組合機床液壓系統(tǒng)設計

液壓傳動課程設計題目：在某專用機床上有一夾緊進給液壓系統(tǒng)，完成工件的先夾緊后、后進給任務，工作原理如下：夾緊油缸：快進f慢進f達到夾緊力后啟動進給油缸工作進給油缸：快進f慢進f達到進給終點f快速退回夾緊油缸快速退回。夾緊缸快進速度：0.07mm/s夾緊缸慢進速度：10mm/s最大夾緊力：30KN進給油缸快進速度：0.2m/s進給油缸慢進速度：0.02m/s最大切削力：110KN夾緊缸行程：用行程開關(guān)調(diào)節(jié)（最大250mm）進給缸行程：用行程開關(guān)調(diào)節(jié)（最大1000mm）一、 負載與運動分析已知最大夾緊力為30KN，則夾緊油缸工作最大負載F=30KN已知最大切削力為110KN,則進給油缸工作最大負載F=110KN二、 確定液壓系統(tǒng)主要參數(shù)初選液壓缸工作壓力所設計的夾緊缸工作最大負載F=30KN,在工進時負載最大，在其它工況負載都不太高，參考表1和表2,初選夾緊液壓缸的工作壓力P]=4MPa，進給時的最大切削力是F=110KN,在工進時負載最大，所以加緊液壓缸選工作壓力p=6MPa計算液壓缸主要尺寸鑒于液壓缸快進和快退速度相等，這里的液壓缸可選用單活塞桿式即液壓缸有(A1=2A2)OX進時為防止沖擊現(xiàn)象，液壓缸的回油腔應有背壓，參考表4選此夾緊缸的背壓為p=0.6MPa,進給缸的背壓為p=0.7MPa表1按負載選擇工作壓力工作壓力/MPa<工作壓力/MPa<5.05.0?7.0d/D0.5?0.550.62?0.70N7.00.7負載/KN<55?1010?2020?3030?50工作壓力/MPa<0.8?11.5?22.5?33?44?5>50N5?7表2各種機械常用的系統(tǒng)工作壓力機，床， 農(nóng)業(yè)機械 液壓機川心喪兩 磨床組合機床龍門刨床拉床小型工程機械大中型挖掘機機械類型建筑機械 重型機械 液壓鑿巖機 起重運輸機械工作壓力/MPa 0.8?2 | 3?5 | 2?8 8?10 | 10?18 20?32表3執(zhí)行元件背壓力系統(tǒng)類型背壓力/MPa簡單系統(tǒng)或輕載節(jié)流調(diào)速系統(tǒng)0.2?0.5回油路帶調(diào)速閥的系統(tǒng)0.4?0.6回油路設置有背壓閥的系統(tǒng)0.5?1.5用補油泵的閉式回路0.8?1.5回油路較復雜的工程機械1.2?3回油路較短且直接回油可忽略不計表4按工作壓力選取d/D由式P]\2JDP]\2JD可得夾緊油缸活塞直徑0107m2D10.0107m2=0.進給油缸活塞直徑D2得d汗0.71D=77mm，參考《機械設計手冊》，圓整后取標準數(shù)值得D=110mm,d=80mm。由此求得液壓缸兩腔的實際有效面積為』航^TXO.112 2牛in_42二—^―= m=95x10m& -^2)=^x(0.112-0.82)m2=44.7xl0~4m2根據(jù)計算出的液壓缸的尺寸，可估算出液壓缸在工作循環(huán)中各階段的壓力、流量和功率，如表6所列，由此繪制的液壓缸工況圖如圖2所示。表6液壓缸在各階段的壓力、流量和功率值夾緊缸工況推力職回油腔壓力p2/MPa進油腔壓力p1/MPa輸入流量qX10-3/m3/s輸入功率P/KW計算公式快進—0.6——夾緊0.6q=紂嶼B二W快退—0.6——，二也螞選擇基本回路選擇調(diào)速回路由圖2可知，這臺機床液壓系統(tǒng)功率與運動速度，工作負載為阻力負載且工作中變化小，故可選用進口節(jié)流調(diào)速回路。為防止液壓缸沖擊沖，在回油路上加背壓閥。由于系統(tǒng)選用節(jié)流調(diào)速方式，系統(tǒng)必然為開式循環(huán)系統(tǒng)。

