组合机床动力滑台液压系统.doc

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1、组合机床动力滑台液压系统目 录1课程设计任务书21.1课程设计的题目21.2课程设计的内容和任务21.3课程设计的进度安排31.4 参考资料32负载分析42.1负载计算42.2负载速度图63液压系统方案设计63.1方案的分析73.2组合机床动力滑台液压系统原理图84液压系统参数计算104.1液压缸参数计算104.2液压泵的参数计算124.3电动机的选择135液压元件的选择155.1液压附件155.2液压主元件186验算液压系统性能196.1液压损失的验算及泵压力的调整196.2液压系统的发热和温升验算221 课程设计任务书 课程名称： 液压与气压传动课程设计 设计题目： 组合机床动力滑台液压系

2、统 内容及任务一、 设计的主要技术参数 表1.1 原始数据运动部件总重力G=4000N切削力Fw=9000N快进、快退速度v1=v3=4.5m/min工进速度v2=601000mm/min行程l=400mm启动时间t=0.5s静摩擦系数fs=0.2动摩擦系数fd=0.1二、设计任务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，最后自动停止；动力滑台采用平导轨。2）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。三、设计工作量按机床要求设计液压系统，绘出液压系统图。确定滑台液压缸的结构参数

3、计算系统各参数，列出电磁铁动作顺序表。选择液压元件型号，列出元件明细表。验算液压系统性能。进度安排起止日期工作内容08年12月17日至20日负载分析08年12月20日至22日液压系统方案设计及系统参数的计算08年12月22日至25日液压元件的选择及系统性能的确定主要参考资料1.徐灏 主编 机械设计手册 第5卷 机械工业出版社 19922.金清肃 主编 机械设计课程设计手册 华中科技大学出版社20073.许福玲 陈尧明 主编 液压与气压传动 第三版 机械工业出版社20074.刘新德 主编 袖珍液压气动手册 第二版 机械工业出版社指导教师（签字）： 年 月 日系（教研室）主任（签字）： 年 月

4、日2 负载分析组合机床是由通用部件和部分专用部件组成的高效、专用、自动化程度较高的机床。它能完成钻、扩、铰、镗、铣、攻螺纹等加工工序。动力滑台是组合机床的通用部件，它上面安装着各种旋转刀具，常用液压或机械装置驱动滑台按一定的动作循环完成进给运动。组合机床要求动力滑台空载时速度快、推力小；工进时速度慢、推力大，速度稳定；速度换接平稳；功率利用合理、效率高、发热少。根据课程设计任务书，要求设计一台组合机床动力滑台液压系统。机床要求的工作循环是：要求实现工件快进、工进、快退过程，最后自动停止；动力滑台采用平导轨。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

5、一定量的反向负载。液压系统的工作条件和环境条件， 经济性与成本等方面的要求。负载特性分析是拟定液压系统方案、选择或设计液压元件的依据。负载特性分析包括动力参数分析和运动参数分析两部分。通过计算确定液压执行元件的负载大小和方向，并分析执行元件在工作过程中可能产生的冲击、振动及过载等情况。负载分析中，暂不考虑回油腔的背压力，液压缸的密封装置产生的摩擦阻力在机械效率中加以考虑。因是平导轨，重力的水平分力为零，需要考虑的力有：切削力，导轨摩擦力和惯性力。 2.1负载计算1、工作负载导轨的正压力等于有动力部件的重力运动部件总重力G=4000N切削力Fw=9000N2、摩擦负载静摩擦力 =fs=动摩擦力

6、fd=3、惯性负载惯性力 =ma=4、各工况负载若忽略切削力引起的颠覆力矩对导轨摩擦力的影响，并设液压缸的机械效率=0.95,则液压缸在各工作阶段的总机械负载可以算出，如下：启动 =1800/0.95=1894.7N加速 =(900+61.2)/0.95=1011.8N快进 =900/0.95=947.4N工进 =(9000+900)/0.95=10421N快退 =900/0.95=947.4N表2.1 液压缸各运动阶段负载表运动阶段计算公式总机械负载F（N）启动F=/1894.7加速F=(+)/1011.8快进F=/947.4工进F=(+)/10421快退F=/947.4 5、快进、工进和

