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1、设计过程及说明一、设计题目设计一专用铳床工作台液压系统，工件台驱动装置采用单杆 液压缸，要求实现的工作循环为“快进一一工进快退一 停止”二、设计要求设计一台专用铣床，若工作台、工件和夹具的总重力为5500N, 轴向切削力为30000N，工作台总行程为0.4m，工作行程为 0.15m，快进、快退速度为4.5mmin、工进速度为 0.06m1mmin，加速、减速时间均为0.05s，工作台采用平 导轨、静摩擦系数为0.2、动摩擦系数为0.1,试设计该机 床的液压传动系统。三、执行元件运动与负载分析1 运动分析与速度循环图1）运动分析运动分析师对液压系统一个工作循环中，各阶段的运动速度 变化情况进行定
2、性分析。在此次设计的液压系统中，一个工 作循环中有快进f工进f快退f停止，其定性工作循环图如 图1-1所示。速度循环图是要表示在一个工作循环内各个阶段运动速度随位移变化的情况，在知道执行机构各段的运动速度和总行程及相关参数后，各段行程可由运动学公式定量计算得到。图1-2为滑台速度循环图。图中各段的行程由下式计算。启动仃程：减速仃程：制动仃程：工进仃程：快进行程：反向启动行程：反向制动仃程：快退行程：式中，）、s2、S3、s4、S5、s6、S7、S8分别为启动、12345678快进、减速、工进、制动、反向启动、快退、反向制动仃程，mm；S-总仃程，mm;V、v2、v3分别为快进、工进、快退速度，
3、m/s;t,、t3、t5、t6、t8各为启动、减速、制动、反向启动、反13568向制动时间，S。计算中，启动、制动和速度转换时间右无特特殊要求可取0.010.5s，在此计算中均取0.1s由下列公式计算出快速、工进、快退时间：式中:t2、t4、t7分别为快进、工进、快退的时间，s.2、负载分析与负载循环图1 液压缸负载分析一般情况下，液压缸承受的负载由六部分组成，即工作负载F、导轨摩擦负载Ff、惯性负载F、重力负载F、密封负载 wfagF和背压负载Fb。bF=F +F+F +F +F +F式中，F总负载，N。w f a g s b 工作负载Fw对于金属切削机床，沿液压缸轴线方向的切削力即为工作负
4、载。即F =8kNw 导轨摩擦负载Ff导轨摩擦负载和运动部件的导轨形式，放置位置与运动状态有关。将导轨水平放置，取静摩擦系数f=02、动摩擦系数Sfd=0.1则摩擦负载的计算公式为：d静摩擦负载：动摩擦负载：式中：G运动部件重力，N，式中：G运动部件重力，N惯性负载Fa加速：减速：制动：反向加速：反向制动：重力负载F、密封负载Fgs由于此导轨是水平放置，故F=ON。又因未完成设计，不知 g道密封装置的参数，一般用机械效率n m加以考虑，取nm=0.9液压缸在 个工作循环中 般要经历四种负载工况，各个工况的总负载可按下列式子计算：启动阶段：加速阶段：快进阶段：工进阶段：减速阶段：制动阶段：反向启
5、动阶段：快退阶段：制动阶段：2负载循环图由上述计算可得执行元件工作循环中各个阶段的工 作负载，为使图示直观简单，将各阶段的负载按其段内的最 大负载等值绘出，如图附表2-1所示。四、执行元件主要参数确定1.初选执行元件的工作压力所设计的动力滑台在工进时负载最大，在其它工况负载都不 太高，参考表1和表2,初选液压缸的工作压力P=1MPa。表1按负载选择工作压力负载/KN50工作压0.81.1.52.3445三力/MPa255表2各种机械常用的系统工作压力设备类型精加工机床半精加工机床精加 工或 重型 机床农机小型工 程机械工程 机械辅助机 构液压机大 中型施工 机械工作压力MPa0.8235510
6、101620322.流量确定 液压缸内径的计算 液压缸流量的计算液压缸的动作循环为快进工进快退，则流量的计算式分别为：快进：工进：快退：表3液压缸各阶段的压力、流量、功率J1工况力o/N推回油腔压F力P2MPa进 油腔压力P1/MPa输 入流量q x10-3m3/s输入功率P/KW计算公式进动启1781 0.41P 二 Fi A -A1 2q = (A - A )1 2p =快速578加1Pi+Ap0.55快进启动11780.41P = Fi A -A1 2加速1578P1+Ap0.55q = (A - A 1 2 1P 二 p q1恒速589P1+Ap0.210.230.048工进94780
7、.61.40.010.014FA“P -+ Pi AA b1 1q 二 A -v1 2P 二 p q快退启动6391.1P = + AP1 AA b2 2q = A v23P 二 p q1加速5890.51.1恒速5390.51.00.330.33注：1. Pb为液压缸差动连接时，回油口到进油口之间的压 力损失，取Pb=05MPa。2 快退时，液压缸有杆腔进油，压力为p,无杆腔回油， 压力为p2。五、拟定液压系统原理图液压回路的选择1选择油源形式在工作循环内，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。最大流量与最小流 量之比qmax/qmin=0.33/0.0
8、1=33 ；其相应的时间之比 (0.1+0.1)/9=0.022。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， 可选限压式变量泵或双联叶片泵作为油源。前者流量突变时 液压冲击较大，工作平稳性差，且后者可双泵同时向液压缸 供油实现快速运动，最后选用双联叶片泵，如图1-3所示。 2选择速度转换回路快慢速度的转换常用换向阀实现，其中电磁换向阀的 快慢速转换回路适合于此处，因为该回路速度换接快，行程 调节比较灵活，便于实现自动控制。由于要实现液压缸差动连接，所以选用三位五通电液换向阀。 如图1-4所示。3.选择速度换接回路由于本系统滑台由快进转为工进时，
9、速度变化大(1/2=5/0.08=62.5)，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。如图1-5所示。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 流阀调定，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 虽未卸荷，但功率损失较小，故可不需再设卸荷回路。由以上回路组成的液压系统图，如附图2-3液压系统原理图 所示。5系统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，如图3所示。在图3 中，为了解决滑台工进时
10、进、回油路串通使系统压力无法建 立的问题，增设了单向阀。为了避免机床停止工作时回路中 的油液流回油箱，导致空气进入系统，影响滑台运动的平稳 性，图中添置了一个单向阀。图中增设了一个压力继电器。 当滑台碰上死挡块后，系统压力升高，它发出快退信号，操 纵电液换向阀换向。六、液压元件的计算与选择选择液压泵及拖动装置设计过程及说明结果1、计算液压泵的最大工作压力Pp式中，P执行元件工况图中所示的最咼压力，MPa.工A p进油路上总的压力损失，对于简单系统可取0.5MPa.压力继电器的可靠动作要求压差Dpe=0.5MPa大流量泵只在快进和快退是向液压缸供油，快退是液压缸的工作压力为1.1MPa,又快退时进油不通过调速阀，故取进油路上的总压力损失工A p=0.3MPa.则大流量泵的最高工作压力估算为2、计算液压泵的最大供油量Qp3、确定液压泵的规格和电动机的功率设计过程及说明结果
《铣床的液压传动系统设计》
