液压传动液压专用铣床动力滑台液压系统设计.doc

1. 液压系统用途（包括工作环境与工作条件）及主要参数：卧式组合机床液压动力滑台。 切削阻力F=15kN，滑台自重G=22kN，平面导轨，静摩擦系数0、2，动摩擦系数0、1，快进/退速度5m/min，工进速度100mm/min，最大行程350mm，其中工进行程200mm，启动换向时间0、1s，液压缸机械效率0、9。2. 执行元件类型：液压油缸3. 液压系统名称：钻镗两用卧式组合机床液压动力滑台。设 计 内 容1、 拟订液压系统原理图；2、 选择系统所选用得液压元件及辅件；3、 验算液压系统性能；4、 编写上述1、2、3得计算说明书。设计指导教师 签 字教研室主任 签 字 年 月 日签发目录1 序言- 1 -2 设计得技术要求与设计参数- 2 -3 工况分析- 2 -3、1 确定执行元件- 2 -3、2 分析系统工况- 2 -3、3 负载循环图与速度循环图得绘制- 4 -3、4 确定系统主要参数- 5 -3、4、1 初选液压缸工作压力- 5 -3、4、2 确定液压缸主要尺寸- 5 -3、4、3 计算最大流量需求- 7 -3、5 拟定液压系统原理图- 8 -3、5、1 速度控制回路得选择- 8 -3、5、2 换向与速度换接回路得选择- 9 -3、5、3 油源得选择与能耗控制- 10 -3、5、4 压力控制回路得选择- 11 -3、6 液压元件得选择- 12 -3、6、1 确定液压泵与电机规格- 13 -3、6、2 阀类元件与辅助元件得选择- 14 -3、6、3 油管得选择- 16 -3、6、4 油箱得设计- 18 -3、7 液压系统性能得验算- 19 -3、7、1 回路压力损失验算- 19 -3、7、2 油液温升验算- 20 -1 序言作为一种高效率得专用铣床，组合机床在大批、大量机械加工生产中应用广泛。本次课程设计将以组合机床动力滑台液压系统设计为例，介绍该组合机床液压系统得设计方法与设计步骤，其中包括组合机床动力滑台液压系统得工况分析、主要参数确定、液压系统原理图得拟定、液压元件得选择以及系统性能验算等。组合机床就是以通用部件为基础，配以按工件特定外形与加工工艺设计得专用部件与夹具而组成得半自动或自动专用机床。组合机床一般采用多轴、多刀、多工序、多面或多工位同时加工得方式，生产效率比通用机床高几倍至几十倍。组合机床兼有低成本与高效率得优点，在大批、大量生产中得到广泛应用，并可用以组成自动生产线。组合机床通常采用多轴、多刀、多面、多工位同时加工得方式，能完成钻、扩、铰、镗孔、攻丝、车、铣、磨削及其她精加工工序，生产效率比通用机床高几倍至几十倍。液压系统由于具有结构简单、动作灵活、操作方便、调速范围大、可无级连读调节等优点，在组合机床中得到了广泛应用。液压系统在组合机床上主要就是用于实现工作台得直线运动与回转运动，如图1所示，如果动力滑台要实现二次进给，则动力滑台要完成得动作循环通常包括：原位停止快进I工进II工进死挡铁停留快退原位停止。图1 组合机床动力滑台工作循环2 设计得技术要求与设计参数工作循环：快进工进快退停止；系统设计参数如表1所示，动力滑台采用平面导轨，其静、动摩擦系数分别为fs = 0、2、fd = 0、1。表1 设计参数参 数数 值切削阻力（N）15000滑台自重 (N)22000快进、快退速度(m/min)5工进速度(mm/min)100最大行程(mm)350工进行程(mm)200启动换向时间（s）0、1液压缸机械效率0、93 工况分析3、1 确定执行元件金属切削机床得工作特点要求液压系统完成得主要就是直线运动，因此液压系统得执行元件确定为液压缸。3、2 分析系统工况 在对液压系统进行工况分析时，本设计实例只考虑组合机床动力滑台所受到得工作负载、惯性负载与机械摩擦阻力负载，其她负载可忽略。 （1）工作负载FW工作负载就是在工作过程中由于机器特定得工作情况而产生得负载，对于金属切削机床液压系统来说，沿液压缸轴线方向得切削力即为工作负载，即FW=15000N（2）惯性负载最大惯性负载取决于移动部件得质量与最大加速度，其中最大加速度可通过工作台最大移动速度与加速时间进行计算。已知启动换向时间为0、1s，工作台最大移动速度，即快进、快退速度为5m/min，因此惯性负载可表示为（3）阻力负载阻力负载主要就是工作台得机械摩擦阻力，分为静摩擦阻力与动摩擦阻力两部分。静摩擦阻力 Ffj = fjN=N动摩擦阻力 Ffd= fdN =N根据上述负载力计算结果，可得出液压缸在各个工况下所受到得负载力与液压缸所需推力情况，如表2所示。表2 液压缸在各工作阶段得负载（单位：N）工况负载组成负载值F液压缸推力=F/起动=4400 N4889 N加速=+4071 N4523 N快进=2200 N2444 N工进=+17200 N19111 N反向起动=4400 N4889 N加速=+4071 N4523 N快退=2200 N2444 N注：此处未考虑滑台上得颠覆力矩得影响。3、3 负载循环图与速度循环图得绘制 根据表2中计算结果，绘制组合机床动力滑台液压系统得负载循环图如图2所示。图2 组合机床动力滑台液压系统负载循环图图2表明，当组合机床动力滑台处于工作进给状态时，负载力最大为19111N，其她工况下负载力相对较小。所设计组合机床动力滑台液压系统得速度循环图可根据已知得设计参数进行绘制，已知快进与快退速度m/min、快进行程mm、工进行程mm、快退行程mm，工进速度 mm/min。根据上述已知数据绘制组合机床动力滑台液压系统得速度循环图如图3所示。图3 组合机床液压系统速度循环图3、4 确定系统主要参数3、4、1 初选液压缸工作压力所设计得动力滑台在工进时负载最大，其值为19111N，其它工况时得负载都相对较低，参考第2章表3与表4按照负载大小或按照液压系统应用场合来选择工作压力得方法，初选液压缸得工作压力p1=2、5MPa。3、4、2 确定液压缸主要尺寸由于工作进给速度与快速运动速度差别较大，且快进、快退速度要求相等，从降低总流量需求考虑，应确定采用单杆双作用液压缸得差动连接方式。通常利用差动液压缸活塞杆较粗、可以在活塞杆中设置通油孔得有利条件，最好采用活塞杆固定，而液压缸缸体随滑台运动得常用典型安装形式。这种情况下，应把液压缸设计成无杆腔工作面积就是有杆腔工作面积两倍得形式，即活塞杆直径d与缸筒直径D呈d = 0、707D得关系。工进过程中，当孔被钻通时，由于负载突然消失，液压缸有可能会发生前冲得现象，因此液压缸得回油腔应设置一定得背压(通过设置背压阀得方式)，选取此背压值为p2=0、8MPa。快进时液压缸虽然作差动连接（即有杆腔与无杆腔均与液压泵得来油连接），但连接管路中不可避免地存在着压降，且有杆腔得压力必须大于无杆腔，估算时取0、5MPa。快退时回油腔中也就是有背压得，这时选取被压值=0、6MPa。工进时液压缸得推力计算公式为，式中：F 负载力 hm液压缸机械效率 A1液压缸无杆腔得有效作用面积 A2液压缸有杆腔得有效作用面积 p1液压缸无杆腔压力 p2液压有无杆腔压力因此，根据已知参数，液压缸无杆腔得有效作用面积可计算为m2 液压缸缸筒直径为 mm由于有前述差动液压缸缸筒与活塞杆直径之间得关系，d = 0、707D，因此活塞杆直径为d=0、707107、6=76、1mm，根据GB/T23481993对液压缸缸筒内径尺寸与液压缸活塞杆外径尺寸得规定，圆整后取液压缸缸筒直径为D=110mm，活塞杆直径为d=80mm。此时液压缸两腔得实际有效面积分别为： m2 m23、4、3 计算最大流量需求工作台在快进过程中，液压缸采用差动连接，此时系统所需要得流量为q快进 =（A1-A2）v1=25、1 L/min工作台在快退过程中所需要得流量为q快退 =A2v2=22、4/min工作台在工进过程中所需要得流量为q工进 =A1v1=0、95 L/min 其中最大流量为快进流量为25、2L/min。