组合机床液压系统的工况分析.docx
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组合机床液压系统的工况分析
第一章组合机床液压系统的工况分析
1.1负载分析
系统的负载包括切削负载、惯性负载及摩擦阻力负载。
由设计书给出,轴向切削力为24000N;滑台移动部件总质量为510KG;加,减速时间为0.2S;采用平导轨,静摩擦系数为0.2,动摩擦系数为0.1。
1.1.1切削负载
由机械切削加工方面的知识可知,用高速钢钻头(单个钻铸铁孔时轴向切削力Ft(单位为N为:
Ft=25.50.80.6(DsHBS
式中:
D—钻头直径,单位为mm;
s—每转进给量,单位为mm/r;HBS—铸件硬度。
根据组合机床加工特点,钻孔时主轴转速n和每转进给量s按“组合机床设计手册”取:
对φ13.9mm的孔:
1n=360r/min,1s=0.147mm/r;对φ8.5mm的孔:
2n=550r/min,2s=0.096mm/r;所以,系统总的切削负载Fq为:
0.80.60.80.61025.513.90.147260225.58.50.096260Fq=⨯⨯⨯⨯+⨯⨯⨯⨯=27667.069N1.1.2惯性负载
5
12066.667600.15
mvFNt∆===∆⨯阻力负载
机床工作部件对动力滑台导轨的法向力为:
1209.81176nFmgN==⨯=
1.1.3静摩擦阻力
0.21176235.
tfsnFfFN==⨯=1.1.4动摩擦阻力
0.11176
117.fddnFfFN==⨯=由此得出液压缸在各工作阶段的负载,液压缸在各工作阶段的负载LF:
按表数值绘制的动力滑台负载图:
组合机床液压缸负载图
1.2液压系统主要参数的确定
根据表2、表3可知,当组合机床在最大负载约为24000N时,取液压系统工作压力14pMPa=。
表3按主机类型选择系统工作压力
鉴于要求动力滑台快进、快退速度相等,液压缸可选用双作用单活塞杆式,并在快进时作差动连接。
在此情况下,通常液压缸无杆腔的工作面积1A为有杆腔工作面积2A的两倍,即速比12/2AAϕ==。
在钻孔加工时,液压缸回油路上必须具有背压2p,以防止孔钻通时滑台突然前冲。
在液压缸结构参数尚未确定之前,一般按经验数据估计一个数值。
系统背压的一般经验数据为:
回油路有调速阀或背压阀的系统取0.5MPa~1.5MPa,现取液压缸回油背压推荐值取2p=0.6MPa。
快进时,液压缸作差动连接,管路中有压力损失,有杆腔的压力应略大于无杆腔,但其差值较小,可先按0.3MPa考虑。
快退时回油腔中也应具有背压,这时2p也可按0.6MPa估算。
用工进时的负载值计算液压缸面积(取液压缸的机械效率mη=0.96:
3226
1223485.121
3.30610(
0.96(420.610
L
mFAmppηϕ-=
=
=⨯-⨯⨯-⨯3212226.61210AAAmϕ-===⨯0.0918Dm=
=
0.7070.065dDm==
将直径按GB/T2348-1993(2001圆整得:
0.10Dm=;0.08dm=
由此求得液压缸两腔的实际有效面积为:
2321/47.8510ADmπ-==⨯
根据上述液压缸两腔的实际有效面积值,可估算出液压缸在各个工作阶段中的压力、流量和功率,如表4所示,并据此绘出工况图4(a所示:
表4液压缸在不同工作阶段的压力、流量和功率值
工况图
图4(a组合机床液压系统工况图
第二章设计液压回路
本液压系统要求实现快进行程200MM,工作行程为100MM,快进与快进退速度相等,均为3.5M/min,共进速度为为30~随时间40MM/min。
工作时要求平稳,且可以随时停止运动。
根据设计要求:
应有工作行程,所以设计时为液压系统为半自动工作循环。
2.1液压工作图
2.2液压个元件:
液压泵
单向阀
P
液动换向阀
P3YA
4YA
电磁换向阀
背压阀
顺序阀
P
行程阀
调速阀
压力继电器
2.3顺序图
此液压图可以实现“快进→工进→停留→快退→停止”的半自动工作循环。
:
2.4电磁阀和行程阀工作顺序图:
1YA2YA3YA4YA
+-+-+-+-+-快进启动按钮
工进行程阀
止位丁停留压力继电器:
止位丁
快退时间继电器
原位停止挡块压终点开关
暂停换向阀
2.5电器回路图.
