组合机床动力滑台液压系统液压课程设计之欧阳总创编.docx
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组合机床动力滑台液压系统液压课程设计之欧阳总创编
湖南科技大学
时间：
2021.02.13
创作：
欧阳总
课程设计说明书
课程名称：
专业模块课程设计
题目名称：
组合机床动力滑台液压系统
专业：
机械设计制造及其自动化
姓名：
泮一平
学号：
1153010531
指导教师：
刘长鸣
2015年1月8日
一、液压传动的工作原理和组成............................
二、设计要求...........................................
三、液压系统的工况分析..................................
四、确定液压系统主要参数................................
五、液压元件的选择......................................
六、验算液压系统性能....................................
七、设计小结...........................................
一、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。
驱动机床工作台的液压系统是由邮箱、过滤器、液压泵、溢流阀、开停阀、节流阀、换向阀、液压缸以及连接这些元件的油管、接头等组成。
1、工作原理
（1）电动机驱动液压泵经滤油器从邮箱中吸油，油液被加压后，从泵的输出口输入管路。
油液经开停阀、节流阀、换向阀进入液压缸，推动活塞而使工作台左右移动。
液压缸里的油液经换向阀和回油管排回邮箱。
（2）工作台的移动速度是通过节流阀来调节的。
当节流阀开大时，进入液压缸的油量增多，工作台的移动速度增大；当节流阀关小时，进入液压缸的油量减少，工作台的移动速度减少。
由此可见，速度是油量决定的。
2、液压系统的基本组成
（1）能源装置——液压泵。
它将动力部分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。
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、速度和方向。
（4）辅助装置——邮箱、管路、储能器、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，系统用它来传递能量和信息。
二、设计要求
设计一台组合机床动力滑台液压系统。
1.机床要求的工作循环是：
要求实现工件快进、工进、快退等过程，最后自动停止；动力滑台采用平导轨，往复运动的加速、减速时间
为0.2s。
2.机床的其他工作参数如下：
参数三
运动部件总重力
G=30000N5000N
切削力
Ft=20000N24000N
快进、快退速度
v1=v3=6m/min3.5m/min
最大行程
l=400mm300mm
工进速度
v2=20~120mm/min30~40mm/min=0.03m/min~
静摩擦系数
fs=0.2
动摩擦系数
fd=0.1
3.机床自动化要求：
要求系统采用电液结合，实现自动循环，速度换接无冲击，且速度要稳定，能承受一定量的反向负荷。
由设计要求取工进速度为40mm/min，快进行程
为200mm，工进行程
为100mm
0.2s
三、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
2.1负载计算
2.11工作阻力
工作阻力为已知
2.12摩擦阻力
已知采用平导轨，且静摩擦系数
，动摩擦系数
，正压力
，则：
静摩擦阻力
动摩擦阻力
2.13惯性力
2.2液压缸各运动阶段负载
如果忽略切削力引起的颠覆力矩对导轨摩擦力的影响，并设定液压缸的机械效率
，则液压缸在各个工作阶段的总接卸负载可以算出，见下表：
运动阶段
计算公式
总接卸负载F/N
起动
1052
加速
682
快进
526
工进
25789
快退
526
2.3绘制动力滑台负载循环图，速度循环图
三、液压系统方案设计
1.选择调速回路
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。
为防止负载突变，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
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。
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，如下图所示。
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。
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，如下图所示。
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，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，如图下图所示。
5.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。
6．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，如右图所示。
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。
