组合机床动力滑台液压系统的设计Word文档下载推荐.docx
《组合机床动力滑台液压系统的设计Word文档下载推荐.docx》由会员分享，可在线阅读，更多相关《组合机床动力滑台液压系统的设计Word文档下载推荐.docx（17页珍藏版）》请在冰豆网上搜索。
/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
计算公式
p=F/A3
q=u3A3
P=pq
p=（F+p2A2）/A1
q=u1A1
p=（F+p2A1）/A2
q=u2A2
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×
A3=3846×
负载N
3266
3000
1633
32744
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
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
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。
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：
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。
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
过滤器1→变量泵2→换向阀A→单向阀D→换向阀B右端。
换向阀B左端→节流阀E→换向阀A→油箱。
过滤器1→变量泵2→单向阀3→换向阀B→液压缸右腔。
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
＋
－
／
压下
＋（工进终了）
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）×
10-3／0.75=993W
式中qv1——大泵流量，qv1=18L／min（约0.3×
10-3m3／s）
qv2——小泵流量，qv2=12L／min（约0.2×
ηp——液压泵总效率，取ηp=0.75。
图2
a
b
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1.1KWJ52－6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）
（L／min）
调整压力
P（MPa）
1
叶片泵
YB－12／18
双联p=7.0，
=12
P=5.38
2
=18
P=1.35
3
三位五通电磁换向阀
35D－25B
p=6.3，
=25
4
单向行程调速阀
QCI－25
=25△P=2～3qvmin=0.03
5
溢流阀
Y－10
≤4
=10，卸荷压p＜1.5
6
背压阀
B－10B
=10背压力p=0.5～0.6实际通过流量
≈1.5
7
液动顺序阀
XY－B10B
p=6.3，qv=10卸荷压力p＜1.5实际通过流量qv=9（做卸荷阀用）
8
p=6.3，qv=10卸荷压力p＜1.5实际通过流量qv=1.5
P=1.35+（0.5～0.8）
9
单向阀
I－25B
p=6.3，qv=25△P≤2最大实际通过流量qv=22
10
p=6.3，qv=25△P≤2实际通过流量qv=10
11
p=6.3，qv=25△P≤2实际通过流量qv≈15
12
p=6.3，qv=25△P≤2实际通过流量qv≈30
13
压力继电器
DP1－63B
P=1～6.3，反向区间压力调整范围为0.5～0.8
14
压力表开关
K－6B
p=6.3，测量6点压力值，实测4点压力值
15
滤油器
WU－25×
180J型
公称直径15×
10-3m公称流25（≈0.42×
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≈24L／min（0.5×
10-3m3／s）,取允许流速u=0.5m／s,则主压力油管d
用下式计算
d=
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δ。
选用14mm×
12mm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4mm×
3mm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5～7倍
V=7
=7×
30L=210L
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=1.2×
10-3m，通过流量
=0.39L／min（0.0065×
10-3m3／s），选用L－HM32全损耗系统用油，考虑最低温度
为15℃，v=1.5㎝2／s。
1）判断油流类型利用下式计算出雷诺数
Re=1.273
×
104／
=1.273×
0.0065×
10-3×
104／1.2×
10-3/1.5
≈66<
2000
为层流。
（2）沿程压力损失∑△P1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
△P1=4.4×
1012v.l.qv／d4=4.3×
1012×
1.5×
10-3／124Pa
=0.0313×
105Pa
回油路上，其流量qv=0.75L／min（0.0125×
10-3m3／s）（差动液压缸A1≈2A2）,
压力损失为
△P1=4.3×
0.00325×
=0.01532×
由于是差动液压缸，且A1≈2A2，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
∑△P1=（0.03103+0.5×
0.01532）×
105Pa=0.039×
（3）局部压力损失∑△P2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
（L／min）
公称流量
L／min）
公称压力损失
△Pr×
105（Pa）
25
0.195
1.5（卸荷时压力损失）
计算各阀局部压力损失之和∑△Pv如下
∑△Pv=[2×
105×
（0.39／25）2+2×
（0.39／25）+5×
105+0.5×
（0.39／25）2+0.5×
6×
105]Pa
=8.1×
取油流通过集成块时的压力损失为
∑△PJ=0.3×
故工进时总的局部压力损失为
∑△P2=（8.1+0.3）×
105Pa=8.4×
所以∑△P=（0.5+8.4）×
105Pa=9×
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5×
105Pa），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＋P1＋5×
105
式中P1——液压缸工进时克服外负载所需压力。
而
P1=F0／A1=32744／7850×
10-6Pa=41.7×
所以
P=（41.7+9+5）×
105Pa=55.7×
这个值比估算的溢流阀调整压力值67×
105Pa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=54×
105Pa，流量
qvp1=12L／min（0.2×
10-3m3／s）小流量泵的功率为
P1=Pp1qvp1／ηp=54×
0.2×
102／0.75W=1440W
式中ηp——液压泵的总效率。
工进时大流量泵卸荷，顺序阀的压力损失△P=1.5×
105Pa，即大流量泵的工作压力Pp2=1.5×
105Pa，流量qvp2=18L／min（0.3×
10-3m3／s）大流量泵的功率P2为
P2=Pp2qvp2／ηp=1.5×
0.3×
102／0.75W=60W
故双联泵的合计输出功率Pi为
Pi=P1+P2=1440+60W=2040W
（2）有效功率工进时，液压缸的负载F=32744N，取工进速度v=0.00083×
10-3m／s
输出功率P0为
P0=Fv=32744×
0.00083W=27W
（3）系统发热功率Ph系统总的发热功率Ph为
Ph=Pi－P0=2013W
（4）散热面积油箱容积V=210L，油箱近似散热面积A为
A=0.065
（5）油液温升△t假定采用风冷，取油箱的传热系数Kt=23W／（㎡.℃）,可得
油液温升为
△t=Ph／∑KtA=1198／（23×
2.296）℃=22.7℃
设夏天的室温为30℃，则油温为（30+22.7）℃=52.7℃，没有超过最高允许油温（50～65℃）。
致谢
经过紧张的毕业设计，我如愿地，较圆满地完成了设计任务。
从中得到了以前许多注意的问题。
本次设计培养了我们对设计工程的设计能力，学习和掌握课件的基本制作方法和步骤，并给我们以后的工作打下坚实的基础，通过本次设计，我们把以前在课本中学习到的理论知识在此次设计中加以综合运用设计资料，并懂得，这样才不至于在设计过程中出现太多错误。
经过一个月的紧张有序的工作，完成了课程设计，其中我们在设计的过程中遇到很多难题，但是经过刘老师的认真讲解，使我对其加深了认识。
最后，真诚的感谢辅导老师对我们的指导和帮助。
由于我们对所学知识不够彻底，而且时间较短，又缺乏经验，设计书中难免会存在疏漏和欠缺之处，恳请老师批评指正，以便在以后的工作和学习中不犯类似的错误。
参考文献
张群生主编的《液压与气压传动》
袁承训主编的《液压与气压传动》
宋学义主编的《液压气动手册》
上海科技出版社出版的《液压传动设计手册》
周文森郑景山陆业铫编的《简明电工手册》
升级会员 