组合机床动力滑台液压系统的设计

1、精选优质文档-倾情为你奉上目录项目6：设计一组合机的液压系统。组合机床切削过程要求实现：快进工进快退停止，由动力滑台驱动工作台。最大切削力F=30000N，移动部件总重量G3000N；行程长度400mm（工进和快进行程均为200mm），快进、快退的速度均为4m/min，工作台的工进速度可调（501000）mm/min；启动、减速、制动时间t=0.5s;该动力滑台采用水平放置的平导轨。静摩擦系数fs0.2；动摩擦系数fd0.1。组合机床动力滑台液压系统的设计毕业设计（论文）要求及原始数据（资料）：一、 要求 1 工作循环为“快进工进死挡铁停留快退原位停止” 2 采用平导轨二、原始数据： 1 加工

2、时最大切削力为28000N 2 快进、快退速度相等，V=0.1m/s 3往复运动加速、减速时间为0.05s 4 静摩擦系数为0.2，动摩擦系数为0.15滑台快进行程长度为100mm，工进行程为50mm 6 滑台工进速度50mm/min 7 运动部件总重G=14700N五、液压系统工况分析1、运动分析 绘制动力滑台的工作循环图 2、负载分析 （1）阻力计算 1）切削阻力 切削阻力为已知 Fq=28000N 2）摩擦阻力 取静摩擦系数 =0.2,动摩擦系数ud=0.1,则： 静摩擦阻力 =0.2×14700N=2940N 动摩擦阻力 =0.1×14700N=1470N 3）惯性

3、阻力 动力滑台起动加速，反向起动加速和快退减速制动的加速度的绝对值相等，既u=0.1m/s，t=0.05s，故惯性阻力为：=Gu/gt=14700×0.1÷9.8×0.05=3000N4）由于动力滑台为卧式放置，所以不考虑重力负载。 5）关于液压缸内部密封装置摩擦阻力Fm的影响，计入液压缸的机械效率中。6）背压力 初算时暂不考虑。（2）液压缸各阶段工作负载计算：1）启动 F1=/cm=2940/0.9=3267N 2）加速 F2=（+）/cm=（1470+3000）/0.9=4470N 3）快进 F3=/cm=1740/0.9N=1633N 4）工进 F4=(+)

4、/cm=(28000+1470)/0.9N=32744N5）快退 F5=/cm=1470/0.9N=1633N （3）绘制动力滑台负载位移曲线图，速度位移曲线图（见图1）图1 （3）、确定缸筒内径D，活塞杆直径dD= 按GB/T23481993，取D=100mm d=0.71D=71mm 按GB/T23481993，取d=70mm （4）、液压缸实际有效面积计算 无杆腔面积 A1=D2/4=3.14×1002/4 mm2=7850mm2 有杆腔面积 A2=（D2d2）/4=3.14×（1002702）/4 mm2=4004 mm2 活塞杆面积 A3=D2/4=3.14

5、15;702/4 mm2=3846 mm2 （5）、最低稳定速度验算。最低速度为工进时u=50mm/min，工进采用无杆腔进油，单向行程调速阀调速，查得最小稳定流量qmin=0.1L/min A1qmin/umin=0.1/50=0.002 m2=2000 mm2 满足最低速度要求。（6）、计算液压缸在工作循环中各阶段所需的压力、流量、功率列于表（1）表（1）液压缸压力、流量、功率计算工况差 动 快 进工 进快 退启 动加 速恒 速启 动加 速恒 速计 算公 式p= F/A3q= u3A3P=pqp=(F+ p2A2) / A1q= u1 A1P=pqp=(F+ p2A1) / A2q= u2

6、 A2P=pq速 度m/su2=0.1u1=3×10-45×10-3u3=0.1有 效面 积m2A1=7850×10-6A2=4004×10-6A3=3846×10-6负 载N32663000163332744326630001633压 力MPa0.850.780.424.41.41.10.99流 量L/min230.3924.0功 率KW0.161.7550.40取 背 压 力p2=0.4MP取 背 压 力p2=0.3MP七、拟定液压系统图 拟定的液压系统原理图 1、 调速方式的选择 该机床负载变化小，功率中等，且要求低速运动平稳性好速度负载