四、确定液压系统主要参数
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1和表2，初选液压缸的工作压力p1=5MPa。
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。
工进时为防止负载突变采用背压，参考表4选此背压为pb=0.8MPa。
表1按负载选择工作压力
负载/KN
<5
5~10
10~20
20~30
30~50
>50
工作压力/MPa
<0.8~1
1.5~2
2.5~3
3~4
4~5
≥5
表2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
组合机床
龙门刨床
拉床
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
工作压力/MPa
≤5.0
5.0~7.0
≥7.0
d/D
0.5~0.55
0.62~0.70
0.7
表5按速比要求确定d/D
2/
1
1.15
1.25
1.33
1.46
1.61
2
d/D
0.3
0.4
0.5
0.55
0.62
0.71
注：
1—无杆腔进油时活塞运动速度；
2—有杆腔进油时活塞运动速度。
液压缸活塞杆外径尺寸系列
——————摘自GB/T2348—1993（mm）
4
20
56
160
5
22
63
180
6
25
70
200
8
28
80
220
10
32
90
250
12
36
100
280
14
40
110
320
16
45
125
360
18
50
140
由公式
可得：
则活塞直径
参考表4及表5，得d
0.71D=60mm,圆整后取标准数值得
D=84mm，d=60mm。
由此求得液压缸两腔的实际有效面积为
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，如下表所列。
表6液压缸所需的实际流量、压力和功率
工作循环
计算公式
负载F
进油压力
回油压力
所需流量
输入功率P
N
pj
pb
L/min
KW
差动快进
526
18.66
0.48
工进
25789
0.51
0.036
快退
526
19.44
0.63
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pj，无杆腔回油，压力为pb=pj+Δp。
3.计算工进是背压按pb=0.8Mpa代入。
4.快退时背压按pb=0.5Mpa代入。
3.液压泵的参数计算
小流量泵在快进和工进时都向液压缸供油，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p1=4.22MPa，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，考虑到压力继电器的可靠动作要求压差Dp=0.5MPa，则小流量泵的最高工作压力估算为
大流量泵只在快进和快退时向液压缸供油，由表6可见，快退时液压缸的工作压力为p1=1.95MPa，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，则大流量泵的最高工作压力估算为
因此泵的额定压力可取
（2）计算液压泵的流量
由表6可知，油源向液压缸输入的最大流量为19.44L/min，若取回路泄漏系数K=1.1，则两个泵的总流量为
考虑到溢流阀的最小稳定流量为2.5L/min，工进时的流量为0.51L/min则小流量泵的流量
小流量泵的流量最少应为3.1L/min。
所以大流量泵的流量
（3）确定液压泵的规格和电动机功率
根据以上压力和流量数值查阅产品样本，并考虑液压泵存在容积损失，最后确定选取PV2R12-6/26型双联叶片泵。
其小流量泵和大流量泵的排量分别为6mL/min和26mL/min，当液压泵的转速np=960r/min时，其理论流量
分别为5.6L/min和24.3L/min，若取液压泵容积效率ηv=0.9，则液压泵的实际输出流量为
由于液压缸在快退时输入功率最大，若取液压泵总效率ηp=0.8，这时液压泵的驱动电动机功率为
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910r/min
五、液压元件的选择
1.液压阀及过滤器的选择
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。
本例中搜有阀的额定压力都高于6.8MPa，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0.51L/min。
表8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qn/L/min
额定压力Pn/MPa
额定压降∆Pn/MPa
1
双联叶片泵
—
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
100
6.3
0.3
4
调速阀
<1
Q—6B
6
6.3
—
5
单向阀
70
I—100B
100
6.3
0.2
6
单向阀
29.3
I—100B
100
6.3
0.2
7
液控顺序阀
28.1
XY—63B
63
6.3
0.3
8
背压阀
<1
B—10B
10
6.3
—
9
溢流阀
5.1
Y—10B
10
6.3
—
10
单向阀
27.9
I—100B
100
6.3
0.2
11
滤油器
36.6
XU—80×200
80
6.3
0.02
12