根据上述液压缸直径及流量计算结果，进一步计算液压缸在各个工作阶段中得压力、流量与功率值，如表3所示。表3 各工况下得主要参数值工况推力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488901、42P1=q=(A1-A2)v1P=p1qp2=p1+p加速45231、851、35恒速24441、430、9325、10、39工进191110、82、390、950、038P1=(F+p2A2)/A1q=A1v2P=p1q快退起动488901、09P1=(F+p2A1)/A2q=A2v3P=p1q加速45230、62、28恒速24440、61、8222、40、679把表3中计算结果绘制成工况图，如图4所示。图4 液压系统工况图3、5 拟定液压系统原理图 根据组合机床液压系统得设计任务与工况分析，所设计机床对调速范围、低速稳定性有一定要求，因此速度控制就是该机床要解决得主要问题。速度得换接、稳定性与调节就是该机床液压系统设计得核心。此外，与所有液压系统得设计要求一样，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。3、5、1 速度控制回路得选择工况图4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得功率较小，系统得效率与发热问题并不突出，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。该机床得进给运动要求有较好得低速稳定性与速度-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得容积节流调速。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，采用节流阀得节流调速回路即可。但由于在钻头钻入铸件表面及孔被钻通时得瞬间，存在负载突变得可能，因此考虑在工作进给过程中采用具有压差补偿得进口调速阀得调速方式，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。3、5、2 换向与速度换接回路得选择所设计多轴钻床液压系统对换向平稳性得要求不高，流量不大，压力不高，所以选用价格较低得电磁换向阀控制换向回路即可。为便于实现差动连接，选用三位五通电磁换向阀。为了调整方便与便于增设液压夹紧支路，应考虑选用Y型中位机能。由前述计算可知，当工作台从快进转为工进时，进入液压缸得流量由25、1 L/min降为0、95 L/min，可选二位二通行程换向阀来进行速度换接，以减少速度换接过程中得液压冲击，如图5所示。由于工作压力较低，控制阀均用普通滑阀式结构即可。由工进转为快退时，在回路上并联了一个单向阀以实现速度换接。为了控制轴向加工尺寸，提高换向位置精度，采用死挡块加压力继电器得行程终点转换控制。 a、换向回路 b、速度换接回路图5 换向与速度切换回路得选择3、5、3 油源得选择与能耗控制表3表明，本设计多轴钻床液压系统得供油工况主要为快进、快退时得低压大流量供油与工进时得高压小流量供油两种工况，若采用单个定量泵供油，显然系统得功率损失大、效率低。在液压系统得流量、方向与压力等关键参数确定后，还要考虑能耗控制，用尽量少得能量来完成系统得动作要求，以达到节能与降低生产成本得目得。在图4工况图得一个工作循环内，液压缸在快进与快退行程中要求油源以低压大流量供油，工进行程中油源以高压小流量供油。其中最大流量与最小流量之比，而快进与快退所需得时间与工进所需得时间分别为：ss上述数据表明，在一个工作循环中，液压油源在大部分时间都处于高压小流量供油状态，只有小部分时间工作在低压大流量供油状态。