机床液压系统毕业答辩论文解读样本.docx

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机床液压系统毕业答辩论文解读样本

机床液压系统毕业答辩论文解读

摘要

现代机械一般多是机械、电气、液压三者紧密联系,结合的一个综合体。

液压传动与机械传动、电气传动并列为三大传统形式,液压传动系统的设计在现代机械的设计工作中占有重要的地位。

本文主要对负载与运动分析,确定液压系统主要参数,拟定液压系统原理图,计算确定液压元件,验算了液压系统性能。

通过设计掌握通用液压元件,尤其是各类标准元件的选用原则和回路的组合方法,培养设计技能,提高了综合能力,为今后的设计工作打下良好的基础。

关键词现代机械,液压传动系统,液压传动,机床

Abstract

ModernMachineryingeneralaremostlymechanical,electrical,hydraulicthreeinclosecontactwithanintegratedbody.Hydraulictransmissionandmechanicaltransmission,electricsidebysideforthethreetraditionalformsoftransmission,hydraulictransmissionsystemdesigninthemodernmechanicaldesignworkoccupiesanimportantposition.Inthispaper,theloadandmotionanalysistodeterminethemainparametersofthehydraulicsystemtodevelophydraulicsystemschematicdiagrams,calculationstodeterminehydrauliccomponents,checkingthehydraulicsystemperformance.Grasptheuniversalthroughthedesignofhydrauliccomponents,especiallytheselectionofvarioustypesofstandardcomponents,principlesandloopcombinationmethodtodevelopdesignskills,improvethecomprehensivecapacityofthedesignworkforthefutureandlayagoodfoundation.

Keywords:

modernmachinery,hydraulictransmission,hydraulictransmission,machinetools

摘要

1设计内容及要求…………………………………………………………………2

2负载与运动分析…………………………………………………………………3

3确定液压系统主要参数…………………………………………………………6初选液压缸工作压力……………………………………………………………………6

计算液压缸主要尺寸……………………………………………………………………6

4拟定液压系统原理图……………………………………………………………10选择基本回路…………………………………………………………………………10

组成液压系统…………………………………………………………………………12

5计算和选择液压件………………………………………………………………14确定液压泵的规格……………………………………………………………………14确定电动机功率………………………………………………………………………15

确定其它元件及辅件…………………………………………………………………15

6验算液压系统性能………………………………………………………………19验算系统压力损失……………………………………………………………………19

…………………………………………………………………24

7结束语……………………………………………………………………………26

8参考献……………………………………………………………………………27

1、设计内容及要求

题目:

在某专用机床上有一夹紧进给液压系统,完成工件的先夹紧后、后进给任务

工作原理如下:

夹紧油缸:

快进→慢进→达到夹紧力后启动进给油缸工作

进给油缸:

快进→慢进→达到进给终点→夹紧油缸快速退回

夹紧缸快进速度:

夹紧缸慢进速度:

8mm/s

最大夹紧力:

40KN

进给油缸快进速度:

进给油缸慢进速度:

最大切削力:

120KN

进给工作部件总质量:

m=250Kg

夹紧缸行程:

用行程开关调节（最大250mm

进给缸行程:

用行程开关调节（最大1000mm

2、负载与运动分析

已知最大夹紧力为40KN,则夹紧油缸工作负载140FKN=,液压缸的机械效率取η=则推力FKN=,由于夹紧工作工作部件总质量很小,可以忽略。

则惯性负载10mF=阻力负载110fsfdFF==。

夹紧缸快进、快退速度:

11v=13v=,夹紧缸慢进速度:

1

2v=8mm/s。

夹

紧缸行程:

用行程开关调节最大250mm

已知最大切削力为120KN,则进给油缸工作负载2120FKN=。

进给工作部件总质量:

250mkg=,取静摩擦因数为f=,动摩擦因数为f=;取往复运动的加速、减速时间。

进给油缸快进、快退速度:

111v=113v=,进给油缸慢进速度:

11

2v=,进给缸行程:

用行程开关调节最大1000mm。

由式mvFmt

∆=∆式（2—1式（2—1中m—工作部件总质量

v∆—快进或快退速度

t∆—运动的加速、减速时间

由式（2—1求得惯性负载

mvFmNNt==⨯=∆再求的阻力负载静摩擦阻力0.22509.849fSFNN=⨯⨯=动摩擦阻力0.12509.824fdFNN=⨯⨯=

取液压缸的机械效率取η=则推力（2133606fdmFFN+=综上所诉得出液压缸在各工作阶段的负载表2—1和表2—2。

表2—1夹紧缸各工作阶段的负载F（N

表2—2进给缸各工作阶段的负载F（N

根据液压缸在上述各阶段内的负载和运动时间,即可分别绘制出两油缸工作负载图F-l和速度图-l,如图2-1,图2-2所示。

夹紧缸负载图F-l进给缸负载图F-l图2-1

夹紧缸速度图-l进给缸速度图-l图2-2

3、确定液压系统主要参数

初选液压缸工作压力

根据系统中夹紧油缸工作最大负载为140FKN=,在工进时负载最大,在其它工况负载很小,参考《机械设计手册》初选液压缸的工作压力p1=4MPa。

进给油缸工作最大负载为2120FKN=,在工进时负载最大,在其它工况负载较小,参考《机械设计手册》初选液压缸的工作压力p1=8MPa。

计算液压缸主要尺寸

机床没要求快退速度这里选取液压缸快进和快退速度相等,这里的液压缸可选用单活塞杆式即液压缸有（A1=2A2。

工进时为防止冲击现象,液压缸的回油腔应有背压,参考《机械设计手册》由于选用有杆腔回油路直接油缸,背压可忽略

不计,选此背压为p2=0MPa。

无杆腔回油路带调速阀的系统,这时参考

《机械设计手册》可选取背压为p2=。

由式1122m

F

pApAη-=

式（3-1

在式（3-1中1p、2p—分别为缸的工作压力、回油路背压

1A、2A—分别为缸的无杆腔工作面积、有杆腔工作面积

F—缸的工作负载

mη—液压缸的机械效率,取η=

再根据122AA=,得1212mFAppη=

⎛

⎫-⎪

⎝

⎭,求得

夹紧油缸无杆腔工作面积m=进给油缸无杆腔工作面积m=

由D=

得,夹紧油缸活塞直径mm=

进给油缸活塞直径mm=

由d≈得,11d=,1d=,参考/23481993GBT-,圆整后取标准数值,得夹紧缸11125Dmm=,11d90mm=,进给缸1150Dmm=,

1d105mm=。

由2

14

DAπ=

（

2224

DdAπ-=

求得液压缸两腔的实际有效面积为

夹紧缸两腔的实际有效面积为Am-=⨯,14225910Am-=⨯进给缸两腔的实际有效面积为m-=⨯,m-=⨯经检验,参考表3-1,活塞杆强度和稳定性均符合要求。

表3-1按工作压力选取d/D

根据计算出的液压缸的尺寸,可估算出液压缸在工作循环中各阶段的压力、流量和功率,如表3—2和表3—3所列,系统主要为进给缸供油,由此绘制进给缸工况图如图3-1所示

表3—2夹紧缸在各阶段的压力、流量和功率值

表3—3进给缸在各阶段的压力、流量和功率值

注:

