液压传动设计元件.doc

设计一台卧式单面多轴钻孔组合机床液压动力滑台的液压系统。已知参数：切削负载Fl＝30500N，机床工作部件总质量m＝1000㎏，快进，快退速度均为5.5m/min，工作速度在20～100mm/min范围内可无级调节。滑台最大行程400mm，其中工进行程150mm，往复运动加速时间≤0.2s，滑台采用平导轨，其静摩擦系数Fs=0.2，动摩擦系数fd=0.1。滑台要求完成“快进—工进—快退—停止”的工作循环。 一、工况分析 1、负载分析计算液压缸工作过程各阶段的负载。 ⑴切削负载F ⑵摩擦负载 机床工作部件对动力滑台的法向力为 静摩擦负载 动摩擦负载 ⑶惯性负载 根据上述计算结果，可得各工作阶段的液压缸负载如表所示。 液压缸各工作阶段的负载F(N) 工况 负载组成 负载值 启动 加速 快进 工进 快退 按上表数据可画出负载循环图 根据给定的快进、快退速度及工进时的速度范围可画出速度循环图 2、确定液压缸主要参数参照同类机床选液压系统工作压力 动力滑台要求快进、快退速度相等，选用单杆液压缸，快进是采用差动连接。此时液压缸无杆腔面积与杆腔压力之比为2，及及活塞杆直径d与活塞直径D有d=0.707D的关系。为防止空钻通后，滑台产生前冲现象，液压缸回油路应有背压=0.6Mpa。 从负载循环值可知，工进时有最大负载，按此负载求液压缸尺寸。根据液压缸活塞力平衡关系可知 其中，为液压缸效率，取=0.95。 将D与d按GB2348-30圆整就近取标准值，即 D=0.11m=110mm d=0.08m=80mm 液压缸的实际有效面积 确定液压缸的机构尺寸，就可以计算在个工作阶段中的压力、流量和功率。依据计算结果画工况图。如图所示： 液压缸在不同阶段的压力、流量和功率 工况 负载 进油腔压力 快进 差动 工进 快退 拟定基本回路 从主机工况可知，该液压系统应具有快速运动、换向、速度换接和调压、卸荷等回路。同时为尽可能提高系统效率可以选择变量液压泵或双泵供油回路，此例选择双泵供油的油源。 1、选择各基本回路。 ⑴双泵供油的油源回路。 双泵油源包括低压大流量泵。液压缸快速运动时，双泵供油；工作进给时，高压小流量泵供油，低压大流量泵卸荷；由溢流阀调定系统工作压力，如图所示。 ⑵快速运动和换向回路 这一回路采用液压缸差动连接实现快速运动，用三位五通电液阀实现换向，并能实现快时，液压缸的差动连接，如图所示 ⑶速度换接回路 为提高换接的位置精度，减小液压冲击，应采用行程阀与调速阀并联的转换回路。同时，电液换向阀的换向时间可调，保证换向过程平稳，如图所示。 ⑷卸荷回路 在双泵供油的油源回路中，可以利用卸荷阀（外控顺序阀）实现低压大流量泵在工进和停止时卸荷。 2、将各基本回路综合成液压系统 把上述各基本回路组合画在一起，得到如图所示的液压系统原理图（不包括图框里的元件）。分析比原理图，并对此图进行修正。 ⑴滑台工进时，液压缸的进、回油路相互接通，不能实现工进，应该在换向回路中串联单向阀a，将进、回油路隔断。 ⑵为实现液压缸的差动连接，应该在回油路上串接一个液控顺序阀b，阻止油液流回油箱。 ⑶滑台工进后应该能自动转为快退，因而需要在调速阀出口处接压力继电器d。 ⑷为防止空气进入液压系统，在回油箱的油路上接一单向阀c。 ⑸将顺序阀b与背压阀8的位置对调，将顺序阀与油源处的卸荷阀合并，省去一个元件。 三、选择液压元件 1、液压泵和驱动电动机 双泵供油的两个液压泵的最大工作压力不同，应分别计算。 液压缸的最好工作压力为3.73Mpa，取进油路压力损失为0.8Mpa，压力继电器的动作压力比系统最大工作压力高0.5Mpa。据此可知，高压小流量泵的最大工作压力为 从工况图中，得液压缸快进、快退时的最大压力为1.5Mpa。取进油路压力损失为0.5Mpa，则低压大流量泵的最大压力为 从工况图中可知，两泵同时供油的最大流量为27.64L/min，取泄漏系数，则两泵合流时的实际流量 溢流阀的最小稳定流量为3L/min，工进是液压缸的流量为0.5L/min，高压小流量泵的流量应为3.5L/min。 快进 工进 快退 输入流量 排出流量 运动速度