3实例二液压专用铣床液压系统设计.docx

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3实例二液压专用铣床液压系统设计

实例二液压专用铣床液压系统设计

设计要求：

设计一台成型加工的液压专用铣床，要求机床工作台上一次可安装两只工件，并能同时加工。

工件的上料、卸料由手工完成，工件的夹紧及工作台进给由液压系统完成。

机床的工作循环为：

手工上料→工件自动夹紧→工作台快进→铣削进给（工进）→工作台快退→夹具松开→手动卸料。

参数要求：

运动部件总重力

G=25000N

切削力

Fw=18000N

快进行程

l1=300mm

工进行程

l2=80mm

快进、快退速度

v1=v3=5m/min

工进速度

v2=100～600mm/min

启动时间

△t=0.5s

夹紧力

Fj=30000N

行程

lj=15mm

夹紧时间

△tj=1s

工作台采用平导轨，导轨间静摩擦系数fs=0.2,动摩擦系数fd=0.1，要求工作台能在任意位置上停留

一.分析工况及主机工作要求，拟订液压系统方案

   1.确定执行元件类型

    夹紧工件，由液压缸完成。

因要求同时安装、加工两只工件，故设置两个并联的、缸筒固定的单活塞杆液压缸。

其动作为：

工作台要完成单向进给运动，先采用固定的单活塞杆液压缸。

其动作为：

2. 确定执行元件的负载、速度变化范围

（1）夹紧缸  惯性力和摩擦力可以忽略不计，夹紧力F=300000N。

（2）工作缸  工作负载Fw=18000N

    运动部件惯性负载

    导轨静摩擦阻力Ffs=fsG=0.2×25000N=5000N

    导轨动摩擦阻力Ffd=fdG=0.1×25000N=2500N

    根据已知条件计算出执行元件各工作阶段的负载及速度要求，列入下表：

表2    工作循环各阶段的负载及速度要求

工作循环

外负载

速度要求

夹紧

3000N

v=l/△t=0.015m/s

工作台启动

Fa+Ffs=5425.2N

加速△v/△t=1.6m/s2

工作台快进

Ffd=2500N

v=5m/min

工作台工进

Fw+Ffd=20500N

v=0.1～0.6m/min

工作台快退

Ffd=2500N

v=5m/min

二. 参数设计

    1.初定系统压力

    根据机器类型和负载大小，参考，初定系统压力p1=3MPa。

    2.计算液压缸的主要尺寸

（1）夹紧缸  

按工作要求，夹紧力由两并联的液压缸提供，则

    根据国标，取夹紧缸内径D=80mm，活塞杆直径d=0.6D=50mm。

（2）工作缸  

由表2可知,工作缸的最大负载F=20500N,取液压缸的回油背压p2=0.5MPa,机械效率ηcm=0.95,则

    根据国标，取工作缸内径D=100mm，活塞杆直径d按杆径比d/D=0.7得d=70mm。

    3.计算液压缸各个工作阶段的工作压力、流量和功率

    根据液压缸的负载和速度要求以及液压缸的有效作用面积，可以算出液压缸工作过程中各阶段的压力、流量和功率。

在计算过程中,工进时因回油节流调速,背压取pb=0.8MPa,快退时背压取pb=0.5MPa，液压缸回油口到进油口之间的压力损失取△p=0.5MPa,见表3。

表3 液压缸所需的实际流量、压力和功率

工作循环

负载F（N）

进油压力pj（Pa）

回油压力

pm（Pa）

所需流量

q（L/min）

输入功率

P（kW）

夹紧

30000

pj=F/2A夹1=29.86×105

0

q=2A夹1L/△t=9

0.448

工

作

台

差动快进

2500

pj=（F+△pA2）/（A1－A2）

  =11.68×105

16.68×105

q=（A1－A2）v1

=19.2

0.374

工进

20500

pj=（F+pb·A2）/A1

 =30.19×105

8×105

q=A1v2=4.71

0.237

快退

2500

pj=（F+pb·A2）/A2

  =16.06×105

5×105

q=A2v3=20

0.535

 三. 拟订液压系统方案

    1.确定油源及调速方式

    铣床液压系统的功率不大，为使系统结构简单，工作可靠，决定采用定量泵供油。

