卧式钻镗组合机床液压系统设计-09121793-倪晓春

1SHANGHAIUNIVERSITY课程设计（设计计算说明书）设计题目:卧式钻镗组合机床液压系统设计学院机电工程与自动化专业机械工程及自动化学号09121793学生姓名倪晓春指导教师沈健起讫日期2012.11.26—2013.3.8成绩：2液压传动课程设计任务书组号：（二）姓名：倪晓春学号：09121793一、题目名称：卧式钻镗组合机床液压系统设计二、设计参数及要求：1、快进-工进-快退-原位停止2、运动部件自重：40KN3、切削力：25KN4、快进：L=300mm，V=100mm/s5、工进：L=300mm，V=（0.8~1.5）mm/s6、有较好的调速刚性7、启动、制动时间均为0.5s8、1.0,2.0dsff三、设计内容：1、负载和运动的分析计算，并作出负载图、速度图。2、确定液压系统的主要参数，作出油缸的压力、流量、功率图。3、拟定及绘制液压系统原理图。4、有关元件的选择和计算。5、系统工进时的效率估算和系统发热估算。6、绘制集成块、油箱总图及泵组总成图。最大压力4.36MPa;最大流量24.1L/min;主油缸内径3100，70mm。卧式钻镗组合机床液压系统1设计要求及工况分析...........................................41.1设计要求..............................................4表1液压缸各阶段的负载和推力.............................52确定液压系统主要参数.........................................52.1初选液压缸工作压力....................................5表2按负载选择工作压力...................................5表3各种机械常用的系统工作压力...........................52.2计算液压缸主要尺寸....................................6表4执行元件背压力.......................................6表5按工作压力选取d/D...................................6表6按速比要求确定d/D...................................6表7液压缸在各阶段的压力、流量和功率值...................73拟定液压系统原理图...........................................83.1选择基本回路..........................................83.2组成液压系统..........................................94计算和选择液压件.............................................94.1确定液压泵的规格和电动机功率..........................94.2确定其它元件及辅件...................................10表8各工况实际运动速度、时间和流量......................10表9允许流速推荐值......................................11表10液压元件规格及型号.................................125验算液压系统性能............................................125.1验算系统压力损失.....................................125.2验算系统发热与温升..................................154卧式钻镗组合机床液压系统1设计要求及工况分析1.1设计要求要求设计的动力滑台实现的工作循环是：快进工进快退原位停止。主要性能参数与性能要求如下：切削阻力FL=25N；运动部件所受重力G=40N；快进、快退速度1=3=0.1m/s，工进速度2=（0.8-1.5）×10-3m/s；快进行程L1=300mm，工进行程L2=300mm；往复运动的加速时间Δt=0.5s；静摩擦系数fs=0.2，动摩擦系数fd=0.1。液压系统执行元件选为液压缸。1.2负载与运动分析(1)工作负载工作负载即为切削阻力FL=25N。(2)摩擦负载摩擦负载即为导轨的摩擦阻力：静摩擦阻力NGfFsfs8000400002.0动摩擦阻力NGfFsfs4000400001.0(3)惯性负载NagGFi8165.01.08.940000(4)运动时间快进ssvLt31.0103003111工进ssvLt)375200(10)5.18.0(1030033222快退ssvLLt61.021030033213设液压缸的机械效率ηcm=0.9，得出液压缸在各工作阶段的负载和推力，如表1所列。5表1液压缸各阶段的负载和推力工况负载组成液压缸负载F/N液压缸推力F0=F/ηcm/N启动加速快进工进反向启动加速快退fsFFifdFFFfdFFLfdFFFfsFFifdFFFfdFF80004816400029000800048164000888953514444322228889535144442确定液压系统主要参数2.1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2和表3，考虑缸径与工作压力之间的关系，初选液压缸的工作压力p1=5MPa。表2按负载选择工作压力负载/KN55~1010~2020~3030~5050工作压力/MPa0.8~11.5~22.5~33~44~5≥5表3各种机械常用的系统工作压力机械类型机床农业机械液压机根据液压缸在上述各阶段内的负载和运动时间，即可绘制出负载循环图F-t和速度循环图V-t，如图所示：6磨床组合机床龙门刨床拉床小型工程机械建筑机械液压凿岩机大中型挖掘机重型机械起重运输机械工作压力/MPa0.8~23~52~88~1010~1820~322.2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。选用回油路带调速阀的差动系统。参考表四，调速阀的压差损失定为0.5MPa。表4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由式得246211106810)2/5.05(9.029000)2/(mppFAcm则活塞直径mmAD9310684441表5按工作压力选取d/D工作压力/MPa≤5.05.0~7.0≥7.0d/D0.5~0.550.62~0.700.7表6按速比要求确定d/D2/11.151.251.331.461.612d/D0.30.40.50.550.620.71cm2211FApAp7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。参考表5及表6，得d0.71D=66mm，圆整后取标准数值得D=100mm，d=70mm。由此求得液压缸两腔的实际有效面积为24221105.7841.04mDA2422222101.4007.01.044mdDA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，如表7所列。表7液压缸在各阶段的压力、流量和功率值工况推力F0/N回油腔压力p2/MPa进油腔压力p1/MPa输入流量q×10-3/m3/s输入功率P/KW计算公式快进启动8889—2.31——21201AAPAFp121)(AAqqpP1加速5351p1+Δp1.92——恒速4444p1+Δp1.680.3840.645工进322220.54.360.01180.05112201AApFp21AqqpP1快退启动8889—2.21——21201AApFp32AqqpP1加速53510.11.53——恒速44440.11.300.4010.838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。82．快退时，液压缸有杆腔进油，压力为p1，无杆腔直接回油，故压力p2取0.1MPa。3拟定液压系统原理图3.1选择基本回路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2a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，工作压力不大。故选用换向时间可调的电磁换向阀式换向回路，考虑到系统完成运动后，处于待机状态，以进行下路动作，故选用三位四通中位机能为M型的电磁换向阀，差动连接由两位三通电磁球阀来完成，如图2b所示。油缸压力、流量、功率图(1)选择调速回路由表7可知，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，故可选用差动连接，回油节流调速回路。由于系统选用节流调速方式，系统必然为开式循环系统。(2)选择油源形式从工况表可以清楚看出，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=0.401/0.011834；其相应的时间之比(t1+t3)/t2=(3+6)/375=0.024。12342a56782b93.2组成液压系统123456784计算和选择液压件4.1确定液压泵的规格和电动机功率(1)计算液压泵的最大工作压力小流量泵在快进和工进时都向液压缸供油，由表7可知，液压缸在工进时工作压力最大，最大工作压力为p1=4.36MPa，如在调速阀回油节流调速回路中，进油路上的总压力损失很小，取∑∆p=0.1MPa，则小流量泵的最高工作压力估算为MPapppp56.41.036.411大流量泵只在快进和快退时向液压缸供油，由表7可见，快进时液压缸的工作压力为p1=2.31MPa，比快退时大。考虑到快进时不通过调速阀，故其进油路压力损失很小，现取进油路上的总压力损失∑∆p=0.1MPa，则大流量泵的最高工作压力估算为MPapppp41.21.031.211(2)计算液压泵的流量由表7可知，油源向液压缸输入的最大流量为0.401×10-3m3/s，若取回路泄漏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。1234567810系数K=1.1，则两个泵的总流量为min/5.26/10401.01.1331LsmKqqp考虑到溢流阀的最小稳定流量为3L/min，工进时的流量为0.0118×10-3m3/s=0.71L/min，则小流量泵的流量最少应为3.71L/min。(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