组合机床动力滑台液压系统的设计

目录前言 .1目录 .2一、液压传动的发展概况 .3二、液压传动的工作原理和组成 .4三、液压传动的优缺点 .51、优点 .52、液压传动的缺点： .5四、液压系统的应用领域 .61、液压传动在机械行业中的应用： .62、静液压传动装置的应用 .7五、液压系统工况分析 .81、运动分析 .8七、拟定液压系统图 .121、 调速方式的选择 .132、快速回路和速度换接方式的选择 .13液压工作原理： .14八、液压元件选择 .161、选择液压泵和电机 .162、 元、辅件的选择 .21九、液压系统验算 .241管路系统压力损失验算 .242、液压系统的发热与温升验算 .27十、液压系统最新发展状况 .291、国外液压系统的发展 .292、远程液压传动系统的发展 .30十一、注意事项 .32十二、总结 .33致谢 .34参考文献 .34项目 6：设计一组合机的液压系统。组合机床切削过程要求实现：快进工进快退停止，由动力滑台驱动工作台。最大切削力F=30000N，移动部件总重量 G3000N；行程长度 400mm（工进和快进行程均为 200mm） ，快进、快退的速度均为 4m/min，工作台的工进速度可调（501000）mm/min；启动、减速、制动时间t=0.5s;该动力滑台采用水平放置的平导轨。静摩擦系数fs0.2；动摩擦系数 fd0.1。组合机床动力滑台液压系统的设计毕业设计（论文）要求及原始数据（资料）：一、 要求1 工作循环为“快进工进死挡铁停留快退原位停止”2 采用平导轨二、原始数据：1 加工时最大切削力为 28000N2 快进、快退速度相等，V=0.1m/s3 往复运动加速、减速时间为 0.05s4 静摩擦系数为 0.2，动摩擦系数为 0.15 滑台快进行程长度为 100mm，工进行程为 50mm6 滑台工进速度 50mm/min7 运动部件总重 G=14700N五、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（1）阻力计算1）切削阻力切削阻力为已知 Fq=28000N2）摩擦阻力 取静摩擦系数 =0.2,动摩擦系数 ud=0.1,则：ju静摩擦阻力 =0.214700N=2940Nuj动摩擦阻力 =0.114700N=1470NdF3）惯性阻力 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=0.1m/s，t=0.05s ，故惯性阻力为：=Gu/gt=147000.19.80.05=3000NaF4）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）背压力 初算时暂不考虑。（2）液压缸各阶段工作负载计算：1）启动 F1= /cm=2940/0.9=3267NujF2）加速 F2=（ + ）/cm=（1470+3000）/0.9=4470Nda3）快进 F3= /cm=1740/0.9N=1633Nu4）工进 F4=( + )/cm=(28000+1470)/0.9N=32744NqFd5）快退 F5= /cm=1470/0.9N=1633Nu（3）绘制动力滑台负载位移曲线图，速度位移曲线图（见图1）图 1 （3） 、确定缸筒内径 D，活塞杆直径 dD=64721093.4Am按 GB/T23481993，取 D=100mmd=0.71D=71mm按 GB/T23481993，取 d=70mm（4） 、液压缸实际有效面积计算无杆腔面积 A1=D 2/4=3.141002/4 mm2=7850mm2 有杆腔面积 A2=（D 2d 2）/4=3.14（100 270 2）/4 mm2=4004 mm2活塞杆面积 A3=D 2/4=3.14702/4 mm2=3846 mm2（5） 、最低稳定速度验算。最低速度为工进时 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/minA1q min/umin=0.1/50=0.002 m2=2000 mm2满足最低速度要求。