液压大作业82系统设计说明.docx
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液压大作业82系统设计说明
题目选择
一、负载分析………………………………………………………3
二、液压系统方案设计……………………………………………4
三、液压系统参数计算……………………………………………6
四、液压元件的选择………………………………………………9
五、验算液压系统的性能…………………………………………10
六、FluidSIM仿真及结果…………………………………………13
选择题目：
一台卧式单面多轴钻孔组合机床，动力滑台的工作循环是：
快进→工进→快退→停止。
液压系统的主要性能参数要求如下：
轴向切削力Ft=24000N;滑台移动部件总重5000N；加、减速时间为0.2s采用平导轨，静摩擦因数μs=0.2,动摩擦因数μa=0.1;快进行程为200mm，工进行程为100mm；快进与快退速度相等，均为3.5m/min,工进速度为30~50mm/min.工作时要求运动平稳，且可随时停止运动。
试设计动力滑台的液压系统。
一、负载分析：
负载分析中，暂不考虑回油腔的背压力，液压缸的密封装置产生的摩擦阻力在机械效中加以考虑。
因工作部件是卧室放置，重力的水平分力为零，所以需要考虑的力：
切削力、导轨摩擦力、惯性力。
静摩擦力：
动摩擦力：
惯性力：
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ηm=0.95，则液压缸在各工作阶段的总机械负载可以算出：
表1-1液压缸各运动阶段负载表
运动阶段
计算公式
总机械负载F/N
起动
1052
加速
683
快进
526
工进
25789
快退
526
根据负载计算结果和已知各阶段的速度，可绘出负载图（F-l）和速度图（v-l），见下图1。
横坐标以上为液压缸活塞前进时的曲线，以下为液压缸活塞退回时的曲线。
（a）负载图（b）速度图
图1速度负载图
二、液压系统方案设计
1、确定液压泵类型及调速方式
参考同类型组合机床，选用双作用叶片泵（定量泵）双泵供油、调速阀进油节流调速开式回路、溢流阀作定压阀。
为防止钻通孔时滑台突然失去负载向前冲，回油路上设置背压阀，初定背压值pb=0.8MPa。
2、选用执行元件
因为系统动作循环要求正向快进和工进，反向快退，故选用单活塞杆液压缸，快进时选用差动连接；且要求差动液压缸活塞快进和非差动连接时活塞快退的速度相等，无杆腔面积A1是有杆腔面积A2的二倍。
3、快速运动回路和速度换接回路
根据题目要求，本系统快速运动由差动连接与双泵供油两种快速运动回路来实现，即快进时，大小泵同时供油，液压缸实现差动连接；本系统采用两位两通换向电磁阀的速度换接回路控制由快进转为工进。
另外，采用液控顺序阀切断工进时的差动油路，采用单向阀切断快退时的差动油路。
4、换向回路的选择
本系统采用电磁换向阀的换向回路。
为便于实现快进时的差动连接，选用三位五通换向阀。
为提高换向位置精度，采用死挡铁和压力继电器的行程终点返程控制。
5、液压系统原理图绘制
将前面所述选定的液压回路进行组合，并根据要求做必要的修改补充，组成如图2所示的液压系统图。
为便于观察调整压力，在液压泵的进口处、背压阀和液压缸无杆腔进口处设置侧压点，并设置多点压力表开关，只需一个压力表即可观测各点压力。
液压系统中各电磁铁的动作顺序如表1-2所示。
表1-2电磁铁动作顺序表
1Y
2Y
3Y
快进
+
—
—
工进
+
—
+
快退
—
+
—
停止
—
—
—
图2液压系统图
三、液压系统的参数计算
（一）液压缸参数计算
1、初选液压缸的工作压力
参考同类型的组合机床，初定液压缸工作压力为p1=40×105Pa。
2、确定液压缸的主要结构尺寸
本系统采用缸固定的单杆式液压缸。
快进时采用差动连接，且无杆腔有效面积A1是有杆腔有效面积A2的两倍,A1=2A2。
为防止钻孔钻通时滑台突然向前冲，在回油路装有背压阀，初选背压pb=8×105Pa。
由表1-1可知最大负载为工进阶段的负载F=25789N。
由A2×pb+F=A1p1，
液压缸直径
由A1=2A2知活塞杆直径d=0.707D=6.75cm
按GB/T2348-1993将D与d圆整到相似的标准直径，
D=10cmd=7cm
按标准直径算出，
按最低工进速度验算液压缸尺寸，vmin=0.03m/min，调速阀最小稳定流量qmin=0.05L/min，
