液压传动课程设计指导书

液压系统设计指导书19 液压系统的设计计算举例设计一台卧式钻镗类组合机床动力头的液压系统，动力头的工作循环是：快进工进死挡铁停留快退原位停止的工作循环。动力头的最大切削力 FL=12000N， 动力头自重 FG=20000N，快速进、退速度为 6m/min，快进行程为 300mm，工进速度要求在能在 0.02 1.2m/min 范围内无级调速，行程为 100mm，导轨型式为平导轨，其静摩擦系数 fs=0,2，动摩擦系数 fd=0,1，往复运动的加减速时间t=0.3s9.1 负载分析9.1.1 负载计算 负载图切削力 FL=12000N 重力阻力 因工作部件是卧式放置，故重力阻力为零。密封阻力 作为内负载阻力，考虑计入液压缸的机械效率，取液压缸的机械效率m=0.9 。背压阻力 由回油管路上的液压阻力决定的，在系统方案与结构尚未确定前，暂不定，待后定。根据以上分析，可算出液压缸在各动作阶段中的外负载与总负载，如表 12 所示。表 12 液压缸各动作阶段负载动作阶段 液压缸外负载计算公式 液压缸外负载F 外 （ N）液压缸总负载F=F 外 /m （ N）启动 F=Ffs 4000 4444加速 F=Ffd+Fm 2680 2978快速 F=Ffd 2000 2222工进 F=FL+Ffd 14000 15556液压系统设计指导书2快退 F=Ffd 2000 2222注：表中 m=0.9根据表 12 的数值可绘制出 F-l 负载图，如图 20 所示。9.1.2 速度分析 速度图据题义，快速进、退速度相等，即 v1=v3=6m/min,行程分别应为 l1=300mm， l3=400mm；工进速度 v2=0.021.2m/min， v2max=1.2m/min， v2min=0.02m/min, 行程为l2=100mm；根据这些数据可绘制出如图 21 所示的 v-l 速度图。9.2 初步确定液压缸的结构尺寸9.2.1 初选液压缸的工作压力由表 3、表 4 可知，组合机床的最大负载为 15556N 时宜初选液压缸的工作压力 p1=3MPa。9.2.2 计算确定液压缸的主要结构尺寸因要求 v1=v3，故选用单杆活塞油缸，快进时液压缸作差动连接，快退时液压缸有杆腔进油，无杆腔回油，这是须 A1=2A2， (d=0.707D)。因为是钻镗类组合机床，为了防止钻孔加工时，孔钻通时的滑台突然前冲，挥有路中应有背压。由表 2 暂取背压 0.6MPa。液压系统设计指导书3查得调速阀（Q-10BQ100B）的最小稳定流量为 Qvmin=0.05L/min=0.0510-3m3/min，由式由此可见，这类调速阀无论是放在进油路还是放在回油路上，液压缸的有效作用面积 A1、 A2 均可满足工作部件最低稳定速度的要求。9.3 液压缸的工况分析与工况图液压系统设计指导书4液压缸整个工作循环中各阶段所需的流量、压力和功率的实际值如表 13 所示。根据上表可绘制液压缸的工况图如图 22 所示。液压系统设计指导书59.4 拟订液压系统原理图9.4.1 选择液压基本回路1）调速回路与油源形式的选择由工况图 9-13 可以看出，该机床液压系统的功率小（1kW） ，速度较低；钻镗加工是连续切削。切削力变化小。故采用节流调速的开式回路是合适的。为了防止钻通时工件部件突然前冲，增加运动的平稳性，系统采用调速阀的进油节流调速回路，并在回油路中加背压阀，如图 23 所示。 2） 油源控制形式及其压力控制回路由工况还可以看出，该系统由低压大流量和高压小流量两个阶段组成，其最大流量与最小流量之比 Qmax / Qmin= 17.1 / (0.1130.8) = 2.51151.3，而相应的时间之比 t 工 / t 快 =（5300）/ 4 =1.2575。一般较多的工况是出现在 v2=0.021.2m/min 的平均值情况，若按此平均值考虑，上述的比值仍然很大。