選擇油源形式從工況圖可以清楚看出，在工作循環(huán)內(nèi)，液壓缸要求油源提供快進、快退行程的低壓大流量和工進行程的高壓小流量的油液。最大流量與最小流量之比qmax/q碩=0.5/(0.84X10-2)舊60。在工作前可根據(jù)加工需要夾緊和進給最大行程可以隨時調(diào)節(jié)。根據(jù)該機床工作原理，則系統(tǒng)兩個油缸可公用一個泵，為此可選用限壓式變量泵或單作用葉片泵作為油源。且兩者都能實現(xiàn)系統(tǒng)功能，考慮到系統(tǒng)效率、節(jié)省能量角度來看，最后確定選用限壓式變量泵方案，如圖2a所示。選擇快速運動和換向回路選用電磁換向閥換向回路，且選用二位四通電磁換向閥，如圖2b所示。選擇速度換接回路由于本系統(tǒng)滑臺由快進轉(zhuǎn)為工進時，為減少速度換接時的液壓沖擊，選用行程閥控制的換接回路，如圖2c所示。選擇調(diào)壓和卸荷回路在雙泵供油的油源形式確定后，調(diào)壓和卸荷問題都已基本解決。即滑臺工進時，高壓小流量泵的出口壓力由油源中的溢流閥調(diào)定，無需另設調(diào)壓回路。在滑臺工進和停止時，低壓大流量泵通過液控順序閥卸荷，高壓小流量泵在滑臺停止時雖未卸荷，但功率損失較小，故可不需再設卸荷回路。組成液壓系統(tǒng)將上面選出的液壓基本回路組合在一起，并經(jīng)修改和完善，就可得到完整的液壓系統(tǒng)工作原理圖，如圖3所示。在圖3中，為了避免機床夾緊工作停止后，夾緊油缸回路中無法保持夾緊力，圖中在夾緊缸旁添置了蓄能器。為便于系統(tǒng)自動發(fā)出信號，圖中增設了兩個壓力繼電器。四、計算和選擇液壓件確定液壓泵的規(guī)格和電動機功率計算液壓泵的最大工作壓力由表6可知，液壓缸在工進時工作壓力最大，最大工作壓力為p「3.96MPa，如在調(diào)速閥進口節(jié)流調(diào)速回路中，選取進油路上的總壓力損失Z8=0.6MPa，考慮到壓力繼電器的可靠動作要求壓差pe=0.5MPa，則小流量泵的最高工作壓力估算為>py+Aj?+Ar=(3.96+0.6+0.5)MPa=5.06MPa由表6可見，快退時液壓缸的工作壓力為P]=1.43MPa，比快進時大。考慮到快退時進油不通過調(diào)速閥，故其進油路壓力損失比前者小，現(xiàn)取進油路上的總壓力損失￡Ap=0.3MPa，則大流量泵的最高工作壓力估算為>P1+ =(1.43+0.3)MPa=1.73MP&計算液壓泵的流量由表7可知，油源向液壓缸輸入的最大流量為0.5X10-3m3/s，若取回路泄漏系數(shù)K=1.1，則兩個泵的總流量為%>^=1.1X0.5xio-3m3/s=0.55xlO_3m3/s=33Umm考慮到溢流閥的最小穩(wěn)定流量為3L/min，工進時的流量為0.84X10-5m3/s=0.5L/min，則小流量泵的流量最少應為3.5L/min。確定液壓泵的規(guī)格和電動機功率根據(jù)機功率為由于進給油缸工進時輸入功率最大，若取液壓泵總效率n=0.8,這時液壓泵的驅(qū)動電動p