本题A1=78.5cm2>16.7cm2，满足最低速度的要求。
3、计算液压缸各工作阶段的工作压力、流量和功率
计算工进时背压按pb=8×105Pa代入，快退时背压按pb=5×105Pa代入计算公式，结果列于表1-3中。
表1-3液压缸所需的实际流量、压力和功率
工作循环
计算公式
负载F
进油压力pj
回油压力pb
所需流量
输入功率P
N
Pa
Pa
L/min
kW
差动快进
11.57×105
工进
快退
注：
差动连接时，液压缸回油口到进油口之间的压力损失Δp=5×105Pa，而pb=pj+Δp。
快退时，液压缸有杆腔进油，压力为pj，无杆腔回油，压力为pb。
（二）液压泵的参数计算及选择
由表1-3知工进阶段液压缸工作压力最大，若取进油路总压力损失∑Δp=5×105Pa，压力继电器可靠动作需要压力差为5×105Pa，则液压泵的最高工作压力为
故泵的额定压力可取
由表1-3可知，工进时所需流量最小是0.236L/min，设溢流阀最小溢流量为2.5L/min，则小流量泵的流量
选择YB1-2.5，排量2.5mL/r，转速为1450r/min。
qmax=2.5mL/r×1450r/min=3.265L/min。
快进快退时液压缸所需最大流量为14L/min，则泵的总流量为qp=1.1×14L/min=15.4L/min
即大流量泵的流量
选择YB1-16，排量16mL/r，转速为960r/min。
qmax=16mL/r×960r/min=15.36L/min。
根据上面计算的压力和流量，查产品样本，选用YB1-2.5/16型双联叶片泵，大泵额定压力为6.3MPa，额定转速为960r/min；小泵额定压力为6.3MPa，额定转速为1450r/min。
（三）电动机的选择
系统为双泵供油，小泵流量qp1=[（3.625×10-3）/60]m3/s≈0.06×10-3m3/s
大泵流量qp2=（15.36×10-3/60）m3/s=0.256×10-3m3/s。
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，大泵卸载。
下面分别计算三个阶段所需要的电动机功率P。
1、差动快进
差动快进时，大泵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进入液压缸大腔，大腔的压力p1=pj=6.57×105Pa，小泵的出口压力损失Δp1=4.5×105Pa，大泵出口到小泵出口的压力损失Δp2=1.5×105Pa。
所以，小泵的出口压力pp1=11.67×105Pa（总效率η1=0.5），大泵的出口压力pp2=12.57×105Pa（总效率η2=0.5）。
电动机功率：
2、工进
考虑到调速阀所需最小压力差Δp1=5×105Pa。
压力继电器可靠动作需要压力差Δp2=5×105Pa。
因此工进时的小泵的出口压力pp1=p1+Δp1+Δp2=46.9×105Pa。
大泵的卸载压力取pp2=2×105Pa（小泵总效率η1=0.565，大泵总效率η2=0.3）。
电动机功率
3、快退
类似差动分析知：
小泵的出口压力pp1=14.5×105Pa（总效率η1=0.5）；大泵出口压力pp2=16×105Pa（总效率η1=0.51）。
电动机功率
综合比较，快退时所需功率最大。
据此选用Y90L-6异步电动机，电动机功率1.1kW，额定转速910r/min。
四、液压元件的选择
1、液压阀以及过滤器的选择
根据液压阀在系统中的最高工作压力与通过该阀的最大流量，可选出这些元件的型号及规格。
本题中所有阀的压力都为63×105Pa，额定流量根据各阀通过的流量，确定为10，25，63L/min三种规格，所有元件的规格型号列于表1-4中。
过滤器按液压泵额定流量的两倍选取吸油用XU型线隙式过滤器：
XU-B32×100，流量为32L/min，压力2.5MPa，压降<0.5MPa。
表1-4液压元件明细表
序号
元件名称
最大通过流量
型号
1
双联叶片泵
18.985
YB1-2.5/16
2
单向阀
18.985
I-25B
3
三位五通电磁阀
37.97
35D1-63BY
4
二位二通电磁阀
37.97
22D1-63BH
5
调速阀
0.39
Q-10B
6
压力继电器
DP1-63B
7
单向阀
18.985
I-25B
8
液控顺序阀
0.16
XY-25B
9
背压阀
0.16
