組合機床動力滑臺液壓系統(tǒng)設(shè)計

1、1. 液壓傳動的工作原理和組成 1.1.1工作原理 1.2液壓系統(tǒng)的基本組成 1.2. 設(shè)計要求2.2.2機床的其他工作參數(shù)如下： .3.3. 液壓系統(tǒng)工況分析 .4.3.1運動分析4.3.2負載分析4.工作阻力4.摩擦阻力4.慣性力4.4. 液壓系統(tǒng)方案設(shè)計 5.4.1選擇調(diào)速回路5.4.2選擇油源形式5.4.3選擇快速運動和換向回路 64.4選擇速度換接回路 6.4.5選擇調(diào)壓和卸荷回路 7.6.組成液壓系統(tǒng) 7.5. 確定液壓系統(tǒng)主要參數(shù) &5.1初選液壓缸工作壓力 8.5.2計算液壓缸主要尺寸 8.5.3液壓泵的參數(shù)計算 12計算液壓泵的流量 .3532確定液壓泵的規(guī)格和電動機

2、功率 1 36. 液壓元件的選擇146.1液壓閥及過濾器的選擇 1.46.2油管的選擇16確定油管166.3油箱的選擇187. 驗算液壓系統(tǒng)性能 187.1驗算系統(tǒng)壓力損失 18判斷流動狀態(tài) 19計算系統(tǒng)壓力損失 197.1.3 快進207.1.4 工進217.1.5 快退227.2驗算系統(tǒng)發(fā)熱與溫升 22液壓與氣壓傳動課程設(shè)計說明書學院、 系：機械工程學院專業(yè)：機械工程學生姓名：班級：指導教師姓名： 職稱： 教 授最終評定成績：2017 年月 日至 2017 年_12_月 _15_ 日1. 液壓傳動的工作原理和組成液壓傳動是用液體作為工作介質(zhì)來傳遞能量和進行控制的傳動方式。液壓系統(tǒng)利用液壓泵

3、將原動機的機械能轉(zhuǎn)換為液體的壓力能，通過液體壓力能的變化來傳遞能量，經(jīng)過各種控制閥和管路的傳遞，借助于液壓執(zhí)行元件(缸或馬 達)把液體壓力能轉(zhuǎn)換為機械能，從而驅(qū)動工作機構(gòu)，實現(xiàn)直線往復運動和回 轉(zhuǎn)運動。驅(qū)動機床工作臺的液壓系統(tǒng)是由郵箱、過濾器、液壓泵、溢流閥、開 停閥、節(jié)流閥、換向閥、液壓缸以及連接這些元件的油管、接頭等組成。1.1工作原理(1) 電動機驅(qū)動液壓泵經(jīng)濾油器從郵箱中吸油， 油液被加壓后，從泵的輸出口 輸入管路。油液經(jīng)開停閥、節(jié)流閥、換向閥進入液壓缸，推動活塞而使工 作臺左右移動。液壓缸里的油液經(jīng)換向閥和回油管排回郵箱。(2) 工作臺的移動速度是通過節(jié)流閥來調(diào)節(jié)的。 當節(jié)流閥開大時

4、，進入液壓缸的油量增多，工作臺的移動速度增大；當節(jié)流閥關(guān)小時，進入液壓缸的油量減少，工作臺的移動速度減少。由此可見，速度是油量決定的。1.2液壓系統(tǒng)的基本組成(1) 能源裝置一一液壓泵。它將動力部分所輸出的機械能轉(zhuǎn)換成液壓能，給 系統(tǒng)提供壓力油液。(2) 執(zhí)行裝置一一液壓機。通過它將液壓能轉(zhuǎn)換成機械能，推動負載做功。(3) 控制裝置一一液壓閥。通過它們的控制調(diào)節(jié)，使液流的壓力、流速和方 向得以改變，從而改變執(zhí)行元件的力、速度和方向。(4) 輔助裝置一一郵箱、管路、儲能器、濾油器、管接頭、壓力表開關(guān)等。 通過這些元件把系統(tǒng)聯(lián)接起來，以實現(xiàn)各種工作循環(huán)。(5) 工作介質(zhì)一一液壓油。絕大多數(shù)液壓油采

