卧式钻镗组合机床的动力滑台液压系统设计Word下载.docx
《卧式钻镗组合机床的动力滑台液压系统设计Word下载.docx》由会员分享，可在线阅读，更多相关《卧式钻镗组合机床的动力滑台液压系统设计Word下载.docx（16页珍藏版）》请在冰点文库上搜索。
4.重力
由于动力滑台为卧式放置,所以负载不考虑重力.
关于液压缸内部密封装置摩擦阻力Fs的影响,计入液压缸的机械效率中.
根据以上分析,计算各工况负载列表9-10.本机床动力滑台所受负载迹为液压缸所受负载.
表9-10液压缸在各动作阶段的负载
工况
计算公式
液压缸负载F（N）
液压缸驱动力
F0=F∕ŋm（N）
启动
F=fsFg
4010
4447
加速
F=fdFg+Fm
3362
3513
快进
F=fdFg
2001
2223
工进
F=Ft+fdFg
14001
14223
制动
F=fdFg―Fω′
1878
2086
快退
F=fdFg―F
640
711
注:
取液压缸机械效率ŋm=0.9.
二，绘制负载图和速度图
根据已给的快进，快退，工进的行程和速度，配合表9—10中相应负载的数值，可绘制液压港的F—l与υ—l图，或近似计算快进、工进、快退的时间如下：
快进
工进
V×
10-3
图9—13液压缸负载图和速度图
（a）F—t图（b）υ—t图
工进所需最长时间t2max为
工进所需最短时间t2min为
快退
配合表9—10中相应负载的数值，可绘制F—t、υ—t图，见图9—13所示。
三、确定液压系统参数
1.初选液压缸的工作压力
关于组合机床液压系统的工作压力，一般为（30～50）×
105Pa（参照表9—3）。
初选液压缸工作压力P1=45×
105Pa。
为防止钻铜孔时动力滑台发生前冲，液压缸回油腔应有背压，背压P2=6×
假定决进、快退回油压力损失⊿P2=5×
105Pа.
2.计算液压缸尺寸
由于液压缸前，后腔有效面积之比为2:
1，则得液压缸无杆腔有效工作面积A1为
取A1=33.8×
10-4㎡
故液压缸内径D为
按表9-4取标准值D=7×
102m。
示..
按式（4-7）计算活塞杆直径d为
d=0.7D≈5×
10-2m（标准值径）
液压缸尺寸取标准值之后的有效工作面积：
无杆腔面积
有杆腔面积
活塞杆面积
A3=A1-A2=15.7×
3.计算液压缸在工作循环中各阶段所需的压力、力量和功率。
见表9—11，表中F0为液压缸的驱动力，由表9—10查得。
4，绘制液压缸的工况图
根据表9—11，即可绘制液压缸的流量图、压力图和功率图。
如图9—14所示。
表9—11各工况所需压力、流量和功率
计算公式
F0
（N）
液压缸
P2（105Pa）
P1
（105Pa）
Q
（10-3㎡/s）
P
（W）
快
进
启动
加速
Q=A3υ1
P=P1Q
⊿P2=0
⊿P2=5
22.6
18.3
11.8
0.3
（24L/min）
0.427×
103
Q=A1υ2
6
42
0.07
（4.2L/min）
0.254×
快退制动
P2=0
5
21
18.5
11.7
3.7
0.21
（0.024L/min）
0.47×
注:
去工进时的最大速度υ2=20×
10-3m/s
（a）流量图（b）压力图
（c）功率图
图9－14液压缸工况图
四,似定液压系统原理图
1,调速方式的选择
钻、镗组合机床工作时，要求低速运动平稳性好；
速度负载特性好，由图9—14可知，液压缸快速和工进时功率都较小，负载变化也较小，因此采用调速阀的进油节流调速回路。
为防止工作负载突然消失（钻通孔）引起前冲现象，在回油路上加背压阀。
2.快速回路和速度换接方式的选择
本题已选用差动型液压缸（A1=2A2）实现“快、慢、快”的回路，即采用快进和快退速度相等的差动回路作为快速回路。
由于快进转为工进时有平稳性要求，故决定采用行程阀来实现，而工进转快退则利用压力继电器来实现。
综上所述，本系统的主要液压回路为进油节流调速回路与差动回路。
为实现这两种回路的要求，可以有多种不同形式的进油节流调速回路与差动回路的组合。
下面对图9—15所示（a）、（b）、（c）和（d）四种回路进行分析比较。
（a）（b）
（c）（d）
图9—15液压回路图
其中，（a）图所示回路是利用两个二位三通电磁换向阀代替（b）、（c）图中的一个三位五通电磁换向阀。
二位换向阀通道简单，压力损失小，而且（a）图比（b）、（c）图少用一个液压顺序阀。
图9-16钻，镗组合机床液压系统图
表9—13系统工作循环表
电磁铁
动作循环
1DT
2DT
行程阀
压力继电器
+
－
/
工作给进
压下
＋（工进终了）
＋
停止（或中途停止）
五、选择液压元件，
1.选择液压泵和电机
（1）确定液压泵的工作压力，由图9—14（b）和表9—11可知，液压缸在整个工作循环中的最大工作压力为42×
