组合机床动力滑台液压系统-液压课程设计

1湖南科技大学课程设计说明书课程名称：专业模块课程设计题目名称：组合机床动力滑台液压系统专业：机械设计制造及其自动化姓名：泮一平学号：1153010531指导教师：刘长鸣2015年1月8日2目录一、液压传动的工作原理和组成............................二、设计要求...........................................三、液压系统的工况分析..................................四、确定液压系统主要参数................................五、液压元件的选择......................................六、验算液压系统性能....................................七、设计小结...........................................3一、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、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，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。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。二、设计要求设计一台组合机床动力滑台液压系统。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4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0.2s。2.机床的其他工作参数如下：参数三运动部件总重力G=30000N5000N切削力Ft=20000N24000N快进、快退速度v1=v3=6m/min3.5m/min最大行程l=400mm300mm工进速度v2=20~120mm/min30~40mm/min=0.03m/min~静摩擦系数fs=0.2动摩擦系数fd=0.13.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40mm/min，快进行程1l为200mm，工进行程2l为100mm0.2s三、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2.1负载计算52.11工作阻力工作阻力为已知NFt240002.12摩擦阻力已知采用平导轨，且静摩擦系数2.0sf，动摩擦系数1.0df，正压力NFN51000，则：静摩擦阻力N100050002.0fsF动摩擦阻力NFfd50050001.02.13惯性力NtvgGFm148602.08.903.0-5.350002.2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95.0，则液压缸在各个工作阶段的总接卸负载可以算出，见下表：运动阶段计算公式总接卸负载F/N起动/fsFF1052加速/)(mfdFFF682快进/fdFF526工进/)(fdtFFF25789快退/fdFF5262.3绘制动力滑台负载循环图，速度循环图三、液压系统方案设计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。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6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。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.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。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。76．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。四、确定液压系统主要参数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=5MPa。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/KN55~1010~2020~3030~5050工作压力/MPa0.8~11.5~22.5~33~44~5≥5表2各种机械常用的系统工作压力机械类型机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磨床组合机床龙门刨床拉床工作压力/MPa0.8~23~52~88~1010~1820~328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0.2~0.5回油路带调速阀的系统0.4~0.6回油路设置有背压阀的系统0.5~1.5用补油泵的闭式回路0.8~1.5回油路较复杂的工程机械1.2~3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≤5.05.0~7.0≥7.0d/D0.5~0.550.62~0.700.7表5按速比要求确定d/D2/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）4205616052263180625702008288022010329025012361002801440110320164512536018501409由公式/2211FApAp可得：23-266211105.5106.0211052578521mmppFA则活塞直径mm84105.54431AD参考表4及表5，得d0.71D=60mm,圆整后取标准数值得D=84mm，d=60mm。由此求得液压缸两腔的实际有效面积为2214.554mmDA22221.274)(mmdDA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、压力和功率工作循环计算公式负载F进油压力回油压力所需流量输入功率PNpjpbL/minKW差动快进212AApAFPj121)(AAqqpPj5265104.155104.2018.660.48工进12AApFPbj21AqqpPj257895102.4251080.510.03610快退21AApFPbj32AqqpPj5265105.19510519.440.63注：---------1.Δp为液压缸差动连接时，回油口到进油口之间的压力损失，取Δp=0.5MPa。2.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+Δp。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。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MPaMPaPr65.632.525.1(2)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则小流量泵的流量min/061.3)5.251.01.1(1Lqp小流量泵的流量最少应为3.1L/min。所以大流量泵的流量min/204.181.3304.2112Lqqqppp(3)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nVq11分别为5.6L/min和24.3L/min，若取液压泵容积效率ηv=0.9，则液压泵的实际输出流量为min/036.27min/)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ηp=0.8，这时液压泵的驱动电动机功率为KwqpPppp28.110608.010036.271025.2336