组合机床动力滑台液压系统Word文档格式.docx
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机床工业——磨床、铣床、刨床、拉床、组合机床、数控机床、加工中心等
工程机械——挖掘机、装载机、推土机等
汽车工业——自卸式汽车、平板车、高空作业车等
农业机械——联合收割机的控制系统、拖拉机的悬挂装置等
轻工机械——打包机、注塑机、校直机、橡胶硫化机、造纸机等
冶金机械——电炉控制系统、轧钢机控制系统等
矿山机械——开采机、提升机、液压支架等
建筑机械——打桩机、平地机等
船舶港口机械——起货机、锚机、舵机
2液压传动的工作原理和组成
液压传动是用液体作为工作介质来传递能量和进行控制的传动方式。
液压系统利用液压泵将原动机的机械能转换为液体的压力能，通过液体压力能的变化来传递能量，经过各种控制阀和管路的传递，借助于液压执行元件（缸或马达）把液体压力能转换为机械能，从而驱动工作机构，实现直线往复运动和回转运动。
2.1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。
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，变量泵2在低压下流量为最大，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，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，压力继电器发出信号给时间继电器，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，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2.1）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2.1叶片泵的选择
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
表2.2系统工作循环
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）
2.2液压系统的基本组成
1）能源装置——液压泵。
它将动力部分（电动机或其它远动机）所输出的机械能转换成液压能，给系统提供压力油液。
2）执行装置——液压机（液压缸、液压马达）。
通过它将液压能转换成机械能，推动负载做功。
3）控制装置——液压阀。
通过它们的控制和调节，使液流的压力、流速和方向得以改变，从而改变执行元件的力（或力矩）、速度和方向。
4）辅助装置——油箱、蓄能器、滤油器、管接头、压力表开关等.通过这些元件把系统联接起来，以实现各种工作循环。
5）工作介质——液压油。
绝大多数液压油采用矿物油传递能量或信息。
3液压传动的优缺点
3.1液压传动的优点
1）在相同的体积下，液压执行装置能比电气装置产生出更大的动力。
在同等功率的情况下，液压执行装置的体积小、重量轻、结构紧凑。
2）液压执行装置的工作比较平稳。
由于液压执行装置重量轻、惯性小、反应快，所以易于实现快速起动、制动和频繁地换向。
3）液压传动可在大范围内实现无级调速（调速比可达1：
2000），并可在液压装置运行的过程中进行调速。
4）液压传动容易实现自动化，因为它是对液体的压力、流量和流动方向进行控制或调节，操纵很方便。
5）液压装置易于实现过载保护且液压件能自行润滑，因此使用寿命长。
6）由于液压元件已实现了标准化、系列化和通用化，所以液压系统的设计、制造和使用都比较方便。
3.2液压传动的缺点
1）液压传动是以液体为工作介质，在相对运动表面间不可避免地要有泄漏。
例如螺纹和齿轮加工机床的内传动链系统。
2）液压传动在工作过程中有较多的能量损失，如摩擦损失、泄漏损失等，故不宜于远距离传动。
3）液压传动对油温的变化比较敏感，油温变化会影响运动的稳定性。
4）为了减少泄露，液压元件的制造精度要求高，因此，液压元件的制造成本高，而且对油液的污染比较敏感。
5）液压系统故障的诊断比较困难，因此对维修人员提出了更高的要求，既要系统地掌握液压传动的理论知识，又要有一定的实践经验。
6）随着高压、高速、高效率和大流量化，液压元件和系统的噪声日益增大，这也是要解决的问题。
4液压系统工况分析
4.1运动分析
绘制动力滑台的工作循环图
图4.1动力滑台的工作循环
4.2负载分析
4.2.1负载计算
（1）工作负载
工作负载为已知FL=28000`N
（2）摩擦阻力负载
已知采用平导轨，且静摩擦因数ud=0.1,动摩擦因数ud=0.2,则：
静摩擦阻力
=0.1×
9810N=981N
动摩擦阻力
=0.2×
9810N=1962N
4.2.2液压缸各阶段工作负载计算：
（1）启动时F1=
/ηcm=1962/0.9=2180N
（2）加速时F2=（
+
）/ηcm=（981+4004）/0.9=5538N
（3）快进时F3=
/ηcm=981/0.9N=1090N
（4）工进时F4=（
）/ηcm=（28000+981）/0.9N=32201N
（5）快退时F5=
4.2.3绘制动力滑台负载循环图，速度循环图
图4.2速度与负载
4.2.4确定液压缸的工作压力
参考课本资料,初选液压缸工作压力p1=40×
106Pa
4.2.5确定缸筒内径D，活塞杆直径d
A=Fmax／pη=7276
D=100mm
按GB/T2348——1993，取D=100mm
d=0.71D=71mm
按GB/T2348——1993，取d=70mm
4.2.6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
4.2.7最低稳定速度验算
最低稳定速度为工进时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
