《立式组合机床的动力滑台》液压课程设计.docx
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《立式组合机床的动力滑台》液压课程设计
液压课程设计说明书
专业：
机械设计制造及其自动化
班级学号：
学生姓名：
指导教师：
2010年7月9日
沈阳理工大学应用技术学院
1．工况分析………………………………………………………………………………1
2．拟定液压系统原理图……………………………………………………………………2
3．液压系统的计算和选择液压元件……………………………………………………8
3.1液压缸主要尺寸的确定……………………………………………………………4
3.2确定液压泵的流量、压力和选择泵的规格………………………………………5
3.3液压阀的选择………………………………………………………………………5
3.4确定管道尺寸………………………………………………………………………6
3.5液压油箱容积的确定………………………………………………………………7
4．液压系统的验算……………………………………………………………………6
4.1压力损失的验算……………………………………………………………………6
4.2系统温升的验算……………………………………………………………………8
某立式组合机床的动力滑台采用液压传动。
已知切削负载为31000N，滑台工进速度为50mm/min,快进、快退速度为6m/min，滑台（包括滑台上的动力头）的质量为1500kg，滑台对导轨的法向作用力为1500N，往复运动的加、减速时间为0.5s，滑台采用平面导轨，静、动摩擦系数分别为0.2和0.1，快速行程为180mm，工进行程为50mm。
试设计该机床的液压系统和液压缸。
1．工况分析
首先根据已知条件，绘制运动部件的速度循环图，如图1.5所示，然后计算各阶段的外负载并绘制负载图。
液压缸所受外负载F包括三种类型，即
Fw为工作负载，对于金属切削机床来说，即为沿活塞运动方向的切削力，在本例中为31000N；
Fa—运动部件速度变化时的惯性负载；
Ff—导轨摩擦阻力负载，启动时为静摩擦阻力，启动后为动摩擦阻力，对于平导轨可由下式求得
G—运动部件重力；
FRn—垂直于导轨的工作负载，事例中为零；
f—导轨摩擦系数，本例中取静摩擦系数0.2，动摩擦系数为0.1。
求得：
Ffs=0.2*14700N=2940N
Ffa=0.1*14700N=1470N
上式中Ffs为静摩擦阻力，Ffa为动摩擦阻力。
g—重力加速度；
△t—加速度或减速度，一般△t=0.01～0.5s
△v—△t时间内的速度变化量。
在本例中
根据上述计算结果，列出各工作阶段所受的外负载（见表1.1），并画出如图1.5所示的负载循环图。
图1.1速度和负载循环图
表1.1
工作循环
外负载F（N）
工作循环
外负载F（N）
启动、加速
F=Ffs+Fa
3240
工进
F=Fa+Fω
32470
快进
F=Ffa
1470
快退
F=Fa
1470
2．拟定液压系统原理图
（1）确定供油方式
考虑到该机床在工作进给时负载较大，速度较低。
而在快进、快退时负载较小，速度较高。
从节省能量、减少发热考虑，泵源系统宜选用双泵供油或变量泵供油。
现采用限压式变量叶片泵。
（2）调速方式的选择
在中小型专用机床的液压系统中，进给速度的控制一般采用节流阀或调速阀。
根据铣削类专用机床工作时对低速性能和速度负载特性都有一定要求的特点，决定采用限压式变量泵和调速阀组成的容积节流调速。
这种调速回路具有效率高、发热小和速度刚性好的特点，并且调速阀装在回油路上，具有承受负切削力的能力。
（3）速度换接方式的选择
本系统采用电磁阀的快慢速换接回路，它的特点是结构简单、调节行程比较方便，阀的安装也较容易，但速度换接的平稳性较差。
若要提高系统的换接平稳性，则可改用行程阀切换的速度换接回路。
（4）夹紧回路的选择
用二位四通电磁阀来控制夹紧、松开换向动作时，为了避免工作时突然失电而松开，应采用失电夹紧方式。
考虑到夹紧时间可调节和当进油路压力瞬时下降时仍能保持夹紧力，所以接入节流阀调速和单向阀保压。
在该回路中还装有减压阀，用来调节夹紧力的大小和保持夹紧力的稳定。
最后把所选择的液压回路组合起来，即可组合成图1.1所示的液压系统原理图。
图1.2液压系统原理图
3．液压系统的计算和选择液压元件
3.1液压缸主要尺寸的确定
1）工作压力p的确定。
工作压力p可根据负载大小及机器的类型来初步确定，表1.1取液压缸工作压力为3MPa。
2）计算液压缸内径D和活塞杆直径d。
由负载图知最大负载F为32470N，按表1.2可取P2为0.5Mpa，ηcm为0.95，考虑到快进、快退速度相等，取d／D为0.7。
将上述数据代入式可得
根据指导书表2.1，将液压缸内径圆整为标准系列直径D=125mm；活塞杆直径d，按d／D=0.7及表2.2活塞杆直径系列取d=90mm。
按工作要求夹紧力由两个夹紧缸提供，考虑到夹紧力的稳定，夹紧缸的工作压力应低于进给液压缸的工作压力，现取夹紧缸的工作压力为2.5MPa，回油背压力为零，ηcm为0.95，可得
按表2.1及表2.2液压缸和活塞杆的尺系列，取夹紧液压缸的D和d分别为125mm及90mm。
按最低工进速度验算液压缸的最小稳定速度，由式可得
式中qmin是由产品样本查得调速阀AQF3-E10B的最小稳定流量为0.05L／min。
本例中调速阀是安装在回油路上，故液压缸节流腔有效工作面积应选取液压缸有杆腔的实际面积，即
