组合机床液压系统的设计.docx
《组合机床液压系统的设计.docx》由会员分享，可在线阅读，更多相关《组合机床液压系统的设计.docx（26页珍藏版）》请在冰点文库上搜索。
组合机床液压系统的设计
2液压传动的工作原理和组成
液压传动是用液体作为工作介质来传递能量和进行控制的传动方式。
液压系统利用液压泵将原动机的机械能转换为液体的压力能，通过液体压力能的变化来传递能量，经过各种控制阀和管路的传递，借助于液压执行元件（缸或马达）把液体压力能转换为机械能，从而驱动工作机构，实现直线往复运动和回转运动。
驱动机床工作台的液压系统是由油箱、过滤器、液压泵、溢流阀、开停阀、节流阀、换向阀、液压缸以及连接这些元件的油管、接头等组成。
2.1工作原理
1）电动机驱动液压泵经滤油器从油箱中吸油，油液被加压后,从泵的输出口输入管路。
油液经开停阀、节流阀、换向阀进入液压缸，推动活塞而使工作台左右移动。
液压缸里的油液经换向阀和回油管排回油箱。
2）工作台的移动速度是通过节流阀来调节的。
当节流阀开大时，进入液压缸的油量增多，工作台的移动速度增大；当节流阀关小时，进入液压缸的油量减少，工作台的移动速度减少。
由此可见，速度是由油量决定的。
2.2液压系统的基本组成
1）能源装置——液压泵。
它将动力部分（电动机或其它远动机）所输出的机械能转换成液压能，给系统提供压力油液。
2）执行装置——液压机（液压缸、液压马达）。
通过它将液压能转换成机械能，推动负载做功。
3）控制装置——液压阀。
通过它们的控制和调节，使液流的压力、流速和方向得以改变，从而改变执行元件的力（或力矩）、速度和方向，根据控制功能的不同，液压阀可分为村力控制阀、流量控制阀和方向控制阀。
压力控制阀又分为益流阀（安全阀）、减压阀、顺序阀、压力继电器等；流量控制阀包括节流阀、调整阀、分流集流阀等；方向控制阀包括单向阀、液控单向阀、梭阀、换向阀等。
根据控制方式不同，液压阀可分为开关式控制阀、定值控制阀和比例控制阀。
4）辅助装置——油箱、管路、蓄能器、滤油器、管接头、压力表开关等.通过这些元件把系统联接起来，以实现各种工作循环。
5）工作介质——液压油。
绝大多数液压油采用矿物油，系统用它来传递能量或信息。
3液压传动的优缺点
3.1液压传动的优点
1）在相同的体积下，液压执行装置能比电气装置产生出更大的动力。
在同等功率的情况下，液压执行装置的体积小、重量轻、结构紧凑。
液压马达的体积重量只有同等功率电动机的12%左右。
2）液压执行装置的工作比较平稳。
由于液压执行装置重量轻、惯性小、反应快，所以易于实现快速起动、制动和频繁地换向。
液压装置的换向频率，在实现往复回转运动时可达到每分钟500次，实现往复直线运动时可达每分钟1000次。
3）液压传动可在大范围内实现无级调速（调速比可达1：
2000），并可在液压装置运行的过程中进行调速。
4）液压传动容易实现自动化，因为它是对液体的压力、流量和流动方向进行控制或调节，操纵很方便。
当液压控制和电气控制或气动控制结合使用时，能实现较复杂的顺序动作和远程控制。
5）液压装置易于实现过载保护且液压件能自行润滑，因此使用寿命长。
6）由于液压元件已实现了标准化、系列化和通用化，所以液压系统的设计、制造和使用都比较方便。
3.2液压传动的缺点
1）液压传动是以液体为工作介质，在相对运动表面间不可避免地要有泄漏，同时，液体又不是绝对不可压缩的，因此不宜在传动比要求严格的场合采用，例如螺纹和齿轮加工机床的内传动链系统。
2）液压传动在工作过程中有较多的能量损失，如摩擦损失、泄漏损失等，故不宜于远距离传动。
3）液压传动对油温的变化比较敏感，油温变化会影响运动的稳定性。
