组合机床动力滑台液压系统的设计

1、目录前言 错误！未定义书签。目录 1一、液压传动的发展概况 错误！未定义书签。二、液压传动的工作原理和组成. 错误！未定义书签。三、液压传动的优缺点 错误！未定义书签。1、优点 错误！未定义书签。2、液压传动的缺点： 错误！未定义书签。四、液压系统的应用领域 错误！未定义书签。1、液压传动在机械行业中的应用：错误！未定义书签。2、静液压传动装置的应用 错误！未定义书签。五、液压系统工况分析 41、运动分析 4七、拟定液压系统图 91、 调速方式的选择 92、快速回路和速度换接方式的选择 10液压工作原理： 11八、液压元件选择 141、选择液压泵和电机 142、 元、辅件的选择 19九、液压系

2、统验算 221.管路系统压力损失验算 222、液压系统的发热与温升验算 26十、液压系统最新发展状况 错误！未定义书签。1、国外液压系统的发展 错误！未定义书签。2、远程液压传动系统的发展. 错误！未定义书签。十一、注意事项 错误！未定义书签。十二、总结 错误！未定义书签。致谢 28参考文献 2811 / 28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： 快进一工进一快退-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 G= 3000N;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

3、） 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fs=0.2;动摩擦系数fd=0.1。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“快进一工进一死挡铁停留一快退7原位停 止”2采用平导轨二、原始数据：1加工时最大切削力为 28000N2快进、快退速度相等，V=0.1m/s3往复运动加速、减速时间为 0.05s4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工进彳f程为50mm6 滑台工进速度 50mm/min7运动部件总重 G=14700N五、液压系统工况分析1、运动分析绘

4、制动力滑台的工作循环图螃.I死 琏 襄快退2、负载分析(1)阻力计算1)切削阻力Fq=28000'N2 )摩擦阻力Ud=0.1,则：取静摩擦系数uj =0.2,动摩擦系数静摩擦阻力Fuj=0.2 X 14700N=2940N动摩擦阻力Fud =0.1 X 14700N=1470N切削阻力为已知3 )惯性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：Fa=GAu/g At=14700X 0.1 +9.8 X 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

5、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= F"" cm=2940/0.9=3267N2 )力口速 F2= ( Fud + Fa) / n cm=(1470+3000) /0.9=4470N3 )快进 F3= Fud/ t cm=1740/0.9N=1633N4 ) 工进F4 = (Fq + Fud )/ Tcm=(28000+1470)/0.9N=32744N5)快退 F5= Fud/ " cm=1470/0.9N=1633N(3)绘制动力滑台负载一一位移曲线图，速度一一位移曲线图(见图1)图1

6、 I it(3)、确定缸筒内径D,活塞中f直径d4 7276 10"mm = 96mm3.14按 GB/T23481993,取 D=100mmd=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A 产兀 D2/4=3.14 X 1002/4 mm2=7850mm有杆腔面积/4 mm2=4004 mm活塞杆面积A 2=兀(D2-d2) /4=3.14 X (1002 702)A 3=兀 D2/4=3.14 X 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

7、，单向行程调速阀调速，查得最小稳定流量 qmin=0.1L/minA 1>qmin/u min=0.1/50=0.002 ml 2=2000 mlm2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、功率计算差动快进p=F/A3q=u3AP=pqP=(F+P2A?) / A 1q=U1 A1P=pqP=(F+P2A1)/ A 2q=u2 A2P=pq速度m/su2=0.1U1=3X 10-45X 10-3U3=0.1工况差动快进工 进快退启 动加 速何 速启动加 速何 速有效面积2mA=7850X 10-6A=4004X

8、10-6A3=3846X 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 性好速度负载特性好，因此采用调速阀的进油节流调速回 路，弁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

9、（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1 .液压冲击小1.液压冲击较大换2 .转换精度高2 .转换精度较低性3.可靠性好3.可靠性较差能4.控制灵活性小4.控制灵活性大安1.行程阀装在滑座上1.电磁阀可装在液压 站（或控制板）上，装2.管路较复杂安装灵活性大特3.须设置液压撞块机 构（撞块长度大于2.管路较简单占八、工进行程）3.须设置电气撞块机 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

10、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Cf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6f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。当滑台运动到预定位置时，

11、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 一换向阀B-顺序阀5-背压阀4f油箱。因为工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

12、.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。 这时系统油液的通路为：控制油路进油路：过滤器1-变量泵2-换向阀A7单向阀 A换向阀B右回油路：换向阀

13、B左端一节流阀E2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10r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，可保证液动换向阀B能正常工作。3、油源的选择 由液压缸工

14、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14 / 28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/、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4.无溢流

15、损失，系统效率较高，温 升较低系统工作循环表4'''Kg名称电 磁铁动作循环'、1Y2Y行程阀压力继电器快进十一/一工 进十一压下十 （工进终 了）快退一十/一停止（或中途停 止）一一/一八、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14 / 28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

16、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 Pp 1=1.25 X5.5MPa=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23L/min,取K=1.1,则可计算泵的最大流量qvp > K(E q

17、v)maxqvp =1.1 x 23L/min=25.3L/min在工进时，最小流量值为0.39 L /min.为保证工进时系统压力较稳定，应考虑溢流阀有一定的最小溢流量，取最 小溢流量为 1 L/min (约 0.017 乂 10-3n3/s)故小流量泵应取1.39L /min根据以上计算数值，选用公称流量分别为18L/ min、12L/min；公称压力为70MPaffi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= Pp 2 (qv1+ qv2)/ t p=1.35 X 106 (0.2+0.3 ) X 10-3 /0.75=993W式

