组合机床动力滑台液压系统的设计.docx

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组合机床动力滑台液压系统的设计

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G＝3000N；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（50~1000）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fs＝0.2；动摩擦系数fd＝0.1。

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28000N

2快进、快退速度相等，V=0.1m/s

3往复运动加速、减速时间为0.05s

4静摩擦系数为0.2，动摩擦系数为0.1

5滑台快进行程长度为100mm，工进行程为50mm

6滑台工进速度50mm/min

7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=28000`N

2）摩擦阻力取静摩擦系数=0.2,动摩擦系数ud=0.1,则：

静摩擦阻力=0.2×14700N=2940N

动摩擦阻力=0.1×14700N=1470N

3）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：

=G△u/g△t=14700×0.1÷9.8×0.05=3000N

4）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=/ηcm=2940/0.9=3267N

2）加速F2=（+）/ηcm=（1470+3000）/0.9=4470N

3）快进F3=/ηcm=1740/0.9N=1633N

4）工进F4=（+）/ηcm=（28000+1470）/0.9N=32744N

5）快退F5=/ηcm=1470/0.9N=1633N

（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d

D=

按GB/T2348——1993，取D=100mm

d=0.71D=71mm

按GB/T2348——1993，取d=70mm

（4）、液压缸实际有效面积计算

无杆腔面积A1=πD2/4=3.14×1002/4mm2=7850mm2

有杆腔面积A2=π（D2－d2）/4=3.14×（1002－702）/4mm2=4004mm2

活塞杆面积A3=πD2/4=3.14×702/4mm2=3846mm2

（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/min

A1≥qmin/umin=0.1/50=0.002m2=2000mm2

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

工

况

差动快进

工进

快退

启动

加速

恒速

启动

加速

恒速

计算公式

p=F/A3

q=u3A3

P=pq

p=（F+p2A2）/A1

q=u1A1

P=pq

p=（F+p2A1）/A2

q=u2A2

P=pq

速度m/s

u2=0.1

u1=3×10-4~5×10-3

u3=0.1

有效面积m2

A1=7850×10-6

A2=4004×10-6

A3=3846×10-6

负载N

3266

3000

1633

32744

3266

3000

1633

压力MPa

0.85

0.78

0.42

4.4

1.4

1.1

0.99

流量L/min

23

0.39

24.0

功率KW

0.16

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

元件名称

动作循环

电磁铁

行程阀

压力继电器

1Y

2Y

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=1.25Pp1=1.25×5.5MPa=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23L／min,

取K=1.1，则可计算泵的最大流量

≥K（∑）max

=1.1×23L／min=25.3L／min

在工进时，最小流量值为0.39L／min.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1L／min（约0.017×10-3m3／s）故

小流量泵应取1.39L／min

根据以上计算数值，选用公称流量分别为18L／min、12L／min；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）／ηp=1.35×106（0.2+0.3）