7、快退时间和速度并绘制负载-时间图和速度-时间图研究主机依据工艺要求应以何种运动规律完成一个工作循环，即研究运动形式（是平移、回转或摆动）、运动的速度大小和变化范围、运动行程长短，运动变化规律（循环过程与周期）等。2.2负载速度图根据负载计算结果和已知的各阶段的速度，可绘制出负载图（F-l）和速度图（v-l），见图1（a）、（b）。横坐标以上为液压缸前进时的曲线，以下为液压缸活塞缸退回时的曲线。（a）负载图 （b）速度图 图2.1负载速度图3 液压系统方案设计液压系统方案设计是根据主机的工作情况、主机对液压系统的技术要求、液压系统的工作条件和环境条件以及成本，经济性、供货情况等诸多因素，进行全面

8、综合的设计，从而拟定出一个各方面比较合理的、可实现的液压系统的方案来。其内容包括：油路循环方式的分析与选择，油源形式的分析与选择，液压回路的分析、选择与合成，液压系统原理图的拟定、设计与分析。3.1方案的分析选择基本回路（1）液压泵种类的确定参考同类组合机床，选用双作用叶片泵双泵供油、调速阀进油节流调速的开式回路，溢流阀作定压阀。为防止钻通时滑台突然失去负载向前冲，回油路上设置背压阀（定压式），初定背阀值Pb=1MPa.因系统动作循环要求正向快进和工作，方向快退，且快进、快退速度相等，因此选用单杆活塞液压缸，快进时差动连接，无杆腔面积等于有杆腔面积的两倍。工作台要完成单向进给运动，先采用固定

9、的单活塞杆液压缸。其动作如上图所示。 图3.1（2）快速、换向和速度换接回路确定根据该设计的运动方式和要求，采用差动连接与双泵供油两种快速运动回路来实现快速运动。即快进时，由大小泵同时供油，液压缸实现差动连接。该系统对换向要求平稳较高，选用电液换向阀的换向回路。为便于实现差动，选用三位五通阀。为提高换向的位置精度，采用死挡铁和压力继电器的行程终点往返控制。（3）调速回路与油路循环方式的确定选定调速方案和液压基本回路后，再增添一些必要的元件和配置一些辅助性油路，如控制油路、润滑油路、测压油路等，并对回路进行归并和整理，就可将液压回路合成为液压系统。a.快进按下启动按钮，电磁铁1Y得电，先导阀7处

10、于左位，在控制油路的驱动下，液动换向阀6切换至左位。主油路的进油路：小泵1单向阀2顺序阀5（预控压力阀）液动阀6左位行程阀11液压缸右腔。由于快进时动力滑台负载小，泵的出口压力较低，液控顺序阀9关闭。所以液压缸左腔回油液动阀6左位单向阀8行程阀11液压缸右腔。液压缸实现差动连接，且此时两泵同时供量流量最大，滑台右向快进。b.工进快进到预定位置，滑台上的行程挡块压下行程阀11，切断了原来进入液压缸右腔的油路。此时，从液动阀6左位来的油液调速阀12液压缸右腔。由于调速阀的接入使系统的压力升高，达到或超过卸载阀3的调定压力，大流量泵通过卸载阀3卸载，单向阀2自动关闭，只有小流量泵向系统供油，滑台慢速

11、向右工进。c.快退当滑台碰到死挡铁后停止运动。这时，泵的压力升高，流量减小，直至输出流量仅能补偿系统内部泄漏为止。此时，液压缸右腔压力随之升高，压力继电器动作并发出快退信号，1Y失电，2Y得电，电磁先导阀7、液动换向阀6处于右位。主油路的进油路：泵1顺序阀5液动阀6右位液压缸左腔。回油路：液压缸右腔行程阀11液动阀6右位油箱。由于此时空载，泵的供油压力低，输出流量大，滑台快速退回。d.原位停止 当滑台快退到远位时，挡块压下行程阀开关，使电磁铁1Y，2Y失电，液动阀6，电磁先导阀7处于中位，滑台停止运动，泵1通过液动阀6中位卸载。为了使卸载状态下控制油路保持一定预控压力，泵1和液动阀6之间装有预