機功率為根據(jù)此數(shù)值查閱產(chǎn)品樣本，選用規(guī)格相近的Y100L—6型電動機，其額定功率為1.5KW,額定轉(zhuǎn)速為940r/min。2.確定其它元件及輔件(1)確定閥類元件及輔件根據(jù)系統(tǒng)的最高工作壓力和通過各閥類元件及輔件的實際流量，查閱產(chǎn)品樣本，選出的閥類元件和輔件規(guī)格如表8所列。其中，溢流閥9按小流量泵的額定流量選取，調(diào)速閥4選用Q—6B型，其最小穩(wěn)定流量為0.03L/min，小于本系統(tǒng)工進時的流量0.5L/min。表9液壓元件規(guī)格及型號序號元件名稱通過的最大流量q/L/min規(guī)格型號額定流量q/L/min額定壓力P/MPa額定壓降△P/MPa1雙聯(lián)葉片泵—PV2R12-6/335.1/27.9*16—2三位五通電液換向閥7035DY—100BY1006.30.33行程閥62.322C—100BH1006.30.34調(diào)速閥<1Q—6B66.3—5單向閥70I—100B1006.30.26單向閥29.3I—100B1006.30.27液控順序閥28.1XY—63B636.30.38背壓閥<1B—10B106.3—9溢流閥5.1Y—10B106.3—10單向閥27.9I—100B1006.30.211濾油器36.6XU—80X200806.30.0212壓力表開關(guān)—K—6B———13單向閥70I—100B1006.30.214壓力繼電器—PF—B8L—14—*注：此為電動機額定轉(zhuǎn)速為940r/min時的流量。(2)確定油管在選定了液壓泵后，液壓缸在實際快進、工進和快退運動階段的運動速度、時間以及進入和流出液壓缸的流量，與原定數(shù)值不同，重新計算的結(jié)果如表9所列。表9各工況實際運動速度、時間和流量參數(shù)快進工進快退輸入流量q_4(^12)(3.1+27.9) . 1/mm95-44.7=62.3L/mm=0.5L/min=知+%=(5.1+27.9)L/mm=331知n

排除流量%=硬=62.3x^2.L/mm95=皿95=。,24口皿=33x-?5_L/mm44.7=70L/nnn運動速度"4-460x(95-44.7)xlO-4=0.109m/s0.5^10^ .= 血S60x95xlO^=a.8Sxio-Ws333婦尸 .= 血S60x44.7x10^=0.123m/S表10允許流速推薦值管道推薦流速/(m/s)吸油管道0.5?1.5，一般取1以下壓油管道3?6，壓力高，管道短，粘度小取大值回油管道1.5?3由表9可以看出，液壓缸在各階段的實際運動速度符合設計要求。d=根據(jù)表9數(shù)值，按表10推薦的管道內(nèi)允許速度取=4m/s，由式丫行。計算得與液壓缸無桿腔和有桿腔相連的油管內(nèi)徑分別為竺皿=1曙怦60x3.14x4竺皿=1曙怦60x3.14x460x3.14x4為了統(tǒng)一規(guī)格，按產(chǎn)品樣本選取所有管子均為內(nèi)徑20mm、外徑28mm的10號冷拔鋼管。(3)確定油箱油箱的容量按式『=地華估算，其中a為經(jīng)驗系數(shù)，低壓系統(tǒng)，a=2?4；中壓系統(tǒng)，a=5?7；高壓系統(tǒng)，a=6?12。現(xiàn)取a=6,得= =6x(5.6+31)L=220L五、驗算液壓系統(tǒng)性能1.驗算系統(tǒng)壓力損失由于系統(tǒng)管路布置尚未確定，所以只能估算系統(tǒng)壓力損失。估算時，首先確定管道內(nèi)液體的流動狀態(tài)，然后計算各種工況下總的壓力損失。現(xiàn)取進、回油管道長為l=2m，油液的運動粘度取"=1x10-4m2/s，油液的密度取p=0.9174x103kg/m3。(1)判斷流動狀態(tài)

