卧式车床设计内容

设计内容设计说明及计算过程备注一、负载分析1.1 工作负载工作负载是液压缸负载的主要组成部分，它与设备的运动情况有关，不同机械的工作负载其形式各不相同，对于机床，切削力是工作负载。

工作负载可以是恒定的，也可以是变化的；可能是正值，也可能是负值，负载的方向与液压缸（或活塞）的运动方向相反者为正，相同者为负。

1.2 摩擦负载摩擦阻力是指主机执行机构在运动时与导轨或支撑面间的摩擦力，其值恒为正值。

静摩擦力 Ffs=1000N动摩擦力 Ffd=500N1.3 惯性负载惯性负载是指运动部件在启动或制动过程中，因速度变换由其惯性而产生的负载，可由牛顿第二定律计算。

Fs=ma=G/g×△v/△t=32N 式中：m——运动部件的质量，Kg；a——运动部件的加速度，m/s2；G——运动部件的重力Ng——重力加速度，m/s2；△v——速度的变化量，m/s；△t——速度变化所需要的时间，s。

1.4 运动分析按设备的工艺要求，把所研究的执行元件在完成一个工作循环时的运动规律用图表示出来，一般用速度——时间（v—t）或速度——位移（v—s）曲线表示，称执行元件的速度循环图（速度图）。

设计内容设计说明及计算过程备注二、负载图和速度图速度图负载图设计内容设计说明及计算过程备注三、确定液压缸的主要参数3.1 液压缸主要尺寸的确定计算液压缸的结构尺寸液压缸的结构尺寸主要有三个：缸筒内径D、活塞杆外径d和缸筒长度L。

(1)缸筒内径D。

液压缸的缸筒内径D是根据负载的大小来选定工作压力或往返运动速度比，求得液压缸的有效工作面积，从而得到缸筒内径D，再从GB2348—80标准中选取最近的标准值作为所设计的缸筒内径。

根据负载和工作压力的大小确定D：①以无杆腔作工作腔时②以有杆腔作工作腔时(2)活塞杆外径d。

活塞杆外径d通常先从满足速度或速度比的要求来选择，然后再校核其结构强度和稳定性。

也可根据活塞杆受力状况来确定，一般为受拉力作用时，d=0.3～0.5D。

受压力作用时：pI＜5MPa时，d=0.5～0.55D5MPa＜pI＜7MPa时，d=0.6～0.7DpI＞7MPa时,d=0.7D(3)缸筒长度L。

缸筒长度L由最大工作行程长度加上各种结构需要来确定，即：L=l+B+A+M+C式中：l为活塞的最大工作行程；B为活塞宽度，一般为(0.6-1)D;A为活塞杆导向长度，取(0.6-1.5)D;M为活塞杆密封长度，由密封方式定；C为其他长度。

一般缸筒的长度最好不超过内径的20倍。

另外，液压缸的结构尺寸还有最小导向长度H3.2工作压力p的确定工作压力p可根据负载大小及机器的类型来初步确定，现参阅表1取液压缸工作压力为3MPa。

表1 液压设备常用的工作压力表2 执行元件背压的估计值设备类型机床类型农业机械或中型工程机械液压机、重型机械、起重运输机械 磨床 组合机床 龙门刨床拉床工作压力MPa p0.8～2.03～5 2～8 8～1010～1620～32系统类型背压MPa p 2 中、低压系统0～8MPa简单的系统和一般轻载的节流调速系统0.2～0.5 回油路带调速阀的调速系统 0.5～0.8 回油路带背压阀0.5～1.0 采用带补液液压泵的闭式回路0.8～1.5中高压系统>8～16 采用带补液液压泵的闭式回路比中低压系统高0050～00100 高压系统>16～32锻压机械等初算时背压可忽略不计3.3各阶段压力、流量、功率的计算工况推力F0/N 回油腔压力p2/MPa进油腔压力p1/MPa输入流量q×10-3/m3/s输入功率P/KW计算公式快进启动1111 —0.43 ——2121AAPAFp-∆+=121)(υAAq-=qpP1=加速530 p1+Δp0.77 ——恒速500 p1+Δp0.66 0.5 0.33工进26000 0.6 3.96 0.84×10-20.0331221AApFp+=21υAq=qpP1=快退启动1111 —0.49 ——2121AApFp+=32υAq=qpP1=加速530 0.5 1.43 ——恒速500 0.5 1.31 0.45 0.59设计内容设计说明及计算过程备注四、液压系统图的拟定单头卧式车床的工作循环是：快进→工进→二工进→死挡铁停留→快退→停止。

