东北大学机械考研液压试题加回忆-(16).doc

东北大学机械考研液压试题加回忆-(16)

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一、计算题
1、以卧式单面多轴钻孔组合机床为例，设计驱动动力滑台液压系统。
已知：机床上有主轴l6个，加工φ13.9mm的孔l4个、φ8.5mm的孔 2个。刀具材料为高速钢，工件材料为铸铁，硬度为240HBS；机床工件、部件总质量m=100kg；快进、快退、均为5.5m／min，快进行程长度l1=0.1m，工进行程长度l2=0.05m，往复运动的加速、减速时间小于0.2s；动力滑台采用平导轨，其静摩擦系数fs=0.2，动摩擦系数fd=0.1，液压系统中的执行元件使用液压缸。
设计要求动力滑台实现“快进→工进→快退→停止”的工作循环。
（1）液压系统的工况分析
一、负载分析
系统的负载包括切削负载、惯性负载及摩擦阻力负载。
1．切削负载(确定切削负载应具备机械切削加工方面的知识)
用高速钢钻头(单个)钻铸铁孔时的轴向切削力Ft(单位为N)为
(8—1)
式中：D——钻头直径，单位为mm；
s——每转进给量，单位为mm／r；
HBS——铸件硬度。
根据组合机床加工特点，钻孔时主轴转速n和每转进给量s按“组合机床设计手册”取：
对φ13．9mm的孔：n1=360r／min，s l=0.147mm／r；
对φ8．5mm的孔：n2=550r／min，s 2=0.096mm／r；
所以，系统总的切削负载Fq为：

2．惯性负载

3．阻力负载
机床工作部件对动力滑台导轨的法向力为：

静摩擦阻力：

动摩擦阻力：

由此得出液压缸在各工作阶段的负载如表所列。
表8—1 液压缸在各工作阶段的负载R
工况
负载组成
负载值F
工况
负载组成
负载值F
启动

1962
工进

31449
加速

1439
快退

98l
快进

981

注：在负载分析中，没有考虑动力滑台上倾翻力矩的作用
按表8-1数值绘制的动力滑台负载图如图8-1(a)所示。
二、运动分析
根据工作循环(总行程，工进速度)，绘制动力滑台速度图(如图8-1(b)所示)。

（2）液压系统主要参数的确定
由教材表8-2、8-3可知，当组合机床在最大负载约为32000N时，取液压系统工作压力。
鉴于要求动力滑台快进、快退速度相等，液压缸可选用双作用单活塞杆式，并在快进时作差动连接。在种情况下，通常液压缸无杆腔的工作面积A1为有杆腔工作面积A2的两倍，即速比
在钻孔加工时，液压缸回油路上必须具有背压，以防止孔钻通时滑台突然前冲。按教材P252液压缸回油背压推荐值取。
快进时，液压缸作差动连接，管路中有压力损失，有杆腔的压力应略大于无杆腔，但其差值较小，可先按0.3MPa考虑。快退时回油腔中也应具有背压，这时也可按0.6MPa估算。
用工进时的负载值计算液压缸面积(取液压缸的机械效率

；
将直径按圆整得：
；
由此求得液压缸两腔的实际有效面积为

根据上述液压缸两腔的实际有效面积值，可估算出液压缸在各个工作阶段中的压期流量和功率，如表8-2所示，并据此绘出工况图如图8-2所示。

表8-2 液压缸在不同工作阶段的压力、流量和功率值
工况
负载
FL/N
回油腔
压力
P2/MPa
进油腔
压力
P1/MPa
输入理论流量
q×10-3
/(m3/s)
输入功率
P/kW
计算式
快迸
(差
动)
启动
1962
0
0.407
-
-

加速
1439

0.565
-
-
恒速
98l
0.47l
0.4607
0.217
工进
31449
0.6
3.73
0.0084
0.031

快
退
启动
1962
0
0.457
-
-

加速
1439
0.6
1.60
-
-
恒速
981
1.50
0.4104
0.616

图8-2组合机床液压系统工况图
（3）确定液压系统方案和拟定液压系统原理图
一、确定液压系统方案
由于该机床是固定机械，且不存在外负载对系统做功的工况，并由图8-2知，液压系统的功率小，滑台运动速度低，工作负载变化小，该液压系统以采用节流调速方式和开式系统为宜。
从工况图中可以清楚地看到，在这个液压系统的工作循环内，液压缸要求油源交替地提供低压大流量和高压小流油液。最大流量约为最小流量的55倍，而快进加快退所需的时间和工进所需的时间分别为：

