液压课程设计-液压系统毕业设计组合机床动力滑台.doc

液压课程设计设计题目：组合机床动力滑台液压系统分 院： 专业班级: 姓 名： 学 号： 指导老师： 设计日期： 2011年6月18日 引言本设计主要是为设计组合机床动力滑台液压传动系统。液压系统应用在机床中，可以实现机床自动进给。而且可以使机床的运动更平衡，加工精度更高，效率更高，从而实现机床的自动化。 钻孔组合机床是以系列化，标准化的通用部件为基础，配以少量的专用部件组成的专用机床，适于对产品大批大量，一面或多面同时成组多加工的高效机加工设备。液压动力滑台是其重要组成部件。通过本题目设计训练，使我们全面熟悉加工工艺，刀具，切削用量，组合机床，液压动力滑台组成和工作原理。在此基础上，完成给定参数的动力滑台液压系统设计。钻孔组合机床动力滑台液压系统 一、设计要求及工况分析11设计要求一台卧式单面多轮钻孔组合机床，动力滑台的工作循环是：快进工进快退停止。液压系统的主要性能参数要求如下，轴向切削力为27000n；滑台移动部件总质量为510kg；加、减速时间为0.2s；采用平导轨，静摩擦系数为0.2，动摩擦系数为0.1，；快进行程为200mm，工进行程为100mm，快进与快退速度相等，均为 3.5mmin，工进速度为 3040mmmin。工作时要求运动平稳，且可随时停止运动。试设计动力滑台的液压系统。 1.2负载与运动分析工作负载 轴向切削阻力fl=ft=27000 n摩擦负载 摩擦负载即为导轨的摩擦阻力静摩擦阻力 fs=1300 n 动摩擦阻力 fd=850 n惯性力 fa=480 n 根据上述计算,可确定工作循环中的负载力如下:滑台的启动负载 f=fs=1300 n滑台的加速负载 f= fd+ fa=850 n+480 n=1330 n滑台的快进负载 f= fa=850 n滑台的工进负载 f= fd+ ft=850 n+27000 n滑台的快退负载 f= fd=850 n设液压缸的机械效率cm=0.9，得出液压缸在各工作阶段的负载和推力，如表1所列。表1液压缸各阶段的负载和推力工况负载组成液压缸负载f/n液压缸推力f0=f/cm/n启 动加 速快 进工 进反向启动加 速快 退f=fsf= fd+ faf= faf= fd+ ftf=fsf= fd+ faf= fa130013308502785013001330850137814789453094413781478945根据液压缸在上述各阶段内的负载和运动时间，即可绘制出负载循环图f-t 和速度循环图-t，如图1和图2所示。图11图2二、液压系统主要参数确定2.1初选液压缸工作压力根据要求可确定液压缸为差动式液压缸。经负载分析和计算可知液压缸驱动的最大负载是在工进阶段为27850n由参考表2和表3，初选液压缸的工作压力p1=4mpa。2.2计算液压缸主要尺寸鉴于动力滑台快进和快退速度相等，这里的液压缸可选用单活塞杆式差动液压缸（a1=2a2），快进时液压缸差动连接。工进时为防止孔钻通时负载突然消失发生前冲现象，液压缸的回油腔应有背压，参考表4选此背压为p2=1mpa。表2 按负载选择工作压力负载/ kn50工作压力/mpa0.811.522.5334455表3 各种机械常用的系统工作压力机械类型机 床农业机械小型工程机械建筑机械液压凿岩机液压机大中型挖掘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/mpa0.82352881010182032表4 执行元件背压力系统类型背压力/mpa简单系统或轻载节流调速系统0.20.5回油路带调速阀的系统0.40.6回油路设置有背压阀的系统0.51.5用补油泵的闭式回路0.81.5回油路较复杂的工程机械1.23回油路较短且直接回油可忽略不计表5 按工作压力选取d/d工作压力/mpa5.05.07.07.0d/d0.50.550.620.700.7表6 按速比要求确定d/d2/11.151.251.331.461.612d/d0.30.40.50.550.620.71注：1无杆腔进油时活塞运动速度；2有杆腔进油时活塞运动速度。进而由表4可确定工进时的背压力为pb=0.51.5,我们取pb=1mpa， =0.96根据差动缸定义有a1=2a2，所以 由gb2348-2003圆整为d=0.11m d=0.08m.