快退时,液压缸有杆腔进油,压力为p1,无杆腔回油,压力为p2。

输入流量输入功率

进油腔压力

进给缸工况图图3-1

4、拟定液压系统原理图

4.1选择基本回路

4.1.1选择调速回路

由图2可知,这台机床液压系统功率与运动速度,工作负载为阻力负载且工作中变化小,故可选用进口节流调速回路。

由于系统选用节流调速方式,系统必然为开式循环系统。

4.1.2选择油源形式

从工况图可以清楚看出,在工作中两个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。

夹紧系统中最大流量与最小流量之比maxminq/q=,而在进给系统中最大流量与最小流量之比maxminq/q=

在工作前可根据加工需要夹紧和进给最大行程可以随时调节。

根据该机床工作原理,则系统两个油缸可公用一个泵,为此可选用限压式变量泵或叶片泵作为油源。

且两者都能实现系统功能,从要求压力较高、系统效率、经济适用的角度来看,最后确定选用双作用叶片泵方案。

4.1.3选择快速运动和换向回路

考虑系统流量较大,系统中选用电液换向阀换向回路,控制进油方向选用三位四通电液换向阀,控制液压缸选用三位四通电液换向阀,如图4-1所示。

图4-1

4.1.4选择速度换接回路

系统由快进转为工进时,为减少速度换接时的液压冲击,选用行程阀控制的换接回路。

为了给进给缸快退发出信号,由于最大行程可以随时调节,则需要设置一个行程开关。

为了便于进给缸动作完成后系统能自动为夹紧缸发出快退信息,在进给缸旁设置一个压力继电器。

如图4-2所示。

图4-2

4.1.5选择进油调压回路

在双缸利用一个双作用叶片泵供油,根据本机床工作原理和工作参数可知两

个油缸不是同时进行工作且两个油缸所需要的供油压力不同。

需要设置简单的调压,即在进给系统和夹紧系统中各设置一个溢流阀调节压力。

如图4-3所示。

图4-3

4.2组成液压系统

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,如下图4-4所示,系统的动作循环如表4-1。

在图中,为了避免机床夹紧工作停止后,夹紧油缸回路中无法保持夹紧力,图中在夹紧缸旁添置了蓄能器。

图4-4

表4-1系统的动作循环表

5、计算和选择液压件

5.

5.1.1计算液压泵的最大工作压力

由表3—2和表3—3可知,进给缸在工进时工作压力最大,最大工作压力为

p1=,如在调速阀进口节流调速回路中,选取进油路上的总压力损失∑∆p=,考虑到压力继电器的可靠动作要求压差∆pe=。

由式11pepppp≥+∆+∆∑式（5-1在式（5-1中1pp—最高工作压力

1p—最大工作压力

p∆∑—总压力损失

ep∆—动作要求压差

则泵的最高工作压力估算为

11（eppppMPaMPa≥+∆+∆=++=∑

5.1.2计算液压泵的流量

由表3—2和表3—3可知,油源向进给缸输入的最大流量为×10-3m3/s,若取回路泄漏系数K=。

由式pqKq≥式（5-2式（5-2中pq—缸最大的流量,K—回路泄漏系数,q—输入的最大流量。

则泵提供油缸最大的流量为

≥=⨯⨯=⨯=考虑到溢流阀的最小稳定流量为3L/min,则泵的总流量≥根据以上压力和流量的数值查阅产品样本,最后确定选取24136PVR-型叶片泵,排量为136/pqmLr=。

若取液压泵的容积效率为0.9vη=,则当泵的转速980/min

pnr=时,液压泵的实际输出流量为[]⨯⨯=

确定电动机功率

由表2—1和表2—2可知,进给油缸工进时输入功率最大,这时液压泵最大工作压力为,若取液压泵总效率ηp=,

由式pp

p

pqPη=

式（5-3

式（5-3中P—电动机功率,pp—工作压力,pq—工作流量,pη—液压泵总效率。

这时液压泵的驱动电动机功率为

pp

p

pqPkWkWη⨯=

=

=⨯

根据此数值查阅产品样本,选用规格相近的Y225M—6型电动机,其额定功率为30KW,额定转速为980r/min。

5.3确定其它元件及辅件

5.3.1确定阀类元件及辅件

根据系统的最高工作压力和通过各阀类元件及辅件的实际流量,查阅产品样本,选出的阀类元件和辅件规格如表5—1所列。

5.3.2确定油管

各元件间连接管道的规格按元件接口处尺寸决定,由于液压缸在实际快进、工进和快退运动阶段的运动速度、时间以及进入和流出液压缸的流量,与原定数值不同,重新计算的结果如表5—2所列。

