组合机床动力滑台液压系统设计

1、1. 液压传动的工作原理和组成 1.1.1工作原理 1.2液压系统的基本组成 1.2. 设计要求2.2.2机床的其他工作参数如下： .3.3. 液压系统工况分析 .4.3.1运动分析4.3.2负载分析4.工作阻力4.摩擦阻力4.惯性力4.4. 液压系统方案设计 5.4.1选择调速回路5.4.2选择油源形式5.4.3选择快速运动和换向回路 64.4选择速度换接回路 6.4.5选择调压和卸荷回路 7.6.组成液压系统 7.5. 确定液压系统主要参数 &5.1初选液压缸工作压力 8.5.2计算液压缸主要尺寸 8.5.3液压泵的参数计算 12计算液压泵的流量 .3532确定液压泵的规格和电动机

2、功率 1 36. 液压元件的选择146.1液压阀及过滤器的选择 1.46.2油管的选择16确定油管166.3油箱的选择187. 验算液压系统性能 187.1验算系统压力损失 18判断流动状态 19计算系统压力损失 197.1.3 快进207.1.4 工进217.1.5 快退227.2验算系统发热与温升 22液压与气压传动课程设计说明书学院、 系：机械工程学院专业：机械工程学生姓名：班级：指导教师姓名： 职称： 教 授最终评定成绩：2017 年月 日至 2017 年_12_月 _15_ 日1. 液压传动的工作原理和组成液压传动是用液体作为工作介质来传递能量和进行控制的传动方式。液压系统利用液压泵

3、将原动机的机械能转换为液体的压力能，通过液体压力能的变化来传递能量，经过各种控制阀和管路的传递，借助于液压执行元件(缸或马 达)把液体压力能转换为机械能，从而驱动工作机构，实现直线往复运动和回 转运动。驱动机床工作台的液压系统是由邮箱、过滤器、液压泵、溢流阀、开 停阀、节流阀、换向阀、液压缸以及连接这些元件的油管、接头等组成。1.1工作原理(1) 电动机驱动液压泵经滤油器从邮箱中吸油， 油液被加压后，从泵的输出口 输入管路。油液经开停阀、节流阀、换向阀进入液压缸，推动活塞而使工 作台左右移动。液压缸里的油液经换向阀和回油管排回邮箱。(2) 工作台的移动速度是通过节流阀来调节的。 当节流阀开大时

4、，进入液压缸的油量增多，工作台的移动速度增大；当节流阀关小时，进入液压缸的油量减少，工作台的移动速度减少。由此可见，速度是油量决定的。1.2液压系统的基本组成(1) 能源装置一一液压泵。它将动力部分所输出的机械能转换成液压能，给 系统提供压力油液。(2) 执行装置一一液压机。通过它将液压能转换成机械能，推动负载做功。(3) 控制装置一一液压阀。通过它们的控制调节，使液流的压力、流速和方 向得以改变，从而改变执行元件的力、速度和方向。(4) 辅助装置一一邮箱、管路、储能器、滤油器、管接头、压力表开关等。 通过这些元件把系统联接起来，以实现各种工作循环。(5) 工作介质一一液压油。绝大多数液压油采

5、用矿物油，系统用它来传递能 量和信息。2. 设计要求设计一台组合机床动力滑台液压系统。2.1机床要求的工作循环是：要求实现工件快进、工进、快退等过程,最后自动停止；动力滑台采用平导轨，往复运动的加速、减速时间t为0.2s2.2机床的其他工作参数如下:参数三运动部件总重力G=30000N切削力Ft=20000N快进、快退速度vi =v 3=6m/min行程l=400mm工进速度V2=60 100mm/min静摩擦系数fs=0.2动摩擦系数fd=0.12.3机床自动化要求：要求系统采用电液结合，实现自动循环，速度换接无冲击，且速度要稳定，能承受一定量的反向负荷由设计要求取工进速度为80mm/min

6、 ，快进行程11为300mm，工进行程12为100mm3. 液压系统工况分析3.1运动分析绘制动力滑台的工作循环图快进工进1快退停止3.2负载分析工作阻力工作阻力为已知Ft 20000N摩擦阻力已知采用平导轨，且静摩擦系数fs 0.2，动摩擦系数fd 0.1，正压力Fn 30000N，则:静摩擦阻力Ffs 0.2 30000 6000N动摩擦阻力Ffd 0.1 30000 3000N惯性力FmG _v 30000 6/60 g t9.8 0.21530N3.3液压缸各运动阶段负载如果忽略切削力引起的颠覆力矩对导轨摩擦力的影响，并设定液压缸的机械效率0.95，贝U液压缸在各个工作阶段的总接卸负载