105本系统采用调速阀进油节流调速，选取进油管路压力损失为8×
105Pa，由于采用压力继电器，溢流法的调整压力一般应比系统高压力大5×
105Pa故泵的最高工作压力为
PP1=（42+8+5）×
105=55×
105Pa
这是小流量泵的最高工作压力（稳态），即溢流法的调整工作压力。
Pn=1.25PP1=1.25×
55×
105Pa≈68.8×
大流量泵只只在快速时向液压缸输油，由图9—14（b）可知，液压缸快退时的工作压力比快进时大，这是压力油不通过调速阀，进油路较简单，但流经管道合法的有流量较大，取进油路压力损失为5×
105Pa,故快退时，甭的最高工作压力为
PPN=（11.7+5）×
105=16.7×
这是大流量泵的最高工作压力，此职是液控顺序阀7和8（见图9—16）调整时的参考数据。
（2）液压泵的流量由图9—14（a）可知，最大流量在快进时，其值为0.4×
10-3m3/s（24L/min）.按式（9—13）计算液压泵的最大流量，取K=1.15，得
Q=1.15×
0.4×
10-3=4.6×
10-3m3/s（276L/min）
最小流量在工进时，其值为0.7×
10-3m3/s（42L/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0.17×
10-3m3/s（约1L/min）故小流量泵应取0.094×
10-3m3/s（约5.62L/min）。
根据一上计算数值，选用公称流量分别为0.15×
10-3m3/s、0.1×
10-3m3/s；
公称压力为68.8×
105Pa的双联叶片泵。
（3）选择电动机由图9—14（c）可知，最大功率出现在快退阶段，其数值按式（9—17）计算
式中:
Q—大泵流量,Q=0.15×
10-3m/s（9L/min）；
Q—小泵流量,Q=0.1×
10-3m/s（6L/min）
ηP—液压泵总效率，取ηP=075。
根据快退阶段所需功率566W几双联叶片泵要求的转速，选用功率为1.1×
103W的标准型号电机
2.元，辅件的选择
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。
由于当前液压行业正在更新各种液压元件，即将生产新高压规格的远见，以取代中、低压液压元件。
为此本列题中只列出系统所用远见的名称和技术数据，型号从略（见表9—14）。
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Q≈0.5×
10-3m3/s（30L/min），取允许流速υ=0.5m/s，则住压力油管d用式（9—21）计算
（11.3㎜）
圆整化取d=12㎜。
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14×
12㎜，10号冷拔无缝钢管。
其他进油管、回油管和吸油管，按元件连接口尺寸决定油管尺寸，测压管选用4×
3㎜柴铜管或铝管。
管接头选用卡套式管接头，其规格按油管通径选取。
表9-14所选液压元件的说明
编号
元件名称
技术数据P—105Pa
Q—10-3/60m3/s
调整压力
（P×
105Pa）
1
叶片泵
双联；
P=70;
Q=6;
P=56.6
2
Q=9;
P=26.8
3
三位五通电磁换向阀
P=63;
Q=25;
4
单向行程调速阀
Qmin=0.03;
⊿Р=2～3
溢流阀
Pmin≤4；
Q=10卸荷压力P＜1.5
背压阀
Q=10背压压力P=6～5;
实际通过流量Q≈4.62
7
液动顺序阀
Q=25；
卸荷压力P＜1.5
实际通过流量Q=9（作卸荷阀用）
8
P=3～63;
卸荷压力P＜1.5;
P=26.8+（5～8）
9
单向阀
⊿Р≤2；
实际通过流量Q=15
10
Q=10；
实际通过流量Q=9
11
实际通过流量Q≈15
12
实际通过流量Q≈30
13
P=10～63;
反向区间压力调整范围为5～8
14
压力表开关
P=63；
测量6点压力值；
实测4压力值
15
滤油器
WU-25×
180J型；
公称通径15×
10-3m
公称流量0.42（≈25L/min）
注；
以上元件除液压泵、滤油器外，均为板式连接。
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Qn的5～7倍，故取油箱容积V为
V=7Qn=7×
15×
10-3=105×
10-3m3（105L）
六、管路系统压力损失的验算
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列计算如下：
已知：
进油管、回油管长均为L=1.5m，油管内径d=12×
10-3m，通过流量Q=0.077×
10-3m3/s,选用20号机械油，考虑最低工作温度为15℃，υ=1.5cm2/s.