亦即是。因此从提高系统效率、节省能量的角度来看，采用单个定量液压泵作为油源显然是不合适的，故采用由大、小两个液压泵供油的油源方案(如图8-3(a) 所示)。

(a) (b) (c)
图8-3动力源及基本回路
(a)动力源；(b)换向回路；(c)速度换接回路。
系统油源还可以采用小流量泵+蓄能器补充的供油方案(方案比较省略)。
二、确定基本回路
由于不存在负载对系统作功的工况，也不存在负载制动过程，故不需要设置平衡及制动回路。但必须具有快速运动、换向、调速、速度换接、调压及卸荷等基本回路。
1．确定调速回路
系统采用进油路节流调速回路(设置调速阀)，为解决孔钻通时滑台会突然前冲的问题，在回油路上设置了背压阀。
2．确定换向、快速运动及速度换接回路
由工况图中的q—l曲线可知，当滑台从快进转为工进时，输入液压缸的流量由27．64L/min降至0.5L/min滑台的速度变化较大，可选用行程阀来控制(缓冲制动)速度的换接，以减小液压冲击(见图8-3(c))。当滑台由工进转为快退时，回路中通过的流量很大——进油路中通过24．62L/min，回油路中通过24．62×(95.03/44.77)L/min=52.26 L/min。为了保证换向平稳起见，宜采用换向时间可调的电液换向阀构成速度换接回路(如图8-3(c)所示)。
如图8-3(b)所示，在本系统中采用三位五通阀实现换向及快进、快退速度换接。当换向阀处在左工位时，液压缸实现差动快进。
3．选择调压和卸荷回路
油源中设有溢流阀(见图8-3(a)由溢流阀调定系统工作压力(由定量泵与溢流阀构成恒压油源)。由于系统采用进油节流调速，故溢流同常开，即便滑台被卞任，系统压力也不会超过溢流阀的调定值，所以又起安全作用。
在双泵供油油源中设有液控顺序阀作卸荷阀，当滑台工进和停止时，低压、大流量液压泵可经此阀卸荷。由于高压、小流量液压泵的功率较小，在系统中不再为其单独设置卸荷回路(也可以单独设置卸荷回路)。
三、将液压回路综合成液压系统
把上述液压回路组合在一起，就可以得到如图8-4所示的液压系统原理图(不包括点划线圆框内的元件)。将此图仔细检查一遍，可以发现，该图所示系统在工作中还存在一些问题。为了防止干扰、简化系统并使其功能更加完善，必须对图8-4所示系统进行如下整合：

图8-4 液压回路的整合
1—双联叶片泵；1A—小流量液压泵；lB—大流量敞压泵；2—三位五通电颓恻；
3—行程阀；4—调速阀；5—单向阀；6—液压缸；7—卸荷阀；8—背压阀；
9一溢流阀；10—单向阀；11—过滤器；l2—压力表接点；
a—单向阀；b—顺序阀；c—单向阀；d—压力继电器。
(1)为了解决滑台工进(阀2在左位)时进、回油路相互接通，系统无法建立起工作压力的问题，必须在换向回路中串接一个单向阀口，将进、回油路隔断。
(2)为了解决滑台快进时其回油路接通油箱，无法实现液压缸差动连接的问题，必须在回路上串接一个液控顺序阀b。这样，当滑台快进时，因负载较小而系统压力较低，阀b关闭，从而阻止了油液返回油箱。
(3)为了解决机床停止工作后，因回路中的油液流回油箱，导致空气进入系统，从而影响滑台运动平稳性的问题，在电液换向阀的回油口增设单向阀c。
(4)为了在滑台工进后完成后，系统能自动发出快退信号，在调速阀输出端增设一个压力继电器
(5)将顺序阀b和背压阀8的位置对调一下，可以将顺序阀与油源处的液控顺序阀合并。经过修改、整合后的液压系统原理图如图8-5所示。

图8-5整合后的液压系统原理图
1—双联叶片液压泵；2—三位五通电液阔；3—行程阀；4—调速阀；5—单向阀；
6—单向阀；7—顺序阀；8—背压阀；9—溢流阀；10—单向阀；ll—过滤器；
12—压力表接点；13—单向阀；l4—压力继电器。
（4）选择液压元件
一、液压泵
在整个工作循环中液压缸的最大工作压力为。如假设进油路上的压力损失为0.8MPa，为使压力继电器能可靠地工作，取其调整压力高出系统最大工作压力0.5MPa，则小流量液压泵的最大工作压力应为

大流量液压泵在快进、快速运动时才向液压缸输油，由工况图可知，快退时液压缸的工作压力比快进时大，如假设油路上的压力损失为0.5MPa(因此时进油不经调速阀，故压力损失减小)，则大流量液压泵的最高工作压力为

由工况图可知，两液压泵应向液压缸提供的最大流量为27.64L/min，因系统较简单，取泄漏系数，则两个液压泵的实际流量应为

若溢流阀的最小稳定溢流量为3L/min，而工进时输入液压缸的流量为0.5L/min，那么由小流量泵单独供油时，其流量规格最少应为3.5L/min。
根据以上压力和流量的数值查阅产品样本，最后确定选取型双联叶片液压泵，其小泵和大泵的排量分别为6mL/r和。当液压泵的转速时该液压泵的理论流量为30.08 L/min，若取液压泵的容积效率，则液压泵的实际输出流量为