考虑到铣床可能受到负值负载，故采用回油路调速阀节流调速方式。

    2.选择换向回路及速度换接方式

    为实现工件夹紧后工作台自动启动，采用夹紧回路上的压力继电器发讯，由电磁换向阀实现工作台的自动启动和换向。

要求工作台能在任意位置停止，泵不卸载，故电磁阀必须选择O型机能的三位四通阀。

    由于要求工作台快进与快退速度相等，故快进时采用差动连接，且液压缸活塞杆直径d≈0.7D。

快进和工进的速度换接用二位三通电磁阀来实现。

    3.选择夹紧回路

    用二位四通电磁阀来控制夹紧换向动作。

为了避免工作时因突然失电而工件被松开，此处应采用失电夹紧方式，以增加安全可靠性。

为了能够调节夹紧力的大小，保持夹紧力的稳定且不受主油路压力的影响，该回路上应该装上减压阀和单向阀。

考虑到泵的供油量会超过夹紧速度的需要，故在回路中需串接一个固定节流器（装在换向阀的P口）。

最后，将所选择的回路组合起来，即组成图1所示的液压系统原理图。

电磁铁动作顺序表见表4。

表4    液压专用铣床电磁铁动作顺序表

1Y

2Y

3Y

4Y

1K

夹紧工件

+

工作缸快进

+

+

+

工作缸工进

+

+

工作缸快退

+

+

松开工件

+

-

图1  专用铣床液压系统原理图

1-双联叶片泵；2、4、8-换向阀；3-单向调速阀；5-减压阀；

6、11-单向阀；7-节流器；9-压力继电器；10-溢流阀；

12-外控顺序阀；13-过滤器；14-压力表开关

想一想：

    为什么油源选择双泵供油？

因为工进和快退的过程中，所需流量差别较大。

若按较大流量选择单泵，则在工进时流量损失过大不可取。

选用变量泵成本较高。

因此综合考虑选取双泵。

四. 选择元件

    1.选择液压泵

    泵的最大工作压力pp=p1+∑Δp

式中p1—液压缸最高工作压力，此处为3.019MPa；

     ∑Δp—液压缸进油路压力损失。

因系统较简单，取∑Δp=0.5MPa。

则    pp=p1+∑Δp=（3.019+0.5）MPa=3.519MPa

为使泵有一定压力储备，取泵的额定压力ps≥1.25pp≈4.4MPa。

    泵的最大流量qpmax=K（∑q）max

式中：

（∑q）max—同时动作的执行元件所需流量之和的最大值。

这里夹紧缸和工作缸不同时动作，故取（∑Δp）max为工作缸所需最大流量20（L/min）。

K—泄露系数，取K=1.2。

则    qmax=K（∑Δp）max=1.2×20（L/min）=24（L/min）。

表3 液压缸所需的实际流量、压力和功率

工作

循环

负载F（N）

进油压力pj（Pa）

回油压力

pm（Pa）

所需流量

q（L/min）

输入功率

P（kW）

夹紧

30000

pj=F/2A夹1=29.86×105

0

q=2A夹1L/△t=9

0.448

工

作

台

差动快进

2500

pj=（F＋△pA2）/（A1－A2）

  =11.68×105

16.68×105

q=（A1－A2）v1

=19.2

0.374

工进

20500

pj=（F＋pb·A2）/A1

  =30.19×105

8×105

q=A1v2=4.71

0.237

快退

2500

pj=（F＋pb·A2）/A2

  =16.06×105

5×105

q=A2v3=20

0.535

由表3可知，工进时所需流量最小是4.71L/min，设溢流阀最小溢流量为2.5L/min，则需泵的最小供油量qmin=K（q+q溢）=1.2×（4.71+2.5）L/min=8.652L/min。

比较工作缸工进和快进、快退工况可看出，液压系统工作循环主要由低压大流量和高压小流量两个阶段组成。

显然，采用单个定量泵供油，功率损失大，系统效率低。

故选用双泵供油形式比较合理。

这样，小泵流量可按qp1≥8.652L/min选择，大泵流量按qp2≥qmax-q1=15.35L/min选择。

    根据上面计算的压力和流量，查产品样本，选用YB10/16型双联叶片泵。

该泵的额定压力ps=6.3MPa，额定转速ns=960r/min。

2. 选择液压泵的驱动电机

    系统为双泵供油系统，其中小泵的流量qp1=10×10-3/60m3/s=0.167×10-3m3/s，大泵的流量qp2=16×10-3/60m3/s=0.267×10-3m3/s。