因此，在低温和高温条件下，采用液压传动有一定的困难。
4）为了减少泄露，液压元件的制造精度要求高，因此，液压元件的制造成本高，而且对油液的污染比较敏感。
5）液压系统故障的诊断比较困难，因此对维修人员提出了更高的要求，既要系统地掌握液压传动的理论知识，又要有一定的实践经验。
6）随着高压、高速、高效率和大流量化，液压元件和系统的噪声日益增大，这也是要解决的问题。
总而言之，液压传动的优点是突出的，随着科学技术的进步，液压传动的缺点将得到克服，液压传动将日益完善，液压技术与电子技术及其它传动方式的结合更是前途无量。
4液压系统工况分析
4.1运动分析
绘制动力滑台的工作循环图
4.2负载分析
4.2.1负载计算
（1）工作负载
工作负载为已知FL=28000`N
（2）摩擦阻力负载
已知采用平导轨，且静摩擦因数
=0.1,动摩擦因数ud=0.2,则：
静摩擦阻力
=0.1×9810N=981N
动摩擦阻力
=0.2×9810N=1962N
（3）惯性负载动力滑台起动加速，反向起动加速和快退减速制动的加速度的绝对值相等，既△u=0.2m/s，△t=0.05s，故惯性阻力为：
=ma=G△u/g△t=（9810×0.2）÷（9.8×0.05）=4004N
（4）由于动力滑台为卧式放置，所以不考虑重力负载。
（5）关于液压缸内部密封装置摩擦阻力Fm的影响，计入液压缸的机械效率中。
（6）背压负载初算时暂不考虑
4.2.2液压缸各阶段工作负载计算：
（1）启动时F1=
/ηcm=1962/0.9=2180N
（2）加速时F2=（
+
）/ηcm=（981+4004）/0.9=5538N
（3）快进时F3=
/ηcm=981/0.9N=1090N
（4）工进时F4=（
+
）/ηcm=（28000+981）/0.9N=32201N
（5）快退时F5=
/ηcm=981/0.9N=1090N
4.2.3绘制动力滑台负载循环图，速度循环图（见图1）
图1
4.2.4确定液压缸的工作压力
参考课本资料,初选液压缸工作压力p1=40×106Pa
4.2.5确定缸筒内径D，活塞杆直径d
A=Fmax／pη=7276
D=
按GB/T2348——1993，取D=100mm
d=0.71D=71mm
按GB/T2348——1993，取d=70mm
4.2.6液压缸实际有效面积计算
无杆腔面积A1=πD2/4=3.14×1002/4mm2=7850mm2
有杆腔面积A2=π（D2－d2）/4=3.14×（1002－702）/4mm2=4004mm2
活塞杆面积A3=πD2/4=3.14×702/4mm2=3846mm2
4.2.7最低稳定速度验算
最低稳定速度为工进时u=50mm/min，工进采用无杆腔进油，单向行程调速阀调速，查得最小稳定流量qmin=0.1L/min
A1≥qmin/umin=0.1/50=0.002m2=2000mm2
满足最低稳定速度要求。
4.2.7计算液压缸在工作循环中各阶段所需的压力、流量、功率列于表
（1）
表
（1）液压缸压力、流量、功率计算
工
况
差动快进
工进
快退
启动
加速
恒速
启动
加速
恒速
计算公式
p=F/A3
q=u3A3
P=pq
p=（F+p2A2）/A1
q=u1A1
P=pq
p=（F+p2A1）/A2
q=u2A2
P=pq
速度m/s
u2=0.1
u1=3×10-4~5×10-3
u3=0.1
有效面积m2
A1=7850×10-6
A2=4004×10-6
A3=3846×10-6
负载N
3266
3000
1633
32744
3266
3000
1633
压力MPa
0.85
0.78
0.42
4.4
1.4
1.1
0.99
流量L/min
23