由表5—2可以看出,液压缸在各阶段的实际运动速度符合设计要求。

根据表5—2数值,系统中当油液在压力管中流速取v=3m/min

由式d=计算得各液压缸系统中相连的油管内径分别为

jjd==

jgd==

由于两根管道内径差别大,则不统一选取。

查阅产品样本,选出夹紧缸系统中选用外径14mmφ、厚度的钢管,进给缸系统中选用外径34mmφ、厚度3mm的无缝钢管。

5.3.3确定油箱

根据机床工作原理夹紧缸和进给缸不会同时工作,由于进给缸工作流量最大,则计算进给缸的油量。

油箱的容量按式pVqξ=估算,其中ξ为经验系数,低压系统,ξ=2~4;中压系统,ξ=5~7;高压系统,ξ=6~12。

由式pVqξ=式（5-4式（5-4中V—油箱的容量ξ—经验系数

pq—最大工作流量

现取7ξ=,得

VqLLξ==⨯=

按/79381999JBT-规定,取标准值1000VL=。

表5—1液压元件规格及型号

表5—2各工况实际运动速度、时间和流量

6、验算液压系统性能

6.1验算系统压力损失

由于系统管路布置尚未确定,整个系统的压力损失无法全面估算,所以只能估算阀类元件压力损失,待设计好管路布局图后,加上管路的沿程损失和局部损失即可。

但对于中小型液压系统,管路压力损失可以不考虑。

压力损失的验算应按一个工作中不同阶段分别进行。

夹紧缸系统的验算

1快进

快进时,液压缸通过电液换向阀连接。

在进油路上,油液通过单向阀14、通过电液换向阀2、再通过电液换向阀3b、通过行程阀4的流量都为,然后进入液压缸无杆腔。

由式snvnenqppq⎛⎫∆=∑⨯⎪⎝⎭

∑式（6-1式（6-1中vp∆∑—总压力总损失,np—元件压力损失,snq—实际通过流量,enq—额定通过最大流量。

在进油路上,由式（6-1得压力总损失为

p⎡⎤⎛⎫⎛⎫⎛⎫⎛⎫∆=⨯+⨯+⨯+⨯⎢⎥⎪⎪⎪⎪⎝⎭⎝⎭⎝⎭⎝⎭⎢⎥⎣⎦

∑（=+++=

此值不大,不会影响提供液压缸所需压力。

在回油路上,无杆腔中油液通过电液换向阀3b流量为44/minL,流入回油

箱。

在回油路上,由式（6-1得压力损失为2

pMPa⎛⎫∆=⨯=⎪⎝⎭

∑此值不大,不会影响提供液压缸系统。

2夹紧

夹紧过程,在进油路上,油液通过单向阀14、通过电液换向阀2、再通过电液换向阀3b的流量都为、调速阀5进入液压缸无杆腔,在调速阀4处的压力损失为,这时在回油路上,油液通过电液换向阀3b返回油箱。

