组合机床动力滑台液压系统设计.doc

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1、-_1.液压传动的工作原理和组成.1 1.1 工作原理.1 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：.2 3.液压系统工况分析.3 3.1 运动分析.3 3.2 负载分析.3 3.2.1 工作阻力.3 3.2.2 摩擦阻力.3 3.2.3 惯性力.3 4.液压系统方案设计.4 4.1 选择调速回路.4 4.2 选择油源形式.4 4.3 选择快速运动和换向回路.5 4.4 选择速度换接回路.5 4.5 选择调压和卸荷回路.5 6.组成液压系统.5 5.确定液压系统主要参数.6 5.1 初选液压缸工作压力.6 5.2 计算液压缸主要尺寸.6 5.3 液压泵

2、的参数计算.9 5.3.1 计算液压泵的流量.9 5.3.2 确定液压泵的规格和电动机功率.9 6.液压元件的选择.10 6.1 液压阀及过滤器的选择.10 6.2 油管的选择.11 6.2.1 确定油管.11 6.3 油箱的选择.12 7.验算液压系统性能.13 7.1 验算系统压力损失.13 7.1.1 判断流动状态.13 7.1.2 计算系统压力损失.13 7.1.3 快进.14 7.1.4 工进.15 7.1.5 快退.15 7.2 验算系统发热与温升.16-_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

3、称： 教 授 最终评定成绩： 2017 年 12 月 11 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

4、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，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） 控制装置液压阀。通过它们的控制调节，使液流的压力、流速和 方

5、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） 工作介质液压油。绝大多数液压油采用矿物油，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、减速时间为 0.2s。t2.2 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v1=v3=6m/min行程l=400mm工进速度v2=6

6、0100mm/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，快进行程为 300mm，工进行程为 100mm1l2l3.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-_3.2 负载分析3.2.1 工作阻力工作阻力为已知NFt200003.2.2 摩擦阻力已知采用平导轨，且静摩擦系数，动摩擦系数，正压力2 . 0sf1 . 0df，则：NFN30000静摩擦阻力 NFfs6000300002 . 0动摩擦阻力 NFfd30003

7、00001 . 03.2.3 惯性力 Ntv gGFm15302 . 08 . 9 60/6300003.3 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 ，则液压缸在各个工作阶段的总接卸负载可以算出，见下表：95. 0运动阶段计算公式总接卸负载 F/N 起动/fsFF 6316加速/ )(mfdFFF4868-_快进/fdFF 3158工进/ )(fdtFFF24211快退/fdFF 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

8、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

9、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

10、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 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

11、 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/ KN50 工作压力 /MPa0.8 11.522.5334455表 2 各种机械常用的系统工作压力 机 床机械类型磨床组合机 床龙门刨 床拉 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 工作压力 /MPa0.8 2352881 0101820

12、32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/MPa5.05.07.07.0d/D0.50.550.620.700.7 表 5 按速比要求确定 d/D 2/11.151.251.331.461.612 d/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 G

13、B/T23481993（mm） 42056160 52263180 62570200 82880220 103290250 1236100280 1440110320 1645125360 1850140由公式可得：/2211FApAp23266 2111054. 6106 . 0211042421121mm ppFA 则活塞直径 mmAD911054. 6443 1参考表 4 及表 5，得 d0.71D =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-_2215 .634mmDA22224 .324)(mmdDA根据计算出的液压缸的尺寸，可

14、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 负载 F进油压力回油压力所需流 量输入功 率 P工作 循环计算公式NpjpbL/minKW 差动 快进212 AApAFPj121)(AAqqpPj31585104 .155104 .2018.660.48工进12 AApFPb j21Aq qpPj242115102 .4251080.510.036快退21 AApFPb j32Aq qpPj31585105 .19510519.440.631.p 为液压缸差动连接时，回油口到进油口之间的压力损失，取 p=0.5MPa。 2.快退时，液

15、压缸有杆腔进油，压力为 pj，无杆腔回油，压力为 pb=pj+p。 3.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 p1=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p=0.6MPa，考虑到压力继电器的可靠动作要求压 差 p=0.5MPa，则小流量泵的最高工作压力估算为MpappPPp32. 55 . 06 . 022. 41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

16、工作压力为 p1=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p=0.3MPa，则大流量泵的最高工作压力估算为MpapPPp25. 23 . 095. 111因此泵的额定压力可取MPaMPaPr65. 632. 525. 15.3.1 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，则两个泵的总流量为min/384.21min/44.191 . 11LLKqqp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

17、量小流量泵的流量最少应为min/061. 3)5 . 251. 01 . 1 (1Lqp3.1L/min。所以大流量泵的流量min/204.181 . 3304.2112Lqqqppp5.3.2 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/min 时，其理论流量分别为 5.6 L/min 和 24.3L/min，若取液压泵容积效率 v=0.9，则液压nVq泵的实际输出流量为min/036.27

18、min/)996.21076. 5(min/)1000/9409 . 0261000/9409 . 06(21LLLqqqppp-_由于液压缸在快退时输入功率最大，若取液压泵总效率 p=0.8，这时液压 泵的驱动电动机功率为KwqpPppp28. 110608 . 010036.271025. 2336 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 910r/min6.液压元件的选择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