从提高系统效率、节省能量角度来瞧，如果选用单个定量泵作为整个系统得油源，液压系统会长时间处于大流量溢流状态，从而造成能量得大量损失，这样得设计显然就是不合理得。如果采用单个定量泵供油方式，液压泵所输出得流量假设为液压缸所需要得最大流量25、1L/min，假设忽略油路中得所有压力与流量损失，液压系统在整个工作循环过程中所需要消耗得功率估算为快进时 P=0、9325、1=0、39Kw工进时P=pqmax=2、3925、1=1Kw快退时 P=1、8225、1=0、76Kw如果采用一个大流量定量泵与一个小流量定量泵双泵串联得供油方式，由双联泵组成得油源在工进与快进过程中所输出得流量就是不同得，此时液压系统在整个工作循环过程中所需要消耗得功率估算为快进时 P=0、9325、1=0、39Kw工进时，大泵卸荷，大泵出口供油压力几近于零，因此P=pqmax=2、390、95=0、038Kw快退时 P=1、8225、1=0、76Kw除采用双联泵作为油源外，也可选用限压式变量泵作油源。但限压式变量泵结构复杂、成本高，且流量突变时液压冲击较大，工作平稳性差，最后确定选用双联液压泵供油方案，有利于降低能耗与生产成本，如图6所示。图6 双泵供油油源3、5、4 压力控制回路得选择 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得供油压力。为了便于观察与调整压力，在液压泵得出口处、背压阀与液压缸无杆腔进口处设测压点。将上述所选定得液压回路进行整理归并，并根据需要作必要得修改与调整，最后画出液压系统原理图如图7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得问题，必须在回油路上串接一个液控顺序阀10，以阻止油液在快进阶段返回油箱。同时阀9起背压阀得作用。 为了避免机床停止工作时回路中得油液流回油箱，导致空气进入系统，影响滑台运动得平稳性，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6。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。 在进油路上设有压力表开关与压力表，钻孔行程终点定位精度不高，采用行行程开关控制即可。图7 液压系统原理图3、6 液压元件得选择 本设计所使用液压元件均为标准液压元件，因此只需确定各液压元件得主要参数与规格，然后根据现有得液压元件产品进行选择即可。3、6、1 确定液压泵与电机规格 （1）计算液压泵得最大工作压力由于本设计采用双泵供油方式，根据图4液压系统得工况图，大流量液压泵只需在快进与快退阶段向液压缸供油，因此大流量泵工作压力较低。小流量液压泵在快速运动与工进时都向液压缸供油，而液压缸在工进时工作压力最大，因此对大流量液压泵与小流量液压泵得工作压力分别进行计算。根据液压泵得最大工作压力计算方法，液压泵得最大工作压力可表示为液压缸最大工作压力与液压泵到液压缸之间压力损失之与。对于调速阀进口节流调速回路，选取进油路上得总压力损失，同时考虑到压力继电器得可靠动作要求压力继电器动作压力与最大工作压力得压差为0、5MPa，则小流量泵得最高工作压力可估算为大流量泵只在快进与快退时向液压缸供油，图4表明，快退时液压缸中得工作压力比快进时大，如取进油路上得压力损失为0、5MPa，则大流量泵得最高工作压力为： （2）计算总流量 表3表明，在整个工作循环过程中，液压油源应向液压缸提供得最大流量出现在快进工作阶段，为25、1 L/min，若整个回路中总得泄漏量按液压缸输入流量得10%计算，则液压油源所需提供得总流量为：L/min 工作进给时，液压缸所需流量约为0、95 L/min，但由于要考虑溢流阀得最小稳定溢流量3 L/min，故小流量泵得供油量最少应为3、95 L/min。