机床夹紧进给液压传动系统设计.docx

1、机床夹紧进给液压传动系统设计液压传动课程设计中国矿业大学机电学院选修课设计参数：液压缸最大负载（kN）液压缸运行速度（mm/s）液压缸行程（m）夹紧液压缸15100.2进给液压缸8020.4不计惯性负载题目：在某专用机床上有一夹紧进给液压系统，完成工件的先夹紧后、后进给任务，工作原理如下：夹紧油缸：快进 慢进 达到夹紧力后启动进给油缸工作进给油缸：快进 慢进 达到进给终点 快速退回夹紧油缸快速退回。夹紧缸快进速度：0.05m/s夹紧缸慢进速度：8mm/s最大夹紧力：40KN 进给油缸快进速度：0.18m/s进给油缸慢进速度：0.018m/s最大切削力：120KN夹紧缸行程：用行程开关调节（最大

2、250mm）进给缸行程：用行程开关调节（最大1000mm）一、 工况分析：1 负载分析已知最大夹紧力为40KN，则夹紧油缸工作最大负载 已知最大切削力为120KN，则进给油缸工作最大负载根据已知负载可画出负载循环图1(a)根据已知快进、快退速度及工进时的速度范围可画出速度循环图1(b)图1(a)图1(b) 2.确定液压缸主要参数根据系统工作原理可知系统最大负载约为120KN参照负载选择执行元件工作压力和主机类型选择执行元件工作压力最大负载宜选取。动力滑台要求快进、快退速度相等，选用单杆液压缸。此时液压缸无缸腔面积与有缸腔面积之比为2，即用活塞杆直径d与活塞直径D有d=0.707D的关系。为防止

3、液压缸冲击，回油路应有背压，暂时取。从负载循环图上可知，工进时有最大负载，按此负载求液压缸尺寸。根据液压缸活塞力平衡关系可知： 其中，为液压缸效率，取 将D和d按GB2348-30圆整就近取标准值，即 D=0.11m=110mm d=0.08m=80mm液压缸的实际有效面积：确定了液压缸结构尺寸，就可以计算在各工作阶段中压力、流量和功率。依据计算结果画工况图如表2。工况负载F/N进油腔回油腔输入流量输入功率p/kw计算式快进差动启动19600.4100/加速14800.577/恒速9800.46220.50260.232工进314483.7660.60.00570.022快退启动19600.4

4、600/加速14801.620.6/恒速9801.470.44770.657表2液压缸在不同工作阶段的压力、流量和功率值图3液压缸工况四：拟定基本回路：从主机工况可知，该液压系统应具有快速运动、换向、速度换接和调压、卸压等回路，同时为尽可能提高系统效率可以选择变量液压泵或双泵供油回路，此列选择双泵供油。1 选择各基本回路：（1） 双泵供油的油路回路。双泵油源包括低压大流量泵和高压小流量泵。液压缸快速运动时，双泵供油；工作进给时，高压小流量泵供油，低压大流量泵卸荷；由溢流阀调定系统工作压力，如图4所示（2）快速运动和换向回路 这一回路采用液压缸差动连接实现快速运动，用三位五通电液阀实现换向，并能

5、实现快进时，液压缸的差动连接，如图5所示图4 液压源图5 换相回路图6 速度换接回路（3）速度换接回路为提高换接的位置精度，减小液压冲击，应采用行程阀与调速阀并联的转换回路。同时，电液换向阀的换向时间可调，保证换向过程平稳，如图6所示（1） 卸荷回路：在双泵供油的油源回路中，可以利用卸荷阀（外控顺序阀）实现低压大流量泵在工进和停止时卸荷。2 将各基本回路综合成液压系统把上述各基本回路组合画在一起，得到如图7所示的液压系统原理图（不包括圆框内的元件）。将此图仔细检查一遍，可以发现，这个图所示系统在工作中还存在问题，必须进行修改和整理：图7 液压回路的综合和整理1-双联叶片泵；1A-小流量液压泵；

6、1B-大流量液压泵；2-三位五通电液阀；3-行程阀；4-调速阀；5-单向阀；6-液压缸；7-卸荷阀；8-背压阀；9-溢流阀；10-单向阀；11-过滤器；12-压力表接点；a-单向阀；b-顺序阀；c-单向阀；d-压力继电器；修改如下：（1） 滑台工进时，液压缸的进、回油路相互接通不能实现工进，应该在换向回路中串联单向阀a，将进、回油路隔断，如图7所示。（2） 为实现液压缸差动连接，应该在换向回路上串接一个顺序阀b，阻止油液流回油箱。（3） 滑台工进后应能自动转为快退，因而需在调速阀出口处接压力继电器d。（4） 为防止空气进入液压系统，在回油路上接一单向阀c。（5） 将顺序阀b与背压阀8的位置对调，将顺序阀与油源处的卸荷阀合并，省去一个元件。综合后整理得到如图8所示的液压系统：图8 整理后的液压系统原理图 1-双联叶片泵；1A-小流量液压泵；1B-大流量液压泵；2-三位五通电液阀；3-行程阀；4-调速阀；5-单向阀；6-单向阀；7-卸荷阀；8-背压阀；9-溢流阀；10-单向阀；11-过滤器；12-压力表接点；13-单向阀；14 -压力继电器；