（6） 、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、功率计算差 动 快 进 快 退工况 启 动 加 速 恒 速工 进启 动 加 速 恒 速计 算公 式 p= F/A3q= u3A3 P=pqp=(F+ p2A2) / A1q= u1 A1 P=pqp=(F+ p2A1) / A2q= u2 A2 P=pq速 度 m/s u2=0.1 u1=310-4510-3 u3=0.1有 效面 积 m2A1=785010-6 A2=400410-6 A3=384610-6负 载 N 3266 3000 1633 32744 3266 3000 1633工况差 动 快 进工 进快 退启 动加 速恒 速 启 动加 速恒 速压 力MPa0.85 0.78 0.42 4.4 1.4 1.1 0.99流 量L/min23 0.39 24.0功 率KW0.16 1.755 0.40取 背 压 力p2=0.4MP取 背 压 力p2=0.3MP七、拟定液压系统图拟定的液压系统原理图 1、调速方式的选择 该机床负载变化小，功率中等，且要求低速运动平稳性好速度负载特性好，因此采用调速阀的进油节流调速回路，并在回油路上加背油阀。2、快速回路和速度换接方式的选择本题已选用差动型液压缸实现“快、慢、快”的回路。由于快进转工进时有平稳性要求，故采用行程阀或电磁阀皆可来实现（比较表如下表 2） ，工进转快退则利用压力继电器来实现。表 2 快进工进的控制方法比较项目 采用行程阀 采用电磁阀转换性能1液压冲击小2转换精度高3可靠性好4控制灵活性小1液压冲击较大2转换精度较低3可靠性较差4控制灵活性大安装特点1行程阀装在滑座上2管路较复杂3须设置液压撞块机构（撞块长度大于工进行程）1电磁阀可装在液压站（或控制板）上，安装灵活性大2管路较简单3须设置电气撞块机构综上所述，本系统为进油节流调速回路与差动回路的组合，为此可以列出不同的方案进行综合比较后，画出回路图，见图 0 号图纵纸。液压工作原理：1. 快速前进按下起动按钮，电磁经铁 1YA 通电，电磁换向阀 A 的左拉接入回路，液动换向阀 B 在制油液的作用下其左位接入系统工作，这时系统中油液的通路为：进油路：过滤器 1变量泵 1 换向阀 A单向阀 C换向阀 B 左端回油路：换向阀右端节流阀 F换向阀 A油箱。于是，换向阀 B 的阀芯右移，使其左位接入系统。主油路进油路：过滤器 1变量泵 1单向阀 3换向阀 B行程阀 11液压缸左腔。回油路：液压缸右腔换向阀 B单向阀 6行程阀 11液压缸左腔，形成差动连接。此时由于负载较小，液压系统的工作压力较低，所以液控顺序阀 5 关闭，液压缸形成差动连接，又因变量泵 2 在低压下输出流量为最大，所以动力滑台完成快速前进。2.工作进给当滑台运动到预定位置时，控制挡铁压下行程阀 11。切断了快进油路，电液动换向阀 7 的工作状态不变(阀 B 和阀 A 的左位仍接入系统工作 )，压力油须经调速阀 8、二位二通电磁 12 才能进入液压缸的左腔，由于油液流经调速阀而使系统压力升高，于是液控顺序阀 5 打开，单向阀 6 关闭，使液压缸右腔的油液经阀 5、背压阀 4 流回油箱，使滑台转换为工作进给运动。其主要油路：进油路：过滤器 1 变量泵 2单向阀 3换向阀 B 调速阀 8电磁阀 12液压缸左腔。回油路：液压缸右腔 换向阀 B顺序阀 5背压阀 4油箱。因为工作进给时系统压力升高，所以变量泵 2 的输出流量便自动减小，以适应工作进给的城要，进给速率的大小由调速阀 8 来调节。3.死挡铁停留当滑台第二次工作进给完毕，碰上死挡铁后停止前进，停留在死挡铁处，这时液压缸左腔油液的压力升高，当升高到压力继电器 13 的调整值时，压力继电器动作，发出信号给时间继电器，其停留时间由时间继电器控制，经过时间继电器的延时，再发出信号使滑台返回。4.快速退回时间继电器延时发出信号，使电磁铁 YA 停电，2YA 通电，这时换向阀 A 的右位接入回路，控制油液换向阀 B 的右位拉入系统工作，此时，由于滑台返回的负载小，系统压力较低，变量泵 2 的流量自动增大至最大，所以动力滑台快速退回。这时系统油液的通路为：控制油路进油路：过滤器 1变量泵 2换向阀 A单向阀 D换向阀 B 右端。回油路：换向阀 B 左端节流阀 E换向阀 A油箱。主油路进油路：过滤器 1变量泵 2单向阀 3换向阀 B液压缸右腔。回油路：液压缸左腔单向阀 10换向阀 B油箱。动力滑台快速后退，当其快退到一定位置(即工进的起始位置)时，行程阀 11 复位，使回油路更为畅通，但不影响快速退回动作。5.原位停止当滑台退回到原位时，挡铁压下行程开关而发出信号，使 2YA 断电，换向阀 A、B 都处于中位，液压缸失去动力源，滑台停止运动。