5、用礦物油，系統(tǒng)用它來傳遞能 量和信息。2. 設(shè)計要求設(shè)計一臺組合機床動力滑臺液壓系統(tǒng)。2.1機床要求的工作循環(huán)是：要求實現(xiàn)工件快進、工進、快退等過程,最后自動停止；動力滑臺采用平導軌，往復運動的加速、減速時間t為0.2s2.2機床的其他工作參數(shù)如下:參數(shù)三運動部件總重力G=30000N切削力Ft=20000N快進、快退速度vi =v 3=6m/min行程l=400mm工進速度V2=60 100mm/min靜摩擦系數(shù)fs=0.2動摩擦系數(shù)fd=0.12.3機床自動化要求：要求系統(tǒng)采用電液結(jié)合，實現(xiàn)自動循環(huán)，速度換接無沖擊，且速度要穩(wěn)定，能承受一定量的反向負荷由設(shè)計要求取工進速度為80mm/min

6、 ，快進行程11為300mm，工進行程12為100mm3. 液壓系統(tǒng)工況分析3.1運動分析繪制動力滑臺的工作循環(huán)圖快進工進1快退停止3.2負載分析工作阻力工作阻力為已知Ft 20000N摩擦阻力已知采用平導軌，且靜摩擦系數(shù)fs 0.2，動摩擦系數(shù)fd 0.1，正壓力Fn 30000N，則:靜摩擦阻力Ffs 0.2 30000 6000N動摩擦阻力Ffd 0.1 30000 3000N慣性力FmG _v 30000 6/60 g t9.8 0.21530N3.3液壓缸各運動階段負載如果忽略切削力引起的顛覆力矩對導軌摩擦力的影響，并設(shè)定液壓缸的機械效率0.95，貝U液壓缸在各個工作階段的總接卸負載

7、可以算出，見下表:運動階段計算公式總接卸負載F/N起動FFfs/6316加速F 仇 Fm)/4868快進F Ffd/3158工進F(FtFfd)/24211快退F Ffd/31584. 液壓系統(tǒng)方案設(shè)計4.1選擇調(diào)速回路這臺機床液壓系統(tǒng)功率較小，滑臺運動速度低，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(diào)速回路。為防止負載突變，在回油路上 加背壓閥。由于系統(tǒng)選用節(jié)流調(diào)速方式，系統(tǒng)必然為開式循環(huán)系統(tǒng)。4.2選擇油源形式在工作循環(huán)內(nèi)，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。在一個工作循環(huán)中的大部分時間都處于高壓小 流量工作。從提高系統(tǒng)效率、節(jié)省能量角度

8、來看，選用單定量泵油源顯然是不合理的，為此可選用限壓式變量泵或雙聯(lián)葉片泵作為油源?？紤]到前者流 量突變時液壓沖擊較大，工作平穩(wěn)性差，且后者可雙泵同時向液壓缸供油實 現(xiàn)快速運動，最后確定選用雙聯(lián)葉片泵方案，如下圖所示。4.3選擇快速運動和換向回路本系統(tǒng)已選定液壓缸差動連接和雙泵供油兩種快速運動回路實現(xiàn)快速運動?？紤]到從工進轉(zhuǎn)快退時回油路流量較大，故選用換向時間可調(diào)的電液換 向閥式換向回路，以減小液壓沖擊。由于要實現(xiàn)液壓缸差動連接，所以選用三位五通電液換向閥，如下圖所示4.4選擇速度換接回路由于本系統(tǒng)滑臺由快進轉(zhuǎn)為工進時，速度變化大，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，如圖下圖

9、所示。4.5選擇調(diào)壓和卸荷回路在雙泵供油的油源形式確定后，調(diào)壓和卸荷問題都已基本解決。即滑臺 工進時，高壓小流量泵的出口壓力由油源中的溢流閥調(diào)定，無需另設(shè)調(diào)壓回 路。在滑臺工進和停止時，低壓大流量泵通過液控順序閥卸荷，高壓小流量 泵在滑臺停止時雖未卸荷，但功率損失較小，故可不需再設(shè)卸荷回路。6.組成液壓系統(tǒng)T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，如右圖 所示。為了解決滑臺工進時進、回油 路串通使系統(tǒng)壓力無法建立的問題， 增設(shè)了單向閥6。為了避免機床停止工 作時回路中的油液流回油箱，導致空 氣進入系統(tǒng)，影響滑臺運動的平穩(wěn)性，圖中添置了一個單向閥

