液压滑台设计.doc-资料库

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《液压与气压传动》课程设计说明书题目：卧式单面多轴钻孔组合机床液压传动系统设计院系：专业：班级：姓名：学号：指导教师：日期：2013 年 7 月 18 日

目录一、设计要求及工况分析 .............................3 二、确定液压系统主要参数............................5 三、拟定液压系统原理图............................. 7 四、计算和选择液压件................................8 五、液压缸设计基础.................................11 5.1 液压缸的轴向尺寸.........................................11 5.2 主要零件强度校核.........................................11 六、验算液压系统性能................................14 七、设计小结........................................17

一、设计要求及工况分析 1.设计要求要求设计一台卧式单面多轴钻孔组合机床动力滑台的液压系统。要求实现的动作顺序为：快进→工进→快退→停止。液压系统的主要参数与性能要求如下：轴向切削力总和 Fe=30500N，移动部件总重量 G＝19800N；快进行程为 100mm，快进与快退速度 0.1m/s，工进行程为 50mm，工进速度为 0.88mm/s，加速、减速时间均为 0.2s，利用平导轨，静摩擦系数 0.2；动摩擦系数为 0.1。液压系统的执行元件使用液压缸。 2.负载与运动分析（1）工作负载工作负载即为切削阻力 Fe  30500 N （2）摩擦负载 fF 摩擦负载即为导轨的摩擦阻力静摩擦阻力动摩擦阻力 Ffd Ffs   1.0 2.0   19800 19800   1980 3960 N N （3）惯性负载（4）运动时间快进工进快退  F i G g    t  9810 8.9  1.0 2.0 N  501N t 1  L 1 v 1  1.0 1.0  s 1 t 2  L 2 v 2  05.0  88.0 1000  8.56 s t 1  L 2  L 1  v 3    100(   3  10 )50 1.0  s   5.1 s 设液压缸的机械效率 cm =0.9，得出液压缸在各阶段的负载和推力，如表 1 所列。表 1 液压缸在各运动阶段的负载和推力（ cm =0.9）

计算公式负载值 F/N 液压缸推力 F/ w /N 工况启动加速快进工进 fsFF  FF  fd F m  fdFF  FF  fd F t  3960 2990 1980 4400 3322 2200 32480 36089 3960 2990 1980 4400 3322 2200 反向启动 fsFF  加速快退 FF  fd F m  fdFF  根据液压缸在上述各阶段内的负载和运动时间，即可绘制出负载循环图 F-t 和速度循环图-t，如图 1 所示。图 1 F-t 与-t 图图 1 速度负载循环图 a)工作循环图 b）负载速度图 c)负载速度图

二、确定液压系统主要参数 1.初选液压缸工作压力所设计的动力滑台在工进时负载最大，在其他工况负载都不太高，参考表 2 和表 3，初选液压缸的工作压力 1p =4MPa。 2．计算液压缸主要尺寸鉴于动力滑台快进和快退速度相等，这里的液压缸可选用单活塞杆式差动液压缸（A1=2A2），快进时液压缸差动连接。工进时为防止孔钻通时负载突然消失发生前冲现象，液压缸的回油腔应有背压，参考表 4 选此背压为 p2=0.6MPa。负载/ KN <5 5~10 10~20 20~30 30~50 表 2 按负载选择工作压力工作压力/MPa < 0.8~1 1.5~2 2.5~3 4~5 表 3 各种机械常用的系统工作压力机床农业机械 3~4 >50 ≥5 液压机机械类型磨床组合机床工作压力/MPa 0.8~2 3~5 表 4 执行元件背压力拉床小型工程机械大中型挖掘机建筑机械重型机械液压凿岩机起重运输机械 8~10 10~18 20~32 龙门刨床 2~8 系统类型背压力/MPa 简单系统或轻载节流调速系统回油路带调速阀的系统回油路设置有背压阀的系统用补油泵的闭式回路回油路较复杂的工程机械回油路较短且直接回油 0.2~0.5 0.4~0.6 0.5~1.5 0.8~1.5 1.2~3 可忽略不计表 5 按工作压力选取 d/D 工作压力/MPa d/D ≤5.0 0.5~0.55 5.0~7.0 0.62~0.70 ≥7.0 0.7 表 6 按速比要求确定 d/D 2/1 d/D 注：1—无杆腔进油时活塞运动速度； 2—有杆腔进油时活塞运动速度。 1.25 0.4 1.15 0.3 1.33 0.5 1.46 0.55 1.61 0.62 2 0.71 由于工作进给速度与快速运动速度差别较大，且快进、快退速度要求相等，从降低总流量需求考虑，应确定采用单杆双作用液压缸的差动连接方式。通常利用差动液压缸活塞杆较粗、可以在活