工作缸差动快进、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机功率P。

（1）差动快进时，大泵的出口压力油经单向阀11后与小泵汇合，然后经三位四通阀2进入工作缸大腔，工作缸大腔的压力p1=11.68×105Pa。

查阀产品样本可知，小泵的出口到工作缸大腔之间的压力损失△p1=2×105Pa，大泵出口到小泵出口的压力失△p2=1.5×105Pa。

于是由计算可得小泵出口压力为pp1=13.68×105Pa（小泵的总效率η1=0.5），大泵出口压力pp2=15.18×105Pa（大泵的总效率η2=0.5）。

故电机功率为

    P1=pp1q1/η1+pp2q2/η2

     =（13.68×105×0.167×10-3/0.5+15.18×105×0.267×10-3/0.5）W=1267.5W

（2）工进时，小泵的出口压力pp1=p1+△p1=32.19×105Pa，大泵卸载，卸载压力取pp2=2×105Pa（小泵的总效率η1=0.5，大泵的总效率η2=0.3）。

故电机功率为

    P2=pp1q1/η1+pp2q2/η2

     =（32.19×105×0.167×10-3/0.5+2×105×0.267×10-3/0.3）W=1253.15W

    （3）快退时，大、小泵出口油液要往二位三通阀4进入工作缸的小腔，即从泵的出口到小腔之间的压力损失△p=5.5×105Pa，于是小泵出口压力pp1=21.56×105Pa（小泵的总效率η1=0.5），大泵出口压力pp2=23.06×105Pa（大泵的总效率η2=0.5）。

故电机功率为

    P3=pp1q1/η1+pp2q2/η2

     =（21.56×105×0.167×10-3/0.5+23.06×105×0.267×10-3/0.5）W=1951.5W

    综合比较，快退时所需功率最大。

据此查产品样本选用Y112M-6型异步电机。

电机功率为2.2KW，额定转速为940r/min。

3.选择液压阀

    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。

选定的元件列于表5中。

表5液压元件明细表

序号

元件名称

通过的最大流量（L/min）

型号

1

双联叶片泵

26

YB10/16

2

三位四通电磁换向阀

52

34E-63BO

3

单向调速阀

26

QI-63B

4

二位三通电磁换向阀

26

23EF3O-E6B

5

减压阀

10

JF-B10G

6

单向阀

10

AF3-Ea10B

7

固定节流器

10

8

二位四通电磁换向阀

10

24EF3I3-E6B

9

压力继电器

DP1-63B

10

溢流阀

10

YF-B10B

11

单向阀

16

AF3-Ea10B

12

外控顺序阀（卸载用）

16

X4F-B10E

13

过滤器

52

XU-J63×100

14

压力表开关

K-6B

    说明：

（1）工作缸的换向阀3，在快进时通过双泵的供油量之和为26L/min，在快退时通过工作缸大腔排出的流量为A1/A2·（q1+q2）≈52L/min，所以选择阀3的额定流量为60L/min。

（2）夹紧缸在动作过程中，由于固定节流器8的阻尼作用，大泵2卸载，仅由小泵1供油，故选择夹紧回路中的液压阀的额定流量为25L/min。

    （3）过滤器按液压泵额定流量的两倍选取吸油用线隙式过滤器。

    （4）固定节流器的尺寸计算。

取固定节流器的长径比l/d=4。

由短孔的流量公式得

。

这里q为泵1的额定流量L/min；△p为夹紧缸启动时节流器前后的压力差,此时应为泵2的卸载压力，初定为20×105Pa；Cd为短孔流量系数，取0.82。

计算得A=πd2/4=3×10-6m2，d=1.95×10-3m。

4.选择油管

    根据选定的液压阀的连接油口尺寸确定管道尺寸。

液压缸的进、出油管按输入、输出、排出的最大流量来计算。

由于本系统工作缸差动快进和快退时，油管内通油量大，其实际流量为泵的额定流量的两倍52（L/min），则工作缸进、出油管按设计手册选用内径为15mm、外径为19mm的10号冷拔钢管。

夹紧缸进、出油管则选用内径为8mm、外径为10mm的10号冷拔钢管。

    5.确定油箱容积

    中压系统的油箱容积一般取液压泵额定流量的5～7倍。

本例取6倍，选用容量为312L的油箱。

五.液压系统性能验算

    已知：

工作缸进、回油管长度均为l=18m,油管直径d=15×10-3m,选用L-HL32型液压油，油的最低工作温度为15℃，由设计手册查出此时油的运动粘度υ=1.5cm2/s，油的密度ρ=900kg/m3，液压系统元件采用集成块式配置形成。

