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1、龙 岩 学 院 课程名称：液压与气压传动设计题目：组合机床动力滑台液压系统设计院 系：机电工程学院 专 业：13级机械设计组织及其自动化（2）班设 计：陈朝敏 2013043601陈 凡 2013043602 指导老师：张雪华老师时 间：二一五年四月二十四日目录1.确定液压缸的结构尺寸及工况图. 1 1.1负载图及速度图1 1.2初定液压缸的结构尺寸.2 1.3液压缸工况图42.拟定液压回路5 2.1选择液压回路5 2.2组成液压系统图.73.机械和选择液压元件8 3.1确定液压泵的规格和电机功率.8 3.2液压阀的选择10 3.3确定管道尺寸11 3.4确定油箱容量114液压系统主要性能的估
2、算11 4.1液压缸的速度12 4.2系统的效率12 4.3液压系统发热与温升的验算155总结166.参考文献.16组合机床动力滑台液压系统设计1）确定液压缸的结构尺寸及工况图（1）负载图及速度图。负载分析。a.切削力： Fl=24000Nb.摩擦阻力： Ffs=fsFG=0.25109.8=1000N Ffd=fdFG=0.15109.8=500Nc.惯性阻力： Fm=ma=（FGv）/(gt)=(49983.5)/(9.80.260)=149Nd.重力阻力。由于动力滑台为卧式放置，所以不考虑重力负载。e.密封阻力。键密封阻力考虑在液压缸的机械效率中去，取液压缸机械效率m=0.9。f.背压阻
3、力。初算时暂不考虑。 根据分析可算出液压缸在各动作阶段中的负载，如表1所示。工况计算公式液压缸负载F/N液压缸推力F/0.9N启动F=Ffs10001111加速F=Ffd+Fm649721快速F=Ffd500555工进F=Fl+Ffd2450027222反向启动F=Ffs10001111加速F=Ffd+Fm649721快退F=Ffd500555负载图、速度图。快进速度v1与快退速度v3相等，即v1=v3=3.5m/min。行程分别为l1=200mm、l3=300mm；工进速度v2=0.030.04m/min，即v2min=0.03m/min，v2max=0.04m/min，行程l2=100mm
4、。根据这些数据和表格中的数值绘制液压缸的F-l负载图和v-l速度图，如图1所示。（a） （b）（2）初定液压缸的结构尺寸。初选液压缸的工作压力p1。由课本的表8.4和表8.5初选p1=3.5Mpa。计算液压缸的结构尺寸。因要求v1=v3，故选用双作用但活塞杆缸，是A1=2A2（d=0.707D），且快进时液压缸差动连接。因为是单面多轴钻孔组合机床加工，为防止钻（镗）通孔时工作部件突然前冲，回油路中应有背压。由书本表8.3暂取背压为p2=p1+p=p1+5105Pa。快进时，液压缸是差动连接，由于管路中有压力损失，所以这时液压缸有杆腔内的压力p2比大于无杆腔中的压力p1。若估取这部分损失为p=5
5、105Pa，则p2= p1+p=p1+5105Pa。快退时回油腔中也是有背压的，此时背压也按5105Pa估取。因此，根据已知参数，液压缸无杆腔的有效作用面积A1可计算为A1=F/(p1- p2/2)=27222/(35-8/2) 105=87.8(cm2)D=4A1/=（487.8）/=10.57（cm）按标准取D=110mm。液压缸活塞杆直径d为 d=D/2=0.707D=0.707110=77.8（mm）按标准去d=80mm。由此求得液压缸实际有效工作面积为无杆腔面积：A1=D2/4=1102/4=95.0（cm2）有杆腔面积：A2=(D2-d2)/4=(1102-802)/4=44.7（
6、cm2）按最低工进速度验算液压缸的最小稳定速度，得： A1qmin/vmin =0.05103/3=17.7cm2 同理：A2qmin/vmin=17.7cm2所以流量控制阀无论是放在进油路上，还是在回油路上，有效工作面积A1、A2都能满足工作部件的最低速度要求。（3）液压缸工况图。液压缸工作循环中各动作阶段的压力、流量和功率的实际使用值，如下表2。各工况下的主要参数值工况负载F/N回油腔压力P2/MPa进油腔压力P1/MPa输入流量q/L.min-1输入功率P/Kw计算公式快进启动11110.22P1=（F+A2P2）/（A1- A2）q=(A1-A2)v1P=p1q加速721p2=p1+p
