组合机床动力滑台液压系统

机械制造技术课题报告——组合机床动力滑台液压系统专业：测控技术与仪器班级：2012级1班学号：201200800070姓名：张晓雪设计其动力滑台部分的液压系统，具体内容要求如下：切削阻力F=18KN，滑台自重G=25KN，平台导轨的静摩擦系数为0.24，动摩擦系数为0.12，快进/退速度为6m/min，工件速度120mm/min，最大行程400mm，其中工进行程240mm，启动换向时间0.12s,液压缸的机械效率为0.9。即机床的工作参数如下：滑台自重G=25000N切削阻力Ft=18000N静摩擦系数fs=0.24动摩擦系数fd=0.12最大行程l=400mm工进行程l=240mm快进、快退速度v1=v3=0.1m/s工进速度v2=0.002m/s启动、换向时间T=0.12s一、工况及负载分析，绘制负载及速度循环图1.运动分析组合机床动力滑台的工作循环速度位移图2.负载分析（1）负载计算①工作阻力NFt18000②摩擦阻力已知采用平导轨，且静摩擦系数24.0sf，动摩擦系数12.0df，正压力NFN25000，则：静摩擦阻力NFfs60002500024.0动摩擦阻力NFfd30002500012.0③惯性力NtvgGFm212612.08.960/625000（2）液压缸各运动阶段负载液压缸的机械效率9.0，则液压缸在各个工作阶段的总接卸负载可以算出，结果见下表：运动阶段计算公式计算过程总接卸负载F/N启动/fsFFF=6000/0.96667加速/)(mfdFFFF=(3000+2126)/0.95696快进/fdFFF=3000/0.93333工进/)(fdtFFFF=(18000+3000)/0.923333快退/fdFFF=3000/0.93333负载循环工作图二、液压原理分析，拟定及绘制液压系统原理图1.工作原理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油箱。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.拟定液压系统原理图（1）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。从提高系统效率、节省能量角度来看，比较双联叶片泵和限压式变量叶片泵的优缺点，可选用限压式变量泵或双联叶片泵作为油源。回路如下：（2）选择快速运动和换向回路本系统采用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。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。回路如下：（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，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。回路如下：（4）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。（5）选择调压和卸荷回路滑台工进时，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。2.绘制液压原理图将上面选出的液压基本回路组合在一起，经修改和完善，可得到完整的液压系统工作原理图，如图所示。增设单向阀6的作用是：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。添置单向阀13的作用是：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。增设压力继电器14的作用：提高位置精度。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。三、根据负载工况及系统原理，选择所需液压元件及辅件1.初选液压缸的工作压力工作压力的选定关系到设计出的系统是否经济合理，工作压力低，则要求执行元件的容量大，即尺寸大、质量大，系统所需流量也大；压力过高，则对元件的制造精度和系统的使用维护要求提高，并使容积效率降低。一般是根据机械的类型来选择工作压力。此主机类型为组合机床，故选择工作压力为2~3MPA，故选择工作压力MPap5.21。2.确定执行元件的主要尺寸液压缸的主要尺寸是指缸筒内径Ｄ、活塞杆直径ｄ等。根据液压缸的负载、运动速度、行程长度和选取的工作压力，即能确定上述尺寸。动力滑台快进和快退速度相等，快进时液压缸差动连接。工进时为防止负载突变采用背压，参考以下表格，选背压为pb=0.8MPa。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22266111011.1108.021105.22333321mmppFAb活塞直径mmmAD119119.01011.14421，参考下表可知，活塞直径应取标准值125mm。液压缸活塞杆外径尺寸系列——————摘自GB/T2348—1993（mm）420561605226318062570200828802201032902501236100280144011032016451253601850140活塞杆直径d=0.71D=88.75mm，按GB/T2348——1993，取d=90mm。由此求得：无杆腔面积221122664mmDA有杆腔面积222259074)(mmdDA活塞杆面积22363594mmdA最低稳定速度验算：最低速度为工进速度minu，工进采用无杆腔进油，单向行程调速阀调速，最小稳定流量min/1.0minLq，则：22minmin18300830.0min/120min/1.0/mmmmmLuqA故满足最低速度要求。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。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PNpjpbL/minKW差动快进212AApAFPj121)(AAqqpPj333351089.951089.14快进时，液压缸有杆腔进油，压力为pj，无杆腔回油，压为pb=pj+Δp（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）38.1540.629工进12AApFPbj21AqqpPj233335109.225108工进时背压为pb=0.8Mp1.4720.056快退21AApFPbj32AqqpPj33335100.165105快退时背压为pb=0.5Mp35.4420.9453.液压泵参数的计算（1）计算最高工作压力由上表可知，液压缸在工进时工作压力最大，最大工作压力为Mpap29.21，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p=0.5MPa，则泵的最高工作压力估算为MpappPPp39.35.06.029.21因此泵的额定压力可取MPaMPaPr24.439.325.1（2）计算液压泵的流量由上表可知，油源向液压缸输入的最大流量为38.154L/min，若取回路泄漏系数K=1.1，则两个泵的总流量为min/97.41min/154.381.11LLKqqp溢流阀的最小稳定流量为2.5L/min，工进时的流量为1.472L/min则小流量泵的流量min/12.4)5.2472.11.1(1Lqp小流量泵的流量最少应为4.12L/min。所以大流量泵的流量min/85.3712.497.4112Lqqqppp(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PV2R12-6/41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41mL/min。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KwKwpPp18.18.0945.0max由上表可选择电动机型号为Y100L-6，其额定功率为1.5Kw，转速n=940r/min。当液压泵的转速np=940r/min时，其理论流量nVq，若取液压泵容积效率ηv=0.9，则液压泵的实际输出流量为min/762.39min/)686.34076.5(min/)1000/9409.0411000/9409.06(21LLLqqqppp4.液压元件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下表所列。本设计中所有阀的额定压力都高于4.24MPa，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4.12L/min。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/MPa1双联叶片泵—PV2R12-6/415.1+34.7最高工作压力21MPa—2三位五通电液换向阀7035DY—100BY1006.30.33行程阀62.322C—100BH1006.30.34调速阀1Q—6B66.3—5单向阀70I—100B1006.30.26单向阀29.3I—100B1006.30.27液控顺序阀28.1XY—63B636.30.38背压阀1B—10B106.3—9溢流阀5.1Y—10B106.3—10单向阀27.9I—100B1006.30.211滤油器36.6XU—80×200806.30.0212压力表开关—K—6B———13单向阀70I—100B1006.30.214压力继电器—PF—B8L—14—5.油管的选择工况实际运动的流量，快进时：min/69.76590612266)686.34076.5(12266)(212111LAAqqAqppmin/93.3612266590769.761212LAAqq工况实际运动的流量，快退时：min/762.39686.34076.5211Lqqqppmin/57.82590712266762.392112LAAqq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管道内允许速度取=6m/s，由式vqd4计算得与液压缸无杆腔和有杆腔相连的油管内径分别为mmmmvqd5.1610614.3601069.764433mmmmvqd1.1710614.3601057.824433为了统一规格，按产品样本选取所有管子均为内径18mm、外径22mm的冷拔钢管。6.油箱的选择油箱的容量按式pnaqV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LaqVpn329)416(7四、验算液压系统性能1.验算回路中的压力损失(1)沿程压力损失设此管路长5m，管内径0.018m，快速时通过流量1.28L；选用20号机械系统损耗油，正常运转后油的运动黏度ν＝27mm2/s，油的密度ρ＝918kg/m3。油在管路中的实际流速如下：smdq/03.5018.014.3