19、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 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 0.51L/min。 表 8 液压元件规格及型号 规格序 号元件名 称通过的最大 流量 q/L/min型号额定流 量 qn/L/m in额定压 力 Pn/MP a额定压 降 Pn/M Pa 1双联叶 片泵PV2R12- 6/335.1/27. 9*162三位五 通电液 换向阀7035DY100BY1006.30.33行程阀62.322C100BH1006.30.34调速阀1Q6B66.35单向阀70I100B1006.30.26

20、单向阀29.3I100B1006.30.27液控顺28.1XY63B636.30.3-_序阀 8背压阀1B10B106.39溢流阀5.1Y10B106.310单向阀27.9I100B1006.30.211滤油器36.6XU80200806.30.0212压力表 开关K6B13单向阀70I100B1006.30.214压力继 电器PFB8L14*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 65

21、L/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。6.2.1 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min/3 .554 .325 .63)996.21076. 5(5 .63)(21211 1LAAqqAqppmin/51. 01Lq min/072.27996.21076. 5211Lqqqpp-_min/2 .285 .634 .323 .5

22、512 12LAAqqmin/26. 05 .634 .3251. 012 12LAAqqmin/3 .394 .325 .63072.2021 12LAAqqsmAAqqvpp/145. 010)4 .325 .63(6010)996.21076. 5(432121 1smAqv/1085 .6351. 0311 2smAqv/618. 04 .32072.2021 2st07. 2145. 01030013 st5 .1210810100233sst65. 0618. 01040033表 10 允许流速推荐值 管道推荐流速/(m/s) 吸油管道0. 51.5，一般取 1 以下 压油管道36

23、，压力高，管道短，粘度小取大 值 回油管道1. 53 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，由式计算得与液压缸无杆腔和有杆腔相连的油管内径分别为vqd4mmmmvqd1410614. 360103 .554433 mmmmvqd8 .1110614. 360103 .394433 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估算，其中 为经验系数，低压系统，=24；pnaqV 中压系统，=57；高压系统，=612。现取

24、 =7，得LaqVpn224)266(77.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 =1.510-4m2/s，油液的密度取 =0.90103kg/m3。7.1.1 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 q1=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2300783105 . 1101

25、560103 .556433 vdRe快退时2300556105 . 1101560103 .3964331vdRe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。7.1.2 计算系统压力损失油液在管道内流速进油路smdqv/82. 4101514. 31060/3 .55442332）（-_进油路压力损失padRvlpe5321211003. 12101578382. 49008 . 164 264回油路上，流速是进油路的两倍即 v=9.64m/s，则压力损失为papap53221078. 52101555664. 99008 . 1

26、64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常按下式作经验计 算l1 . 0pp各工况下的阀类元件的局部压力损失可根据下式计算2nnv qqpp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：7.1.3 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Mpapapi103. 01003. 15 1Mpappii0103.

27、 0103. 01 . 01 . 01MPa1647. 0MPa1003 .623 . 0100333 . 01009 .272 . 0222vi pMpaMpappppviiii2807. 01647. 00103. 0103. 01在回油路上，压力损失分别为Mpapap578. 01078. 55 10Mpapp0578. 0578. 01 . 01 . 0100MPa1594. 0MPa1003 .623 . 01003 .292 . 01003 .293 . 0222vo p-_MpaMpappppvi7952. 01594. 00578. 0578. 00010将回油路上的压力损失折

28、算到进油路上去，便得出差动快速运动时的总的 压力损失MpaMPap6864. 05 .634 .327952. 02807. 07.1.4 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MPa5 . 0MPa5 . 01005 . 03 . 02vii pp此值略小于估计值。 在回油路上总的压力损失为

29、MpaMpappv86. 0)639 .2724. 0(3 . 08 . 0)10024. 0(3 . 022 0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MpaMpaAApFp25. 4105 .63104 .321086. 024211446122 1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 力为MpaMpappppip25. 55 . 05 . 025. 411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。7

30、.1.5 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-_MPa048. 0MPa100333 . 01009 .272 . 022vii pp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MPa343. 0MPa100702 . 0100703 . 0100702 . 0222voo pp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MPapppip998. 1048. 095. 112此值是调整液

31、控顺序阀 7 的调整压力的主要参考数据。7.2 验算系统发热与温升由于工进在整个工作循环中占的时间最长，所以系统的发热与温升可按工 进工况来计算。在工进时，大流量泵经液控顺序阀 7 卸荷，其出口压力即为油 液通过液控顺序阀的压力损失MPa0588. 0MPa639 .273 . 022nn2p qqppp液压系统的总输入功率即为液压泵的输入功率WWqpqppppppp14708 . 0 6010996.2110998. 16010076. 51025. 53 63 62211 1 液压系统输出的有效功率即为液压缸输出的有效功率WFvp7 .193108242113 22由此可计算出系统的发热功

32、率为Wpp3 .127621已知油箱容积 V=220L=224x10-3m3则油箱近似散热面积2232324 . 2224065. 00.065=AmmV假设通风良好，取油箱散热系数 CT=15x10-3KW/(m2.oc)按式计算工进时系统中的油液温升，即 ACTT-_cACTT 45.314 . 21015 103 .127633设环境温 T2=25C，则热平衡温度为cTTT45.5621此值接近于 cTo55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。参考文献1、 液压工程手册或新编液压工程手册 雷天觉 2、 液压设计手册 3、 机械设计手册 化学工业出版社 成大先 4、 液压元件及选用 化学工业出版社 王守城 段俊勇 5、 液压系统设计图集 机械工业出版社 周士昌 6、其他关于液压传动系统 设计的资料