液压传动课程设计-卧式单面多轴钻孔组合机床动力滑台的液压系统.doc

湖南工业大学课程设计说明书 课程名称： 液压传动课程设计 设计题目： 卧式单面多轴钻孔组合机床动力滑台的液压系统 专 业： 机械设计制造及其自动化 班 级： 机械0804班 学生姓名: 学 号: 0812110405 指导教师: 湖南工业大学教务部 制2011年 1月 2 日目录一设计要求及工况分析11.1设计要求11.2负载与运动分析1二负载图和速度图的绘制3三确定液压系统主要参数43.1初选液压缸工作压力53.2计算液压缸主要尺寸5四拟定液压系统原理图74.1选择基本回路74.2组成液压系统8五计算和选择液压件105.1确定液压泵的规格和电动机功率105.1.1 计算液压泵的最大工作压力105.1.2计算液压泵的流量105.1.3确定液压泵的规格和电动机功率105.2确定其它元件及辅件115.2.1确定阀类元件及辅件115.2.2确定油管125.2.3确定油箱12六验算液压系统性能136.1验算系统压力损失136.2验算系统发热与温升14七设计小结15一设计要求及工况分析1.1设计要求 设计一台卧式单面多轴钻孔组合机床动力滑台的液压系统，动力滑台的工作循环时快进工进快退停止。液压系统的主要参数与性能要求如下：切削力ft=20000n，移动部件总重量g10000n；快进行程l1100mm；工进行程l250mm；快进、快退的速度为5m/min，工进速度为0.1m/min；加速减速实践t0.15s，静摩擦系数fs0.2；动摩擦系数fd0.1。该动力滑台采用水平放置的平导轨，动力滑台可在任意位置停止。1.2负载与运动分析 (1) 工作负载 工作负载即为切削阻力fl=20000n。 (2) 摩擦负载 摩擦负载即为导轨的摩擦阻力：静摩擦阻力 动摩擦阻力 (3) 惯性负载 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液压缸推力启动20002223加速15561729快进10001112工进2100023333快退10001112注：1.液压缸的机械效率取 2.不考虑动力滑台上颠覆力矩的作用二负载图和速度图的绘制 负载图按上面数值绘制，如下图a所示。速度图按已知数值和工进速度绘制，如下图b所示图a 负载图图b 速度图三确定液压系统主要参数 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。3.1初选液压缸工作压力 参考表2和表3，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，初选液压缸的工作压力p1=4mpa。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=0.6mpa。3.2计算液压缸主要尺寸 由工进时的推力式（53）计算液压缸面积 故有 当按gb/t23482001和表5、表6将这些直径圆整成就进标准值时得：d=90mm,d=70mm。由此求得液压缸两腔的实际有效面积为： 经检验，活塞杆的强度和稳定性均符合要求。 根据上述d和d的值，可估算液压缸在各个工作阶段中的压力、流量和功率，如表7所示，并据此绘出工况图如下图所示。表7液压缸在各阶段的压力、流量和功率值工况推力f/n回油腔压力进油腔压力输入流量输入功率p/kw计算公式快进启动222300.557加速17290.791恒速11120.59419.940.1974工进233330.83.8890.6500.0429快退启动222300.885加速17290.62.24恒速11121.99212.560.4169注：四拟定液压系统原理图4.1选择基本回路 (1) 选择调速回路 由图2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。 (2) 选择油源形式 从工况图可以清楚看出，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约为56，而快进快退所需的时间和工进所需的时间分别为 亦即是。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，选用单定量泵油源显然是不合理的，为此可选用限压式变量泵或双联叶片泵作为油源。考虑到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，最后确定选用双联叶片泵方案，如下图所示。 (3) 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，如下图所示。 (4) 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，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，如下图所示。 (5) 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。4.2组成液压系统 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进、回油路串通使系统压力无法建立的问题，增设了单向阀6。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13。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14。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。五计算和选择液压件5.1确定液压泵的规格和电动机功率5.1.1 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3.589mpa，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0.8mpa，考虑到压力继电器的可靠动作要求压差为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为0.5mpa，则大流量泵的最高工作压力估算为 5.1.2计算液压泵的流量 由表7可知，油源向液压缸输入的最大流量为19.94l/min，若取回路泄漏系数k=1.1，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0.65l/min，则小流量泵的流量最少应为3.65l/min。5.1.3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产品样本，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。其小流量泵和大流量泵的排量分别为6ml/r和26ml/r，当液压泵的转速时，若取液压泵容积效率v=0.9，则液压泵的实际输出流量为由于液压缸在快退时输入功率最大，若取液压泵总效率，这时液压泵的驱动电动机功率为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750r/min。5.2确定其它元件及辅件5.2.1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9按小流量泵的额定流量选取，调速阀4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规格型号额定流量qn/l/min额定压力pn/mpa额定压降pn/mpa1双联叶片泵pv2r12-6/265.1/22*16/142三位五通电液换向阀5035dyf3y-e10b80160.53行程阀60axqf-e10b(单向行程调速阀)63160.34调速阀0.50.0750165单向阀6063160.26单向阀25af3-fa10b63160.27液控顺序阀22xf3-e10b63160.38背压阀0.3yf3-e10b63169溢流阀5.1yf3-e10b631610单向阀22af3-ea10b63160.211滤油器30xu6380-j630.0212压力表开关kf3e3b3测点1613单向阀60af3-ea10b63160.214压力继电器hed1ka/1010*注：此为电动机额定转速为750r/min时的流量。5.2.2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、时间和流量流量、速度快进工进快退输入流量=35.2=21.6排出流量=13.6=0.25=55.89运动速度=5.4=0.1=8.59 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5.2.3确定油箱 油箱的容量按式估算，当取为7时，求得其容积为，按jb/t7983-1999规定，取标准值v=250l。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。 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10、电液换向阀2，然后与液压缸有杆腔的回油汇合通过行程阀3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2、调速阀4进入液压缸无杆腔，在调速阀4处的压力损失为0.5mpa。在回油路上，油液通过电液换向阀2、背压阀8和大流量泵的卸荷油液一起经液控顺序阀7返回油箱，在背压阀8处的压力损失为0.5mpa。因此这时液压缸回油腔的压力p2为可见此值小于原估计值0.8mpa。故可按表7中公式重新计算工进时液压缸进油腔压力p1，即此值与表7中数值相近。 考虑到压力继电器的可靠动作要求压差，故溢流阀9的调压应为3快退 滑台快退时，在进油路上，油液通过单向阀10、电液换向阀2进入液压缸有杆腔。在回油路上，油液通过单向阀5、电液换向阀2和单向阀13返回油箱。因此进油路上总压降为此值远小于估计值，因此液压泵的驱动电动机的功率是足够的。回油路上总压降为此值与表7的数值基本相符，故不必重算。所以快退时的最大工作压力pp应为此值是调整液控顺序阀7的调整压力的主要参考数据。6.2验算系统发热与温升 由于工进在整个工作循环中占95%，所以系统的发热与温升可按工进工况来计算。 工进时液压缸的有效功率（即系统输出功率）为 在工进时，大流量泵经液控顺序阀7卸荷，小流量液压泵在高压下供油，所以两个液压泵的总输入功率（即系统输入功率）为 = =0.57662kw由此得液压系统的发热量为 求出油液温升近似值 油温在允许范围内，油箱散热面积符合要求，不必设置冷却器。七设计小结 课程设计是液压传动当中的非常重要的一环，本次课程设计时间一周略显得仓促一些。但是通过本次每天都过得很充实的课程设计，从中得到的收获还是非常多的。