液压传动系统的设计计算实例21.docx

《液压传动系统的设计计算实例21.docx》由会员分享，可在线阅读，更多相关《液压传动系统的设计计算实例21.docx（12页珍藏版）》请在淘文阁 - 分享文档赚钱的网站上搜索。

1、液压传动系统的设计计算实例21 液压系统设计计算举例 本节介绍某工厂汽缸加工自动线上的一台卧式单面多轴钻孔组合机床液压系统的设计实例。 已知：该钻孔组合机床主轴箱上有16根主轴，加工14个13.9的孔和两个8.5的孔；刀具为高速钢钻头，工件材料是硬度为240HB 的铸铁件；机床工作部件总重量为G 9810N ；快进、快退速度为v 1v 37/min ，快进行程长度为l 1100，工进行程长度为l 250，往复运动的加速、减速时间希望不超过0.2s ；液压动力滑台采用平导轨，其静摩擦系数为f s 0.2，动摩擦系数为f d 0.1。 要求设计出驱动它的动力滑台的液压系统，以实现“快进工进快退原位

2、停止”的工作循环。下面是该液压系统的具体设计过程，仅供参考。 1负载分析 1.1工作负载 由切削原理可知，高速钢钻头钻铸铁孔的轴向切削力F 与钻头直径D (mm)、每转进给量(mm/r)和铸件硬度HB 之间的经验计算式为 6 .08 .0)(5.25HB Ds F t = （9.27） 根据组合机床加工的特点，钻孔时的主轴转速n 和每转进给量s 可选用下列数值： 对13.9mm 的孔来说 n 1360r/min ，s 10.147mm/r 对8.5mm 的孔来说 n 2550r/min ，s 20.096mm/r 根据式(9.27)，求得 30468096.05.85.252240147.09

3、.135.25148 .06.08.0=?+?=t F （N ） 1.2惯性负载 5832 .0607 81.99810=?=?=t v g G F m （N ） 1.3阻力负载 静摩擦阻力 196298102.0=?=fs F （N ） 动摩擦阻力 98198101.0=?=fd F （N ） 液压缸的机械效率取m = 0.9，由此得出液压缸在各工作阶段的负载如表9.5所示。 表9.5 液压缸在各工作阶段的负载值 1.4负载图和速度图的绘制 已知快进行程l 1100、工进行程l 250、快退行程l 3l 1l 2150mm 。负载图按上面计算的数值绘制，如图9.5(a )所示。速度图则按已知

4、数值v 1v 37/min 、和工进速度v 2等绘制，如图9.5(b )所示。其中v 2由主轴转速及每转进给量求出，即v 2n 1s 1n 2s 20.053m/min 。 2液压缸主要参数的确定 由表9.2(按负载选定工作压力)及表9.3(按主机类型选择系统压力)可知，组合机床液压系统在最大负载约为35000N 时宜取p 14MPa 。 鉴于动力滑台要求快进、快退速度相等，这里的液压缸可选用单杆式的，并在快进时作差动连接。在这种情况下，液压缸无杆腔工作面积1应取为有杆腔工作面积2的两倍，即活塞杆直径d 与缸筒直径为d 0.707的关系。 在钻孔加工时，液压缸回油路上必须具有背压p 2，以防孔

5、被钻通时滑台突然前冲。根据经验，取p 20.8MPa 。快进时液压缸虽作差动连接，但由于油管中有压差p 存在，有杆腔的压力必须大于无杆腔，估算时可取p 0.5MPa 。快退时回油腔中也是有背压的，这时p 2亦可按0.5MPa 估算。 由工进时的推力计算液压缸面积： 211122112p A p A p A p A F m ? ?-=-= 故有 0097.01028.04/349432/62 11=? ? ? -=? ? ? -? ?=p p F A m (m 2) 1112.041= A D (m)，0786.0707.0=D d (m) 按GB/T23481993将这些直径圆整成标准值，为：

6、D 110mm ，d 80mm 。由此求得 液压缸两腔的实际有效面积为： 32110503.94/-?=D A (m 2)，() 322210477.44/-?=-=d D A (m 2) 经验算，活塞杆的强度和稳定性均符合要求。 根据上述D 与d 的值，可估算液压缸在各个工作阶段中的压力、流量和功率，如表9.6 图9.5 组合机床液压缸的负载图和速度图 （a ）负载图 （b ）速度图 所示，并据此绘出工况图如图9.6所示。 表9.6 液压缸在不同工作阶段的压力、流量和功率值 3液压系统图的拟定 3.1液压回路的选择 首先选择调速回路。由图9.6中的工况图可知，这台机床液压系统的功率小，动力滑

7、台工进速度低，工作负载变化小，可采用进口节流的调速形式。为了解决进口节流调速回路在孔钻通时的滑台突然前冲现象，回油路上要设置背压阀。 由于液压系统选用了进口节流调速的方式， 系统中油液的循环必然是开式的。 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，液压缸交替地要求油源提供低压大流量和高压小流量的油液。最大流量与最小流量之比约为70，而快进、快退所需的时间比工进所需的时间少得多。因此从提高系统效率、节省能量的角度来看，采用单个定量泵作为油源显然是不合理的，宜采用双泵供油系统，或者采用限压式变量泵加调速阀组成的容积节流调速系统。这里决定采用双泵供油回路，如图9.7(a )所示。 图9

