卧式单面多轴组合机床动力滑台液压系统设计

PAGE11PAGE动力滑台液压系统姓名：学院：系别：专业：年级：学号：指导教师：年月日

目录TOC\o"1-2"\h\z\t"标题3,3,样式1L,1,样式L2,2"147241.设计任务书 476602.液压系统设计 5261692.1负载与运动分析 511752.2确定液压系统主要参数 833612.2.1．初选液压缸工作压力 8113322.2.2．计算液压缸主要尺寸 8147302.2.3．油缸工况计算 10212122.4拟定液压系统原理图 12327432.4.1．选择基本回路 1262542.4.2．组成液压系统 1340522.4计算和选择液压件 15181452.4.1．确定液压泵的规格和电动机功率 15269842.4.2．确定其它元件及辅件 1631992.4.3．确定油管 1777232.4.3．确定油箱 18264952.5验算液压系统性能 187422.5.1压力损失和调定压力的确定 18131132.5.2系统的发热和温升 2083423液压缸的参数设计 2029913.1缸筒壁厚的计算 20261833.2缸底厚度计算 2188353.3缸盖固定螺栓的校核 22273173.4活塞杆强度的校核 2214495参考文献 24

1.设计任务书单位换算4.2m/S=0.07m/S0.03m/min=0.0005m/S2.液压系统设计 2.1负载与运动分析(1)工作负载：工作负载力：工进FL=21000N；(2)摩擦负载：摩擦负载即为导轨的摩擦阻力：静摩擦阻力:Ffs=μsG=0.2×20000=4000N动摩擦阻力：Ffd=μdG=0.1×20000=2000N为静摩擦系数；为动摩擦系数；惯性负载：运动时间快进时:工进时间：快退时间：液压缸各个主要工作阶段的机械总负载F计算：将液压缸在各阶段的速度和负载值列于表中，液压缸的机械效率ηcm=0.9，得出液压缸在各工作阶段的负载和推力，如表1所列。工况负载组成液压缸负载F/N液压缸推力F0=F/ηcm/N启动F=Ffs40004444加速F=Ffd+Fa127143016快进F=Ffd20002222减速F=Ffd-Fa212911434工进F=Ffd+FL2300025556制动F=Ffd-Fa319952217反向启动F=Ffs40004444加速F=Ffd+Fa127143016快退F=Ffd20002222表1液压缸各阶段的负载和推力根据液压缸在上述各阶段内的负载和运动时间，即可绘制出负载循环图F-l和速度循环图v-l，如图1所示。22222555644442222222225556444422220.03m/min4.2m/min4.2m/min0.08330.03m/min4.2m/min4.2m/min0.0833图1F-l与v-l图2.2确定液压系统主要参数2.2.1．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2和表3，初选液压缸的工作压力p1=4.5MPa。2.2.2．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。工进时为防止工作过程时负载突然消失发生前冲现象，液压缸的回油腔应有背压，参考表4选此背压为p2=0.6MPa。表2按负载选择工作压力负载/KN<55-1010-2020-3030-50>50工作压力/MPa<0.8-11.5-22.5-33-44-5≥5表3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动力滑台龙门刨床拉床工作压力/MPa0.8-23-52-88-1010-1820-32表4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5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6按速比要求确定d/DV1/V21.151.251.331.461.612d/D0.30.40.50.550.620.71注：V1—无杆腔进油时活塞运动速度；V2—有杆腔进油时活塞运动速度。由式得：则活塞直径为参考表5及表6，得，根据表7、表8圆整后取标准数值得D=90mm,d=63mm。表7液压缸内径尺寸系列810121620253240506380（90）100（110）125（140）160（180）200（220）250320400500表8活塞杆直径系列456810121416182022252832364045505663708090100110125140160180200220250280320360400由此求得液压缸两腔的实际有效面积为:无杆腔面积：有杆腔面积：2.2.3．油缸工况计算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9所列，由此绘制的液压缸工况图如图2所示。表9液压缸在各阶段的压力、流量和功率值工况推力F/N回油腔压力p2/MPa进油腔压力p1/MPa输入流量q×10-3/m3/s输入功率P/KW计算公式快进启动44441.43加速30160.501.49恒速22220.501.230.220.27工进255560.64.330.00320.014快退启动44441.37加速30160.51.91恒速22220.51.670.230.38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p1，无杆腔回油，压力为p2。0.380.270.01470.00320.230.221.674.331.230.380.270.01470.00320.230.221.674.331.23图2液压缸工况图2.4拟定液压系统原理图2.4.1．选择基本回路(1)选择调速回路由图2可知，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。为防止工进后期负载突然消失引起运动部件前冲，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。(2)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:这表明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。