0.39
24.0
功率KW
0.16
1.755
0.40
取背压力
p2=0.4MP
取背压力
p2=0.3MP
5拟定液压系统图
5.1液压泵型式的选择
由工况图可知，系统循环主要由低压大流量和高压小流量两个阶段组成，而且是顺序进行的。
从提高系统效率考虑，选用限压式变量叶片或双联叶片泵教适宜。
将两者进行比较（见表2）故采用双联叶片泵较好。
表2
双联叶片泵
限压式变量叶片泵
1．流量突变时，液压冲击取决于溢流阀的性能，一般冲击较小
1．流量突变时，定子反应滞后，液压冲击大
2内部径向力平衡，压力平衡，噪声小，工作性能较好。
2．内部径向力不平衡，轴承较大，压力波动及噪声较大，工作平衡性差
3．须配有溢流阀、卸载阀组，系统较复杂
3．系统较简单
4．有溢流损失，系统效率较低，温升较高
4．无溢流损失，系统效率较高，温升较低
5.2选择液压回路
（1）选择油源形式从工况图可以清楚看出，在工作循环内，液压缸要求油源提供快进、快退行程的低压大流量和工进行程的高压小流量的油液。
最大流量与最小流量之比qmax/qmin=0.5/（0.84×10-2）
60；其相应的时间之比（t1+t3）/t2=（1+1.5）/56.8=0.044。
这表明在一个工作循环中的大部分时间都处于高压小流量工作。
从提高系统效率、节省能量角度来看，选用单定量泵油源显然是不合理的，为此可选用限压式变量泵或双联叶片泵作为油源。
考虑到前者流量突变时液压冲击较大，工作平稳性差，且后者可双泵同时向液压缸供油实现快速运动，最后确定选用双联叶片泵方案，如图2a所示。
（2）选择快速运动和换向回路本系统已选定液压缸差动连接和双泵供油两种快速运动回路实现快速运动。
考虑到从工进转快退时回油路流量较大，故选用换向时间可调的电液换向阀式换向回路，以减小液压冲击。
由于要实现液压缸差动连接，所以选用三位五通电液换向阀，如图2b所示。
（3）选择速度换接回路由于本系统滑台由快进转为工进时，速度变化大（
1/
2=0.1/（0.88×10-3）
114），为减少速度换接时的液压冲击，选用行程阀控制的换接回路，如图2c所示。
（4）选择调压和卸荷回路在双泵供油的油源形式确定后，调压和卸荷问题都已基本解决。
即滑台工进时，高压小流量泵的出口压力由油源中的溢流阀调定，无需另设调压回路。
在滑台工进和停止时，低压大流量泵通过液控顺序阀卸荷，高压小流量泵在滑台停止时虽未卸荷，但功率损失较小，故可不需再设卸荷回路。
5.3组成液压系统
将上面选出的液压基本回路组合在一起，并经修改和完善，就可得到完整的液压系统工作原理图，如图3所示。
在图3中，为了解决滑台工进时进、回油路串通使系统压力无法建立的问题，增设了单向阀6。
为了避免机床停止工作时回路中的油液流回油箱，导致空气进入系统，影响滑台运动的平稳性，图中添置了一个单向阀13。
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14。
当滑台碰上死挡块后，系统压力升高，它发出快退信号，操纵电液换向阀换向。
6液压元件选择
6.1选择液压泵和电机
6.1.1确定液压泵的工作压力
由前面可知，液压缸在整个工作循环中的最大工作压力为4.4MPa，本系统采用调速阀进油节流调速，选取进油管道压力损失为0.6MPa。
由于采用压力继电器，溢流阀的调整压力一般应比系统最高压力大0.5MPa，故泵的最高压力为
Pp1=（4.4+0.6+0.5）MPa=5.5MPa
这是小流量泵的最高工作压力（稳态），即溢流阀的调整工作压力。
液压泵的公称工作压力Pr为
Pr=1.25Pp1=1.25×5.5MPa=6.7MPa
