组合机床液压系统设计

液压传动课程设计题目：在某专用机床上有一夹紧进给液压系统，完成工件的先夹紧后、后进给任务，工作原理如下：夹紧油缸：快进f慢进f达到夹紧力后启动进给油缸工作进给油缸：快进f慢进f达到进给终点f快速退回夹紧油缸快速退回。夹紧缸快进速度：0.07mm/s夹紧缸慢进速度：10mm/s最大夹紧力：30KN进给油缸快进速度：0.2m/s进给油缸慢进速度：0.02m/s最大切削力：110KN夹紧缸行程：用行程开关调节（最大250mm）进给缸行程：用行程开关调节（最大1000mm）一、 负载与运动分析已知最大夹紧力为30KN，则夹紧油缸工作最大负载F=30KN已知最大切削力为110KN,则进给油缸工作最大负载F=110KN二、 确定液压系统主要参数初选液压缸工作压力所设计的夹紧缸工作最大负载F=30KN,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,初选夹紧液压缸的工作压力P]=4MPa，进给时的最大切削力是F=110KN,在工进时负载最大，所以加紧液压缸选工作压力p=6MPa计算液压缸主要尺寸鉴于液压缸快进和快退速度相等，这里的液压缸可选用单活塞杆式即液压缸有(A1=2A2)OX进时为防止冲击现象，液压缸的回油腔应有背压，参考表4选此夹紧缸的背压为p=0.6MPa,进给缸的背压为p=0.7MPa表1按负载选择工作压力工作压力/MPa<工作压力/MPa<5.05.0〜7.0d/D0.5〜0.550.62〜0.70N7.00.7负载/KN<55〜1010〜2020〜3030〜50工作压力/MPa<0.8〜11.5〜22.5〜33〜44〜5>50N5〜7表2各种机械常用的系统工作压力机，床， 农业机械 液压机川心丧两 磨床组合机床龙门刨床拉床小型工程机械大中型挖掘机机械类型建筑机械 重型机械 液压凿岩机 起重运输机械工作压力/MPa 0.8〜2 | 3〜5 | 2〜8 8〜10 | 10〜18 20〜32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0.2〜0.5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由式P]\2JDP]\2JD可得夹紧油缸活塞直径0107m2D10.0107m2=0.进给油缸活塞直径D2得d汗0.71D=77mm，参考《机械设计手册》，圆整后取标准数值得D=110mm,d=80mm。由此求得液压缸两腔的实际有效面积为』航^TXO.112 2牛in_42二—^―= m=95x10m& -^2)=^x(0.112-0.82)m2=44.7xl0~4m2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，如表6所列，由此绘制的液压缸工况图如图2所示。表6液压缸在各阶段的压力、流量和功率值夹紧缸工况推力职回油腔压力p2/MPa进油腔压力p1/MPa输入流量qX10-3/m3/s输入功率P/KW计算公式快进—0.6——夹紧0.6q=纣屿B二W快退—0.6——，二也蚂选择基本回路选择调速回路由图2可知，这台机床液压系统功率与运动速度，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。为防止液压缸冲击冲，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。

选择油源形式从工况图可以清楚看出，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。最大流量与最小流量之比qmax/q硕=0.5/(0.84X10-2)旧60。在工作前可根据加工需要夹紧和进给最大行程可以随时调节。根据该机床工作原理，则系统两个油缸可公用一个泵，为此可选用限压式变量泵或单作用叶片泵作为油源。且两者都能实现系统功能，考虑到系统效率、节省能量角度来看，最后确定选用限压式变量泵方案，如图2a所示。选择快速运动和换向回路选用电磁换向阀换向回路，且选用二位四通电磁换向阀，如图2b所示。选择速度换接回路由于本系统滑台由快进转为工进时，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2c所示。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。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，如图3所示。在图3中，为了避免机床夹紧工作停止后，夹紧油缸回路中无法保持夹紧力，图中在夹紧缸旁添置了蓄能器。为便于系统自动发出信号，图中增设了两个压力继电器。四、计算和选择液压件确定液压泵的规格和电动机功率计算液压泵的最大工作压力由表6可知，液压缸在工进时工作压力最大，最大工作压力为p「3.96MPa，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Z8=0.6MPa，考虑到压力继电器的可靠动作要求压差pe=0.5MPa，则小流量泵的最高工作压力估算为>py+Aj?+Ar=(3.96+0.6+0.5)MPa=5.06MPa由表6可见，快退时液压缸的工作压力为P]=1.43MPa，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£Ap=0.3MPa，则大流量泵的最高工作压力估算为>P1+ =(1.43+0.3)MPa=1.73MP&计算液压泵的流量由表7可知，油源向液压缸输入的最大流量为0.5X10-3m3/s，若取回路泄漏系数K=1.1，则两个泵的总流量为%>^=1.1X0.5xio-3m3/s=0.55xlO_3m3/s=33Umm考虑到溢流阀的最小稳定流量为3L/min，工进时的流量为0.84X10-5m3/s=0.5L/min，则小流量泵的流量最少应为3.5L/min。确定液压泵的规格和电动机功率根据机功率为由于进给油缸工进时输入功率最大，若取液压泵总效率n=0.8,这时液压泵的驱动电动p