完成这一动作循环的动力滑台液压系统工作原理图如图所示。

系统中采用限压式变量液压泵供油，并使液压缸差动连接以实现快速运动。

由电液换向阀换向，用行程阀、液控顺序阀实现快进与工进的转换，用二位二通电磁换向阀实现一工进和二工进之间的速度换接。

为保证进给的尺寸精度，采用了死挡铁停留来限位。

实现工作循环的工作原理如下：1快进按下启动按钮，三位五通电液动换向阀5的先导电磁换向阀1YA得电，使之阀芯右移，左位进入工作状态，这时的主油路是：进油路：滤油器1→变量泵2→单向阀3→管路4→电液换向阀5的P口到A→管路10,11→形成阀17→管路18→液压缸19左腔；回油路：缸19→右腔管路20→电液换向阀5的B口到T 口→管路8→单向阀9→管路11→形成阀17→管路18→缸19左腔。

这时形成差动连接回路。

因为快进时，滑台的载荷较小，同时进油可以经形成阀17直通油缸左腔，系统中压力较低，所以变量泵2输出流量大，动力滑台快速前进，实现快进。

2第一次工作进给（一工进）在快进行程结束，滑台上的挡铁压下形成阀17，形成阀上位工作，使管路11和18断开。

电磁铁1YA继续通电，电液换向阀5左位仍在工作，电磁换向阀14的电磁铁处于断电状态。

进油路必须经调速阀12进入液压缸左腔，与此同时，系统压力升高，将液控顺序阀7打开，并关闭单向阀9，使液压缸实现差动连接的油路切断。

回油经顺序阀7和背压阀6回到油箱。

这时的主油路是：设计内容设计说明及计算过程备注进油路：滤油器1→变量泵2→单向阀3→电液换向阀5的P口到A口→管路10→调速阀12→二位二通电磁换向阀14→管路18→液压缸19左腔。

这时形成差动连接回路。

因为快进时，滑台的载荷较小，同时进油可以经形成阀17直通油缸左腔，系统中压力较低，所以变量泵2输出流量大，动力滑台快速前进，实现快进。

3第一次工作进给（一工进）在快进行程结束，滑台上的挡铁压下形成阀17，形成阀上位工作，使管路11和18断开。

电磁铁1YA继续通电，电液换向阀5左位仍在工作，电磁换向阀14的电磁铁处于断电状态。

进油路必须经调速阀12进入液压缸左腔，与此同时，系统压力升高，将液控顺序阀7打开，并关闭单向阀9，使液压缸实现差动连接的油路切断。

回油经顺序阀7和背压阀6回到油箱。

这时的主油路是：进油路：滤油器1→变量泵2→单向阀3→电液换向阀5的P口到A口→管路10→调速阀12→二位二通电磁换向阀14→管路18→液压缸19左腔。

回油路：缸19右腔→管路20→电液换向阀5的B口到T口→管路8→顺序阀7→背压阀6→油箱。

因为工作进给时油压升高，所以变量泵2的流量自动减小，动力滑台向前作第一次工作进给，进给量的大小可以用调速阀12调节。

4第二次工作进给(二工进)在第一次工作进给结束时，滑台上的挡铁压下行程开关，使电磁阀14的电磁铁3YA得电，阀14右位接入工作，切断了该阀所在的油路，经调速阀12的油液必须经过调速阀13进入液压缸的右腔，其它油路不变。