12、控压力阀5。3.2组合机床动力滑台液压系统原理图组成液压系统原理图、电磁铁动作顺序表图3.2 组合机床动力滑台液压系统图 1-叶片泵 2、8-单向阀 3外控内泄式顺序阀 4、10-溢流阀 5-内控外泄式顺序阀6-电液换向阀的主阀 7电液换向阀的先导阀 9-外控外泄式顺序阀 11两位两通行程阀 12-调速阀 13-过滤器 14-压力表 15-压力继电器表3.1为该滑台的电磁铁动作顺序表1Y2Y压力继电器15行程阀11快进+-通工进+-断快退-+ +断通原位停止-通4 液压系统的参数的计算液压系统的主要参数设计是指确定液压执行元件的工作压力和最大流量。液压执行元件的工况图是选择系统中其它液压元件和

13、液压基本回路的依据，也是拟定液压系统方案的依据。液压执行元件的类型，根据主机所要实现的运动形式(移动、转动或摆动)和性质(速度和负载的大小)而定。4.1液压缸参数计算1、初选液压缸的工作压力按3（课本）中表8-1即表2，初定液压缸的工作压力为=30105Pa。表4.1 液压缸参考背压系统类型 背压 /（1Pa）回油路上有节流阀的调速系统25回油路上有调速阀的调速系统58回油路上装有背压阀515带补油泵的闭式回路8152、计算液压缸的主要尺寸该设计要求动力滑台的快进、快退速度相等，故采用活塞杆固定的单杆式液压缸。快进时采用差动连接，并取无杆腔有效面积等于有杆腔有效面积的两倍，即=2。为了防止在钻

14、孔钻通时滑台突然前冲，在回油路中安装有背压阀，按3（课本）中表8-2，初选背压Pb=0.8Mpa。负载分析得最大负载为工进阶段的负载F=10421N，按此计算，则 =2.9 =29c液压缸直径 D=6.08 cm 由=2可知活塞杆直径 d=0.707D=0.7076.08=4.30cm按GB/T2348-1993将所计算的 D与d值分别圆整到相近的标准直径，以便采用标准的密封装置。圆整后得：D=6.3cm d=4.5cm按标准直径算出 按最低工进速度验算液压缸尺寸查机械设计手册，调速阀最小稳定流量=0.05L/min，因工进速度v=0.06m/min为最小速度，则有式得： 故满足最低速度的要求

15、3、计算液压缸在工作循环中各工作阶段的工作压力、流量和功率根据液压缸的负载图和速度图以及液压缸的有效面积，可以算出液压缸工作过程各阶段的压力、流量和功率，在计算工进时背压按Pb=0.8Mpa代入计算公式， 快退时背压按Pb=0.5Mpa代入计算公式，如下：快进 工进 快退 计算结果列于表3中。表4.2 液压缸所需的实际流量、压力和功率工作循环负载F(N)进油压力Pj(bar)回油压力Pb(bar)所需流量q(L/min)输入功率P(Kw)差动快进947.410.715.77.150.128工进1042137.380.1870.194快退947.411.256.880.128注：1.差动连接时

16、液压缸的回路口到进油口之间的压力损失P=0.5Mpa，而Pb=Pj+P。 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。液压能源装置是液压系统的重要组成部分。通常有两种形式：一种是液压装置与主机分离的液压泵站；一种是液压装置与主机合为一体的液压泵组(包括单个液压泵)。4.2液压泵的参数计算1、选择液压泵 （1）液压泵工作压力的计算 由以上计算的相关数据可知，工进阶段液压缸的工作压力最大，若取进油压力损失P=0.5MPa,压力继电器可靠动作需要压力0.5MPa，则液压泵最高工作压力可按=+0.5MPa=4.73MPa故泵的额定压力可取Pr=1.254.73MPa=5.9M

