和局部壓力損失，則在進油路上總的壓力損失為 2220.980.980.98.35.5.5.51163vp? ???????????????? ?????????????? ????....MPa.1?此值略大于估計值 0.5MPa 但基本相符。在回油路上總的壓力損失為： ，該值微略大于液壓缸24.0.50.93vp?????????的回油腔壓力 p2=0MPa，可見此值與初算時選取的背壓值基本相符。按表 3—3 的公式重新計算液壓缸的工作壓力為????461021/360.901/76.017.5FPA MPa????????此值與表 3—3 數(shù)值很接近?？紤]到壓力繼電器的可靠動作要求壓差 ?pe=0.5MPa，故溢流閥 12 的調壓 應為1pA。此值是調整溢流閥 12 的調整壓??1 7.5021.589pAvepMPa???????力的主要參考數(shù)據(jù)。3）快退滑臺快退時，在進油路上，油液通過單向閥 14、電液換向閥 2、電液換向閥 3a 的流量都為，然后進入液壓缸有桿腔。在回油路上，油液通過單向閥 9 和電液換向閥 3a 流19.5/minL量都為 ，返回油箱。在進油路上總的壓力損失為6大連水產(chǎn)學院本科畢業(yè)論文（設計） 驗算液壓系統(tǒng)性能 1822219.519.519.50.30.0.63vp? ??????????????? ?????????????? ????..8.MPa.8?此值較小，因此液壓泵的驅動電動機的功率是足夠的。在回油路上總的壓力損失為 22261.61.61.0.350.50.53vp? ??????????????? ?????????????? ???.84.7.MPa.7a?該值小于表 3—3 液壓缸的回油腔壓力 p2=0.5MPa，但由于機床夾緊缸系統(tǒng)中沖擊很小，則不會影響系統(tǒng)安全。6．2 驗算系統(tǒng)發(fā)熱與溫升系統(tǒng)工進在整個工作循環(huán)中占 90%以上，所以系統(tǒng)的發(fā)熱與溫升可按工進工況來計算。根據(jù)機床工作原理夾緊缸和進給缸不會同時工作，則分別計算。由式 式（6-2 ）oPFv?式（6-2）中 —輸出功率， —工作負載， —工作速度oP對于夾緊缸工進時液壓系統(tǒng)的有效功率即系統(tǒng)的輸出功率由式（6-2）得 340.90.61ovKw???在工進時，系統(tǒng)流量通過溢流閥 11 來控制，由式（5-3）得泵的總輸出功率為636321. 2.0.50.5100.4581piqP?? ???? ??由此可計算出系統(tǒng)的發(fā)熱功率為 ??0.435.6.7iioHPKw??按式 計算工進時系統(tǒng)中的油液溫升，即33210TV??0032.75.75C??設環(huán)境溫 T2=25?C，則油液溫升近似值??001 10.~7TC???大連水產(chǎn)學院本科畢業(yè)論文（設計） 驗算液壓系統(tǒng)性能 19油溫在允許范圍內(nèi)，油箱散熱面積符合要求，不必設置冷卻器。對于進給缸工進時液壓系統(tǒng)的有效功率即系統(tǒng)的輸出功率由式（6-2）得 312045.82.16oPFvKw???在工進時系統(tǒng)流量通過溢流閥 12 來控制，由式（5-3）泵的總輸出功率為63639. 9.50.51108.50225.piqP Kw?? ????? ??由此可計算出系統(tǒng)的發(fā)熱功率為 ??5.163.4iioHPKw???按式 計算工進時系統(tǒng)中的油液溫升，即33210TV???0032.4.4C設環(huán)境溫 T2=25?C，則油液溫升近似值??001 153.5~7TC?????油溫在允許范圍內(nèi)，油箱散熱面積符合要求，不必設置冷卻器。大連水產(chǎn)學院本科畢業(yè)論文（設計） 液壓系統(tǒng)結構設計207、液壓系統(tǒng)結構設計考慮到安裝與維修方便，并且節(jié)省空間。采用集中配置型結構，設計液壓裝置為液壓站?？刂菩问綖榘迨揭簤嚎刂?。動力源為臥式上置結構，泵組用支架鐘形罩臥式安裝。最后畫出相應零件圖及裝配圖。大連水產(chǎn)學院本科畢業(yè)論文（設計） 總結21總結本文完成了對專用臥式銑床液壓系統(tǒng)設計，銑床改造之后，新增了包括自動夾緊進給在內(nèi)的機床自動加工功能。改造后的機床狀況明顯比改造前有了極大的改善，提高了設備運行的穩(wěn)定性，可靠性，大大降低了設備的維修費用，增加和完善了設備的功能。提高了機床的生產(chǎn)效率及產(chǎn)品的加工精度，降低了工人的勞動強度，改造完全達到預期的目的。此設備為精加工設備，它的液壓裝置設計對用戶有很重要的意義。此外，對其他的數(shù)控機床技術改造有一定的參考價值。通過本文的研究，主要得出了以下幾點有意義的結果：在對原機床加工時的性能技術指標分析之后，根據(jù)改造的具體要求，確定了可行性方案和具體的液壓系統(tǒng)的設計。完成舊機床的夾具，絲杠等部件的拆除，換上了液壓執(zhí)行元件進給裝置和液壓夾緊裝置等液壓裝置。通過PLC電路完成了對機床各部分的協(xié)調控制。大連水產(chǎn)學院本科畢業(yè)論文（設計） 致謝22致 謝感謝李剛老師，在本次課程設計期間給予我的幫助和指導。由于時間和水平有限，本設計難免存在缺點和錯誤，望指導老師批評指正。大連水產(chǎn)學院本科畢業(yè)論文（設計） 參考文獻24參考文獻1 王積偉，黃誼，章宏甲．液壓傳動．機械工業(yè)出版社，20062 張利平．液壓傳動系統(tǒng)及設計．化學工業(yè)出版社，20053 雷天覺．新編液壓工程手冊．北京理工大學出版社，19984 路甬祥．液壓氣動技術手冊．機械工業(yè)出版社，20025 成大先．機械設計手冊．化學工業(yè)出版社，20026 王春行．液壓控制系統(tǒng)．機械工業(yè)出版社，20027 李狀云．液壓元件與系統(tǒng)．機械工業(yè)出版社，20028 左健民．液壓與氣壓傳動．機械工業(yè)出版社，20079 隋明陽．機械設計基礎．機械工業(yè)出版社, 2005 210 戴曙等. 金屬切削機床. 北京：機械工業(yè)出版社, 1995