由于调速阀13的开口量小于阀12，进给速度降低，进给量的大小可由调速阀13来调节。

设计内容设计说明及计算过程备注5死挡铁停留当动力滑台第二次工作进给终了碰上死挡铁后，液压缸停止不动，系统的压力进一步升高，达到压力继电器15的调定值后，经过时间继电器的延时，在发出电信号，使滑台退回。

在时间继电器延时动作前，滑台停留在死挡块限定的位置上。

6快退时间继电器发出信号后，2YA得电，1YA失电，3YA断电，电液换向阀5右位工作，这时的主油路是：进油路：滤油器1→变量泵2→单向阀3→管路4→换向阀5的P口到B口→管路20→缸19的右腔。

回油路：缸19的左腔→管路18→单向阀16→管路11→电液换向阀5的A口到T口→油箱。

这时系统的压力较低，变量泵2输出流量大，动力滑台快速退回。

由于活塞杆的面积大约为活塞的一半，所以动力滑台快进、快退的速度大致相等。

7原位停止当动力滑台退回原始位置时，挡块压下行程开关，这时电磁铁1YA、2YA、3YA都失电，电液换向阀5处于中位，动力滑台停止运动，变量泵2输出油液的压力升高，使泵的流量自动减至最小。

电磁铁动作顺序如表3：表3电磁铁和形成阀的动作表工作循环电磁铁形成阀1YA 2YA 3YA快进+ _ _ _ + _ _ _ + 二工进+ _ + + 死挡铁停留+ _ + + 快退_ + _ +/- 原位停止_ _ _ _设计内容设计说明及计算过程备注通过以上分析可以看出，为了实现自动循环，该液压系统应用了下列一些基本回路：①调速回路：采用了有限压式变量泵和调速阀的调速回路，调速阀放在进油路上，回油经过背压阀；②快速运动回路：应用限压式变量泵在低压时输出的流量大的特点，并采用差动连接来实现快速前进；③换向回路：应用电液换向阀实现换向，工作平稳、可靠，并由压力继电器与时间继电器发出的电信号控制换向信号；④快速运动与工作进给的换接回路：采用形成换向阀实现速度的换接，换接的性能较好，同时利用换向后，系统中的压力升高使液控顺序阀接通，系统由快速进给的差动连接转换使回油排回油箱；⑤两种工作进给的换接回路：采用了两个调速阀串联的回路结构。

设计内容设计说明及计算过程备注表4液压元件规格及型号五、液压元件的选择5.1 液压泵的选择根据压力和流量数值查阅产品样本，并考虑液压泵存在容积损失，最后确定选取PV2R12-6/33型双联叶片泵。

其小流量泵和大流量泵的排量分别为6mL/r 和33mL/r ，当液压泵的转速n p =940r/min 时，其理论流量分别为5.6 L/min 和31L/min 。

5.2 阀类元件及辅助元件的选择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3所列。

其中，溢流阀9按小流量泵的额定流量选取，调速阀4选用Q —6B 型，其最小稳定流量为0.03 L/min ，小于本系统工进时的流量0.5L/min 。

5.3 油管的选择(1)油管内径d 按下式计算：式中：q 为通过油管的最大流量(m3/s)；为管道内允许的流速(m/s)。

一般吸油管取0.5～5(m/s)；压力油管取2.5～5(m/s)；回油管取1.5～2(m/s)。

(2)油管壁厚δ按下式计算：式中：p 为管内最大工作压力；〔σ〕为油管材料的许用压力，〔σ〕=σb/n ；σb 为材料的抗拉强度；n 为安全系数，钢管p ＜7MPa 时，取n=8；p ＜17.5MPa 时，取n=6；p ＞17.5MPa 时，取n=4。