7、可以算出，见下表:运动阶段计算公式总接卸负载F/N起动FFfs/6316加速F 仇 Fm)/4868快进F Ffd/3158工进F(FtFfd)/24211快退F Ffd/31584. 液压系统方案设计4.1选择调速回路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。为防止负载突变，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。4.2选择油源形式在工作循环内，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。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

8、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。4.3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4.4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，如图下图

9、所示。4.5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。6.组成液压系统T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，如右图 所示。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

10、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。5. 确定液压系统主要参数5.1初选液压缸工作压力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，参考表1和表2，初选液压缸的工作压力 p1=4MPa 。5.2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。工进时为防止负载突变采用背压，参考表4选此背压为pb=0.8MPa。表1按负载选择工作压力负载/ KN<55101022

11、03305>50000工作压力<0.81.52.53445>5/MPa123表2各种机械常用的系统工作压力机床农业机械液压机磨床组合机龙门刨拉小型工程大中型挖床床床机械掘机机械类型建筑机械重型机械液压凿岩起重运输机机械工作压力0.83528810182032/MPa210表3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4按工作压力选取d/D工作压力/MPa<5.05.07.0>

12、7.0d/D0.50.550.620.700.7表5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。液压缸活塞杆外径尺寸系列摘自 GB/T2348 1993 （ mm）420561605226318062570200828802201032902501236100280144011032016451253601850140由公式p1A1 p2A2 F /可得:F2421123 2A 1-m 6.54 10 mPi - P24 106 - 0.6 1062 2则活塞

13、直径4 6.54 10 391mm参考表4及表5,得d 0.71 D =64mm,圆整后取标准数值得D=90mm ， d=63mm。由此求得液压缸两腔的实际有效面积为D2A63.5mm4A(D2 d2)2A232.4mm4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，如下表所列。表6液压缸所需的实际流量、压力和功率工作计算公式负载F进油压力回油压力所需流输入功循环量率PNPjPbL/minKW差动PFPA2315815.4 10520.4 10518.660.48快进PjjAA2q (A A) 1PPjq工进PjFPbA22421142.210581050.5

14、10.036Aiq A 2PPjq快退PjF PbA315819.5105510519.440.63A2qA2 3PPjq1. Ap为液压缸差动连接时，回油口到进油口之间的压力损失，取厶p=0.5MPa o2快退时，液压缸有杆腔进油，压力为 pj,无杆腔回油，压力为pb=pj+ Ap o3计算工进是背压按pb=0.8Mpa代入。4. 快退时背压按pb=0.5Mpa代入。5.3液压泵的参数计算小流量泵在快进和工进时都向液压缸供油，由表6可知，液压缸在工进时工作压力最大，最大工作压力为 pi=4.22MPa，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刀？ p=0.6MPa，考虑到压力继

15、电器的可靠动作要求压差p=0.5MPa，则小流量泵的最高工作压力估算为Pp Pp p 4.22 0.6 0.5 5.32Mpa大流量泵只在快进和快退时向液压缸供油，由表6可见，快退时液压缸的工作压力为pi=1.95MPa，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刀？p=0.3MPa，则大流量泵的最高工作压力估算为Ppi P p 1.95 0.3 2.25Mpa因此泵的额定压力可取 Pr 1.25 5.32MPa6.65MPa计算液压泵的流量由表6可知，油源向液压缸输入的最大流量为19.44L/min ，若取回路泄漏系数K=1.1，贝U两个

16、泵的总流量为qp Kq11.1 19.44L/mi n 21.384L/mi n考虑到溢流阀的最小稳定流量为 2.5L/min，工进时的流量为0.51L/min则小流量泵的流量qp1 (1.1 0.512.5)3.061L/min小流量泵的流量最少应为3.1L/min 。所以大流量泵的流量 qp2 qp qp1 21.304 3.1 18.204L/min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/min 和26mL/min ，当液压泵的转速np=960r/

17、min时，其理论流量q V n 分别为5.6 L/min和24.3L/min，若取液压泵容积效率n=0.9，则液 压泵的实际输出流量为q p q pl q p2(6 0.9 940/1000 26 0.9 940/1000)L/min(5.076 21.996)L/mi n 27.036L/mi n由于液压缸在快退时输入功率最大，若取液压泵总效率np=0.8，这时液压泵的驱动电动机功率为Ppqp 2.25 106 27.036 10 3P31.28KWp0.86010根据此数值查阅产品样本，选用规格相近的Y100L 6型电动机，其额定功率为1.5KW，额定转速为910r/min6. 液压元件的

18、选择6.1液压阀及过滤器的选择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。本例中搜有阀的额定压力都高于6.8MPa，其中，溢流阀9按小流量泵的额定流量选取，调速阀4选用Q 6B型，其最小稳定流量为0.03 L/min，小于本系统工进时的流量 0.51L/min。表8液压元件规格及型号序 元件名 通过的最大规格号称流量q/L/min型号额定流量qn/L/min额定压力Pn/MPa额定压降？Pn/MPa1双联叶PV2R12-5.1/2716片泵6/33.9*2三位五7035DY 1006.30.3通电液100BY换向阀3行程阀62.32