考虑到后者流量突变时液压冲击较大，工作平稳性差，且变量泵同时向液压缸供油实现快速运动，最后确定选用变量泵方案。(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。(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,因为：为减少速度换接时的液压冲击，选用液压阀控制的换接回路，。2.4.2．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4所示。图4整理后的液压系统原理图2.4计算和选择液压件2.4.1．确定液压泵的规格和电动机功率(1)计算液压泵的最大工作压力变量泵在快进和工进时都向液压缸供油，由表9可知，液压缸在工进时工作压力最大，最大工作压力为p1=1.93MPa，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（一般取0.5-1.5Mpa），则变量泵的最高工作压力估算为：由表9可见，快退时液压缸的工作压力为p1=1.63MPa，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，则变量泵的最高工作压力估算为：(2)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0.23×10-3L/s，若取回路泄漏系数K=1.1（一般取1.1-1.3），则变量泵的总流量为：工进时的流量为0.0053×10-5m3/s=0.32L/min，则小流量泵的流量最少应为3.32L/min.(3)确定液压泵的规格和电动机功率额定流量则只须满足上述最大流量即可。最后确定选取YBX-20型变量叶片泵。其额定压力为15MPa,变量泵的排量为20mL/r，当液压泵的转速np=940r/min时，其理论流量为18.8L/min，若取液压泵容积效率ηv=0.8，则液压泵的实际输出流量为15L/min。选择电动机的主要依据是电动机功率，但要注意电动机的转速应与所选液压泵规定转速范围和所需流量相适应。由于液压缸在后退时输入功率最大，若取液压泵总效率ηp=0.80,液压泵的总效率一般见表10所示。表10液压泵的总效率液压泵的类型齿轮泵叶片泵柱塞泵螺杆泵总效率0.6-0.70.6-0.90.8-0.950.65-0.8这时液压泵的驱动电动机功率为：根据此数值查阅机械设计手册5（新版）35-11页，选用规格相近的Y132S—6型电动机，其额定功率为3KW，额定转速为940r/min。2.4.2．确定其它元件及辅件(1)确定阀类元件及辅件表11液压元件规格及型号序号元件名称规格型号额定流量qn/L/min额定压力Pn/MPa1吸油过滤器WU-63X1006342变量叶片泵YBX-16156.33溢流阀DBW-1060144压力开关KJF-L8H—185压力表LHGM14—186二位三通换向阀3WE6A-LX/24V80157单向阀RVP-860128三位四通换向阀4WE10E-LX/24V80159单向阀RVP-8601210调速阀2FRM-52513*注：此为电动机额定转速为940r/min时的流量。2.4.3．确定油管本系统主油路最大流量时流量q=15L/min,回油管的允许流速取v=4m/s,则内径d为压力的流速比回油管道的流速要快，我们参考资料。选取压油管的允许流速取v=6m/s除了压力油管道和回油管道，我们还需要计算吸油管道，我们参考资料。选取压油管的允许流速取v=1.5m/s按表13推荐的管道为了统一规格，选取所有管子均为内径16mm的冷拔钢管。表13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1.5～42.4.3．确定油箱油箱的容量按式v=αQp估算，其中α为经验系数，低压系统，α=2～4；中压系统，α=5～7；高压系统，α=6～12。现取α=7，得v=107L。根据表14确定油箱容量为160L。表14油箱容量JB/T7938-1999(L)46.310254063100160250315400500630800100012501600200031504000500063002.5验算液压系统性能2.5.1压力损失和调定压力的确定根据计算工进时管道内的油液流动速度约为0.050m/s，通过的流量为15L/min，主要压力损失为液压阀两端的压降，此时功率损失最大；而在快退时机构及活塞组件的重量由背压阀所平衡，系统工作压力很低，所以不必验算。因而必须以快进为依据来计算卸荷阀和溢流阀的调定压力。此时油液在进油管中的流速为沿程压力损失首先要判别管中的流态，设系统采用N32液压油。室温为20℃时v=1.0×，所以有：Re=vd/v=1.26，管中为层流，则阻力损失系数=75/若取进、回油管长度均为1m，油液的密度为p=890kg/，则其进油路上的沿程压力损失为局部压力损失局部压力损失包括管道安装和管接头的压力损失和通过液压阀局部压力损失，前者视管道具体安装结构而定，一般取沿程压力损失的10%；而后者则与通过阀的流量大小有关，若阀的额定流量和额定压力损失为和，则当通过阀的流量为q时的阀的压力损失式（1-48）为同理，快上时回油路上的流量则回油路油管中的流速=由此可计算出：（层流），所以回油路上的沿程压力损失为总的压力损失有上面的计算所得可求出=0.047MPa原设，这与计算结果略有差异，应用计算出的结果来确定系统中压力阀的调定值。压力阀的调定值双联泵系统中卸荷阀的调定值应该满足快进的要求，保证同时向系统供油，因而卸荷阀的调定值应略大于快进时泵的供油压力所以卸荷阀的调定压力应取4.1MPa为宜。2.5.2系统的发热和温升根据以上的计算可知，在快上时电动机的输入功率为；工进时的电动机输入功率为；而快上时其有用功率为；工进时的有用功率为P2=13.8W；所以工进时的功率损失为120.8W，快上时的功率损失449.22W，现以较大的值来校核其热平衡，求出发热温升。设油箱的三个边长为1：1：1～1：2：3范围内，则散热面积为A=。假设通风良好，取h=15，所以油液的温升为室温为20℃，热平衡温度为15.6℃＜65℃，没有超出允许范围。3集成块的设计3.1集成块的介绍块式集成是液压系统目前应用最为普遍的集成方式，外形如图（a）所示，由1个底块、若干个中间块和1个顶块组成，各块由四根长螺栓固紧叠集为一体，安装在油箱上。如图1（b）所示，中间块（集成块）通常为六面体，上下两面布有直通的P孔、O孔、L孔及四个螺栓孔，四周留出1个面（一般为左面），安装管接头与执行元件（油缸）相