7、特性好，因此采用调速阀的进油节流调速回路，并在回油路上加背油阀。 2、快速回路和速度换接方式的选择 本题已选用差动型液压缸实现“快、慢、快”的回路。由于快进转工进时有平稳性要求，故采用行程阀或电磁阀皆可来实现（比较表如下表2），工进转快退则利用压力继电器来实现。表2 快进工进的控制方法比较项目采用行程阀采用电磁阀转换性能1 液压冲击小2 转换精度高3 可靠性好4 控制灵活性小1 液压冲击较大2 转换精度较低3 可靠性较差4 控制灵活性大安装特点1 行程阀装在滑座上2 管路较复杂3 须设置液压撞块机构（撞块长度大于工进行程）1 电磁阀可装在液压站（或控制板）上，安装灵活性大2 管路较简单3 须设

8、置电气撞块机构 综上所述，本系统为进油节流调速回路与差动回路的组合，为此可以列出不同的方案进行综合比较后，画出回路图，见图0号图纵纸。液压工作原理：1. 快速前进按下起动按钮，电磁经铁1YA通电，电磁换向阀A的左拉接入回路，液动换向阀B在制油液的作用下其左位接入系统工作，这时系统中油液的通路为：进油路：过滤器1变量泵1 换向阀A单向阀C换向阀B左端回油路：换向阀右端节流阀F换向阀A油箱。于是，换向阀B的阀芯右移，使其左位接入系统。主油路进油路：过滤器1变量泵1单向阀3换向阀B行程阀11液压缸左腔。回油路：液压缸右腔换向阀B单向阀6行程阀11液压缸左腔，形成差动连接。此时由于负载较小，液压系统的

9、工作压力较低，所以液控顺序阀5关闭，液压缸形成差动连接，又因变量泵2在低压下输出流量为最大，所以动力滑台完成快速前进。2.工作进给当滑台运动到预定位置时，控制挡铁压下行程阀11。切断了快进油路，电液动换向阀7的工作状态不变(阀B和阀A的左位仍接入系统工作)，压力油须经调速阀8、二位二通电磁12才能进入液压缸的左腔，由于油液流经调速阀而使系统压力升高，于是液控顺序阀5打开，单向阀6关闭，使液压缸右腔的油液经阀5、背压阀4流回油箱，使滑台转换为工作进给运动。其主要油路：进油路：过滤器1 变量泵2单向阀3换向阀B 调速阀8电磁阀12液压缸左腔。回油路：液压缸右腔 换向阀B顺序阀5背压阀4油箱。因为工

10、作进给时系统压力升高，所以变量泵2的输出流量便自动减小，以适应工作进给的城要，进给速率的大小由调速阀8来调节。3.死挡铁停留当滑台第二次工作进给完毕，碰上死挡铁后停止前进，停留在死挡铁处，这时液压缸左腔油液的压力升高，当升高到压力继电器13的调整值时，压力继电器动作，发出信号给时间继电器，其停留时间由时间继电器控制，经过时间继电器的延时，再发出信号使滑台返回。4.快速退回时间继电器延时发出信号，使电磁铁YA停电，2YA通电，这时换向阀A的右位接入回路，控制油液换向阀B的右位拉入系统工作，此时，由于滑台返回的负载小，系统压力较低，变量泵2的流量自动增大至最大，所以动力滑台快速退回。这时系统油液的

11、通路为：控制油路进油路：过滤器1变量泵2换向阀A单向阀D换向阀B右端。回油路：换向阀B左端节流阀E换向阀A油箱。主油路进油路：过滤器1变量泵2单向阀3换向阀B液压缸右腔。回油路：液压缸左腔单向阀10换向阀B油箱。动力滑台快速后退，当其快退到一定位置(即工进的起始位置)时，行程阀11复位，使回油路更为畅通，但不影响快速退回动作。5.原位停止当滑台退回到原位时，挡铁压下行程开关而发出信号，使2YA断电，换向阀A、B都处于中位，液压缸失去动力源，滑台停止运动。变量泵2输出的油液经单向阀3、换向阀B流回油箱，液压泵卸荷。单向阀3使泵卸荷时，控制油路中仍保持一定的压力。这样，当电磁换向阀A通电时，可保证