17、pa（2）液压泵流量的计算工进时所需最小流量是0.187L/min,设溢流阀最小溢流量为2.5L/min，小泵流量按(1.10.187+2.5)L/min=2.7 L/min，快进快退时液压缸所需要的最大流量是7.15 L/min，则泵的总流量为=1.17.15=7.865L/min 大泵流量=-=7.865-2.7=5.165L/min（3）液压泵的确定 根据计算的压力和流量查袖珍液压气动手册中的表10-16，选用 YB1型叶片泵，该泵的额定压力6.3MPa ，转速为960-1450 r/min，公称排量为2.5-100mL/r。大泵取6L/min,小泵取4L/min，转速为960r/min

18、电动机的选择系统为双泵供油系统，其中小泵1的流量,d大泵流量 差动快进，快退时两泵同时向系统供油；工进时，小泵向系统供油，大泵卸载。下面分别计算三个阶段所需要的电动机功率P。 4.3电动机的选择1. 快进快退差动快进时，大泵的出口压力油经单向阀2后与小泵汇合，然后经顺序阀5，三位五通电液换向阀6、7及行程阀11进入液压缸的大腔，大腔的压力,查样本可知，小泵的出口压力损失，大泵出口的压力损失.于是计算可得小泵的出口压力为(总效率为0.5)，大泵出口压力为（总效率为0.5）。电动机的功率 =538W2. 工进考虑到调速阀所需最小压力差。压力继电器可靠动作需要压力差。因此工进时小泵的出口压力而大泵

19、的卸载压力取=0.2Mpa。（小泵的总效率为0.565，大泵的总效率为0.3）电动机的功率 =628W3. 快进类似差动快进分析知：小泵的出口压力=1.5Mpa，（总效率为0.5）；大泵出口压力为16.5Mpa。电动机功率 =524W由以上结果，快进时的功率最大。据此可以选择相应的电动机为 Y90S1-6型，额定功率为0.75kW，满载转速960 r/min，同步转速1000r/min。5 液压元件的选择5.1液压附件（1）各元件和辅件列表1) 过滤器的选择为了保证液压系统的正常工作和可靠性，必须对液压油液污染进行控制，因此就需要过滤油液。过滤的功用就是过滤掉油液中的杂质，维护油液的清洁，防止

20、油液污染，保证液压系统正常工作。选用的过滤器的精度应满足系统要求，要有足够的通流能力，结合过滤装置在液压系统中的安装位置，根据相关资料来选取。按表5所示，可知道系统的过滤精度，由此可查机械设计手册得到合适的过滤器，查得过滤器的型号为XU-C63100。表5.1 各种液压系统的过滤精度要求系统类型润滑系统 传动系统伺服系统特殊要求系统压力/MPa02.577352135颗粒度/mm 0.10.050.0250.0050.0050.001该设计中，过滤器安装在泵的吸油口，防止大颗粒杂质进入泵内，同时有较大的通流能力，防止空穴现象。2) 热交换器的选用热交换器是冷却器和加热器的总称。液压系统油液温度

21、一般控制在正常工作温度范围（2065）内。因此在过冷或过热的环境中就需要加热或冷却，以控制油温在合理范围内。a冷却器对冷却器基本要求是在保证散热面积足够大，散热效率和压力损失小的前提下，要求结构紧凑、坚固、体积小和重量轻，有自动控温装置以保证油温控制的准确性。此处，采用最简单常用的方法是多管水冷式冷却器。b加热器 该设计选用电加热器。电加热器使用方便，易于自动控制温度，故采用电加热器。发热部分全部浸在油液流动处，便于热量交换，电加热器表面温度功率密度不得超过3W/ ，以免油液局部温度过高而变质。3） 压力表辅件压力表辅件主要包括压力表及压力表开关。a压力表液压系统各工作点的压力一般都用压力表来