在快進、工進和快退三種工況下，進、回油管路中所通過的流量以快退時回油流量q2=70L/min為最大，此時，油液流動的雷諾數(shù)'V殖“60x7tx20x10-3xlxlO-4也為最大。因為最大的雷諾數(shù)小于臨界雷諾數(shù)(2000)，故可推出：各工況下的進、回油路中的油液的流動狀態(tài)全為層流。(2)計算系統(tǒng)壓力損失將層流流動狀態(tài)沿程阻力系數(shù)和油液在管道內(nèi)流速,、％^P1=A-—p同時代入沿程壓力損失計算公式 d2 ，并將已知數(shù)據(jù)代入后，得4x7W= =se購2萩 2x3.14x(20xl0-3)4可見，沿程壓力損失的大小與流量成正比，這是由層流流動所決定的。在管道結(jié)構(gòu)尚未確定的情況下，管道的局部壓力損失",常按下式作經(jīng)驗計算各工況下的閥類元件的局部壓力損失可根據(jù)下式計算其中的pn由產(chǎn)品樣本查出，qn和q數(shù)值由表8和表9列出?；_在快進、工進和快退工況下的壓力損失計算如下： °1.快進滑臺快進時，液壓缸通過電液換向閥差動連接。在進油路上，油液通過單向閥10、電液換向閥2,然后與液壓缸有桿腔的回油匯合通過行程閥3進入無桿腔。在進油路上，壓力損失分別為A/?h=0.5478x10^=0.5478xlCfx623^10x10~6MPa=0.0568SMPa2A^i=20.Wli=0.1x0.05688MPa=0.005688MPa1(33} (623T+0.3x——+0.3x—MPa=0.1647MPaUooJ Uoo)2A^.= + +2^=(0.05688+0.005688+0.1647)MPa=0.2273MP&

在回油路上，壓力損失分別為pg1n-32=0.5478x108<7=0.5478x108x——xW6MPa=0.02675MPa=20.1A^b=0.1x0.02675MPa=0.002675MPa1(293V {623Y+0.2x—+0.3x—MPa=0.1594MPa1,100) Uoo)ZA^0=ZA^+EA^+ZA^o=(002675+0002675+01594)MPa=01888MPa將回油路上的壓力損失折算到進油路上去，便得出差動快速運動時的總的壓力損失￡的=0.2273+0.1888x^￡的=0.2273+0.1888x^MPa=0.316MPa工進滑臺工進時，在進油路上，油液通過電液換向閥2、調(diào)速閥4進入液壓缸無桿腔，在調(diào)速閥4處的壓力損失為0.5MPa。在回油路上，油液通過電液換向閥2、背壓閥8和大流量泵的卸荷油液一起經(jīng)液控順序閥7返回油箱，在背壓閥8處的壓力損失為0.6MPa。若忽略管路的沿程壓力損失和局部壓力損失，則在進油路上總的壓力損失為ZA^i=ZMi= +0.5MPa=0.5MPa此值略小于估計值。在回油路上總的壓力損失為(024V f^O24+279V￡%孔=￡詢關(guān)=0-3x^—j+0.6+0.3x^——jMPa=0.66MPa該值即為液壓缸的回油腔壓力p2=0.66MPa，可見此值與初算時參考表4選取的背壓值基本相符。按表7的公式重新計算液壓缸的工作壓力為用+%也34942+0.66x106x44.7x10^__t.p.=—_L-L.L= MPa=3.99MPa1 4 95xl0-4xlO6此略高于表7數(shù)值。考慮到壓力繼電器的可靠動作要求壓差pe=0.5MPa，則小流量泵的工作壓力為Ppi=Pi+ +A?%=3.99+0.5+0.5=4.99MP&此值與估算值基本相符，是調(diào)整溢流閥10的調(diào)整壓力的主要參考數(shù)據(jù)。3.快退滑臺快退時，在進油路上，油液通過單向閥10、電液換向閥2進入液壓缸有桿腔。在回油路上，油液通過單向閥5、電液換向閥2和單向閥13返回油箱。在進油路上總的壓力損失為

SA^i=SMi=0.2x27.9\o.3xUooJMPa=0.048MP&n」也 丫 spoVzpoySA^i=SMi=0.2x27.9\o.3xUooJMPa