根据所确定的d和d算出液压缸无杆腔有效作用面积。液压缸有杆腔有效作用面积，液压缸活塞杆有效作用面积。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7所列，由此绘制的液压缸工况图如图3所示。工况图计算：快进时：启动时进油腔压力 0.27mpa加速时进油腔压力 mpa恒速时进油腔压力 mpa恒速时输入流量 m3 /s 恒速时输入功率 kw工进时：进油腔压力 mpa输入流量 m3 /s输入功率 p=p1q=028kw快退时：启动进油腔压力 mpa加速进油腔压力 mpa恒速进油腔压力 mpa恒速输入流量 q=v3a2 = m3 /s 恒速输入功率 p kw 表7液压缸在各阶段的压力、流量和功率值工况推力f0/n回油腔压力p2/mpa进油腔压力p1/mpa输入流量q10-3/m3/s输入功率p/kw计算公式快进启动13780.27加速1478p1+0.30.56恒速945p1+0.30.450.50240.22工进3094413.520.7710-20.028p快退启动13780.30加速14780.61.6恒速9450.61.480.4470.66注：1. p为液压缸差动连接时，回油口到进油口之间的压力损失，取p=0.3mpa。2 快退时，液压缸有杆腔进油，压力为p1，无杆腔回油，压力为p2。三、拟定液压系统原理图3.1主体方案的确定由表7可知，本系统属于速度变化不大的小功率固定作业系统，因而首先考虑性能稳定的双定量泵供油，差动缸差动快进和高速阀进口节流高速的开式系统方案。这样，既满足液压缸工进的高压小流量要求，既考虑了节能问题，又兼顾了工作可靠性问题。3.2基本回路确定3.2.1供油回路 按主题方案，供油回路采用双定量泵供油回路，见图4所示。3.2.2选择调速回路 由图4可知，这台机床液压系统功率较小，滑台运动速度低，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。为防止孔钻通时负载突然消失引起运动部件前冲，在回油路上加背压阀。由于系统选用节流调速方式，系统必然为开式循环系统。3.2.3 选择速度换接回路 由于本系统滑台由快进转为工进 时，速度变化大（v1/v2=0.1/(0.810-3）=125),为减少速度换接时的液压冲击，选用行程阀制的换接回路，如图5所示。3.2.4 选择快速运动和换向回路 本系统已选定液压缸差动连接和双泵供油两种快速运动回路实现快速运动。考虑到从工进转快退时回油路流量较大，故选用换向时间可调的电液换向阀式换向回路，以减小液压冲击。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6所示。3.2.5 方向控制回路为了满足液压缸停止，启动，换向和液压缸差动控制，图6给出了利用三位五通电液换向阀为主的方向控制回路。图中的单向阀建立了电液换向阀所需的控制压力。3.2.6选择定位夹紧回路 此回路采用顺序阀控制的顺序动作回路，图7所示。 这种回路采用了单向自控顺序阀对两缸进给和退回双向顺序控制，起到先定位，夹夹紧再松开，后拔定位销原位停止的功能。紧再松开，后拔定位销原位停止的功能。 图4 图5 图6图73.3液压系统原理图综合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8所示。在图8中，为了解决滑台工进时进、回油路串通使系统压力无法建立的问题，增设了单向阀10。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8。考虑到这台机床用于钻孔（通孔与不通孔）加工，对位置定位精度要求较高，图中增设了一个压力继电器15。图8四、计算和选择液压元件及辅件4.1确定液压泵的规格和电动机功率4.1.1计算液压泵的最大工作压力小流量泵在快进和工进时都向液压缸供油，由表7可知，液压缸在工进时工作压力最大，最大工作压力为p1=3.52mpa，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=0.8mpa，考虑到压力继电器的可靠动作要求压差dpe=0.5mpa，则小流量泵的最高工作压力估算为 大流量泵只在快进和快退时向液压缸供油，由表7可见，快退时液压缸的工作压力为p1=2.43mpa，比快进时大。