大流量泵只在快速时向液压缸输油，由压力图可知，液压缸快退时的工作压力比快进时大，这时压力油不通过调速阀，进油路比较简单，但流经管道和阀的油流量较大。
取进油路压力损失为0.5MPa，故快退时泵的工作压力为
Pp2=（0.99+0.5）MPa=1.49MPa
这是大流量泵的最高工作压力，此值是液控顺序阀7和8调整的参考数据。
6.1.2液压泵的流量
由流量图4（b）可知，在快进时，最大流量值为23L／min,
取K=1.1，则可计算泵的最大流量
≥K（∑
）max
=1.1×23L／min=25.3L／min
在工进时，最小流量值为0.39L／min.为保证工进时系统压力较稳定，应考虑溢流阀有一定的最小溢流量，取最小溢流量为1L／min（约0.017×10-3m3／s）故
小流量泵应取1.39L／min
根据以上计算数值，选用公称流量分别为18L／min、12L／min；公称压力为70MPa压力的双联叶片泵。
6.1.3选择电机
由功率图4（c）可知，最大功率出现在快退阶段，其数值按下式计算
Pp=Pp2（qv1+qv2）／ηp=1.35×106（0.2+0.3）×10-3／0.75=993W
式中qv1——大泵流量，qv1=18L／min（约0.3×10-3m3／s）
qv2——小泵流量，qv2=12L／min（约0.2×10-3m3／s）
ηp——液压泵总效率，取ηp=0.75。
图4
（a）
（b）
（c）
根据快退阶段所需功率993W及双联叶片泵要求的转速，选用功率为1.1KWJ52－6型的异步电机。
6.2辅件元件的选择
根据液压泵的工作压力和通过阀的实际流量，选择各种液压元件和辅助元件的规格。
表2液压元件及型号
序号
元件名称
通过的最大流量q/L/min
规格
型号
额定流量qn/L/min
额定压力Pn/MPa
额定压降∆Pn/MPa
1
双联叶片泵
—
PV2R12-6/33
5.1/27.9*
16
—
2
三位五通电液换向阀
70
35DY—100BY
100
6.3
0.3
3
行程阀
62.3
22C—100BH
100
6.3
0.3
4
调速阀
<1
Q—6B
6
6.3
—
5
单向阀
70
I—100B
100
6.3
0.2
6
单向阀
29.3
I—100B
100
6.3
0.2
7
液控顺序阀
28.1
XY—63B
63
6.3
0.3
8
背压阀
<1
B—10B
10
6.3
—
9
溢流阀
5.1
Y—10B
10
6.3
—
10
单向阀
27.9
I—100B
100
6.3
0.2
11
滤油器
36.6
XU—80×200
80
6.3
0.02
12
压力表开关
—
K—6B
—
—
—
13
单向阀
70
I—100B
100
6.3
0.2
14
压力继电器
—
PF—B8L
—
14
—
注：
以上元件除液压泵、滤油器外，均为板式连接。
6.3确定管道尺寸
由于本系统液压缸差动连接时，油管内通油量较大，其实际流量
qv≈24L／min（0.5×10-3m3／s）,取允许流速u=0.5m／s,则主压力油管d
用下式计算
d=
圆整化，取d=12mm。
油管壁厚一般不需计算，根据选用的管材和管内径查液压传动手册的有关表格得管的壁厚δ。
选用14mm×12mm冷拔无缝钢管。
其它油管按元件连接口尺寸决定尺寸，测压管选用4mm×3mm紫铜管或铝管。
管接头选用卡套式管接头，其规格按油管通径选取。
4、确定油箱容量中压系统油箱的容量，一般取液压泵公称流量
的5～7倍
V=7
=7×30L=210L
7液压系统的性能验算
7.1管路系统压力损失验算
由于有同类型液压系统的压力损失值可以参考，故一般不必验算压力损失值。
下面以工进时的管路压力损失为例计算如下：
