液压传动系统的设计与计算.docx

液压传动系统的设计与计算 卧式单面多轴钻机组合机床滑台液压传动系统设计与计算 一、已知条件 1、工作循环：快进工进快退停止 2、参数： 切削力N F t 20000=； 移动部件总重力N G 10000=； 快进行程：mm L 1001=； 工进行程：mm L 502=； 快退快进的速度为4m/min ； 工进速度为0.05m/min ； 加速、减速时间s t 2.0=?； 静摩擦力系数2.0=s f ； 动摩擦力系数1.0=d f ； 动力滑台采用水平放置的平导轨，可在任意位置停止。 二、负载分析 负载分析中，暂不考虑回油腔的压力，液压缸的密封装置产生的摩擦阻力在液压缸机械效率中考虑。这样考虑的力有：切削力，导轨摩擦力和惯性力。导轨的正压力等于动力部件的重力，即N F N 10000=；设导轨的静摩擦力为fs F ，动摩擦力为fd F ，惯性力为m F 则有： )(2000100002.0N F f F N s fs =?= )(1000100001.0N F f F N d fd =?= )(3402 .0) 0604 (8.910000N dt dv g G ma F m =-?= 如果忽略切削力引起的颠覆力矩对导轨摩擦力的影响，并设液压缸的机械效率95.0=m ，则液压缸 在个工作阶段的总负载可以算出，如下表： 根据负载计算和已知的各阶段的速度，可绘出负载图和速度图。 三、执行元件主要参数的确定 1、初选系统工作压力 各类设备常用的工作压力（机械设计手册卷5表21-2-11） 系统工作压力，选用过大过小都不好，应参考类似产品、推荐值，经验选定。系统工作压力高，省材料，机构紧凑，重量轻。参考同类型组合机床，初定系统工作压力为MPa p 41=。 2、确定液压缸的的主要结构尺寸 方法： 要求动力滑台的快进、快退速度相等，县采用缸体固定的单杆式液压缸，快进时采用差动连接，并取无杆腔有效面积1A 等于有杆腔有效面积2A 的2倍，即212A A =。为防止在钻孔钻通时滑台突然前冲，在回油路中有背压阀，初选背压Pa p 5 2108?=。 已知最大负载为工进阶段的负载N F 22105=，则无杆腔面积1A 为： )(6140)(00614.01082 1 10422105 21225 6211mm m p p F A =?-?=-= 则液压缸内径：)(4.8814 .34 .61441 mm A D =?= = 由212A A =可知活塞杆直径)(5.624.88707.0707.0mm D d =?= 由（机械设计手册卷5表2162），圆整为)(90mm D =，此值不是第一系列数。)(63mm d =。 所以)(6.634 221cm D A =，)(4.324)(2222cm d D A =-= 。 方法： t p F D 4= （机械设计手册卷5表21-6-8） 式中：F 活塞杆上的作用力，)(22105N F =； p 系统工作压力，MPa p 4=； t 液压缸总效率，d m V t =；其中，m 机械效率，常取95.09.0=m ； V 容积效率，当活塞密封为弹性材料时1=V ，活塞密封为金属环时， 98.0=V ；d 作用力效率，当有直接回油箱时1=d 。 则有：)(4.88)(0884.01049.014.322105 446 mm m p F D t =?= 由（机械设计手册卷5表2162），圆整为)(90mm D =，此值不是第一系列数。 （机械设计手册卷5表21-6-3）。 速比系数，主要是为了确定活塞杆的直径和是否设置缓冲装置。速比不宜过大或过小，以免产生 过大的背压或造成活塞杆太细。如无速比要求，也可取D d )5 131 (=，根据手册选用标准值。 值确定后，则可算出)(8.4433 .11 33.1901mm D d =-?=-=。 由（机械设计手册卷5表2162或表21-6-16），圆整为)(45mm d =，此值不是第一系列数。 按最低工进速度验算液压缸尺寸，查产品样本，调速阀最小稳定流量min /05.0m in L Q =，工进速度 m in /05.0m v =为最小速度，则有)(1010 05.01005.022 3 min min 1cm v Q A =?=，满足要求。 3、计算液压缸各工作阶段的压力、流量和功率 根据液压缸的负载图和速度图以及液压缸的有效面积，可以计算出液压缸工作时各阶段的压力、流量和功率，在计算时背压按Pa p 5 2108?=代入，快退时背压按Pa p 5 2105?=代入，计算公式和计算结果列于下表： 注意：1、差动连接时，液压缸的回油路到进油路之间的压力损失为MPa p 5.0=?； 2、快退时，液压缸有杆腔进油，无杆腔回油。 四、拟定液压传动系统原理图 1、确定调速方式及供油形式 在液压缸的初步计算前已确定了采用调速阀的进口节流调速，因此相应采用开式循环系统，这种调速回路具有较好的低速稳定性和速度负载特性。 由表82可知，液压系统的工作循环主要由低压大流量和高压小流量两个阶段组成。如采用单个定量泵供油，功率损失太大，而选用双泵或限压式变量泵作为油源就比较合理，其中双泵油源的结构简单、噪声小、寿命长、成本低。经比较后，在此选用双泵供油形式。 2、快速运动回路和速度切换回路 根据本例的运动方式和要求，采用差动连接与双泵供油两种快速运动回路来实现快速运动。即快进时，有大小泵同时供油，液压缸实现差动连接。 这里采用二位二通电磁阀的速度换接回路，控制由快进转为工进，与采用行程阀相比，电磁阀可直接 安装在液压站上，有工作台的行程开关控制，管路焦简单，行程大小也比较容易调整，另外采用液控顺序阀与单向阀来切断差动油路，因此速度换接回路为行程与压力联合控制形式。 