考虑到快退时进油不通过调速阀，故其进油路压力损失比前者小，现取进油路上的总压力损失p=0.5mpa，则大流量泵的最高工作压力估算为4.1.2计算液压泵的流量由表7可知，液压缸快进时所需最大流量为0.502410-3 m3/s ，若取回路泄漏系数k=1.1，因此，选择双联泵的总流量应满足液压缸快进时的流量要求，并考虑系统泄漏量，则两个泵的总流量为考虑到溢流阀的最小稳定流量为3l/min，工进时的流量为0.76810-5 m3/s =0.45l/min，则小流量泵的流量最少应为3.45l/min。4.13确定液压泵的规格和电动机功率根据以上压力和流量数值查阅手册可知，并考虑液压泵存在容积损失，最后确定选取pv2r12-6/26型双联叶片泵。其转速为，容积效率时，双联泵同时供油流量为；而。由表7得知，液压缸在快退时输入功率最大，若取液压泵总效率p=0.8，这时液压泵的驱动电动机功率为 w=1.18 kw根据此数值查阅产品样本，选用规格相近的y100l6型电动机，其额定功率为1.5kw，额定转速为940r/min。4.2确定其它元件及辅件4.2.1 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8所列。其中，溢流阀4按小流量泵的额定流量选取，调速阀13选用q6b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。表8液压元件规格及型号序号元件名称通过的最大流量q/l/min型号额定流量q/l/min额定压力/mpa额定压降/mpa1油箱160-2滤油器29.6xu80200100160.33双联叶片泵pv2r12-6/265.1/21.9917.54溢流阀5.1yf3-e10b10165压力表开关k6b146单向阀23.9af3-ea10b63160.27单向阀57.4af3-ea10b63160.28液控顺序阀22.2xy63b63160.39背压阀1yf3-e10b101610单向阀23.9af3-ea10b63160.211三位五通电液换向阀57.435dy100by63160.312单向阀57.4af3-ea10b63160.213调速阀1axqf-e10b61614行程阀50.422c100bh63160.315压力继电器pfb8l1416液压缸-17三位四通电磁换向阀57.435dyf3y-e10b63160.318顺序阀1xf3-e10b63160.319单向阀57.4af3-ea10b63160.220顺序阀1xf3-e10b63160.321单向阀57.4af3-ea10b63160.222压力继电器pfb8l1423液压缸-24液压缸-*注：此为电动机额定转速为940r/min时的流量。4.2.2 确定油管在选定了液压泵后，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9所列。表9各工况实际运动速度、时间和流量快进工进快退表10允许流速推荐值管道推荐流速/(m/s)吸油管道0. 51.5，一般取1以下压油管道36，压力高，管道短，粘度小取大值回油管道1. 53 由表9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9数值，按表10推荐的管道内允许速度取=4 m/s，由式计算得与液压缸无杆腔和有杆腔相连的油管内径分别为为了统一规格，按产品样本选取所有管子均为内径20mm、外径28mm的10号冷拔钢管。4.2.3确定油箱油箱的容量按式估算，其中为经验系数，低压系统，=24；中压系统，=57；高压系统，=612。现取=6，得五、液压缸设计基础5.1液压缸的轴向尺寸液压缸轴向长度取决于负载运行的有效长度（活塞在缸筒内能够移动的极限距离）、导向套长度、活塞宽度、缸底、缸盖联结形式及其固定安装形式。图示出了液压缸各主要零件轴向尺寸之间的关系。活塞宽度。活塞有效行程取决于主机运动机构的最大行程，。导向套滑动面长度c的取值：当，。导向长度，缸筒长度。5.2主要零件强度校核5.2.1缸筒壁厚=4因为方案是低压系统，校核公式,式中： -缸筒壁厚（）-实验压力 ,其中是液压缸的额定工作压力d-缸筒内径 -缸筒材料的许用应力。