由于液压缸在快退时输入功率最大，这时液压泵工作压力为2MPa、流量为27.1 L/min。取液压泵的总效率，则液压泵驱动电动机所需的功率为

根据此数值查阅电动机产品样本选取Yl00L一型电动机，其额定功率，额定转速。
二、阀类元件及辅助元件
根据阀类及辅助元件所在油路的最大工作压力和通过该元件的最大实际流量，可选出这些液压元件的型号及规格如表8-3所列。
表8-3液压元件及辅件的型号及规格
序号
元件名称
估计通过流量
/( L/min)
额定流量
/L/ain)
额定压力
/Pa
额定压降
/Pa
型号、规格
1
双联叶片泵
-
(5.1+22)①
17.5
-
PV2R12—6/6
k=(6+26)mL/
2
三位五通电磁阀
60
80
16
<0.5
35DYF3Y—El0B
3
行程阀
50
63
16
<0.3
AXQF--EIOB(单向
行程调速阀)
qmax=80L/min
4
调速阀
0.5
0.07~50
16
-
5
单向阀
60
63
16
0.2
6
单向阀
25
63
16
<0.2
AF3一Eal0B
qmax=80L/min
7
液控顺序阀
25
63
16
<0.3
XF3一El0B
8
背压阀
0.5
63
16
-
YF3一El0B
9
溢流阀
5
63
16
-
YF3一El0
10
单向阀
25
63
16
<0.2
AF3一Eal0
qmax=80L/min
11
滤油器
30
63
16
<0.02
XU—J63X80
12
压力表开关
-
-
16
-
KF3一E3B
3测点
13
单向阀
60
63
16
<0.2
AF3一Eal0B
qmax=80L/min
14
压力继电器
-
-
14
-
PF—B8L
8通径
①此为电动机额定转速n。=940r／min时液压泵输出的实际流量
三、油管
各元件间连接管道的规格按液压元件接口处的尺寸决定，液压缸进、出油管则按输
人、排出的最大流量计算(若液压缸是标准缸，则接口处的尺寸基本确定)。
由于液压泵选定之后液压缸在各个工作阶段的进、出流量已与原定数值不同，所以要
重新计算如表8—4所列。
表80—4液压缸的进、出流量及运动速度

快进
工进
快退
输入流量
/(L/min)

排出流量
/(L/min)

运动速度
/(m/min)

由表l0—4可以看出，液压缸在各个工作阶段的实际运动速度符合设计要求。
根据表8一4中数值，取推荐流速秽v=3m/s，计算得与液压缸无杆腔及有杆腔相连的油管内径分别为

液压缸进、出两根油管都选用内径、外径的15号冷拔无缝钢管。
四、油箱
取经验数据，油箱估算容积为

按GB 2876—1981规定，取最靠近的标准值。
（5）验算液压系统性能
一、验算系统压力损失
由于系统的管路布置尚未具体确定，整个系统的压力损失无法全面估算，故只能先估算阀类元件的压力损失，待设计好管路布局图后，加上管路的沿程损失和局部损失即可。压力损失的验算应按一个工作循环中不同阶段分别进行。
1． 快进时
滑台快进时，液压缸差动连接，由表8-3和表8-4可知，进油路上油液通过单向阀8的流量是22L/min、通过电液换向阀2的流量是27.1 L/min，然后与液压缸有杆腔的回油汇合，以流量51.25 L/min通过行程阀3并进入无杆腔。因此进油路上的总压降为

回油路上，液压缸有杆腔中的油液通过电液换向阀2和单向阀6的流量都是24.15 L/min，然后与液压泵的供油合并，经行程阀3流人无杆腔。由此可算出快进时有杆腔压力与无杆腔压力之差：

此值与设计估算值0.3 MPa基本相符。
2．工进时
工进时，油液在进油路上通过电液换向阀2的流量为0.5 L/min，在调速阀4处的压力损失为0.5MPa；油液在回油路上通过换向阀2的流量是0.24 L/min ，在背压阀8处的压力损失为0.6MPa，通过顺序阀7的流量为，折算到进油路上因阀类元件造成的总压力损失为

液压缸回油控的压力为

可见此值略大于原估计值。
重新计算工进时液压缸进油腔压力即

考虑到压力继电器可靠动作需要压差，故工进时溢流阀9的调压应为

3. 快退时
快退时，油液在进油路上通过单向阀10的流量22L/min、通过换向阀2的流量为27.1L/min；油液在回路上通过单向阀5、换向阀2和单向阀13的流量都是57.5L/min。因此进油路上总压降为

此值小于估计值，所以液压泵驱动电动机的功率是足够的。回油路是总压降为

所以，快退时液压泵的工作压力应为

因此大流量液压泵卸荷时顺序阀7的调定压力应大于1.582Mpa。
二、验算油液温升
工进在整个工作循环过程中所占的时间比例达95% (见前)，所以系统发热和油液温升按工进时的工况来计算。
工进时液压缸的有效功率为

这时大泵经顺序阀7卸荷，小泵在高压下供油。大泵通过顺序阀7的流量为，故此阀在工进时的压力损失为

小液压泵工进时的工作压力，流量，所以两个液压泵的总输入功率为

液压系统的发热功率为

为使温升不超过允许的值，可按下式计算油箱的最小有效面积：

油箱的总容积：

系统不必设置冷却器。
（6）绘制工作图和编制技术文件