10、13?？紤]到這臺機床用于鉆孔（通孔與不通孔）加工， 對位置定位精度要求較高，圖中增設(shè)了一個壓力繼電器14。當滑臺碰上死擋塊后，系統(tǒng)壓力升高，它發(fā)出快退信號，操縱電液換向閥換向。5. 確定液壓系統(tǒng)主要參數(shù)5.1初選液壓缸工作壓力所設(shè)計的動力滑臺在工進時負載最大，在其它工況負載都不太高，參考表1和表2，初選液壓缸的工作壓力 p1=4MPa 。5.2計算液壓缸主要尺寸鑒于動力滑臺快進和快退速度相等，這里的液壓缸可選用單活塞桿式差動液壓缸（A1=2A2），快進時液壓缸差動連接。工進時為防止負載突變采用背壓，參考表4選此背壓為pb=0.8MPa。表1按負載選擇工作壓力負載/ KN<55101022

11、03305>50000工作壓力<0.81.52.53445>5/MPa123表2各種機械常用的系統(tǒng)工作壓力機床農(nóng)業(yè)機械液壓機磨床組合機龍門刨拉小型工程大中型挖床床床機械掘機機械類型建筑機械重型機械液壓鑿巖起重運輸機機械工作壓力0.83528810182032/MPa210表3執(zhí)行元件背壓力系統(tǒng)類型背壓力/MPa簡單系統(tǒng)或輕載節(jié)流調(diào)速系統(tǒng)0.20.5回油路帶調(diào)速閥的系統(tǒng)0.40.6回油路設(shè)置有背壓閥的系統(tǒng)0.51.5用補油泵的閉式回路0.81.5回油路較復雜的工程機械1.23回油路較短且直接回油可忽略不計表4按工作壓力選取d/D工作壓力/MPa<5.05.07.0>

12、7.0d/D0.50.550.620.700.7表5按速比要求確定d/D2/ 11.151.251.331.461.612d/D0.30.40.50.550.620.71注：1 無桿腔進油時活塞運動速度；2有桿腔進油時活塞運動速度。液壓缸活塞桿外徑尺寸系列摘自 GB/T2348 1993 （ mm）420561605226318062570200828802201032902501236100280144011032016451253601850140由公式p1A1 p2A2 F /可得:F2421123 2A 1-m 6.54 10 mPi - P24 106 - 0.6 1062 2則活塞

13、直徑4 6.54 10 391mm參考表4及表5,得d 0.71 D =64mm,圓整后取標準數(shù)值得D=90mm ， d=63mm。由此求得液壓缸兩腔的實際有效面積為D2A63.5mm4A(D2 d2)2A232.4mm4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，如下表所列。表6液壓缸所需的實際流量、壓力和功率工作計算公式負載F進油壓力回油壓力所需流輸入功循環(huán)量率PNPjPbL/minKW差動PFPA2315815.4 10520.4 10518.660.48快進PjjAA2q (A A) 1PPjq工進PjFPbA22421142.210581050.5

14、10.036Aiq A 2PPjq快退PjF PbA315819.5105510519.440.63A2qA2 3PPjq1. Ap為液壓缸差動連接時，回油口到進油口之間的壓力損失，取厶p=0.5MPa o2快退時，液壓缸有桿腔進油，壓力為 pj,無桿腔回油，壓力為pb=pj+ Ap o3計算工進是背壓按pb=0.8Mpa代入。4. 快退時背壓按pb=0.5Mpa代入。5.3液壓泵的參數(shù)計算小流量泵在快進和工進時都向液壓缸供油，由表6可知，液壓缸在工進時工作壓力最大，最大工作壓力為 pi=4.22MPa，如在調(diào)速閥進口節(jié)流調(diào)速回路中，選取進油路上的總壓力損失刀？ p=0.6MPa，考慮到壓力繼

15、電器的可靠動作要求壓差p=0.5MPa，則小流量泵的最高工作壓力估算為Pp Pp p 4.22 0.6 0.5 5.32Mpa大流量泵只在快進和快退時向液壓缸供油，由表6可見，快退時液壓缸的工作壓力為pi=1.95MPa，比快進時大?？紤]到快退時進油不通過調(diào)速閥，故其 進油路壓力損失比前者小，現(xiàn)取進油路上的總壓力損失刀？p=0.3MPa，則大流量泵的最高工作壓力估算為Ppi P p 1.95 0.3 2.25Mpa因此泵的額定壓力可取 Pr 1.25 5.32MPa6.65MPa計算液壓泵的流量由表6可知，油源向液壓缸輸入的最大流量為19.44L/min ，若取回路泄漏系數(shù)K=1.1，貝U兩個

