机床动力滑台液压系统的设计

组合机床动力滑台液压系统的设计目录1液压传动的发展概况和应用 71.1液压传动的发展概况 71.2液压传动在机械行业中的应用 72液压传动的工作原理和组成 92.1工作原理 92.2液压系统的基本组成 93液压传动的优缺点 103.1液压传动的优点 103.2液压传动的缺点 104设计的技术要求和设计参数65液压系统工况分析 124.1运动分析 124.2负载分析 124.2.1负载计算 124.2.2液压缸各阶段工作负载计算： 124.2.3绘制动力滑台负载循环图，速度循环图（见图1） 134.2.4确定液压缸的工作压力 144.2.5确定缸筒内径D，活塞杆直径d 144.2.6液压缸实际有效面积计算 144.2.7最低稳定速度验算。 144.2.7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） 145拟定液压系统图 165.1液压泵型式的选择 165.2选择液压回路 165.3组成液压系统 176液压元件选择 196.1选择液压泵和电机 196.1.1确定液压泵的工作压力 196.1.2液压泵的流量 196.1.3选择电机 196.2辅件元件的选择 226.3确定管道尺寸 237液压系统的性能验算 247.1管路系统压力损失验算 247.1.1判断油流类型 247.1.2沿程压力损失∑△P1 247.1.3局部压力损失∑△P2 247.2液压系统的发热与温升验算 277.2.1液压泵的输入功率 277.2.2有效功率 277.2.3系统发热功率Ph 277.2.4散热面积 277.2.5油液温升△t 278注意事项 31结束语 32谢辞 33文献 341液压传动的发展概况和应用1.1液压传动的发展概况液压传动和气压传动称为流体传动，是根据1650年帕斯卡提出的液体静压力传动规律帕斯卡原理，18世纪建立的两个原理连续方程和伯努力方程奠定基础，而发展起来的一门新兴技术，是工农业生产中广为应用的一门技术。如今，流体传动技术水平的高低已成为一个国家工业发展水平的重要标志。

第一个使用液压原理的是1795年英国约瑟夫·布拉曼(JosephBraman,1749-1814)，在伦敦用水作为工作介质,以水压机的形式将其应用于工业上,诞生了世界上第一台水压机。1905年他又将工作介质水改为油,进一步得到改善。

我国的液压工业开始于20世纪50年代，液压元件最初应用于机床和锻压设备。60年代获得较大发展，已渗透到各个工业部门，在机床、工程机械、冶金、农业机械、汽车、船舶、航空、石油以及军工等工业中都得到了普遍的应用。当前液压技术正向高压、高速、大功率、高效率、低噪声、低能耗、长寿命、高度集成化等方向发展。同时，新元件的应用、系统计算机辅助设计、计算机仿真和优化、微机控制等工作，也取得了显著成果。目前，我国的液压件已从低压到高压形成系列，并生产出许多新型元件，如插装式锥阀、电液比例阀、电液伺服阀、电业数字控制阀等。我国机械工业在认真消化、推广国外引进的先进液压技术的同时，大力研制、开发国产液压件新产品，加强产品质量可靠性和新技术应用的研究，积极采用国际标准，合理调整产品结构，对一些性能差而且不符合国家标准的液压件产品，采用逐步淘汰的措施。由此可见，随着科学技术的迅速发展，液压技术将获得进一步发展，在各种机械设备上的应用将更加广泛。1.2液压传动在机械行业中的应用机床工业——磨床、铣床、刨床、拉床、压力机、自动机床、组合机床、数控机床、加工中心等工程机械——挖掘机、装载机、推土机等汽车工业——自卸式汽车、平板车、高空作业车等农业机械——联合收割机的控制系统、拖拉机的悬挂装置等.2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油箱、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。2.1工作原理1)电动机驱动液压泵经滤油器从油箱中吸油，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油箱。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，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，速度是由油量决定的。2.2液压系统的基本组成1）能源装置——液压泵。它将动力部分（电动机或其它远动机）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——液压机（液压缸、液压马达）。通过它将液压能转换成机械能，推动负载做功。3）控制装置——液压阀。通过它们的控制和调节，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（或力矩）、速度和方向，根据控制功能的不同，液压阀可分为村力控制阀、流量控制阀和方向控制阀。压力控制阀又分为益流阀(安全阀)、减压阀、顺序阀、压力继电器等；流量控制阀包括节流阀、调整阀、分流集流阀等；方向控制阀包括单向阀、液控单向阀、梭阀、换向阀等。根据控制方式不同，液压阀可分为开关式控制阀、定值控制阀和比例控制阀。4）辅助装置——油箱、管路、蓄能器、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——液压油。绝大多数液压油采用矿物油，系统用它来传递能量或信息。3液压传动的优缺点3.1液压传动的优点1）在相同的体积下，液压执行装置能比电气装置产生出更大的动力。在同等功率的情况下，液压执行装置的体积小、重量轻、结构紧凑。液压马达的体积重量只有同等功率电动机的12%左右。2）液压执行装置的工作比较平稳。由于液压执行装置重量轻、惯性小、反应快，所以易于实现快速起动、制动和频繁地换向。液压装置的换向频率，在实现往复回转运动时可达到每分钟500次，实现往复直线运动时可达每分钟1000次。3）液压传动可在大范围内实现无级调速（调速比可达1：2000），并可在液压装置运行的过程中进行调速。4）液压传动容易实现自动化，因为它是对液体的压力、流量和流动方向进行控制或调节，操纵很方便。当液压控制和电气控制或气动控制结合使用时，能实现较复杂的顺序动作和远程控制。5）液压装置易于实现过载保护且液压件能自行润滑，因此使用寿命长。6）由于液压元件已实现了标准化、系列化和通用化，所以液压系统的设计、制造和使用都比较方便。