变量泵 2输出的油液经单向阀 3、换向阀 B 流回油箱，液压泵卸荷。单向阀 3 使泵卸荷时，控制油路中仍保持一定的压力。这样，当电磁换向阀 A 通电时，可保证液动换向阀 B 能正常工作。3、油源的选择 由液压缸工况图（图 2）清楚的看出，其系统特点是快速时低压、大流量、时间短，工进时高压、小流量、时间长，故采用双联叶片泵或限压式变量泵。将两者进行比较（见表 3）考虑本机床要求系统平稳、工作可靠。因而采用双联叶片泵。表 3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，工作平衡性双联叶片泵 限压式变量叶片泵差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，温升较低系统工作循环表 4电 磁 铁 元件名称 动作循环 1Y 2Y行 程 阀 压力继电器快 进 工 进 压 下 （工进终 了）快 退 停止（或中途停止） 八、液压元件选择1、选择液压泵和电机（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=1.25 Pp1 =1.255.5MPa=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。（2）液压泵的流量 由流量图 2（b）可知，在快进时，最大流量值为23Lmin,取 K=1.1，则可计算泵的最大流量K( )maxvpqv=1.123Lmin=25.3Lminv在工进时，最小流量值为 0.39 Lmin.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 1 Lmin（约0.01710-3m3s）故小流量泵应取 1.39Lmin根据以上计算数值，选用公称流量分别为 18Lmin、12Lmin；公称压力为 70MPa 压力的双联叶片泵。（3）选择电机 由功率图 2（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）p=1.3510 6（0.2+0.3）10 -30.75=993W式中 q v1大泵流量，q v1=18 Lmin（约 0.310-3m3s）qv2小泵流量，q v2=12Lmin（约 0.210-3m3s）p液压泵总效率，取 p =0.75。图 2 ab 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1.1KWJ526 型的异步电机。2、元、辅件的选择 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。液压元件说明编号元 件 名 称 型 号技术数据 P(MPa)( Lmin)vq调整压力P（MPa）1 叶 片 YB1218 双联 p=7.0， =12vP=5.38编号元 件 名 称 型 号技术数据 P(MPa)( Lmin)vq调整压力P（MPa）泵2叶 片 泵YB1218 双联 p=7.0， =18vqP=1.353三位五通电磁换向阀35D25B p=6.3， =25vq4单向行程调速阀QCI25 p=6.3， =25 P=23 vqqvmin =0.035 溢 流 阀 Y10 p=6.3， 4 =10，卸荷minpv压 p1.56背 压 阀B10Bp=6.3， =10 背压力vqp=0.50.6 实际通过流量 vq1.57液 动 顺 序 阀XYB10Bp=6.3，q v =10 卸荷压力 p1.5实际通过流量 qv =9（做卸荷阀用）P=1.358液 动 顺 序 阀XYB10B p=6.3，q v =10 卸荷压力 p1.5实际通过流量 qv =1.5P=1.35+（0.50.8）9 单 向 I 25B p=6.3， qv=25 P2 最大实际通过流量 qv =22编号元 件 名 称 型 号技术数据 P(MPa)( Lmin)vq调整压力P（MPa）阀10单 向 阀I 25B p=6.3， qv=25 P2 实际通过 流量 qv =1011单 向 阀I 25B p=6.3， qv=25 P2 实际通过 流量 qv 1512单 向 阀I 25B p=6.3， qv=25 P2 实际通过 流量 qv 3013压 力 继 电 器DP163B P=16.3，反向区间压力调整范围为 0.50.814压 力 表 开 关K6B p=6.3，测量 6 点压力值，实测4 点压力值15滤 油 器WU25180J型公称直径 1510-3m 公称流25（0.4210 -3m3s）注：以上元件除液压泵、滤油器外，均为板式连接。