12、液动换向阀B能正常工作。3、油源的选择 由液压缸工况图（图2）清楚的看出，其系统特点是快速时低压、大流量、时间短，工进时高压、小流量、时间长，故采用双联叶片泵或限压式变量泵。将两者进行比较（见表3）考虑本机床要求系统平稳、工作可靠。因而采用双联叶片泵。表3双联叶片泵限压式变量叶片泵1流量突变时，液压冲击取决于溢流阀的性能，一般冲击较小1流量突变时，定子反应滞后，液压冲击大2内部径向力平衡，压力平衡，噪声小，工作性能较好。2内部径向力不平衡，轴承较大，压力波动及噪声较大，工作平衡性差3须配有溢流阀、卸载阀组，系统较复杂3系统较简单4有溢流损失，系统效率较低，温升较高4无溢流损失，系统效率较高，温

13、升较低系统工作循环表4 元件名称 动作循环电磁铁行 程 阀压力继电器1Y2Y快 进工 进压 下（工进终了）快 退停止（或中途停止）八、液压元件选择 1、选择液压泵和电机 （1）确定液压泵的工作压力 由前面可知，液压缸在整个工作循环中的最大工作压力为4.4MPa，本系统采用调速阀进油节流调速，选取进油管道压力损失为0.6MPa。由于采用压力继电器，溢流阀的调整压力一般应比系统最高压力大0.5MPa，故泵的最高压力为 Pp1=（4.4+0.6+0.5）MPa=5.5MPa 这是小流量泵的最高工作压力（稳态），即溢流阀的调整工作压力。 液压泵的公称工作压力Pr为 Pr=1.25 Pp1 =1.25&

14、#215;5.5MPa=6.7MPa 大流量泵只在快速时向液压缸输油，由压力图可知，液压缸快退时的工作压力比快进时大，这时压力油不通过调速阀，进油路比较简单，但流经管道和阀的油流量较大。取进油路压力损失为0.5MPa，故快退时泵的工作压力为 Pp2=（0.99+0.5）MPa=1.49MPa 这是大流量泵的最高工作压力，此值是液控顺序阀7和8调整的参考数据。 （2）液压泵的流量 由流量图2（b）可知，在快进时，最大流量值为23Lmin,取K=1.1，则可计算泵的最大流量 K()max =1.1×23Lmin=25.3Lmin 在工进时，最小流量值为0.39 Lmin.为保证工进时系统

15、压力较稳定，应考虑溢流阀有一定的最小溢流量，取最小溢流量为1 Lmin（约0.017×10-3m3s）故小流量泵应取1.39Lmin 根据以上计算数值，选用公称流量分别为18Lmin、12Lmin；公称压力为70MPa压力的双联叶片泵。 （3）选择电机 由功率图2（c）可知，最大功率出现在快退阶段，其数值按下式计算 Pp= Pp2（qv1+ qv2）p=1.35×106（0.2+0.3）×10-30.75=993W式中 qv1大泵流量，qv1=18 Lmin（约0.3×10-3m3s） qv2小泵流量，qv2=12Lmin（约0.2×10-3m

16、3s） p液压泵总效率，取p =0.75。图2 a b c 根据快退阶段所需功率993W及双联叶片泵要求的转速，选用功率为1.1KWJ526型的异步电机。2、 元、辅件的选择 根据液压泵的工作压力和通过阀的实际流量，选择各种液压元件和辅助元件的规格。液压元件说明编号元 件 名 称型 号技术数据P(MPa)( Lmin)调整压力P（MPa）1叶 片 泵YB1218双联p=7.0，=12P=5.382叶 片 泵YB1218双联p=7.0，=18P=1.353三位五通电磁换向阀35D25Bp=6.3，=254单向行程调速阀QCI25p=6.3，=25 P=23 qvmin =0.035溢 流 阀Y1

17、0p=6.3，4 =10，卸荷压p1.56背 压 阀B10Bp=6.3，=10背压力p=0.50.6 实际通过流量 1.57液 动 顺 序 阀XYB10Bp=6.3，qv =10卸荷压力p1.5实际通过流量qv =9（做卸荷阀用）P=1.358液 动 顺 序 阀XYB10Bp=6.3，qv =10卸荷压力p1.5实际通过流量qv =1.5P=1.35+（0.50.8）9单 向 阀I25Bp=6.3，qv=25 P2最大实际通过流量qv =2210单 向 阀I25Bp=6.3，qv=25 P2实际通过 流量qv =1011单 向 阀I25Bp=6.3，qv=25 P2实际通过 流量qv 1512