塞杆中设置通油孔的有利条件，最好采用活塞杆固定，而液压缸缸体随滑台运动的常用典型安装形式。这种情况下，应把液压缸设计成无杆腔工作面积 1A 是有杆腔工作面积 2A 两倍的形式，即活塞杆直径 d与缸筒直径 D呈 d = 0.707D的关系。工进过程中，当孔被钻通时，由于负载突然消失，液压缸有可能会发生前冲的现象，因此液压缸的回油腔应设置一定的背压(通过设置背压阀的方式)，选取此背压值为 p2=0.6MPa。快进时液压缸虽然作差动连接（即有杆腔与无杆腔均与液压泵的来油连接），但连接管路中不可避免地存在着压降 p ，且有杆腔的压力必须大于无杆腔，估算时取 p  0.5MPa。快退时回油腔中也是有背压的，这时选取被压值 0.7MPa。工进时液压缸的推力计算公式为 A p 2 因此，根据已知参数，液压缸无杆腔的有效作用面积可计算为   A p 1 1 F  c m / 2 因此，根据已知参数，液压缸无杆腔的有效作用面积可计算为 A 1  F mc p p  2 1 2  32480  )2/6.04(9.0   5.97 m10  3 2 6  10 液压缸缸筒直径为 D  4 1 A  111 mm 由于有前述差动液压缸缸筒和活塞杆直径之间的关系，d = 0.707D，因此活塞杆直径为 d=0.707×111=78mm，根据 GB/T2348—1993 对液压缸缸筒内径尺寸和液压缸活塞杆外径尺寸的规定，圆整后取液压缸缸筒直径为 D=110mm，活塞杆直径为 d=80mm。此时液压缸两腔的实际有效面积分别为： 2 A 1 D   D   2  d A 2 4  2  95  10  4 2 m 4  7.44  10  4 2 m 根据计算出的液压缸的尺寸，可估算出液压缸在工作循环中各阶段的压力、流量和功率，如表 4 所示。由此绘制的液压缸工况图如图 2 所示。表 7 液压缸在各阶段的压力、流量和功率值回油腔压进油腔压输入流量输入功计算公式推力 F0/N 4400 力 p2/MPa — 力 p1/MPa 1.32 3322 p1+Δp 2200 p1+Δp 1.10 0.88 工况快进启动加速恒速 q× 10-3/m3/s 率 P/KW — — — — 0.50 0.44 q  ( p 1  PA F  0 2 AA  2 1 AA 1 1  ) 2 qpP 1

p 1 Ap F  2 2 0 A 1 21Aq  qpP 1 p 1 Ap F  12 0 A 2 32Aq  qpP 1 工进 36089 0.6 4.08 0.84×10-2 0.034 快退启动加速恒速 4400 3322 2200 — 0.7 0.7 0.98 2.23 1.98 — — — — 0.45 0.89 注：1. Δp 为液压缸差动连接时，回油口到进油口之间的压力损失，取Δp=0.5MPa。 2．快退时，液压缸有杆腔进油，压力为 p1，无杆腔回油，压力为 p2。三、拟定液压系统原理图 1．选择基本回路 (1) 选择调速回路由图 2 可知，这台机床液压系统功率较小，滑台运动速度低，工作负载为阻力负载且工作中变化小，故可选用进口节流调速回路。为防止孔钻通时负载突然消失引起运动部件前冲，在回油路上加背压阀。由于系统选用节流调速方式，系统必然为开式循环系统。 (2) 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)=59.5 ；其相应的时间之比 (t1+t3)/t2=(1+1.5)/56.8=0.04。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，为此图 2 液压缸工况图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。 (3) 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。 (4) 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/(0.84× 10-3)=113），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。 (5) 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。

2．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，如上图所示。在上图中，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。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。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。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。四、计算和选择液压件 1．确定液压泵的规格和电动机功率 (1) 计算液压泵的最大工作压力小流量泵在快进和工进时都向液压缸供油，由表 7 可知，液压缸在工进时工作压力最大，最大工作压力为 p1=4.08MPa ，如在调速阀进口节流调速回路中，选取进油路上的总压力损失 ∑∆p=0.6MPa，考虑到压力继电器的可靠动作要求压差pe=0.5MPa，则小流量泵的最高工作压力估算为 p p 1  p 1   p    p e (3.96 0.6 0.5)   Mpa  5.01 Mpa 大流量泵只在快进和快退时向液压缸供油，由表 7 可见，快退时液压缸的工作压力为 p1=2.23MPa，比快进时大。考虑到快退时进油不通过调速阀，故其进油路压力损失比前者小，现取进油路上的总压力损失∑∆p=0.3MPa，则大流量泵的最高工作压力估算为

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