7、0.58恒速5550.5517.610.161工进272220.83.240.290.380.0160.021P1=(F+p2A2)/A1q=A1v2P=p1q快退起动11110.25P1=(F+p2A1)/A2q=A2v3P=p1q加速7210.51.22恒速5551.8815.70.308根据表2可绘制液压缸的工况图，如图2所示2）拟定液压回路（1）选择液压回路。调速回路即油源形式。根据组合机床液压系统的设计任务和工况分析，所设计机床对调速范围、低速稳定性有一定要求，因此速度控制是该机床要解决的主要问题。速度的换接、稳定性和调节是该机床液压系统设计的核心。此外，与所有液压系统的设计要求一样
8、，该组合机床液压系统应尽可能结构简单，成本低，节约能源，工作可靠。由工况图表明，所设计组合机床液压系统在整个工作循环过程中所需要的功率较小，系统的效率和发热问题并不突出，因此考虑采用节流调速回路即可。虽然节流调速回路效率低，但适合于小功率场合，而且结构简单、成本低。该机床的进给运动要求有较好的低速稳定性和速度-负载特性，因此有三种速度控制方案可以选择，即进口节流调速、出口节流调速、限压式变量泵加调速阀的容积节流调速。钻镗加工属于连续切削加工，加工过程中切削力变化不大，因此钻削过程中负载变化不大，采用节流阀的节流调速回路即可。但由于在钻头钻入铸件表面及孔被钻通时的瞬间，存在负载突变的可能，因此考
9、虑在工作进给过程中采用具有压差补偿的进口调速阀的调速方式，且在回油路上设置背压阀。由于选定了节流调速方案，所以油路采用开式循环回路，以提高散热效率，防止油液温升过高。快速回路及速度换接回路。因系统要求快进、快退的速度相等，故快进时采用液压缸差动连接的方式，以保证快进、快退时的速度基本相等。由于快进、工进之间的速度相差较大，为减小速度换接时的液压冲击，采用行程阀控制的换接回路。换向回路。 由工况图可看出，回路中流量较小（在快退时，进油路上的流量为15.7L/min，回油路上为15.795/44.7=33.37（L/min）。系统的工作压力也不高，故采用电磁换向阀的换向回路。压力控制回路。在双定量
10、泵供油的油源形式确定后，卸荷和调压问题都已基本解决，即工进时，低压泵卸荷，高压泵工作并由溢流阀调定其出口压力。当换向阀处于中位时，高压泵虽未卸荷。但功率损失并不大。故不再采用卸荷回路，以便油路结构更加简单。行程终点的控制方式。选择的液压回路，如下图2所示。（a）双泵油源 （b）调速及速度环节回路 (c)换向回路（2）组成液压系统图。 由于采用双泵供油回路，故采用液控顺序阀实现低压大流量泵卸荷，用溢流阀调整高压小流量泵的供油压力。为了便于观察和调整压力，在液压泵的出口处、背压阀和液压缸无杆腔进口处设测压点。将上述所选定的液压回路进行整理归并，并根据需要作必要的修改和调整，最后画出液压系统原理图如
11、图3所示。为了解决滑台快进时回油路接通油箱，无法实现液压缸差动连接的问题，必须在回油路上串接一个液控顺序阀9，以阻止油液在快进阶段返回油箱。同时阀8起背压阀的作用。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11。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。当滑台碰上死挡块后，系统压力升高，压力继电器发出快退信号，操纵电液换向阀换向。（由于找不到继电器图标，此图未画出）在进油路上设有压力表开关和压力表，钻孔行程终点定位精度不高，采用行行程开关控制即可。3）计算和选择液压元件（1）确定液
12、压泵的规格和电机功率。液压泵工作压力的计算。a.确定小流量泵的工作压力Pp1。小流量在快进、快退和工进时都向系统供油。由图2可知，最大工作压力为p1=32.4105 Pa 。在出口节流调速中，引进有路比较简单，故进油路压力损失取p1=5105Pa，则小流量泵的最高工作压力为 Pp1= p1+p1=37.4105Pab.确定大流量泵的工作压力Pp2。大流量泵只在快进、快退中供油。由工况图可知，最大工作压力为p1=11.8105Pa。若取此时进油路上的压力损失为p1=5105Pa，则大流量泵的最高工作压力为 Pp2=p1+p1=16.8105Pa液压泵流量的计算。 由图2可知，液压缸所需要的最大流量为15.7L/min，若取泄漏折算系数K=1.2，则两个泵的总流量为 qp=15.71.2=18.84（L/min）液压泵规格的确定。 按式Pp max= Pp11+(2560)%=（46.7559.84）105Pa及qp=18.84L/min查产品样本或设计手册，选取YB-10/12型双联叶片泵，额定压力为63105Pa。电机功率的确定。由工况图得知，液压缸最大功率Pmax= 0.308kW 。出现在压力为18.8105Pa、15.7L/min的快退阶段，这时泵站输出压力为23.8105Pa，流量为22L/m