19、2C 1006.30.3100BH4调速阀<1Q 6B66.35单向阀70I 100B1006.30.26单向阀29.3I 100B1006.30.27液控顺28.1XY63B636.30.3序阀8背压阀<1B 10B106.39溢流阀5.1Y 10B106.310单向阀27.9I 100B1006.30.211滤油器36.6XU 80806.30.02X20012压力表K 6B开关13单向阀70I 100B1006.30.214压力继电器PF B8L14*注：此为电动机额定转速为910r/min时的流量。6.2油管的选择根据选定的液压阀的链接油口尺寸确定管道尺寸。 液压缸的进、出

20、油管输入、 排出的最大流量来计算。由于本系统液压缸差动连接快进快退时，油管内油量最大，其实际流量为泵额定流量的两倍达65L/min，为了统一规格，液压缸进、出油管直径d按产品样本，选用内径为20mm、外径28mm的10号冷拔钢管。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Ag qp2)q A A63.5 (5.076 21.996)q1 0.51L/ minq1q p1 qp 25.076 21.99627.072L/mi n63.5 32.4

21、55.3L/mi nA2A2Aq2q1 q2qq2 q-AAAc 32.432.4“ c c 63.555.30.5120.07263.563.532.428.2L/min0.26L/min39.3L/minqp1 q p2q1V2q1V2V1A A2A1A20.5120.072(5.076 21.996)10363.532.460 (63.532.4)1048 103m/s0.618m/s0.145m/s“300 10 33-100 10400 10 30 n/Qt 12.07 SL Z.3s0.145810 30.61812.5s0.65s表10允许流速推存值管道推荐流速/(m/s)吸油管

22、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1.5 3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=6 m/s，由式dd4 55.3 1060 3.14 6计算得与液压缸无杆腔和有杆腔相连的油管内径分别为310 mm 14mm4 39.3 10 3,60 3.14 6310 mm 11.8mm为了统一规格，按产品样本选取所有管子均为内径 15mm、外径22mm的 10号冷拔钢管。6.3油箱的选择油箱的容量按式V aqpn估算，其中a为经验系数，低压系统，a=24 ;中压系统，a=57;高压系统，a=6

23、12。现取a=7，得V aqpn 7 (6 26)224L7. 验算液压系统性能7.1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。液压系统选用 L-HG32号液压油，现取进、回油管道长为l=1.8m，油液的运动粘度取=1.5 10-4m2/s，油液的密度取 =0.90 103kg/m 3。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进时进油流量 qi=55.3L/min为最大，快退时q2=39.3L/min此时，油液流动的雷诺数快进时Revd606 55.3 1015 1

24、03 1.5 104783 2300快退时Re1vd6 39.3 106015 10 3 1.5 10 4556 2300因为最大的雷诺数小于临界雷诺数（2300），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计算系统压力损失油液在管道内流速进油路V4qd24 55.3/60 10 33.14 （15 10 3）24.82m/s进油路压力损失641 V2Re1d2264 1.8 900 4.82783 15 10 3 21.03 105 pa回油路上，流速是进油路的两倍即v=9.64m/s，则压力损失为P264 1.8 900 9.642556 15 10 3 2Pa5.78 1

25、05 pa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 z常按下式作经验计算Pz 0.1 Pl各工况下的阀类元件的局部压力损失可根据下式计算2qPvPnqn其中的Pn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: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P1i1.03105 pa0.103MpaPi0.1 P1i0.10.103 0.0103Mpa

26、27.92233262.3Pvi0.20.30.3MPa 0.1647 MPa100100100PiP1iPiPvi0.1030.0103 0.1647Mpa 0.2807Mpa在回油路上，压力损失分别为5Pio 5.78 10 pa 0.578MpaPvo0.3p o 0.1 Pio0.1 0.578 0.0578Mpa229.31000.2229.31000.3262.3100MPa0.1594 MPaPP10P 0Pv0 0.578 0.0578 0.1594Mpa 0.7952Mpa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32 4p 0.2807 0.7

27、952 MPa 0.6864Mpa63.5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0.6MPa。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PiPvi0.320.51000.5 MPa0.5MPa此值略小于估计值在回油路上总的压力损失为Pv0°3(024)20.8 0.3 (0.24 27.963)2Mpa0.86Mpa该值即为液压缸的回油腔压力 p2=0.86MPa，可见此值与初算时参考表 3选取的背压值基本相符。按表6的公式重新计算液压缸的工作压力为PiFp2 A2Ai242110.86 10663.5 10432.4 10Mpa4.25Mpa此略高于表6数值。考虑到压力继电器的可靠动作要求压差p=0.5MPa，则小流量泵的工作压