4.2.8压力、流量、功率计算
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（4.1）
表（4.1）液压缸压力、流量、功率计算
工
况
差动快进
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
5确定液压系统图
5.1液压泵型式的选择
由工况图可知，系统循环主要由低压大流量和高压小流量两个阶段组成，而且是顺序进行的。
从提高系统效率考虑，选用限压式变量叶片或双联叶片泵教适宜。
将两者进行比较（见表5.1）故采用双联叶片泵较好。
表5.1
5.2液压回路选择
（1）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/qmin=0.5/（0.84×
10-2）
60；
其相应的时间之比（t1+t3）/t2=（1+1.5）/56.8=0.044。
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。
考虑到前者流量突变时液压冲击较大，工作平稳性差，且后者可双泵同时向液压缸供油实现快速运动，最后确定选用双联叶片泵方案，如图（5.1）a所示。
（2）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。
由于要实现液压缸差动连接，所以选用三位五通电液换向阀，如图（5.1）b所示。
（3）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（
1/
2=0.1/（0.88×
10-3）
114），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（5.1）c所示。
（4）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。
图5.1选择基本回路
5.3液压系统组成
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（5.2）所示。
在图（5.2）中，为了解决滑台工进时进、回油路串通使系统压力无法建立的问题，增设了单向阀6。
为了避免机床停止工作时回路中的油液流回油箱，导致空气进入系统，影响滑台运动的平稳性，图中添置了一个单向阀13。
考虑到这台机床用于钻孔（通孔与不通孔）加工，对位置定位精度要求较高，图中增设了一个压力继电器14。
当滑台碰上死挡块后，系统压力升高，它发出快退信号，操纵电液换向阀换向。
图5.2整理后的液压系统原理图
6液压元件选择
6.1液压泵和电机的选择
6.1.1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。
6.1.2液压泵的流量
由流量图4（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）
6.1.3电机选择
由功率图6.1（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×
qv2——小泵流量，qv2=12L／min（约0.2×
ηp——液压泵总效率，取ηp=0.75。
（a）
（b）
（c）
图 6.1
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。
6.2辅助元件的选择
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。
表6.1液压元件及型号
序号
元件名称
通过的最大流量q/L/min
规格
型号
额定流量qn/L/min
额定压力Pn/MPa
额定压降∆Pn/MPa
1
—
PV2R12-6/33
5.1/27.9
16
2
三位五通电液换向阀
70
35DY—100BY
100
6.3
0.3
3
行程阀
62.3
22C—100BH
4
调速阀
<
Q—6B
6
5
单向阀
I—100B
0.2
29.3
7
液控顺序阀
28.1
XY-—63B
63
8
背压阀
B—10B
10
9
溢流阀
5.1
Y—10B
27.9
11
滤油器
36.6
XU—80×
200
80
0.02
12
压力表开关
K—6B
13
14
PF—B8L
注：
以上元件除液压泵、滤油器外，均为板式连接。
6.3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=12.01mm
圆化整，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。
7液压系统的性能验算
7.1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。
7.1.1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。
7.1.2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×
7.1.3局部压力损失∑△P2
在管道结构尚未确定的情况下，管道的局部压力损失∆pζ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数值查表可列出。
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
在回油路上，压力损失分别为
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
2．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
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