22、观测，以调整到要求的工作压力。该设计采用最常用的弹簧管式压力表，在选用压力表时，其量程比液压系统压力要高，应为系统最高工作压力的1.5倍左右。选用精度等级2.5的压力表。b压力表开关压力表开关用于切断忽然接通压力表与油路的通道，压力表相当于一个小型截止阀。该设计采用六点压力表开关，型号为K-6，其中四点与四个测点油路相通，测得相应的油液压力。（2）管路尺寸a油管的选择根据选定的液压阀的连接油口尺寸确定管道尺寸。液压缸的进出油管按输入、排出的最大流量来计算。由于该系统液压缸差动连接快进快退时油管内流量最大，其实际流量为泵的额定流量的两倍达20L/min，液压缸进出油管直径d，按机械设计手册查得，

23、选用内径为8mm，外径为14mm,钢管接头螺纹为M141.5，管子壁厚为2mm。b管接头的选择管接头用于管道与管道或管道与液压元件之间的连接，必须在强度足够的前提下，安装、拆卸方便，抗振动、冲击，密封性能好，外形尺寸小、加工工艺性好。该液压系统为不超过8MPa 的中低压系统，可才用结构简单，性能良好、体积小、加工方便、成本低和重复使用性好的扩口式管接头。（3）油箱容量油箱在液压系统中主要功能是储存液压系统所需要的足够油液，散发油液的热量，分离油液中气体及沉淀物。采用分离式油箱，它是一个单独的与主机分开的装置，布置灵活，维修保养方便，减少油箱发热和油液振动对工作精度的影响，便于采用通用化、系列化

24、的产品，得到广泛的应用。a油箱容量的确定 油箱容积的确定，是油箱设计的关键。主要根据热平衡来确定。通常油箱的容量去液压泵额定流量5-7倍进行估算，此处取7倍。此外，还要考虑到液压系统回油到油箱不至于溢出来，油面高度一般不超过油箱高度的80%。 油箱的容积 V=7q=710=70Lb油箱中设有吸油过滤器，要有足够的通流能力。考虑到要经常清洗过滤器，油箱结构要便于拆卸。c油箱底部做成适当斜度，并设有放油塞。油箱箱盖上设有通气孔，其大小在最大吸油量和回油量时能保证在正常气压下供油。在较脏的工作环境中。则加设空气过滤器，其通气量不小于泵流量的1.5倍，以保证具有良好的抗污能力。d油箱侧壁安装油位指示器

25、用来指示最低、最高油位。主油器应带有滤网。油箱上装设有温度计。并在新油箱内壁经喷丸、酸洗和表面清洗后涂一层与工作油液相溶的塑料薄膜或耐油清漆，以防锈、防凝水。e吸油管和回油管要尽量离远些，增加油液循环的距离，使油液有足够的时间分离气泡、沉淀杂质。吸油管理油箱底面距离H2D(D吸油管内径)，距离箱壁不小于3D，以利于吸油畅通。回油管插入最低油面以下，防止回油时带入空气，距离油箱底面h2d(d回油管内径)，回油管排油口应面向箱壁，管端切成45，以增大通流面积。吸油侧和回油侧用隔板分开，用来分离回油带来的气泡和脏物。隔板高度不低于油面到箱底高度的3/4。5.2液压主元件根据液压阀在系统中的最高工作

26、压力与通过该阀的最大流量，可选出这些元件的型号及规格。该设计中所有阀的额定压力都为63kg/，额定流量根据各阀通过的流量，确定为10L/min，25 L/min和63 L/min三种规格，所有元件的规格型号列于表6中。表中的序号与系统原理图中的序号一致。表5.2 液压元件明细表序号元件名称最大通过流量（L/min）型号1叶片泵4/6YB1-4，YB1-62单向阀6DF-B10K33液控顺序阀（卸载）6XY-10B4溢流阀4YF-B8B5预控压力阀 10X-B25B6液动阀 2035Y-25B7电磁先导阀 0.235D-25B8单向阀 10DF-B10K39液控顺序阀0.093 XY-25B10