18、中 q v1大泵流量，qv1=18 L/min 0 0.3 x 10-3n/s)q v2小泵流量，qv2=12L/min (约 0.2 X10-3m3/s)i p液压泵总效率，取 “p =0.75。18 / 2828 / 28M 网 "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1.1KWJ52 6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。液压元件说明编元件型号技术数据P(MPa)调整压力号名称qv( L /min)p (MPa编 号元件 名称型 号技术数据P(MPa)qv( L /min)调整

19、压力p （MPa1叶 片 泵YB- 12/18双联 p=7.0, qv=12P=5.382叶 片 泵YB- 12/18双联 p=7.0, qv=18P=1.353三位 五通 电磁 换向 阀354 25Bp=6.3, qv=254单向 行程QCI 25p=6.3, qv=25AP=2- 3qvmin =0.035FT溢流 阀Y- 10p=6.3, pmin < 4qv=10,卸荷压p< 1.56背压隔B- 10Bp=6.3,qv=10 背压力 p=0.5 0.6头际通过流星qv =1.57动序 J阀 1 液顺XY- B10Bp=6.3 , qv =10 卸荷压力 p< 1.5

20、实际通过流量qv =9 （做卸荷阀用）P=1.358液动 顺序 阀XY- B10Bp=6.3 , qv =10 卸荷压力 p< 1.5 实际通过流量qv =1.5P=1.35+ (0.5 0.8)编 号元件 名称型 号技术数据P(MPa)qv( L /min)调整压力p (MPa9单 向 阀I 25Bp=6.3, qv=25AP< 2 最大实际通过流量qv =2210单 向 阀I -25Bp=6.3, qv=25AP< 2 实1通过流量qv =10乐11单 向 阀I -25Bp=6.3, qv=25AP< 2 实1通过流量qv =15乐12单 向 阀I -25Bp=6.

21、3, qv=25AP< 2 实1通过流星qv =30乐13压力 继电 器DP1- 63BP=16.3 ,反向区间压力调整范围为0.50.814压力 表开 关K 6Bp=6.3,测量6点压力值,实测4 点压力值15滤 油 器WUk 25 X 180J型公称直径15X 103m公称流25(0.42 X10-3n3/s)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 L/min(0.5 X10-3m/s),取允许流速 u=0.5m/s,则 主压力油管d用下式计算d=4qvqv0.5 10 -3= 1.13 %-

22、v =1.13 . m =11.310 - m圆整化，取d=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5 o选用14mm< 12mn#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 x 3mn<铜管或铝管。管接头选用卡套式管接头，具规格按油 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qv的57倍V=7qv =7 X30L=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

23、油管长约为l=1.5m,油管内径d=1.2x 10-3 m,通过流量qv =0.39 L /min (0.0065 x 10-3n3/s),选用 LHM3拴损 耗系统用油，考虑最低温度为 15C , v=1.5 cm 2/s。1)判断油流类型 利用下式计算出雷诺数Re=1.273qvX104/dv =1.273 X 0.0065 X 10-3 X 104/1.2 x 10-3/1.5弋 66<2000为层流。(2)沿程压力损失Pi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 R=4.4 x 1012v.l.qv /d4=4.3 X 1012 X 1.5 X 1.

24、5 X0.0065 x 10-3/124Pa=0.0313 x 105Pa回油路上，其流量 qv=0.75 L/min (0.0125 x 10-3吊/s)(差动液压缸A12A),压力损失为 Pi=4.3 x 1012v.l.qv /d4=4.3 x 1012 x 1.5 x 1.5 x 0.00325 x 10-3/124Pa=0.01532 x 105Pa由于是差动液压缸，且 A1=2A,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EA P1= ( 0.03103+0.5 X 0.01532 ) x 105Pa=0.039 X 105Pa(3)局部压力损失P2由于采用液压

25、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实际通过流公称流量公称压力损 失编号名称jmqv (L /min)q, L/min) Pr X510 (Pa)1单向阀0.392522三位五通电磁换向0.39252阀3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EAPv如下EAPv=2 X 105X ( 0.39/25) 2+2X 105X (0.39/25) +5X 105+0.5 X 1.5 X (0.39 /25) 2+0.

26、5 X 6 x 105Pa=8.1 xi05Pa取油流通过集成块时的压力损失为EAPj=0.3 x 105Pa故工进时总的局部压力损失为EA P2= (8.1+0.3 ) x 105Pa=8.4X 105Pa所以 EA P= (0.5+8.4 ) x 105Pa=9X 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5X 105Pa),可作为溢流阀调整压力的参考数据。其压力调整值p为5P=EAP+ R+5X10式中P i液压缸工进时克服外负载所需压力。P1= Fo/Ai=32744/7850X 10-6Pa=41.7 X 105Pa所以P= (41.7+9+5 ) X 105Pa=55.7 X 105Pa这个值比估算的溢流阀调整压力值67X 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开。(1)液压泵的输入功率工进时小流量泵的压力 Pp1=54X105Pa,流量qvp1=12L/min (0.2 x 10-3n3/s)小流量泵的功率为P 1= Pmqvp1/ " p=54X 0.2 X 102/0.75W=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=1.5X