压力表开关
—
K—6B
—
—
—
13
单向阀
70
I—100B
100
6.3
0.2
14
压力继电器
—
PF—B8L
—
14
—
*注：
此为电动机额定转速为910r/min时的流量。
2.油管的选择
根据选定的液压阀的链接油口尺寸确定管道尺寸。
液压缸的进、出油管输入、排出的最大流量来计算。
由于本系统液压缸差动连接快进快退时，油管内油量最大，其实际流量为泵额定流量的两倍达65L/min，为了统一规格，液压缸进、出油管直径d按产品样本，选用内径为20mm、外径28mm的10号冷拔钢管。
（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
快进
工进
快退
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。
根据表9数值，按表10推荐的管道内允许速度取
=6m/s，由式
计算得与液压缸无杆腔和有杆腔相连的油管内径分别为
为了统一规格，按产品样本选取所有管子均为内径15mm、外径22mm的10号冷拔钢管。
3.油箱的选择
油箱的容量按式
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
六、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。
液压系统选用L-HG32号液压油，现取进、回油管道长为l=1.8m，油液的运动粘度取
=1.5´10-4m2/s，油液的密度取r=0.90´103kg/m3。
1.1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进时进油流量q1=55.3L/min为最大，快退时q2=39.3L/min此时，油液流动的雷诺数
快进时
快退时
因为最大的雷诺数小于临界雷诺数（2300），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。
1.2计算系统压力损失
油液在管道内流速
进油路
进油路压力损失
回油路上，流速是进油路的两倍即v=9.64m/s，则压力损失为
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∆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Dpn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：
1.21．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
1.22．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
此值略小于估计值。
在回油路上总的压力损失为
该值即为液压缸的回油腔压力p2=0.86MPa，可见此值与初算时参考表3选取的背压值基本相符。
按表6的公式重新计算液压缸的工作压力为
此略高于表6数值。
考虑到压力继电器的可靠动作要求压差Dp=0.5MPa，则小流量泵的工作压力为
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。
1.23．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
此值远小于估计值，因此液压泵的驱动电动机的功率是足够的。
在回油路上总的压力损失为
此值与表7的数值基本相符，故不必重算。
大流量泵的工作压力为
此值是调整液控顺序阀7的调整压力的主要参考数据。
3.验算系统发热与温升
由于工进在整个工作循环中占的时间最长，所以系统的发热与温升可按工进工况来计算。
在工进时，大流量泵经液控顺序阀7卸荷，其出口压力即为油液通过液控顺序阀的压力损失
液压系统的总输入功率即为液压泵的输入功率
液压系统输出的有效功率即为液压缸输出的有效功率
由此可计算出系统的发热功率为
已知油箱容积V=220L=224x10-3m3
则油箱近似散热面积
假设通风良好，取油箱散热系数CT=15x10-3KW/（m2.oc）
按式
计算工进时系统中的油液温升，即
设环境温T2=25°C，则热平衡温度为
此值接近于
油温在允许范围内，油箱散热面积符合要求，不必设置冷却器。
七、设计小结
液压课程设计，作为液压与气压传动这门课程的重要一环节，我深知其重要性，因此自始至终都以端正的姿态、严谨的态度予以对待。
通过整个设计过程，对液压传动的认识加深了不少，从中收获了许多许多。
这次课程设计，由于理论知识的不足，再加上平时没有什么设计经验，一开始的时候有些手忙脚乱，不知从何入手。
在老师的谆谆教导，和同学们的热情帮助下，使我找到了信心。
现在想想其实课程设计当中的每一天都是很累的，其实正向老师说得一样，机械设计的课程设计没有那么简单，你想copy或者你想自己胡乱蒙两个数据上去来骗骗老师都不行，因为你的每一个数据都要从机械设计书上或者机械设计手册上找到出处。
虽然种种困难我都已经克服，但是还是难免我有些疏忽和遗漏的地方。
完美总是可望而不可求的，不在同一个地方跌倒两次才是最重要的。
抱着这个心理我一步步走了过来，最终完成了我的任务。
参考文献
[1]液压与气压传动<第三版>许福玲、陈尧明主编北京：
机械工业出版社2010
[2]章宏甲.液压与气压传动.第2版.北京：
武汉理工大学出版社，2001
[3]许福玲.液压与气压传动.武汉.华中科技大学出版社，2001
时间：
2021.02.13
创作：
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