組合機床動力滑臺液壓系統(tǒng)設計

TOC\o"1-3"\h\z\u251331.液壓傳動的工作原理和組成 頁3.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3.2負載分析3.2.1工作阻力工作阻力為已知3.2.2摩擦阻力已知采用平導軌，且靜摩擦系數，動摩擦系數，正壓力，則：靜摩擦阻力動摩擦阻力3.2.3慣性力3.3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，并設定液壓缸的機械效率，則液壓缸在各個工作階段的總接卸負載可以算出，見下表：運動階段計算公式總接卸負載F/N起動6316加速4868快進3158工進24211快退31584.液壓系統(tǒng)方案設計4.1選擇調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，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快速運動?？紤]到從工進轉快退時回油路流量較大，故選用換向時間可調的電液換向閥式換向回路，以減小液壓沖擊。由于要實現液壓缸差動連接，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，如圖下圖所示。4.5選擇調壓和卸荷回路在雙泵供油的油源形式確定后，調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定，無需另設調壓回路。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，故可不需再設卸荷回路。6.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5.1初選液壓缸工作壓力所設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<55~1010~2020~3030~50>50工作壓力/MPa<0.8~11.5~22.5~33~44~5≥5表2各種機械常用的系統(tǒng)工作壓力機械類型機床農業(yè)機械小型工程機械建筑機械液壓鑿巖機液壓機大中型挖掘機重型機械起重運輸機械磨床組合機床龍門刨床拉床工作壓力/MPa0.8~23~52~88~1010~1820~32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)流調速系統(tǒng)0.2~0.5回油路帶調速閥的系統(tǒng)0.4~0.6回油路設置有背壓閥的系統(tǒng)0.5~1.5用補油泵的閉式回路0.8~1.5回油路較復雜的工程機械1.2~3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≤5.05.0~7.0≥7.0d/D0.5~0.550.62~0.700.7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由公式可得：則活塞直徑參考表4及表5，得d0.71D=64mm,圓整后取標準數值得D=90mm，d=63mm。由此求得液壓缸兩腔的實際有效面積為根據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、壓力和功率工作循環(huán)計算公式負載F進油壓力回油壓力所需流量輸入功率PNpjpbL/minKW差動快進315818.660.48工進242110.510.036快退315819.440.631.Δp為液壓缸差動連接時，回油口到進油口之間的壓力損失，取Δp=0.5MPa。2.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+Δp。3.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p1=4.22MPa，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Dp=0.5MPa，則小流量泵的最高工作壓力估算為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p1=1.95MPa，比快進時大?？紤]到快退時進油不通過調速閥，故其進油路壓力損失比前者小，現取進油路上的總壓力損失∑?p=0.3MPa，則大流量泵的最高工作壓力估算為因此泵的額定壓力可取5.3.1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K=1.1，則兩個泵的總流量為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則小流量泵的流量小流量泵的流量最少應為3.1L/min。所以大流量泵的流量5.3.2確定液壓泵的規(guī)格和電動機功率根據以上壓力和流量數值查閱產品樣本，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，當液壓泵的轉速np=960r/min時，其理論流量分別為5.6L/min和24.3L/min，若取液壓泵容積效率ηv=0.9，則液壓泵的實際輸出流量為由于液壓缸在快退時輸入功率最大，若取液壓泵總效率ηp=0.8，這時液壓泵的驅動電動機功率為根據此數值查閱產品樣本，選用規(guī)格相近的Y100L—6型電動機，其額定功率為1.5KW，額定轉速為910r/min6.液壓元件的選擇6.1液壓閥及過濾器的選擇根據系統(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，調速閥4選用Q—6B型，其最小穩(wěn)定流量為0.03L/min，小于本系統(tǒng)工進時的流量0.51L/min。表8液壓元件規(guī)格及型號序號元件名稱通過的最大流量q/L/min規(guī)格型號額定流量qn/L/min額定壓力Pn/MPa額定壓降?Pn/MPa1雙聯(lián)葉片泵—PV2R12-6/335.1/27.9*16—2三位五通電液換向閥7035DY—100BY1006.30.33行程閥62.322C—100BH1006.30.34調速閥<1Q—6B66.3—5單向閥70I—100B1006.30.26單向閥29.3I—100B1006.30.27液控順序閥28.1XY—63B636.30.38背壓閥<1B—10B106.3—9溢流閥5.1Y—10B106.3—10單向閥27.9I—100B1006.30.211濾油器36.6XU—80×200806.30.0212壓力表開關—K—6B———13單向閥70I—100B1006.30.214壓力繼電器—PF—B8L—14—*注：此為電動機額定轉速為910r/min時的流量。6.2油管的選擇根據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按產品樣本，選用內徑為20mm、外徑28mm的10號冷拔鋼管。6.2.1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，與原定數值不同，重新計算的結果如表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表10允許流速推薦值管道推薦流速/(m/s)吸油管道0.5～1.5，一般取1以下壓油管道3～6，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計要求。根據表9數值，按表10推薦的管道內允許速度取=6m/s，由式計算得與液壓缸無桿腔和有桿腔相連的油管內徑分別為為了統(tǒng)一規(guī)格，按產品樣本選取所有管子均為內徑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估算，其中α為經驗系數，低壓系統(tǒng)，α=2～4；中壓系統(tǒng)，α=5～7；高壓系統(tǒng)，α=6～12?，F取α=7，得7.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r=0.90′103kg/m3。7.1.1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q1=55.3L/min為最大，快退時q2=39.3L/min此時，油液流動的雷諾數快進時快退時因為最大的雷諾數小于臨界雷諾數（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。7.1.2計算系統(tǒng)壓力損失油液在管道內流速進油路進油路壓力損失回油路上，流速是進油路的兩倍即v=9.64m/s，則壓力損失為可見，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。在管道結構尚未確定的情況下，管道的局部壓力損失?pζ常按下式作經驗計算各工況下的閥類元件的局部壓力損失可根據下式計算其中的Dpn由產品樣本查出，qn和q數值由表8和表9列出?；_在快進、工進和快退工況下的壓力損失計算如下：7.1.3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，壓力損失分別為在回油路上，壓力損失分別為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7.1.4工進滑臺工進時，在進油路上，油液通過電液換向閥2、調速閥4進入液壓缸無桿腔，在調速閥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此值略小于估計值。在回油路上總的壓力損失為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此略高于表6數值。考慮到壓力繼電器的可靠動作要求壓差Dp=0.5MPa，則小流量泵的工作壓力為此值與估算值基本相符，是調整溢流閥10的調整壓力的主要參考數據。7.1.5快退滑臺快退時，在進油路上，油液通過單向閥10、電液換向閥2進入液壓缸有桿腔。在回油路上，油液通過單向閥5、電液換向閥2和單向閥13返回油箱。在進油路上總的壓力損失為此值遠小于估計值，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此值與表7的數值基本相符，故不必重算。大流量泵的工作壓力為此值是調整液控順序閥7的調整壓力的主要參考數據。7.2驗算系統(tǒng)發(fā)熱與溫升由于工進在整個工作循環(huán)中占的時間最長，所以系統(tǒng)的發(fā)熱與溫升可按工進工況來計算。在工進時，大流量泵經液控順序閥7卸荷，其出口壓力即為油液通過液控順序閥的壓力損失液壓系統(tǒng)的總輸入功率即為液壓泵的輸入功率液壓系統(tǒng)輸出的有效功率即為液壓缸輸出的有效功率由此可計算出系統(tǒng)的發(fā)熱功率為已知