B-10B
10
液控顺序阀（卸载用）
15.36
XY-25B
11
单向阀
15.36
I-25B
12
溢流阀
3.625
Y-10B
13
过滤器
32
XU-B32x100
14
压力表开关
K-6B
2.油管的选择
由于本系统液压缸差动连接快进快退时油管通油量最大，其实际流量为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。
3.油箱容积的确定
本题取油箱容积为液压泵额定流量的5倍，油箱容积为V=（5×18.985）L=94.925L,查油箱容量JB/T7938-1999标准，取V=100L。
五、验算液压系统性能
（一）压力损失的验算及泵压力的调整
1.工进时压力损失验算和小流量泵压力的调整
工进时管路中的流量仅为0.39L/min，因此流速很小，所以沿程压力损失和局部压力损失可以忽略不计。
这时进油路上仅考虑调速阀的压力损失Δp1=5×105Pa，回油路上仅有背压阀的压力损失，小流量泵的调整压力应等于工进时液压缸的工作压力加上进油路的压差Δp1，并考虑压力继电器动作需要，则
pp=p1+Δp1+5×105Pa=46.9×105Pa
即小流量泵的溢流阀12应按此压力调整。
2.快退时压力损失验算及大流量泵卸载压力的调整
因快退时，液压缸无杆腔的回油量是进油量的两倍，其压力损失比快进时要大，因此必须计算快退时的进油路与回油路的压力损失，以便确定大流量泵的卸载压力。
已知：
l=1.8m，d=15mm，q1=18.985L/min=0.316×10-3m3/s，
q2=37.97L/min=0.633×10-3m3/s，
液压系统选用N32号液压油，考虑最低工作温度15°C，由手册查出此时油的运动粘度ν=1.5cm2/s,油的密度是ρ=900kg/m3，液压系统元件采用集成块式的配置形式。
（1）确定油的运动状态
其中，v----平均流速（m/s）；
d-----油管内径（m）；
ν-----油的运动粘度（cm2/s）；
q------通过的流量（m3/s）。
进油路中液流的雷诺数为
回油路中液流的雷诺数为
由上可知，进回油路中的流动都是层流。
（2）沿程压力损失∑Δpλ
在进油路上，流速
，则压力损失为
在回油路上，流速为进油路的两倍v=3.58m/s，则压力损失为
（3）局部压力损失由于采用集成块式的液压装置，所以只考虑阀类元件和集成块内油路的损失。
通过各阀的局部压力损失计算记过列于表1-5中。
表1-5阀类元件局部压力损失
元件名称
额定流量
实际通过的流量
额定压力损失
实际压力损失
单向阀2
25
18.985
2
1.15
三位五通电磁阀3
63
18.985/37.97
4
0.36/1.44
二位二通电磁阀4
63
37.97
4
1.44
单向阀11
25
15.36
2
0.76
若取集成块进油路压力损失Δpj1=0.3×105Pa，回油路压力损失为Δpj2=0.5×105Pa，则进油路和回油路总的压力损失为
查表1-1可知，快退时液压缸负载F=526N，则快退时液压缸工作压力为
快退时泵的工作压力
因此，大流量泵卸载阀10的调整压力应大于11.169×105Pa。
从以上验算结果可以看出，各种工况下的实际压力损失都小于初选的压力损失值，，而且比较接近，说明液压系统的油路结构、元件的参数是合理的，满足要求。
（二）液压系统的发热和温升验算
整个工作循环中，工进阶段占用的时间最长，所以系统的发热主要是工进阶段造成的，故按工进工况验算系统温升。
工进时液压泵的输出功率：
p1=668.7W
工进时液压缸的输出功率：
p2=Fv=（25789×0.05/60）W=21.49W
系统总得发热功率为：
Φ=p1-p2=668.7W-21.49W=647.21W
已知油箱容积V=100L，油箱近似散热面积
假定通风良好，取油箱散热系数CT=15×10-3kW/（m2°C），
油液温升为
设环境温度T2=25°C，则热平衡温度为
所以油箱的散热基本可以达到要求。
六、FluidSIM仿真及结果
如图3右仿真图，是用FluidSIM液压仿真软件仿真得出。
图3右图横坐标为时间，纵坐标为液压缸活塞杆的位移，斜率表示活塞杆运动的速度。
其中第一段为快进阶段，速度最快；第二段为工进阶段，速度较慢；第三段为快退阶段，速度与第一阶段快进相同。
图3
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