可见上述不等式能满足，液压缸能达到所需低速。
3）计算在各工作阶段液压缸所需的流量
3.2确定液压泵的流量、压力和选择泵的规格
1）泵的工作压力的确定考虑到正常工作中进油管路有一定的压力损失，所以泵的工作压力为
pp—液压泵最大工作压力；
p1—执行元件最大工作压力；
∑△p—进油管路中的压力损失，初算时简单系统可取0.2～0.5MPa，复杂系统取0.5～1.5MPa，本例取0.5MPa。
上述计算所得的pp是系统的静态压力，考虑到系统在各种工况的过渡阶段出现的动态压力往往超过静态压力。
另外考虑到一定的压力贮备量，并确保泵的寿命，因此选泵的额定压力pn应满足pn≥（1.25～1.6）pp。
中低压系统取小值，高压系统取大值。
在本例中pn=1.25pp=4.4MPa。
2）泵的流量确定液压泵的最大流量应为
qp—液压泵的最大流量；
（∑q）min同时动作的各执行元件所需流量之和的最大值。
如果这时溢流阀正进行工作，尚须加溢流阀的最小溢流量2～3L／min；
KL—系统泄漏系数，一般取KL=1.1～1.3，现取KL=1.2。
3）选择液压泵的规格根据以上算得的pp和qp，再查阅有关手册，
3.3液压阀的选择
根据所拟定的液压系统图，按通过各元件的最大流量来选择液压元件的规格。
选定的液压元件如表1.2所示。
表1.2液压元件明细表
序号
元件名称
通过流量/L·min-1
型号
1
过滤器
45.72
XU-B50×100
2
变量叶片泵
45.72
YBX-40
3
压力表
KF3-EA10B
4
三位四通电磁阀
38.1
34EF30-E10B
5
二位三通电磁阀
38.1
23EF3B-E10B
6
单向行程调速阀
38.1
AQF3-E10B
7
减压阀
0.6
JF3-10B
8
压力表
KF3-EA10B
9
单向阀
0.6
AF3-EA10B
10
二位四通电磁阀
0.6
24EF3-E10B
11
压力继电器
0.6
DP1-63B
12
单向节流阀
0.6
ALF-E10B
3.4确定管道尺寸
油管内径尺寸一般可参照选用的液压元件接口尺寸而定，也可按管路允许流速进行计算。
本系统主油路流量为差动时流量q=76L／min，压油管的允许流速取u=4m／s，则内径d为
若系统主油路流量按快退时取q=35L／min，则可算得油管内径d=13mm。
综合诸因素，现取油管的内径d为16mm。
吸油管同样可按上式计算（q=45.72L／min、v=1.5m／s），现参照YBX-40变量泵吸油口连接尺寸，取吸油管内径d为35mm。
3.5液压油箱容积的确定
本例为中压液压系统，液压油箱有效容量按泵的流量的5～7倍来确定，现选用容量为160L的油箱。
4．液压系统的验算
已知该液压系统中进、回油管的内径均为16mm，各段管道的长度分别为：
AB=0.3m，AC=1.7m，AD=1.7m，DE=2m。
选用L-HL32液压油，考虑到油的最低温度为15℃，查得15℃时该液压油的运动粘度ν=150cst=1.5cm2／s，油的密度ρ=920kg／m3。
4.1压力损失的验算
1）工作进给时进油路压力损失。
运动部件工作进给时的最大速度为0.05m／min，进给时的最大流量为0.6L／min，则液压油在管内流速v1为
管道流动雷诺数Rel为
Rel<2300，可见油液在管道内流态为层流，其沿程阻力系数
。
进油管道BC的沿程压力损失△pl-1为
查得换向阀4WE6E50／AG24的压力损失△pl-2=0.05×106pa
忽略油液通过管接头、油路板等处的局部压力损失，则进油路总压力损失△p1为
2）工作进给时回油路的压力损失。
由于选用单活塞杆液压缸，且液压缸有杆腔的工作
面积为无杆腔工作面积的二分之一，则回油管道的流量为进油管道的二分之一，则
回油管道的沿程压力损失△p2-1为
查产品样本知换向阀3WE6A50／AG24的压力损失△p2-2=0.025X106pa，换向阀4WE6E50／AG24的压力损失△p2-3=0.025×106pa，调速阀2FRM5—20／6的压力损失△p2-4=0.5×106pa。
回油路总压力损失△p2为
3）变量泵出口处的压力pp
4）快进时的压力损失。
快进时液压缸为差动连接，自汇流点A至液压缸进油口C之间的管路AC中，流量为液压泵出口流量的两倍即76.2L／min，AC段管路的沿程压力损失△p1-l为
同样可求管道AB段及AD段的沿程压力损失△pl-2和△pl-3为
查产品样本知,流经各阀的局部压力损失为4EW6E50/AG24的压力损失△p2-1=0.17×106pa；3EW6E50/AG24的压力损失△p2-2=0.17×106pa。
据分析在差动连接中，泵的出口压力pp为
快退时压力损失验算从略。
上述验算表明无需修改原设计。
4.2系统温升的验算
在整个工作循环中，工进阶段所占的时间最长，为了简化计算，主要考虑工进时的发热量。
一般情况下，工进速度大时发热量较大，由于限压式变量泵在流量不同时，效率相差极大，所以分别计算最大、最小时的发热量，然后加以比较，取数值大者进行分析。
当v=5cm／min时
此时泵的效率为0.1，泵的出口压力为3.1MPa，则有
此时的功率损失为
当v=120cm／min时，q=9.42L／min，总效率η=0.7
则
可见在工进速度低时，功率损失为0.259kW，发热量最大。
假定系统的散热状况一般取K=10×10-3kW/（cm2.℃），油箱的散热面积A为
系统的温升为
验算表明系统的温升在许可范围内。
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