8、.7 液压回路的选择 图9.6 组合机床液压缸工况图 （a ）泵源；（b ）换向回路；（c ）速度换接回路 其次是选择快速运动和换向回路。系统中采用节流调速回路后，不管采用什么油源形 式都必须有单独的油路直接通向液压缸两腔，以实现快速运动。在本系统中，单杆液压缸要作差动连接；而且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31.34/min ，回油路中通过31.34(95/44.77)66.50/min 。为了保证换向平稳起见，采用电液换向阀式换接回路，所以它的快进、快退换向回路应采用图9.7()所示的形式。 由于这一回路要实现液压缸的差动连接，换向阀必须是五通的。 再次是选择速

9、度换接回路。由工况图9.6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35.19/min 降为0.5/min ，滑台的速度变化较大，宜选用行程阀来控制速度的换接，以减少液压冲击，如图9.7()。 最后再考虑压力控制回路。系统的调压问题已在油源中解决。卸荷问题如采用中位机能为型的三位换向阀来实现，就不须再设置专用的元件或油路。 3.2液压回路的综合 把上面选择的各种回路组合画在一起，就可以得到图9.8所示的、未设置虚线圆框内元件时的系统原理图。将此图仔细检查一遍，可以发现，这个原理图在工作中还存在问题，必须进行如下的修改和整理： 图9.8 液压回路的综合 1双联叶片泵(1A-

10、小流量泵 1B-大流量泵)；2电液换向阀；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溢流阀；10单向阀；11过滤器；12压力表开关； a 单向阀；b 顺序阀；c 单向阀；d 压力继电器 为了解决滑台工进时图中进油路、回油路相互接通，无法建立压力的问题，必须在液动换向回路中串接一个单向阀a，将工进时的进油路、回油路隔断。 为了解决滑台快速前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b，以阻止油液在快进阶段返回油箱。 为了解决机床停止工作时系统中的油液流回油箱，导致空气进入系统，影响滑台运动平稳性的问题，另外考虑到电液换向阀的启动问题

11、，必须在电液换向阀的出口处增设一个单向阀c。在泵卸荷时，使电液换向阀的控制油路中保持一个满足换向要求的压力。 为了便于系统自动发出快速退回信号，在调速阀输出端需增设一个压力继电器d。 如果将顺序阀b和背压阀的位置对调一下，就可以将顺序阀与油源处的卸荷阀合并。经过修改、整理后的液压系统原理图如图9.9所示。 图9.9液压回路的综合和整理 1双联叶片泵；2换向阀；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； 11过滤器；12压力表开关；13单向阀；14压力继电器 4液压元件的选择 4.1液压泵 液压缸在整个工作循环中的最大工作压力为4.054MPa，如取进油

12、路上的压力损失为0.8 MPa，压力继电器调整压力高出系统最大工作压力之值为0.5 MPa，则小流量泵的最大工作压力应为 354.5)5.08.0054.4(1=+=P p （MPa ） 大流量泵是在快速运动时才向液压缸输油的，由图9.5可知，快退时液压缸中的工作压力比快进时大，如取进油路上的压力损失为0.5 MPa ，则大流量泵的最高工作压力为 805.1)5.0305.1(2=+=P p （MPa ） 两个液压泵应向液压缸提供的最大流量为35.19/min(见图9.5)。若回路中的泄漏按液压缸输入流量的10估计，则两个泵的总流量为 71.3819.351.1=?=P q （/min ） 由

13、于溢流阀的最小稳定溢流量为3/min ，而工进时输入流压缸的流量为0.5/min ，所以小流量泵的流量规格最少应为3.5/min 。 根据以上压力和流量的数值查阅产品目录，最后确定选取PV2R12型双联叶片泵。 由于液压缸在快退时输入功率最大，这相当于液压泵输出压力1.805 MPa 、流量40/min 时的情况。如取双联叶片泵的总效率为P 0.75，则液压泵驱动电机的功率为 6.110 6075.010*.13 36=?= -P P P q p P （kW ） 根据此数值查阅电机产品目录，最后选定Y100L1 4型电动机，其额定功率为2.2kW ，满载时转速1430r/min 。 4.2阀类

14、元件及辅助元件 根据液压系统的工作压力和通过各个阀类元件和辅助元件的实际流量，可选出这些元件的型号及规格。表9.7所示为选出的一种方案。 表9.7 元件的型号及规格 4.3油管 各元件间连接管道的规格，一般按元件接口处尺寸决定。液压缸进、出油管则按输入、排出的最大流量计算。由于液压泵具体选定之后液压缸在各个阶段的进、出流量已与原定数值不同，所以要重新计算，如表9.8所示。 根据这些数值，当油液在压力管中流速取3/min 时，按下式算得和液压缸无杆腔及和有杆腔相连的油管内径分别为 mm mm d 7.2360103/()1043.79(2361=?= mm mm d 2.1760103/()10

15、42(2362=?= 这两根油管按JB82766标准，都选用内径20mm 、外径28mm 的无缝钢管。 表9.8 液压缸的进、出流量 4.4油箱 油箱容积估算，当取为6时，求得其容积为640240L ，按GB287681规定，取最接近的标准值V = 250L 。 5液压系统的性能验算 1.回路压力损失验算 由于系统的具体管路布置尚未确定，整个回路的压力损失无法估算，仅只阀类元件对工进时液压缸的有效功率为 03.010 60053 .0314493 22=?= =Fv q p P o （kW ） 这时，大流量泵通过液控顺序阀7卸荷，小流量泵在高压下供油，所以两个泵的总输出功率为 74.010 6075.010610978.41036103.03 36362 211=?+?=+= -P P P P P i q p q p P （kW ） 由此得液压系统的发热量为 71.0=-=?o i P P P （kW ） 求油液温升近似值。当通风良好时，取散热系数K 16，则油液温升为 18=?= ?KA P T 温升没有超出允许范围，液压系统中不需要设置冷却器。