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 24 Lmin(0.510 -3m3s),取允许流速 u=0.5ms,则主压力油管 d用下式计算d= 3340.511.3.10vvqm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 。选用 14mm12mm 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 4mm3mm 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 57 倍vqV=7 =730L=210Lvq九、液压系统验算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=1.210-3m，通过流量=0.39 Lmin（0.006510 -3m3s） ，选用 LHM32 全损耗系统用油，vq考虑最低温度为 15，v=1.5 2s。1）判断油流类型 利用下式计算出雷诺数 Re=1.273 104 =1.2730.006510-31041.210 -vqd3/1.5662000为层流。（2）沿程压力损失P 1 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P 1=4.41012v.l.qvd 4=4.310121.51.50.006510-312 4Pa=0.0313105Pa回油路上，其流量 qv=0.75 Lmin（0.012510 -3m3s） （差动液压缸 A12A 2）,压力损失为P 1=4.31012v.l.qvd 4=4.310121.51.50.0032510-312 4Pa=0.01532105Pa由于是差动液压缸，且 A12A 2，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P 1=（0.03103+0.50.01532）10 5Pa=0.039105Pa（3）局部压力损失P 2 由于采用液压装置为集成块式，故考虑阀类元件和集成块内的压力损失。为方便起见，将工进时油流通过各种阀的流量和压力损失列于下阀的流量和压力损失编 号 名 称实际通过流量(Lmin)vq公 称 流 量Lmin)vrq公称压力损失P r105(Pa)1 单 向 阀 0.39 25 22 三位五通电磁换向 阀 0.39 25 23 单向行程调速阀 0.39 25 54 液 动 顺 序 阀 0.195 25 1.5（卸荷时压力损失）5 液 动 顺 序 阀 0.195 10 6计算各阀局部压力损失之和P v 如下P v=2105（0.3925） 2+2105（0.3925）+5105+0.51.5（0.3925） 2+0.56105Pa =8.1105Pa取油流通过集成块时的压力损失为P J=0.3105Pa故工进时总的局部压力损失为P 2=（8.1+0.3 ） 105Pa=8.4105Pa所以 P=（0.5+8.4）10 5Pa=9105Pa这个数值加上液压缸的工作压力（由外负载决定的压力）和压力继电器要求系统调高的压力（取其值为 5105Pa） ，可作为溢流阀调整压力的参考数据。其压力调整值 p 为P= P P 1510 5式中 P1液压缸工进时克服外负载所需压力。而P1= F0A 1=32744785010 -6Pa=41.7105Pa所以P=（41.7+9+5）10 5Pa=55.7105Pa这个值比估算的溢流阀调整压力值 67105Pa 小。因此，主油路上的元件和油管直径均可不变。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。（1）液压泵的输入功率 工进时小流量泵的压力 Pp1=54105Pa，流量qvp1=12Lmin (0.210-3m3s)小流量泵的功率为P1= Pp1qvp1 p=540.21020.75W=1440W式中 p液压泵的总效率。工进时大流量泵卸荷，顺序阀