若忽略管路的沿程压力损失和局部压力损失,则在进油路上由式（6-1得总的压力损失为

p⎡⎤⎛⎫⎛⎫⎛⎫∆=⨯+⨯+⨯+⎢⎥⎪⎪⎪⎝⎭⎝⎭⎝⎭⎢⎥⎣⎦∑（=+++=

在回油路上由式（6-1得压力总损失为2

pMPa⎛⎫∆=⨯=⎪⎝⎭

∑该值微略大于液压缸的回油腔压力p2=0MPa,可见此值与初算时选取的背压值基本相符。

按表3—2的公式重新计算液压缸的工作压力为

（（4610221/+=+⨯⨯⨯⨯=此值与表3—2数值很接近。

考虑到压力继电器的可靠动作要求压差∆pe=,为保证夹紧力,故将蓄能器保压大小略高于液压缸所需压力取略高。

故

由式（5-1溢流阀11的调压1pAp应为

[]AveppppMPa>+∆+∆=+++=∑

此值是调整溢流阀11的调整压力的主要参考数据。

3快退

滑台快退时,在进油路上,油液通过单向阀14、电液换向阀2、电液换向阀3b的流量都为,然后进入液压缸有杆腔。

在回油路上,油液通过单向阀6、液控单向阀16和电液换向阀3b流量都为,返回油箱。

在进油路上由式（6-1得总的压力损失为

p⎡⎤⎛⎫⎛⎫⎛⎫∆=⨯+⨯+⨯⎢⎥⎪⎪⎪⎝⎭⎝⎭⎝⎭⎢⎥⎣⎦

∑（=++=

此值较小,因此液压泵的驱动电动机的功率是足够的。

在回油路上由式（6-1得总的压力损失为

p⎡⎤⎛⎫⎛⎫⎛⎫∆=⨯+⨯+⨯⎢⎥⎪⎪⎪⎝⎭⎝⎭⎝⎭⎢⎥⎣⎦

∑（=++=

该值小于表3—2液压缸的回油腔压力p2=,但由于机床夹紧缸系统中冲击很小,再参考表5—2中的速度数据则不会影响系统安全。

6.1.2进给缸系统的验算

1快进

快进时,液压缸通过电液换向阀连接。

在进油路上,油液通过单向阀14、通

过电液换向阀2、再通过电液换向阀3a、通过二位二通电磁换向阀7的流量都为,然后进入液压缸无杆腔。

在进油路上,压力总损失为

p⎡⎤⎛⎫⎛⎫⎛⎫⎛⎫∆=⨯+⨯+⨯+⨯⎢⎥⎪⎪⎪⎪⎝⎭⎝⎭⎝⎭⎝⎭⎢⎥⎣

⎦∑（=+++=

此值不大,再参考表5—2中的速度数据,不会太影响提供液压缸所需压力和速度。

在回油路上,无腔杆中油液通过通过单向阀3a流量为,流入回油箱。

在回油路上,压力损失为2

pMPa⎛⎫∆=⨯=⎪⎝⎭

∑。

此值不大,再参考表5—2中的速度数据,不会太影响提供液压缸所需压力和速度。

2工进

夹紧过程,在进油路上,油液通过单向阀14、通过电液换向阀2、再通过电液换向阀3a的流量都为是、调速阀8进入液压缸无杆腔,在调速阀8处的压力损失为。

在回油路上,油液通过电液换向阀3a返回油箱。

若忽略管路的沿程压力损失和局部压力损失,则在进油路上总的压力损失为

p⎡⎤⎛⎫⎛⎫⎛⎫∆=⨯+⨯+⨯+⎢⎥⎪⎪⎪⎝⎭⎝⎭⎝⎭⎢⎥⎣⎦∑（=+++=

此值略大于估计值但基本相符。

在回油路上总的压力损失为:

2

pMPa⎛⎫∆=⨯=⎪⎝⎭

∑,该值微略大于液压缸的回油腔压力p2=0MPa,可见此值与初算时选取的背压值基本相符。

按表3—3的公式重新计算液压缸的工作压力为

（（4610221/+=+⨯⨯⨯⨯=此值与表3—3数值很接近。

考虑到压力继电器的可靠动作要求压差∆pe=,故溢流阀12的调压

1pAp应为[]AveppppMPa>+∆+∆=++=∑。

此值是调整溢流阀12的调整压力的主要参考数据。

3快退

滑台快退时,在进油路上,油液通过单向阀14、电液换向阀2、电液换向阀3a的流量都为,然后进入液压缸有杆腔。

在回油路上,油液通过单向阀9和电液换向阀3a流量都为,返回油箱。

在进油路上总的压力损失为

p⎡⎤⎛⎫⎛⎫⎛⎫∆=⨯+⨯+⨯⎢⎥⎪⎪⎪⎝⎭⎝⎭⎝⎭⎢⎥⎣⎦

∑（=++=

此值较小,因此液压泵的驱动电动机的功率是足够的。

在回油路上总的压力损失为

p⎡⎤⎛⎫⎛⎫⎛⎫∆=⨯+⨯+⨯⎢⎥⎪⎪⎪⎝⎭⎝⎭⎝⎭⎢⎥⎣⎦

∑（=++=

该值小于表3—3液压缸的回油腔压力p2=,但由于机床夹紧缸系统中冲击很小,则不会影响系统安全。

6.2验算系统发热与温升

系统工进在整个工作循环中占90%以上,所以系统的发热与温升可按工进工况来计算。

根据机床工作原理夹紧缸和进给缸不会同时工作,则分别计算。

由式oPFv

=式（6-2式（6-2中oP—输出功率,

F—工作负载,v—工作速度对于夹紧缸工进时液压系统的有效功率即系统的输出功率由式（6-2得

3

PFvKw⨯===在工进时,系统流量通过溢流阀11来控制,由式（5-3得泵的总输出功率为

ppipqPKwKwη--⨯⨯⨯+⨯⨯⨯===⨯由此可计算出系统的发热功率为

（ioHPPKwKw=-=-=

按式310T∆=计算工进时系统中的油液温升,即

3

CC∆==

设环境温T2=25︒C,则油液温升近似值

[]~70TTTTCC=+∆=+≤=油温在允许范围内,油箱散热面积符合要求,不必设置冷却器。

对于进给缸工进时液压系统的有效功率即系统的输出功率由式（6-2得

oPFvKw⨯===在工进时系统流量通过溢流阀12来控制,由式（5-3泵的总输出功率为

p

ipqPKwKwη

--⨯⨯

⨯+⨯⨯⨯===⨯由此可计算出系统的发热功率为

（ioHPPKwKw=-=-=

按式310T∆=计算工进时系统中的油液温升,即

3

CC∆==

设