    1.压力损失的验算

（1）工进时的压力损失    

工进时管路中的流量较小，流速较低，沿程压力损失和局部压力损失可以忽略不计。

小

流量泵的压力应按工作缸工进时的工作压力p1调整：

pp1≥30.19×105Pa。

（2）快退时的压力损失    

快退时，缸的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压力损失，以便确定大流量泵的卸载压力。

快退时工作缸的进，回油量为q1=52L/min=0.867×10-3m3/s,油量为q2=26L/min=0.433×10-3m3/s。

    1）确定油液的流动状态：

    雷诺数            Re=vd/υ×104=1.2732q/dυ×104

    式中：

v—平均流速（m/s）；

          d—油管内径（m）；

          υ—油的运动粘度（cm2/s）；

          q—通过的流量（m3/s）。

则工作缸回油路中液流的雷诺数为

                      Re1=1.2732×0.867×10-3×104/15×10-3×1.5≈490<2320

工作缸进油路中液流的雷诺数为

                      Re2=1.2732×0.433×10-3×104/15×10-3×1.5≈245<2320

因此，工作缸进、回油路中的流动都是层流。

    2）计算沿程压力损失∑Δpλ：

    回油路上流速v1=4q1/πd2=4×0.867×10-3/3.14×（15×10-3）2m/s≈4.91m/s

    则   ∑Δpλ1=64lρv12/2Re1d=64×1.8×900×4.912/2×490×15×10-3≈1.7×105Pa

    进油路上流速v2≈2.45m/s

    则   ∑Δpλ2=64lρv22/2 Re2d=64×1.8×900×2.452/2×245×15×10-3≈0.35×105Pa

 （3）计算局部压力损失∑Δpε：

    由于采用集成块式的液压装置，因此只考虑阀类元件和集成块内油路的压力损失。

通过各阀的局部压力损失按∑Δpε=△ps（q/qs）2计算，结果列于表6中。

表6    阀类元件局部压力损失

元件名称

额定流量（L/min）

实际通过流量（L/min）

额定压力损失（Pa）

实际压力损失（Pa）

三位四通换向阀2

50

26/52

4×105

0.75×105/3×105

单向调速阀3

40

26

2×105

0.85×105

二位三通换向阀4

40

26

4×105

1.69×105

单向阀11

40

16

1.8×105

0.3×105

    若集成块回油路的压力损失△pj1=0.5×105Pa，进油路压力损失△pj2=0.3×105Pa，则回油路和进油路总的压力损失为

    ∑Δp1=∑Δpλ1+∑Δpε+△pj1=（1.7+3+0.5）×105Pa=5.2×105Pa

    ∑Δp2=∑Δpλ2+∑Δpε+△pj2=（0.35+0.75+0.85+1.69+0.3）×105Pa=3.94×105Pa

    计算工作缸快退时的工作压力：

    p1=（F+∑Δp2A1）/A2=（2500+5.2×105×7.85×10-3）/4×10-3Pa=16.45×105Pa

    这样，快退时泵的工作压力为

            pp=p1+ ∑Δp1=（16.45+3.94） ×105Pa=20.39×105Pa

    因此大流量泵卸载阀13的卸载，压力应大于20.39×105Pa（与固定节流器尺寸计算时的初定值基本相符）。

    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，这说明液压系统的油路结构、元件参数是合理的，满足要求。

 2.液压系统的发热和温升验算

    在整个工作循环中，工作阶段工进阶段所占用的时间最长，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的温升。

    工进时液压泵的输入功率如前面计算

                    P1=1253.15W

    工进时液压缸输出功率

                    P2=Fv=20500×0.6/60W=205W

    系统总的发热功率

                    φ=P1- P2=（1253.15-205）W=1048.15W

已知油箱容积V=312L，油箱散热面积按

（m2）（假设油箱三个边长的比例在1︰1︰1到1︰2︰3范围内，且油面高度为油箱高度的80%）计算。

    假定通风良好，取油箱散热系数CT=15×10-3kW/（m2·℃），则油液温升

                    △T=φ/CTA=1048.15×10-3/15×10-3×2.99℃≈23.37℃

    设环境温度T2=25℃，则热平衡温度为

                    T1=T2+△T=（25+23.37）℃=48.37℃

    所以油箱的散热效果达到要求。