3.2液压传动的缺点1)液压传动是以液体为工作介质，在相对运动表面间不可避免地要有泄漏，同时，液体又不是绝对不可压缩的，因此不宜在传动比要求严格的场合采用，例如螺纹和齿轮加工机床的内传动链系统。2）液压传动在工作过程中有较多的能量损失，如摩擦损失、泄漏损失等，故不宜于远距离传动。3）液压传动对油温的变化比较敏感，油温变化会影响运动的稳定性。因此，在低温和高温条件下，采用液压传动有一定的困难。4）为了减少泄露，液压元件的制造精度要求高，因此，液压元件的制造成本高，而且对油液的污染比较敏感。5）液压系统故障的诊断比较困难，因此对维修人员提出了更高的要求，既要系统地掌握液压传动的理论知识，又要有一定的实践经验。6）随着高压、高速、高效率和大流量化，液压元件和系统的噪声日益增大，这也是要解决的问题。总而言之，液压传动的优点是突出的，随着科学技术的进步，液压传动的缺点将得到克服，液压传动将日益完善，液压技术与电子技术及其它传动方式的结合更是前途无量。4设计要求和设计参数工作循环：快进—>工进—>快退—>停止；系统设计参数如表所示，动力滑台采用水平放置的平导轨，其静摩擦系数fs＝0.2；动摩擦系数fd＝0.1。表1设计参数参数数值切削阻力（N）30000滑台自重(N)3000快进，快退速度（M/MIN）4工进速度（MM/MIN）50-1000最大行程（MM）400工进行程（MM）200启动换向时间（S）0.55液压系统工况分析5.1运动分析绘制动力滑台的工作循环图5.2负载分析5.2.1负载计算（1）工作负载切削阻力为已知FL=30000`N（2）摩擦阻力负载已知采用平导轨，且静摩擦因数fs=0.2,动摩擦因数fd=0.1,则：静摩擦阻力Fs=0.1×3000N=300N动摩擦阻力Fd=0.2×3000N=600N（3）惯性负载动力滑台起动加速，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=0.067m/s，△t=0.5s，故惯性阻力为=ma=G△u/g△t=3000/9.8×0.5/0.067=41N（4）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）背压负载初算时暂不考虑5.2.2液压缸各阶段工作负载计算：（1）启动时F1=/ηcm=300/0.9=333N（2）加速时F2=（+）/ηcm=（600+41）/0.9=712N（3）快进时F3=/ηcm=600/0.9N=666N（4）工进时F4=(+)/ηcm=(30000+600)/0.9N=34000N（5）快退时F5=/ηcm=600/0.9N=666N5.2.3绘制动力滑台负载循环图，速度循环图（见图1）图15.2.4、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=u1A1P=pqp=(F+p2A1)/A2q=u2A2P=pq速度m/su2=0.1u1=3×10-4~5×10-3u3=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=0.3MPPa5.2.5确定缸筒内径D，活塞杆直径dA=Fmax／pη=7276D=按GB/T2348——1993，取D=100mmd=0.71D=71mm按GB/T2348——1993，取d=70mm5.2.6液压缸实际有效面积计算无杆腔面积A1=πD2/4=3.14×1002/4mm2=7850mm2有杆腔面积A2=π（D2－d2）/4=3.14×（1002－702）/4mm2=4004mm2活塞杆面积A3=πD2/4=3.14×702/4mm2=3846mm25.2.7最低稳定速度验算最低稳定速度为工进时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/minA1≥qmin/umin=0.1/50=0.002m2=2000mm2满足最低稳定速度要求。6拟定液压系统图6.1液压泵型式的选择由工况图可知，系统循环主要由低压大流量和高压小流量两个阶段组成，而且是顺序进行的。从提高系统效率考虑，选用限压式变量叶片或双联叶片泵教适宜。将两者进行比较（见表2）故采用双联叶片泵较好。表2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，温升较低6.2选择液压回路(1)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qmax/qmin=0.5/(0.84×10-2)60；其相应的时间之比(t1+t3)/t2=(1+1.5)/56.8=0.044。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，如图2a所示。(2)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2b所示。(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（1/2=0.1/(0.88×10-3)114），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2c所示。(4)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。图图2选择的基本回路6.3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。图3整理后的液压系统原理图7液压元件选择7.1选择液压泵和电机7.1.1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=1.25Pp1=1.25×5.5MPa=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。7.1.2液压泵的流量由流量图4（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≥K(∑)max=1.1×23L／min=25.3L／min在工进时，最小流量值为0.39L／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1L／min（约0.017×10-3m3／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70MPa压力的双联叶片泵。