已知：
进油管、回油管长约为l=1.5m，油管内径d=1.2×10-3m，通过流量
=0.39L／min（0.0065×10-3m3／s），选用L－HM32全损耗系统用油，考虑最低温度为15℃，v=1.5㎝2／s。
7.1.1判断油流类型
利用下式计算出雷诺数
Re=1.273
×104／
=1.273×0.0065×10-3×104／1.2×10-3/1.5≈66<2000
为层流。
7.1.2沿程压力损失∑△P1
利用公式分别算出进、回油压力损失，然后相加即得到总的沿程损失。
进油路上
△P1=4.4×1012v.l.qv／d4=4.3×1012×1.5×1.5×0.0065×10-3／124Pa
=0.0313×105Pa
回油路上，其流量qv=0.75L／min（0.0125×10-3m3／s）（差动液压缸A1≈2A2）,
压力损失为
△P1=4.3×1012v.l.qv／d4=4.3×1012×1.5×1.5×0.00325×10-3／124Pa
=0.01532×105Pa
由于是差动液压缸，且A1≈2A2，故回油路的损失只有一半折合到进油腔，所以
工进时总的沿程损失为
∑△P1=（0.03103+0.5×0.01532）×105Pa=0.039×105Pa
7.1.3局部压力损失∑△P2
在管道结构尚未确定的情况下，管道的局部压力损失∆pζ常按下式作经验计算
各工况下的阀类元件的局部压力损失可根据下式计算
其中的pn由产品样本查出，qn和q数值查表可列出。
滑台在快进、工进和快退工况下的压力损失计算如下：
1．快进
滑台快进时，液压缸通过电液换向阀差动连接。
在进油路上，油液通过单向阀10、电液换向阀2，然后与液压缸有杆腔的回油汇合通过行程阀3进入无杆腔。
在进油路上，压力损失分别为
在回油路上，压力损失分别为
将回油路上的压力损失折算到进油路上去，便得出差动快速运动时的总的压力损失
2．工进
滑台工进时，在进油路上，油液通过电液换向阀2、调速阀4进入液压缸无杆腔，在调速阀4处的压力损失为0.5MPa。
在回油路上，油液通过电液换向阀2、背压阀8和大流量泵的卸荷油液一起经液控顺序阀7返回油箱，在背压阀8处的压力损失为0.6MPa。
若忽略管路的沿程压力损失和局部压力损失，则在进油路上总的压力损失为
此值略小于估计值。
在回油路上总的压力损失为
该值即为液压缸的回油腔压力p2=0.66MPa，可见此值与初算时参考表4选取的背压值基本相符。
按表7的公式重新计算液压缸的工作压力为
此略高于表7数值。
考虑到压力继电器的可靠动作要求压差pe=0.5MPa，则小流量泵的工作压力为
此值与估算值基本相符，是调整溢流阀10的调整压力的主要参考数据。
3．快退
滑台快退时，在进油路上，油液通过单向阀10、电液换向阀2进入液压缸有杆腔。
在回油路上，油液通过单向阀5、电液换向阀2和单向阀13返回油箱。
在进油路上总的压力损失为
此值远小于估计值，因此液压泵的驱动电动机的功率是足够的。
在回油路上总的压力损失为
此值与表7的数值基本相符，故不必重算。
大流量泵的工作压力为
此值是调整液控顺序阀7的调整压力的主要参考数据。
7.2液压系统的发热与温升验算
本机床的工作时间主要是工进工况，为简化计算，主要考虑工进时的发热，故按工进工况验算系统温升。
7.2.1液压泵的输入功率
工进时小流量泵的压力Pp1=54×105Pa，流量
qvp1=12L／min（0.2×10-3m3／s）小流量泵的功率为
P1=Pp1qvp1／ηp=54×0.2×102／0.75W=1440W
式中ηp——液压泵的总效率。