，为材料抗拉强度（mpa）,n为安全系数，取n=5。对于p116mpa.材料选45号调质钢，对于低压系统因此满足要求。5.2.2缸底厚度1=11对于平缸底，厚度 有两种算法1.缸底有孔时：其中2.缸底无孔时，用于液压缸快进和快退；其中5.2.3杆径d ,式中f是杆承受的负载（n）f=27850n 是杆材料的许用应力，=1005.2.4缸盖和缸筒联接螺栓的底径d1式中 k-拧紧系数，一般取k=1.251.5； f-缸筒承受的最大负载（n）； z-螺栓个数； -螺栓材料的许用应力， ，为螺栓材料的屈服点（mpa），安全系数n=1.22.5 5.2.5液压缸稳定性计算液压缸承受的负载f超过某临界值时将会失去稳定性。稳定性可用下式校核：式中 nc- 稳定性安全系数 ，-4，取nc=3;由于缸筒固定活塞动，由杆材料知硬钢，因此 式中 l-安装长度（m）； rc-活塞杆横截面的最小回转半径（m）； -材料柔性系数，取=115； -液压缸支承末端系数，取=； e-活塞杆材料的弹性模量，可取e=； j-活塞杆横截面惯性矩，对于实心杆；对于空心杆，d为杆的外径，d为杆的内径；-材料强度决定的试验值，=； a-活塞杆横截面积； -系数，取=； 因此满足稳定性要求。5.2.6液压缸缓冲压力液压缸设置缓冲压力装置时要计算缓缓从压力，当值超过缸筒、缸底强度计算的时，则以取代。在缓冲时，缓冲腔的机械能力为，活塞运动的机械能为。活塞在机械能守恒中运行至终点。 式中： 通过验算，液压缸强度和稳定性足以满足要求。六、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，所以只能估算系统压力损失。估算时，首先确定管道内液体的流动状态，然后计算各种工况下总的压力损失。现取进、回油管道长为l=2m，油液的运动粘度取=110-4m2/s，油液的密度取r=0.9174103kg/m3。6.1.1判断流动状态在快进、工进和快退三种工况下，进、回油管路中所通过的流量以快退时回油流量q2=70l/min为最大，此时，油液流动的雷诺数也为最大。因为最大的雷诺数小于临界雷诺数（2000），故可推出：各工况下的进、回油路中的油液的流动状态全为层流。6.1.2计算系统压力损失将层流流动状态沿程阻力系数和油液在管道内流速同时代入沿程压力损失计算公式，并将已知数据代入后，得可见，沿程压力损失的大小与流量成正比，这是由层流流动所决定的。在管道结构尚未确定的情况下，管道的局部压力损失p常按下式作经验计算 各工况下的阀类元件的局部压力损失可根据下式计算其中的dpn由产品样本查出，qn和q数值由表8和表9列出。滑台在快进、工进和快退工况下的压力损失计算如下：(1) 快进滑台快进时，液压缸通过电液换向阀差动连接。在进油路上，油液通过单向阀8、电液换向阀11，然后与液压缸有杆腔的回油汇合通过行程阀14进入无杆腔。在进油路上，压力损失分别为 在回油路上，压力损失分别为 将回油路上的压力损失折算到进油路上去，便得出差动快速运动时的总的压力损失(2) 工进滑台工进时，在进油路上，油液通过电液换向阀11、调速阀13进入液压缸无杆腔，在调速阀13处的压力损失为0.5mpa。在回油路上，油液通过电液换向阀11、背压阀7和大流量泵的卸荷油液一起经液控顺序阀6返回油箱，在背压阀7处的压力损失为0.5mpa。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此值略小于估计值。在回油路上总的压力损失为 该值即为液压缸的回油腔压力p2=0.6mpa，可见此值与初算时参考表4选取的背压值基本相符。按表7的公式重新计算液压缸的工作压力为p1=(f0+p2a2)/a1=(29010+0.610644.710-4)/94.9910-4106=3.21mpa此略低于表7数值。考虑到压力继电器的可靠动作要求压差dpe=0.5mpa，则小流量泵的工作压力为此值与估算值基本相符，是调整溢流阀10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4、电液换向阀11进入液压缸有杆腔。在回油路上，油液通过单向阀12、电液换向阀11和单向阀10返回油箱。在进油路上总的压力损失为此值远小于估计值，因此液