据据以上液压油源最大工作压力与总流量得计算数值，上网或查阅有关样本，例如YUKEN日本油研液压泵样本，确定PV2R型双联叶片泵能够满足上述设计要求，因此选取PV2R12-6/33型双联叶片泵，其中小泵得排量为6mL/r，大泵得排量为33mL/r，若取液压泵得容积效率=0、9，则当泵得转速=940r/min时，小泵得输出流量为qp小=69400、9/1000=5、076 L/min该流量能够满足液压缸工进速度得需要。大泵得输出流量为qp大=33*940*0、9/1000=27、918 L/min双泵供油得实际输出流量为该流量能够满足液压缸快速动作得需要。表4 液压泵参数元件名称估计流量规格额定流量额定压力MPa型号双联叶片泵(5、1+27、9)最高工作压力为21 MPaPV2R126/33 3电机得选择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2、78MPa，流量为32、994L/min。取泵得总效率，则液压泵驱动电动机所需得功率为： 根据上述功率计算数据，此系统选取Y112M-6型电动机，其额定功率，额定转速。3、6、2 阀类元件与辅助元件得选择图7液压系统原理图中包括调速阀、换向阀、单项阀等阀类元件以及滤油器、空气滤清器等辅助元件。1阀类元件得选择根据上述流量及压力计算结果，对图7初步拟定得液压系统原理图中各种阀类元件及辅助元件进行选择。其中调速阀得选择应考虑使调速阀得最小稳定流量应小于液压缸工进所需流量。通过图7中5个单向阀得额定流量就是各不相同得，因此最好选用不同规格得单向阀。图7中溢流阀2、背压阀9与顺序阀10得选择可根据调定压力与流经阀得额定流量来选择阀得型式与规格，其中溢流阀2得作用就是调定工作进给过程中小流量液压泵得供油压力，因此该阀应选择先导式溢流阀，连接在大流量液压泵出口处得顺序阀10用于使大流量液压泵卸荷，因此应选择外控式。背压阀9得作用就是实现液压缸快进与工进得切换，同时在工进过程中做背压阀，因此采用内控式顺序阀。最后本设计所选择方案如表5所示，表中给出了各种液压阀得型号及技术参数。表5 阀类元件得选择序号元件名称估计流量规格额定流量额定压力MPa型号1三位五通电磁阀66/821006、335D-100B2行程阀49、5/61、5636、322C-63BH3调速阀166、3Q-6B4单向阀66/821006、3I-100B5单向阀816、5/20、5256、3I-25B6背压阀90、475/0、6106、3B-10B7溢流阀4、13/5106、3Y-10B8单向阀1166/821006、3I-100B9单向阀327、92/34、7636、3I-63B10单向阀45、1/5、1106、3I-10B11顺序阀28、4/35、2636、3XY-63B2过滤器得选择按照过滤器得流量至少就是液压泵总流量得两倍得原则，取过滤器得流量为泵流量得2、5倍。由于所设计组合机床液压系统为普通得液压传动系统，对油液得过滤精度要求不高，故有 因此系统选取通用型WU系列网式吸油过滤器，参数如表6所示。表6 通用型WU系列网式吸油中过滤器参数型号通径mm公称流量过滤精度尺寸M（d）HDWU100100-J321001001533空气滤清器得选择 按照空气滤清器得流量至少为液压泵额定流量2倍得原则，即有选用EF系列液压空气滤清器，其主要参数如表7所示。表7 液压空气滤清器参数型号过滤注油口径mm注油流量L/min空气流量L/min油过滤面积L/minAmmBmmammbmmcmm四只螺钉均布mm空气过滤精度mm油过滤精度mE-32321410512010050475964M580、279125注：液压油过滤精度可以根据用户得要求进行调节。3、6、3 油管得选择图7中各元件间连接管道得规格可根据元件接口处尺寸来决定，液压缸进、出油管得规格可按照输入、排出油液得最大流量进行计算。由于液压泵具体选定之后液压缸在各个阶段得进、出流量已与原定数值不同，所以应对液压缸进油与出油连接管路重新进行计算，如表8所示。