工进时大流量泵卸荷，顺序阀的压力损失△P=1.5×105Pa，即大流量泵的工作压力Pp2=1.5×105Pa，流量qvp2=18L／min（0.3×10-3m3／s）大流量泵的功率P2为
P2=Pp2qvp2／ηp=1.5×0.3×102／0.75W=60W
故双联泵的合计输出功率Pi为
Pi=P1+P2=1440+60W=2040W
7.2.2有效功率
工进时，液压缸的负载F=32744N，取工进速度v=0.00083×10-3m／s
输出功率P0为
P0=Fv=32744×0.00083W=27W
7.2.3系统发热功率Ph
系统总的发热功率Ph为
Ph=Pi－P0=2013W
7.2.4散热面积
油箱容积V=210L，油箱近似散热面积A为
A=0.065
7.2.5油液温升△t
假定采用风冷，取油箱的传热系数Kt=23W／（㎡.℃）,可得
油液温升为
△t=Ph／∑KtA=1198／（23×2.296）℃=22.7℃
设夏天的室温为30℃，则油温为（30+22.7）℃=52.7℃，没有超过最高允许油温（50～65℃）。
8液压系统最新发展状况
8.1国外液压系统的发展
工程机械主要配套件有动力元件、传动元件、液压元件及电气元件等。
目前工程机械动力元件基本上都用内燃式柴油发动机（简称柴油机）；传动分机械传动、液力机械传动、静液压传动、电传动等。
但目前工程机械用得最多、最普遍的为液力机械传动及静液压传动。
整个传动系统还包括传动轴、驱动桥等。
静液压传动有多种结构形式，有的有传动轴、驱动桥，有的没有，视情况而定；液压元件主要有缸、泵、阀、密封件及液压附件等。
静液压元件的泵（主要是变量泵）、马达（变量与定量），以及相应的减速机等；电气元件以前对工程机械的影响还并不大，最早的工程机械电气系统，主要是起动电路及照明电路，系统及元件都非常简单，起动可以用拖起动，白天干活不用照明，因此，这两个电路系统出了故障也能勉强维持工作。
但工程机械发展到今天，电气系统及电气元件已经成了工程机械一个非常关键的部分，可以说今天的绝大多数工程机械，电气系统出了故障根本就不能工作，有的甚至寸步难行，等于一堆废钢铁。
因此电气系统、电器元件目前也是工程机械最关键最主要的配套件之一。
主要电器元件除传统的元件外，还有各种传感器，各种控制元件及微处理机等等。
下面就国际上这些工程机械主要配套件的基本情况及发展趋势谈谈看法。
目前国外工程机械主要配套件大多数都生产历史悠久，技术成熟、供应充足，生产集中度高，品牌效应突出。
配套件的发展随主机的发展而发展，同时配套件自身的发展反过来又促进主机的发展。
目前国外工程机械配套件的发展形势好过主机的发展形势。
目前国外工程机械配套件的发展形势比较好。
近些年来国外工程机械有一种发展趋势，主机制造企业逐步向组装企业方向发展，配套件逐步由供应商来提供。
比如世界上实力最强的主机制造企业美国的卡特彼勒（Caterpillar）、凯斯（Case）、日本的小松（Komatsu）、瑞典的沃尔沃（Volvo）等世界上这些大型的工程机械主机制造企业，其配套件的配套能力也是非常强的，它们的配套件外配的数量也是在逐年大幅度地增长，一些中小工程机械企业就更是如此，配套件逐步主要由零部件制造企业来提供。
这样做有几大好处，主机企业可集中精力把自己的主机产品作好，减少配套件完全由主机企业自己来承担的风险，而配套件企业作得更强更大，有能力迅速提高配套件的质量、技术水平，同时能为主机企业提供更多的新产品，这样更容易促进主机产品的发展。
国外工程机械主机企业从1988年达850亿美元的销售额以来，基本上没有多大变化，而相反这些年来配套件从150亿美元，增长到1000亿美元，增幅是相当大的。
因此，国外工程机械配套件这些年来得到了快速发展。
国外工程机械配套件生产历史悠久、
升级会员 