1.判断油流类型，利用式（9—24）
故为层流。
2.沿程压力损失∑⊿Р1
利用式（9—25）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
回油路上，其流量Q=0.0385×
10-3m3/s（差动液压缸A1≈2A2）,压力损失为
由于差动液压缸，且A1≈2A2,故回油路的压力损失只有一半折合到进油腔。
所以工进时总的沿程损失为
∑⊿Р1=（0.4＋0.5×
0.2）×
105Pa=0.5×
局部压力损失∑⊿Р2
由于采用集成块式的液压装置，故只考虑阀类元件和集成内油路的压力损失。
为计算方便，将工进时油流通过各种阀的流量和压力损失列表9—15如下：
表9—15发的流量和压力损失
名称
实际通流量
Q×
10-3∕60m3/s
公称流量
工程压力损失
⊿Pn×
单向阀9
4.62
25
三位五通电磁换向阀3
单向行程调速阀4
液动顺序阀8
2.31
1.5（卸荷时压力损失）
利用式（9-26），计算各阀局部压力损失值和∑⊿Рv如下：
取油流通过集成块时的压力损失
⊿РJ=0.3×
105Pa
故工进时总的局部压力损失为
∑⊿Р2=（8.2+0.3）×
105=8.5×
所以∑⊿Р=（0.5+8.5）×
105=9×
这个数值加上液压缸的工作压力（由外负载决定的压力）和压力继电器要求系统调高的压力（取其值为5×
105Pa），可作为溢流阀调整压力的参考数据。
其压力调整值P为
P=∑⊿P+P1+∑⊿P+5×
式中；
P1—液压缸工进时克服外负载所需压力。
P1=F0/A1=15556N/38.5×
10-4㎡=40.4×
所以P=（40.4+9+5）×
105Pa=54.4×
这个值比估算的溢流阀调整压力值56.6×
105Pa稍小。
因此主油路上的元件和油管直径均可不便。
应该指出，本系统液压缸快退时，由于流量大和液压缸前后腔压力折算的影响，此时管路系统总的压力损失比工进时要大。
若工进时外负载较小，则其溢流阀的调整压力就有可能要按快退时所需压力调定。
七、液压系统的发热与温升验算
从图9—13知，本机床的工作时间主要是工进工况。
为简化计算，主要考虑工进是的发热，故按工进工况验算系统温升。
1.液压泵的输入功率
工进时小流量泵的压力Pυ=56.6×
105Pa，流量QP1=0.1×
10-3m3/s，小流量泵功率为
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，大流量泵的工作压力PP2=1.5×
105Pa，流量QP2=0.15×
10-3m3/s，大流量泵功率P2为
故双联泵的合计输入功率Pi为
Pi=P1+P2=750+26=766W
2.有效功率
工进时，液压缸的负载F=14001N（见表9-10），取工进速度υ=1.65×
10-3m/s（0.1m/min），输出功率P0为
P0=Fυ=14001×
0.00165=23.4W
3.系统发热功率Ph
系统总的发热功率Ph为
Ph=Pi—P0≈760W
4.散热面积
油箱容积V=105l（105×
10-3m3），油箱近似散热面积A为
A=0.065V2=0.065
5.油液温升⊿T
假定采用风冷，取油箱的散热系数CT=23W/m2℃,利用式（9-31）可得油液温升为
设夏天的室温为30℃，则油温为30+19.8=49.8℃，设有超过最高允许油温（50～70℃）。
升级会员 