16、泵的總流量為qp Kq11.1 19.44L/mi n 21.384L/mi n考慮到溢流閥的最小穩(wěn)定流量為 2.5L/min，工進時的流量為0.51L/min則小流量泵的流量qp1 (1.1 0.512.5)3.061L/min小流量泵的流量最少應為3.1L/min 。所以大流量泵的流量 qp2 qp qp1 21.304 3.1 18.204L/min確定液壓泵的規(guī)格和電動機功率根據(jù)以上壓力和流量數(shù)值查閱產(chǎn)品樣本，并考慮液壓泵存在容積損失，最后確定選取PV2R12-6/26 型雙聯(lián)葉片泵。其小流量泵和大流量泵的排量分別為 6mL/min 和26mL/min ，當液壓泵的轉(zhuǎn)速np=960r/

17、min時，其理論流量q V n 分別為5.6 L/min和24.3L/min，若取液壓泵容積效率n=0.9，則液 壓泵的實際輸出流量為q p q pl q p2(6 0.9 940/1000 26 0.9 940/1000)L/min(5.076 21.996)L/mi n 27.036L/mi n由于液壓缸在快退時輸入功率最大，若取液壓泵總效率np=0.8，這時液壓泵的驅(qū)動電動機功率為Ppqp 2.25 106 27.036 10 3P31.28KWp0.86010根據(jù)此數(shù)值查閱產(chǎn)品樣本，選用規(guī)格相近的Y100L 6型電動機，其額定功率為1.5KW，額定轉(zhuǎn)速為910r/min6. 液壓元件的

18、選擇6.1液壓閥及過濾器的選擇根據(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8所列。本例中搜有閥的額定壓力都高于6.8MPa，其中，溢流閥9按小流量泵的額定流量選取，調(diào)速閥4選用Q 6B型，其最小穩(wěn)定流量為0.03 L/min，小于本系統(tǒng)工進時的流量 0.51L/min。表8液壓元件規(guī)格及型號序 元件名 通過的最大規(guī)格號稱流量q/L/min型號額定流量qn/L/min額定壓力Pn/MPa額定壓降？Pn/MPa1雙聯(lián)葉PV2R12-5.1/2716片泵6/33.9*2三位五7035DY 1006.30.3通電液100BY換向閥3行程閥62.32

19、2C 1006.30.3100BH4調(diào)速閥<1Q 6B66.35單向閥70I 100B1006.30.26單向閥29.3I 100B1006.30.27液控順28.1XY63B636.30.3序閥8背壓閥<1B 10B106.39溢流閥5.1Y 10B106.310單向閥27.9I 100B1006.30.211濾油器36.6XU 80806.30.02X20012壓力表K 6B開關(guān)13單向閥70I 100B1006.30.214壓力繼電器PF B8L14*注：此為電動機額定轉(zhuǎn)速為910r/min時的流量。6.2油管的選擇根據(jù)選定的液壓閥的鏈接油口尺寸確定管道尺寸。 液壓缸的進、出

20、油管輸入、 排出的最大流量來計算。由于本系統(tǒng)液壓缸差動連接快進快退時，油管內(nèi)油量最大，其實際流量為泵額定流量的兩倍達65L/min，為了統(tǒng)一規(guī)格，液壓缸進、出油管直徑d按產(chǎn)品樣本，選用內(nèi)徑為20mm、外徑28mm的10號冷拔鋼管。確定油管在選定了液壓泵后，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(jié)果如表9所列。表9各工況實際運動速度、時間和流量快進工進快退Ag qp2)q A A63.5 (5.076 21.996)q1 0.51L/ minq1q p1 qp 25.076 21.99627.072L/mi n63.5 32.4

21、55.3L/mi nA2A2Aq2q1 q2qq2 q-AAAc 32.432.4“ c c 63.555.30.5120.07263.563.532.428.2L/min0.26L/min39.3L/minqp1 q p2q1V2q1V2V1A A2A1A20.5120.072(5.076 21.996)10363.532.460 (63.532.4)1048 103m/s0.618m/s0.145m/s“300 10 33-100 10400 10 30 n/Qt 12.07 SL Z.3s0.145810 30.61812.5s0.65s表10允許流速推存值管道推薦流速/(m/s)吸油管

22、道0. 51.5，一般取1以下壓油管道36，壓力高，管道短，粘度小取大值回油管道1.5 3由表9可以看出，液壓缸在各階段的實際運動速度符合設(shè)計要求。根據(jù)表9數(shù)值，按表10推薦的管道內(nèi)允許速度取=6 m/s，由式dd4 55.3 1060 3.14 6計算得與液壓缸無桿腔和有桿腔相連的油管內(nèi)徑分別為310 mm 14mm4 39.3 10 3,60 3.14 6310 mm 11.8mm為了統(tǒng)一規(guī)格，按產(chǎn)品樣本選取所有管子均為內(nèi)徑 15mm、外徑22mm的 10號冷拔鋼管。6.3油箱的選擇油箱的容量按式V aqpn估算，其中a為經(jīng)驗系數(shù)，低壓系統(tǒng)，a=24 ;中壓系統(tǒng)，a=57;高壓系統(tǒng)，a=6