机功率为根据此数值查阅产品样本，选用规格相近的Y100L—6型电动机，其额定功率为1.5KW,额定转速为940r/min。2.确定其它元件及辅件(1)确定阀类元件及辅件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。其中，溢流阀9按小流量泵的额定流量选取，调速阀4选用Q—6B型，其最小稳定流量为0.03L/min，小于本系统工进时的流量0.5L/min。表9液压元件规格及型号序号元件名称通过的最大流量q/L/min规格型号额定流量q/L/min额定压力P/MPa额定压降△P/MPa1双联叶片泵—PV2R12-6/335.1/27.9*16—2三位五通电液换向阀7035DY—100BY1006.30.33行程阀62.322C—100BH1006.30.34调速阀<1Q—6B66.3—5单向阀70I—100B1006.30.26单向阀29.3I—100B1006.30.27液控顺序阀28.1XY—63B636.30.38背压阀<1B—10B106.3—9溢流阀5.1Y—10B106.3—10单向阀27.9I—100B1006.30.211滤油器36.6XU—80X200806.30.0212压力表开关—K—6B———13单向阀70I—100B1006.30.214压力继电器—PF—B8L—14—*注：此为电动机额定转速为940r/min时的流量。(2)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、时间和流量参数快进工进快退输入流量q_4(^12)(3.1+27.9) . 1/mm95-44.7=62.3L/mm=0.5L/min=知+%=(5.1+27.9)L/mm=331知n

排除流量%=硬=62.3x^2.L/mm95=皿95=。,24口皿=33x-?5_L/mm44.7=70L/nnn运动速度"4-460x(95-44.7)xlO-4=0.109m/s0.5^10^ .= 血S60x95xlO^=a.8Sxio-Ws333妇尸 .= 血S60x44.7x10^=0.123m/S表10允许流速推荐值管道推荐流速/(m/s)吸油管道0.5〜1.5，一般取1以下压油管道3〜6，压力高，管道短，粘度小取大值回油管道1.5〜3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。d=根据表9数值，按表10推荐的管道内允许速度取=4m/s，由式丫行。计算得与液压缸无杆腔和有杆腔相连的油管内径分别为竺皿=1曙怦60x3.14x4竺皿=1曙怦60x3.14x460x3.14x4为了统一规格，按产品样本选取所有管子均为内径20mm、外径28mm的10号冷拔钢管。(3)确定油箱油箱的容量按式『=地华估算，其中a为经验系数，低压系统，a=2〜4；中压系统，a=5〜7；高压系统，a=6〜12。现取a=6,得= =6x(5.6+31)L=220L五、验算液压系统性能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。现取进、回油管道长为l=2m，油液的运动粘度取"=1x10-4m2/s，油液的密度取p=0.9174x103kg/m3。(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退时回油流量q2=70L/min为最大，此时，油液流动的雷诺数'V殖“60x7tx20x10-3xlxlO-4也为最大。因为最大的雷诺数小于临界雷诺数(2000)，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。(2)计算系统压力损失将层流流动状态沿程阻力系数和油液在管道内流速,、％^P1=A-—p同时代入沿程压力损失计算公式 d2 ，并将已知数据代入后，得4x7W= =se购2萩 2x3.14x(20xl0-3)4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",常按下式作经验计算各工况下的阀类元件的局部压力损失可根据下式计算其中的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： °1.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A/?h=0.5478x10^=0.5478xlCfx623^10x10~6MPa=0.0568SMPa2A^i=20.Wli=0.1x0.05688MPa=0.005688MPa1(33} (623T+0.3x——+0.3x—MPa=0.1647MPaUooJ Uoo)2A^.= + +2^=(0.05688+0.005688+0.1647)MPa=0.2273MP&

在回油路上，压力损失分别为pg1n-32=0.5478x108<7=0.5478x108x——xW6MPa=0.02675MPa=20.1A^b=0.1x0.02675MPa=0.002675MPa1(293V {623Y+0.2x—+0.3x—MPa=0.1594MPa1,100) Uoo)ZA^0=ZA^+EA^+ZA^o=(002675+0002675+01594)MPa=01888MPa将回油路上的压力损失折算到进油路上去，便得出差动快速运动时的总的压力损失£的=0.2273+0.1888x^£的=0.2273+0.1888x^MPa=0.316MPa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ZA^i=ZMi= +0.5MPa=0.5MPa此值略小于估计值。在回油路上总的压力损失为(024V f^O24+279V£%孔=£询关=0-3x^—j+0.6+0.3x^——jMPa=0.66MPa该值即为液压缸的回油腔压力p2=0.66MPa，可见此值与初算时参考表4选取的背压值基本相符。按表7的公式重新计算液压缸的工作压力为用+%也34942+0.66x106x44.7x10^__t.p.=—_L-L.L= MPa=3.99MPa1 4 95xl0-4xlO6此略高于表7数值。考虑到压力继电器的可靠动作要求压差pe=0.5MPa，则小流量泵的工作压力为Ppi=Pi+ +A?%=3.99+0.5+0.5=4.99MP&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。3.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

SA^i=SMi=0.2x27.9\o.3xUooJMPa=0.048MP&n」也 丫 spoVzpoySA^i=SMi=0.2x27.9\o.3xUooJMPa