7.1.3选择电机由功率图4（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）／ηp=1.35×106（0.2+0.3）×10-3／0.75=993W式中qv1——大泵流量，qv1=18L／min（约0.3×10-3m3／s）qv2——小泵流量，qv2=12L／min（约0.2×10-3m3／s）ηp——液压泵总效率，取ηp=0.75。图4(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1.1KWJ52－6型的异步电机。7.2辅件元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。表2液压元件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—PV2R12-6/335.1/27.9*16—2三位五通电液换向阀7035DY—100BY1006.30.33行程阀62.322C—100BH1006.30.34调速阀<1Q—6B66.3—5单向阀70I—100B1006.30.26单向阀29.3I—100B1006.30.27液控顺序阀28.1XY—63B636.30.38背压阀<1B—10B106.3—9溢流阀5.1Y—10B106.3—10单向阀27.9I—100B1006.30.211滤油器36.6XU—80×200806.30.0212压力表开关—K—6B———13单向阀70I—100B1006.30.214压力继电器—PF—B8L—14—注：以上元件除液压泵、滤油器外，均为板式连接。7.3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≈24L／min(0.5×10-3m3／s),取允许流速u=0.5m／s,则主压力油管d用下式计算d=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δ。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5～7倍V=7=7×30L=210L8液压系统的性能验算8.1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=1.2×10-3m，通过流量=0.39L／min（0.0065×10-3m3／s），选用L－HM32全损耗系统用油，考虑最低温度为15℃，v=1.5㎝2／s。8.1.1判断油流类型利用下式计算出雷诺数Re=1.273×104／=1.273×0.0065×10-3×104／1.2×10-3/1.5≈66<2000为层流。8.1.2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.qv／d4=4.3×1012×1.5×1.5×0.0065×10-3／124Pa=0.0313×105Pa回油路上，其流量qv=0.75L／min（0.0125×10-3m3／s）（差动液压缸A1≈2A2）,压力损失为△P1=4.3×1012v.l.qv／d4=4.3×1012×1.5×1.5×0.00325×10-3／124Pa=0.01532×105Pa由于是差动液压缸，且A1≈2A2，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=0.039×105Pa8.1.3局部压力损失∑△P2在管道结构尚未确定的情况下，管道的局部压力损失∆pζ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数值查表可列出。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0.6MPa。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=0.66MPa，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此略高于表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。在进油路上总的压力损失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。在回油路上总的压力损失为此值与表7的数值基本相符，故不必重算。大流量泵的工作压力为此值是调整液控顺序阀7的调整压力的主要参考数据。8.2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。8.2.1液压泵的输入功率工进时小流量泵的压力Pp1=54×105Pa，流量qvp1=12L／min(0.2×10-3m3／s)小流量泵的功率为P1=Pp1qvp1／ηp=54×0.2×102／0.75W=1440W式中ηp——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=18L／min(0.3×10-3m3／s)大流量泵的功率P2为P2=Pp2qvp2／ηp=1.5×0.3×102／0.75W=60W故双联泵的合计输出功率Pi为Pi=P1+P2=1440+60W=2040W8.2.2有效功率工进时，液压缸的负载F=32744N，取工进速度v=0.00083×10-3m／s输出功率P0为P0=Fv=32744×0.00083W=27W8.2.3系统发热功率Ph系统总的发热功率Ph为Ph=Pi－P0=2013W8.2.4散热面积油箱容积V=210L，油箱近似散热面积A为A=0.0658.2.5油液温升△t假定采用风冷，取油箱的传热系数Kt=23W／(㎡.℃),可得油液温升为t=Ph／∑KtA=1198／（23×2.296）℃=22.7℃设夏天的室温为30℃，则油温为（30+22.7）℃=52.7℃，没有超过最高允许油温（50～65℃）。9注意事项1）使用者应明白液压系统的工作原理，熟悉各种操作和调整手柄的位置及旋向等。2）开车前应检查系统上各调整手柄、手轮是否被无关人员动过，电气开关和行程开关的位置是否正常，主机上工具的安装是否正确和牢固等，再对导轨和活塞杆的外露部分进行擦拭，而后才可开车。3）开车时，首先启动控制油路的液压泵，无专用的