表8 液压缸得进、出油流量与运动速度流量、速度快进工进快退输入流量排出流量运动速度根据表8中数值，当油液在压力管中流速取3m/s时，可算得与液压缸无杆腔与有杆腔相连得油管内径分别为：，取标准值20mm；，取标准值15mm。因此与液压缸相连得两根油管可以按照标准选用公称通径为与得无缝钢管或高压软管。如果液压缸采用缸筒固定式，则两根连接管采用无缝钢管连接在液压缸缸筒上即可。如果液压缸采用活塞杆固定式，则与液压缸相连得两根油管可以采用无缝钢管连接在液压缸活塞杆上或采用高压软管连接在缸筒上。3、6、4 油箱得设计 1油箱长宽高得确定油箱得主要用途就是贮存油液，同时也起到散热得作用，参考相关文献及设计资料，油箱得设计可先根据液压泵得额定流量按照经验计算方法计算油箱得体积，然后再根据散热要求对油箱得容积进行校核。油箱中能够容纳得油液容积按JB/T79381999标准估算，取时，求得其容积为按JB/T79381999规定，取标准值V=250L。 依据 如果取油箱内长l1、宽w1、高h1比例为3：2：1，可得长为：=1107mm，宽=738mm，高为=369mm。 对于分离式油箱采用普通钢板焊接即可，钢板得厚度分别为：油箱箱壁厚3mm，箱底厚度5mm，因为箱盖上需要安装其她液压元件，因此箱盖厚度取为10mm。为了易于散热与便于对油箱进行搬移及维护保养，取箱底离地得距离为160mm。因此，油箱基体得总长总宽总高为：长为：宽为：高为：为了更好得清洗油箱，取油箱底面倾斜角度为。2隔板尺寸得确定为起到消除气泡与使油液中杂质有效沉淀得作用，油箱中应采用隔板把油箱分成两部分。根据经验，隔板高度取为箱内油面高度得，根据上述计算结果，隔板得高度应为：隔板得厚度与箱壁厚度相同，取为3mm。3各种油管得尺寸油箱上回油管直径可根据前述液压缸进、出油管直径进行选取，上述油管得最大内径为20mm，外径取为28mm。泄漏油管得尺寸远小于回油管尺寸，可按照各顺序阀或液压泵等元件上泄漏油口得尺寸进行选取。油箱上吸油管得尺寸可根据液压泵流量与管中允许得最大流速进行计算。取吸油管中油液得流速为1m/s。可得： 液压泵得吸油管径应尽可能选择较大得尺寸，以防止液压泵内气穴得发生。因此根据上述数据，按照标准取公称直径为d=32mm，外径为42mm。3、7 液压系统性能得验算本例所设计系统属压力不高得中低压系统，无迅速起动、制动需求，而且设计中已考虑了防冲击可调节环节及相关防冲击措施，因此不必进行冲击验算。这里仅验算系统得压力损失，并对系统油液得温升进行验算。3、7、1 回路压力损失验算由于系统得具体管路布置尚未确定，整个回路得压力损失无法估算，仅只阀类元件对压力损失所造成得影响可以瞧得出来，供调定系统中某些压力值时参考。3、7、2 油液温升验算液压传动系统在工作时，有压力损失、容积损失与机械损失，这些损失所消耗得能量多数转化为热能，使油温升高，导致油得粘度下降、油液变质、机器零件变形等，影响正常工作。为此，必须控制温升T在允许得范围内，如一般机床DT = 25 30 ；数控机床DT 25 ；粗加工机械、工程机械与机车车辆DT= 35 40 。 液压系统得功率损失使系统发热，单位时间得发热量f（kW）可表示为式中 系统得输入功率（即泵得输入功率）（kW）； 系统得输出功率（即液压缸得输出功率）（kW）。 若在一个工作循环中有几个工作阶段，则可根据各阶段得发热量求出系统得平均发热量对于本次设计得组合机床液压系统，其工进过程在整个工作循环中所占时间比例为因此系统发热与油液温升可用工进时得发热情况来计算。 工进时液压缸得有效功率（即系统输出功率）为这时大流量泵通过顺序阀10卸荷，小流量泵在高压下供油，所以两泵得总输出功率（即系统输入功率）为：由此得液压系统得发热量为即可得油液温升近似值：T=/（hA）=0、386/（9*10-3*6、5*10-2*2502/3）=15、6C温升小于普通机床允许得温升范围，因此液压系统中不需设置冷却器。