因此为了节能，考虑采用双联叶片泵油源供油。在进油节流调速回路与双泵供油形式确定的情况下，油源的压力控制回路也就基本确定，如图 23 所示。该回路中的溢流阀是根据系统工进时泵的最高工作压力调定，则液控顺序阀的调定压力应高于快速空行程时的最高压力，而低于工作进给所液压系统设计指导书6需的压力。当系统执行元件做快速运动时，溢流阀与液控顺序阀均关闭，使双泵同时供油；当执行元件做工进运动时，系统压力升高，液控顺序阀开启，使右泵通过液控顺序阀卸荷，单向阀关闭，使左泵向系统供油做工进运动，这种调压与卸荷功能的协调动作，使系统在完成快速进退和工进运动的同时达到节能的目的。）快速运动与换向回路由于系统要求快进与快退速度相等，因此在双泵供油的基础上，快进时采用液压缸差动连接快速运动回路；快退时采用液压缸有杆腔进油、无杆腔回油的快速运动回路；并且将液压缸两腔作用面积比设计为 A1=2A2。由工况图可以看出，系统在快退时的进油量为 17.1L/min，回油流量为 17.156.7/28.5=34.02L/min，系统流量不大，工作压力也不高 ,故采用电磁换向阀的换向回路。为便于实现差动连接，采用三位五通电磁阀。如图 25 所示。由于液控顺序阀的调定压力比快进与快退时泵的工作压力高，但比工进时泵的工作压力低，确保快进时，形成差动连接回路，工进时断开此差动连接。4）速度换接回路由工况图中可以看出，当动力头部件从快进转为工进时，输入液压缸得到流量由 27.64L/min 降至 0.8L/min，滑台速度变化较大，可选用行程阀来控制快进转工进的速度换接，以减少液压冲击。当工进后转快退时，挡块在工进行程中仍将行程阀压下着，为了不影响快退速度，特在回路中设置一与调速阀并联的单向阀，使快退时能使液压缸的回油通过单向阀直接回油箱。液压系统设计指导书75） 行程终点的控制方式这台机床用于钻、镗孔(通孔与不通孔)加工，因此要求行程终点的定位精度高。另外对于镗孔加工，为保证“清根”，使刀具在工进结束前，有一个短暂的停留时间，因此在行程终点采用死挡铁停留的控制方式。如图 26 所示。当运动部件碰到死挡铁后，系统压力升高，由压力继电器发出信号，操纵电磁铁动作，使电磁换向阀切换。9.4.2 将液压回路综合成液压系统将上述选出的各回路组合画在一起,就可得出如图 27 所示得到液压系统原理图(不包括另外圈出的单向阀 a。将此图仔细检查一遍，发现还存在一些系统干扰和烦琐等问题，须做进一步的修正。1） 工进时，由于液压缸的进油管路与液控顺序阀、背压阀相通，而背压阀压力较低，使液压缸进油腔无法建立起应有的压力而无法工进，必须在回路中入图串接一个单向阀 a，将进、回油路隔开。2） 两个液控顺序阀 b 与 c，均是在工进时开启，使回油箱的油路接通，只要将顺序阀 b 与 后面的背压阀位置对调一下，即可将两个液控顺序阀合并为一个，省去一个阀。3） 为压力阀的调压方便，应在所有需测压的地方添制压力表的测压管路，并连接到压力表开关上。4） 确定电磁铁与行程阀动作表，如表 14 所示。液压系统设计指导书89.5 计算和选择液压元件9.5.1 确定液压泵的规格与电动机功率1） 液压泵工作压力的计算（1）工进时液压泵最大工作压力的计算由表 13 和工况图可知，工进时液压缸的最大工作压力为 3.05MPa，如进油路上的压力损失取 0.8 MPa， ，为了使压力继电器能可靠、有效地工作，取其调整压力比系统最大工作压力再高 0.5 MPa，则系统在工进时的最高工作压力应为2）快速运动时液压泵最大工作压力的计算双联泵中的大流量泵只有在快进和快退运动时才向系统供油。由表 9-10 和工况图可知，快退时的工作压力比快进时大，为 2.04MPa，如取快退时进油路上的压力损失为 0.5MP a，则系统在快退时的最高工作压力应为液压系统设计指导书9表 14 工况表电磁铁动作名称 信号来源1DT 2DT