18、单 向 阀I25Bp=6.3，qv=25 P2实际通过 流量qv 3013压 力 继 电 器DP163BP=16.3，反向区间压力调整范围为0.50.814压 力 表 开 关K6Bp=6.3，测量6点压力值，实测4点压力值15滤 油 器WU25×180J型公称直径15×10-3m公称流25（0.42×10-3m3s） 注：以上元件除液压泵、滤油器外，均为板式连接。3、确定管道尺寸 由于本系统液压缸差动连接时，油管内通油量较大，其实际流量 qv 24 Lmin(0.5×10-3m3s),取允许流速u=0.5ms,则主压力油管d用下式计算 d=圆整化，取d=

19、12mm。 油管壁厚一般不需计算，根据选用的管材和管内径查液压传动手册的有关表格得管的壁厚。 选用14mm×12mm冷拔无缝钢管。 其它油管按元件连接口尺寸决定尺寸，测压管选用4mm×3mm紫铜管或铝管。管接头选用卡套式管接头，其规格按油管通径选取。 4、确定油箱容量 中压系统油箱的容量，一般取液压泵公称流量的57倍 V=7 =7×30L=210L九、液压系统验算1管路系统压力损失验算 由于有同类型液压系统的压力损失值可以参考，故一般不必验算压力损失值。下面以工进时的管路压力损失为例计算如下： 已知：进油管、回油管长约为l=1.5m，油管内径d=1.2×

20、10-3m，通过流量 =0.39 Lmin（0.0065×10-3m3s），选用LHM32全损耗系统用油，考虑最低温度为15，v=1.52s。1）判断油流类型 利用下式计算出雷诺数 Re=1.273×104 =1.273×0.0065×10-3×1041.2×10-3/1.5 66<2000为层流。 （2）沿程压力损失P1 利用公式分别算出进、回油压力损失，然后相加即得到总的沿程损失。 进油路上P1=4.4×1012v.l.qvd4=4.3×1012×1.5×1.5×0.0065

21、×10-3124Pa=0.0313×105Pa 回油路上，其流量qv=0.75 Lmin（0.0125×10-3m3s）（差动液压缸A12A2）,压力损失为P1=4.3×1012v.l.qvd4=4.3×1012×1.5×1.5×0.00325×10-3124Pa=0.01532×105Pa 由于是差动液压缸，且A12A2，故回油路的损失只有一半折合到进油腔，所以工进时总的沿程损失为 P1=（0.03103+0.5×0.01532）×105Pa=0.039×105P

22、a （3）局部压力损失P2 由于采用液压装置为集成块式，故考虑阀类元件和集成块内的压力损失。 为方便起见，将工进时油流通过各种阀的流量和压力损失列于下阀的流量和压力损失编 号名 称实际通过流量 (Lmin)公 称 流 量Lmin)公称压力损失Pr×105(Pa)1单 向 阀0.392522三位五通电磁换向阀0.392523单向行程调速阀0.392554液 动 顺 序 阀0.195251.5（卸荷时压力损失）5液 动 顺 序 阀0.195106 计算各阀局部压力损失之和Pv如下 Pv=2×105×（0.3925）2+2×105×（0.3925）+

23、5×105+0.5×1.5×（0.3925）2+0.5×6×105Pa =8.1×105Pa 取油流通过集成块时的压力损失为 PJ=0.3×105Pa 故工进时总的局部压力损失为 P2=（8.1+0.3）×105Pa=8.4×105Pa所以 P=（0.5+8.4）×105Pa=9×105Pa 这个数值加上液压缸的工作压力（由外负载决定的压力）和压力继电器要求系统调高的压力（取其值为5×105Pa），可作为溢流阀调整压力的参考数据。其压力调整值p为 P= PP15×1

24、05式中 P1液压缸工进时克服外负载所需压力。而 P1= F0A1=327447850×10-6Pa=41.7×105Pa所以 P=（41.7+9+5）×105Pa=55.7×105Pa这个值比估算的溢流阀调整压力值67×105Pa小。因此，主油路上的元件和油管直径均可不变。 2、液压系统的发热与温升验算 本机床的工作时间主要是工进工况，为简化计算，主要考虑工进时的发热，故按工进工况验算系统温升。 （1）液压泵的输入功率 工进时小流量泵的压力Pp1=54×105Pa，流量qvp1=12Lmin (0.2×10-3m3s)小流量泵的功率为 P1= Pp1qvp1p=54×0.2×1020.75W=1440W式中 p液压泵的总效率。工进时大流量泵卸荷，顺序阀的压力损失P=1.5×105Pa，即大流量泵的工作压力Pp2=1.5×105Pa，流量qvp2=18Lm