3、换向回路的选择 本系统对换向的平稳性没有严格的要求，所以选用电磁换向阀的换向回路。为便于实现差动连接，选用了三位五通换向阀，为提高换向的位置精度，采用死挡铁和压力继电器的行程终点返程控制。 4、组成液压系统 在液压泵的进出口，背压阀和液压缸无杆腔口处设置测压点，并设置多点压力表开关。这样只需一个压力表就能观测到各点的压力。 电磁铁动作顺序表 1双联叶片泵；2、7、11单向阀；3三位五通电磁阀；4二位二通电磁换向阀；5调速阀；6压力继电器；8液控顺序阀；9背压阀； 10外控溢流阀；12溢流阀；13进油过滤器；14压力表 组合机床动力滑台液压系统原理图 五、选择液压元件 1、选择液压泵 工进阶段液压缸工作压力最大，若取进油路总压力损失MPa p 5 105?=?，压力继电器可靠动作需要压力差MPa 5 105?，则液压泵最高工作压力可以算出： )(108.4810)558.38(551Pa p p p p ?=?+=?+= 因此泵的额定压力取MPa p p p n 1.6108.4425.1)6.125.1(5 =?= 工进时所需最小流量是0.32L/min ，设溢流阀最小流量为 2.5L/min ，则小流量泵的流量应为 min)/(852.25.232.01.11L q p =+?，快进快退时液压缸所需的最大流量是12.9L/min ，则泵的总流量 为min)/(19.149.121.1L q p =?，即大泵流量为min)/(338.1112L q q q p p p =-。 根据上面计算的压力和流量，查产品样本，选用YB-4/12型的双联叶片泵，该泵额定压力为6.3MPa 。额定转速为960rpm 。 2、电机的选择 系统为双泵供油系统，其中小泵1的流量为)/(100667.060 1043331 s m q p -?=?=。 大泵2的流量为)/(102.060 10123332 s m q p -?=?=。差动快进、快退时两个泵同时向系统供油，工 进时小泵向系统供油，大泵卸荷。 （1）差动快进 差动快进时，大泵2的出口压力油经单向阀11后与小泵汇合，然后经单向阀2、三位五通阀3、二位二通阀4进入液压缸无杆腔，无杆腔的压力经查样本可知，小泵的出口压力损失pa p 5 1105.4?=?，计算可得小泵的出口压力为pa p p 5 11013?=（效率5.01=），大泵出口压力pa p p 5 2105.14?=（效率5.02=） 。 电动机功率为： )(4635 .0102.0105.145.0100667.010133 5352 2 21 1 11W q p q p P p p =?+?=+ = - （2）工进 考虑调速阀所需最小压力差pa p t 5 105?=?，压力继电器可靠动作需要压力差pa p y 5 105?=?，因 此工进时小泵的出口压力为pa p p 51108.48?=（效率565.01=），大泵的卸荷压力为pa p p 6 2102?=（效率3.02=）。 电动机功率为： )(19093 .0102.0102565.0100667.0108.483 6352 2 21 1 12W q p q p P p p =?+?=+ = - （3）快退 类似差动快进分析可知：小泵的出口压力pa p p 5 1105.16?=（效率5.01=），大泵出口压力 pa p p 621018?=（效率51.02=）。 电动机功率为： )(92651 .0102.010185.0100667.0105.163 6352 2 21 1 12W Q p Q p P p p =?+?=+ = - 综合比较，工进时所需功率最大。据此样本选用Y90L-6异步电动机，电动机功率2.2KW 。额定转速910rpm 。 3、选择液压阀 过滤器按液压泵额定流量的23倍选取吸油用线隙式过滤器。 4、油管的选择 根据选定的液压阀的连接油口尺寸确定管道尺寸。液压缸的进、出油管按输入、输出的最大流量来计算。由于本系统液压缸差动连接快进快退时，油管内通油量最大，其实际流量为泵的额定流量的两倍为32L/min ，则液压缸进、出油管直径d 按产品样本，选用内径为15mm ，外径为19mm 的10号冷拔钢管。 5、油箱容积的确定 中压系统的油箱容积一般为液压泵额定流量的（57）倍选，所以油箱为： )(112167L V =?= 六、验算液压系统性能 1、 压力损失的验算包括局部压力损失和沿程压力损失 （1）工进时的压力损失验算和小流量泵压力的调整 （2）快退时的压力损失验算及大流量泵卸荷压力的调整 2、液压系统的发热和温升的验算 整个工作循环中，工进阶段缩所占用的时间最长，所以系统的发热主要是工进阶段造成的，故按工进阶段工况验算系统温升。 工进阶段液压泵的输入功率如前面计算：)(19091W P = 工进时液压缸的输出功率为)(4.1860/05.0221052W Fv P =?= 系统总的发热量为)(18914.18190921W P P =-=-= 已知油箱容积为)(10112)(1121673 3m L V -?=?=，则油箱的近似散热面积为： )(51.1065.023 2 m V A = （机械设计手册卷5表218180） 假定通风良好，取油箱散热系数)/(152 k m W G ?=，则油箱温升为： )(5.8351 .1151891 C GA t ?=?= = ? 设环境温度为C t ?=252，则热平衡温度为：C t t t ?=+=?+=5.1085.832521 所以油箱要进行强制散热。