27、背压阀（定压式） 0.093B-10B11二位二通行程阀 2022C-63B12调速阀 0.187Q-10B13过滤器 20XU-J258014压力表开关K-6B15压力继电器HED20A/10Z6 液压系统主要性能验算6.1液压损失的验算及泵压力的调整1、系统压力损失、效率的计算 （1）工进时的压力损失验算和小流量泵压力的调整工进时管路中的最大流量仅为0.187L/min，因此流速很小，所以沿程压力损失和局部压力损失都非常小，可以忽略不计。这时进油路上仅考虑调速阀的压力损失= ，回油路上只有背压阀的压力损失，小流量泵的调整压力等于工进时液压缸的工作压力加上进油路压差，并考虑压力继电器动作需要

28、则=（37.3+5+5）=47.3即小流量泵的溢流阀4应按此压力=47.3进行调整。（2） 快退时的压力损失验算和大流量泵卸载压力的调整因快退时，液压缸无杆腔的回油量是进油的两倍，其压力损失比快进时要大，因此必须计算快退时的进油路与回油路的压力损失，以便确定大流量泵的卸载压力。已知：快退时进油管和回油管长度均按L=2.0m计算，油管直径 d=，通过的流量为进油路，回油路。液压系统选用N32号液压油，考虑最低工作温度为15，由手册查出此时油的运动粘度=1.5st=1.5 ，油的密度=900 ，液压系统元件采用集成块式的配置形式。a确定油液的流动状态按式式中 v平均流速（m/s）； d油管内径（

29、m）； 油的运动粘度（）； q通过的流量（）。则进油路中液流的雷诺数为 回油路中液流的雷诺数为 由上可知，进有路中的流动都是层流。b沿程压力损失由式可算出进油路和回油路的压力损失。在进油路上，流速，则压力损失为 在回油路上，流速为进油流速的两倍即v=6.64m/s，则压力损失为 c局部压力损失由于采用集成块式的液压装置，所以只考虑阀类元件和集成块内油路的压力损失。通过各阀的局部压力损失按式计算 式中 q通过阀的实际流量（L/min） 阀的额定流量(L/min) 阀在额定流量下的压力损失。计算结果列于表6.1中。 表6.1 阀类元件局部压力损失元件名称额定流量实际通过的流量额定压力损失实际压力损

30、失单向阀230620.08顺序阀52520 21.28三位五通电液换向阀62510/20 40.64/2.56二位二通行程阀112520 4 2.56注：快退与经过三位五通液动阀的两油道流量不同，压力损失也不同。若取集成块进油路的压力损失，回油路压力损失为，则进油路和回油路总的压力损失为=（0.135+0.08+0.64+1.28+0.3）=2.435=（0.899+2.56+2.56+0.5）=6.52由表1-1可知快退的液压缸负载F=947.4N；快退时液压缸的工作压力为 =（947.4+6.5231.2）/15.3Pa =19.49按式可算出快退时泵的工作压力为 =（19.49+2.43

31、5）Pa=30Pa因此，大流量泵卸载阀3的调整压力应大于30Pa。从以上验算结果可以看出，各种工况下的实际压力损失都小于初选的压力损失值，说明液压系统的油路结构、元件的参数是合理的，满足要求。 6.2液压系统的发热和温升验算在整个工作循环中，工进阶段所占用的时间最长，所以系统的发热主要是工进阶段造成的，因此按工进工况验算系统温升。工进时液压泵的输入功率如前面计算P1=628W工进时液压缸的输出功率 =（104210.06/60）W=10.421W系统总的发热功率为： =（628-10.421）W=617.6W已知油箱容积V=70L=203.7，则按式，油箱近似散热面积A为 假定通风良好，取油箱散热系数，则利用式，可得到油液温升为 =37.4设环境温度=25，则热平衡温度为 =25+37.4=62.4=65所以油箱散热基本可达到要求。22