23、12?，F(xiàn)取a=7，得V aqpn 7 (6 26)224L7. 驗算液壓系統(tǒng)性能7.1驗算系統(tǒng)壓力損失由于系統(tǒng)管路布置尚未確定，所以只能估算系統(tǒng)壓力損失。估算時，首先確 定管道內(nèi)液體的流動狀態(tài)，然后計算各種工況下總的壓力損失。液壓系統(tǒng)選用 L-HG32號液壓油，現(xiàn)取進、回油管道長為l=1.8m，油液的運動粘度取=1.5 10-4m2/s，油液的密度取 =0.90 103kg/m 3。判斷流動狀態(tài)在快進、工進和快退三種工況下，進、回油管路中所通過的流量以快進時進油流量 qi=55.3L/min為最大，快退時q2=39.3L/min此時，油液流動的雷諾數(shù)快進時Revd606 55.3 1015 1

24、03 1.5 104783 2300快退時Re1vd6 39.3 106015 10 3 1.5 10 4556 2300因為最大的雷諾數(shù)小于臨界雷諾數(shù)（2300），故可推出：各工況下的進、回油路 中的油液的流動狀態(tài)全為層流計算系統(tǒng)壓力損失油液在管道內(nèi)流速進油路V4qd24 55.3/60 10 33.14 （15 10 3）24.82m/s進油路壓力損失641 V2Re1d2264 1.8 900 4.82783 15 10 3 21.03 105 pa回油路上，流速是進油路的兩倍即v=9.64m/s，則壓力損失為P264 1.8 900 9.642556 15 10 3 2Pa5.78 1

25、05 pa可見，沿程壓力損失的大小與流量成正比，這是由層流流動所決定的。在管道結(jié)構(gòu)尚未確定的情況下，管道的局部壓力損失？p z常按下式作經(jīng)驗計算Pz 0.1 Pl各工況下的閥類元件的局部壓力損失可根據(jù)下式計算2qPvPnqn其中的Pn由產(chǎn)品樣本查出，qn和q數(shù)值由表8和表9列出。滑臺在快進、工 進和快退工況下的壓力損失計算如下:快進滑臺快進時，液壓缸通過電液換向閥差動連接。 在進油路上，油液通過單向閥10、電液換向閥2，然后與液壓缸有桿腔的回油匯合通過行程閥 3進入無桿腔。在進油路上，壓力損失分別為P1i1.03105 pa0.103MpaPi0.1 P1i0.10.103 0.0103Mpa

26、27.92233262.3Pvi0.20.30.3MPa 0.1647 MPa100100100PiP1iPiPvi0.1030.0103 0.1647Mpa 0.2807Mpa在回油路上，壓力損失分別為5Pio 5.78 10 pa 0.578MpaPvo0.3p o 0.1 Pio0.1 0.578 0.0578Mpa229.31000.2229.31000.3262.3100MPa0.1594 MPaPP10P 0Pv0 0.578 0.0578 0.1594Mpa 0.7952Mpa將回油路上的壓力損失折算到進油路上去,便得出差動快速運動時的總的壓力損失32 4p 0.2807 0.7

27、952 MPa 0.6864Mpa63.5工進滑臺工進時，在進油路上，油液通過電液換向閥2、調(diào)速閥4進入液壓缸無桿腔，在調(diào)速閥4處的壓力損失為0.5MPa。在回油路上，油液通過電液換向閥2、背壓閥8和大流量泵的卸荷油液一起經(jīng)液控順序閥 7返回油箱，在背壓閥8 處的壓力損失為0.6MPa。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PiPvi0.320.51000.5 MPa0.5MPa此值略小于估計值在回油路上總的壓力損失為Pv0°3(024)20.8 0.3 (0.24 27.963)2Mpa0.86Mpa該值即為液壓缸的回油腔壓力 p2=0.86MPa，可見此值與初算時參考表 3選取的背壓值基本相符。按表6的公式重新計算液壓缸的工作壓力為PiFp2 A2Ai242110.86 10663.5 10432.4 10Mpa4.25Mpa此略高于表6數(shù)值?？紤]到壓力繼電器的可靠動作要求壓差p=0.5MPa，則小流量泵的工作壓