SB1为开始开关SB2为暂停开关SB3暂停恢复
第三章动力滑台液压系统工作原理
3.1快进
快进时压力低,顺序阀6关闭,变量泵1输出最大流量。
按下启动按钮,电磁铁1YA通电,电磁换向阀4左位接入系统,液动换向阀3在压力油作用下也将左位接入系统工作,其油路为:
控制油路
进油路:
﹛泵1→阀4(左→I1→阀3左端﹜使阀3换为左位
回油路:
﹛阀3右端→L2→阀4(左→油箱﹜换向时间由L2调整
主油路
进油路:
﹛泵1→单向阀2→阀3(左→行程阀11→缸左腔﹜差动快进回油路:
﹛缸右腔→阀3(左→单向阀7→油箱﹜差动快进
这时液压缸两杠连通,滑台差动快进。
节流阀L2可用以调节液动换向阀阀芯移动速度,也调节主换向阀的换向时间,以减小换向冲击。
3.2工进进给
当滑台快进终了时,滑台下的挡块压下行程阀11,切断了快速运动的进油路.其控油了未变,而主油路中,压力油只能通过调速阀8进入液压缸左腔.由于油液流经调速阀而使系统压力升高,液压顺序阀6开启,单向阀7关闭,液压缸右腔的油液经阀6和背压阀5流回油箱.同时,泵的流量也自动减小.滑台实现由调速阀的工进进给,其主油路为:
进油路:
﹛泵1→阀2→阀3(左→调速阀8→缸左腔﹜
回油路:
﹛缸右腔→阀3(左→阀6→背压阀5→油箱﹜
3.3止位钉停留
滑台完成第二次工作进给后,液压缸碰到滑台座前端的止位钉(可调节滑台行程的螺钉后停止运动。
这时液压缸左腔压力升高,当压力升高到压力继电器12的开启压力时,压力继电器动作,向时间继电器发出电信号,由时问继电器延时控制滑台停留时间。
这时的油路同第二次工作进给的油路,但实际上,系统内油液已停止流动,液压泵的流量已减至很小,仅用于补充泄漏油。
设置止位钉可提高滑台工作进给终点的位置精度及实现压力控制。
3.4快退
滑台停留时间结束时,时间继电器发出信号,使电磁铁2YA通电,lYA、3YA断电。
这时电磁换向阀4右位接人系统,液动换向阀3也换为右位工作,主油路换向。
因滑台返回时为空载,系统压力低,变量泵的流量又自动恢复到最大值,故滑台快速退回,其油路为
控制油路
进油路:
﹛泵1→阀4(右→工2→阀3右端﹜使阀3换为右位
回油路:
﹛阀3左端→L1→阀4(右一油箱﹜(换向时间由L1调节主油路
进油路﹛泵1→阀2(右→阀2(右→缸右腔﹜快退
回油路:
﹛缸左腔→阀13→阀3(右→油箱﹜快退
当滑台退至第一次工进起点位置时,行程阀11复位。
由于液压缸无杆腔有效面积为有杆腔有效面积的二倍,故快退速度与快进速度基本相等。
3.5原位停止
当滑台快速退回到其原始位置时,挡块压下原位行程开关,使电磁铁2YA
断电,电磁换向阀4恢复中位,液动换向阀3也恢复中位,液压缸两腔油路被封
闭,滑台被锁紧在起始位置上。
这时液压泵则经单向阀2及阀3的中位卸荷,其
油路为
控制油路
回油路:
﹛阀3(左→L1﹜→阀4(中→油箱
﹛阀3(右→L1﹜→阀4(中→油箱
主油路
进油路:
泵1→阀2→阀3(中→油箱
回油路:
﹛液压缸左腔→阀13→(液压缸停止并被锁住
﹛液压缸右腔→阀13→(液压缸停止并被锁住
单向阀2的作用是使滑台在原位停止时,控制油路仍保持一定的控制压力
(低压,以便能迅速启动。
3.6暂停
电磁阀14转换
第四章选择液压元件
4.1液压泵
在整个工作循环中液压缸的最大工作压力为3.687MPa。
假设进油路上的压力损失为0.8MPa,为使压力继电器能可靠地工作,取其调整压力高出系统最大工作压力0.5MPa,则液压泵的最大工作压力应为:
13.6870.80.54.987ppMPa=++=
液压泵在快进、快速运动时才向液压缸输油,由工况图可知,快退时液压缸的工作压力比快进时大,假设油路上的压力损失为0.5MPa(因此时进油不经调速阀,故压力损失减少,则液压泵的最高工作压力为:
20.4340.50.934ppMPa=+=
由图4(a工况图可知,液压泵应向液压缸提供的最大流量为25.14L/min,因该系统较简单,取泄漏系数1.05LK=,则两个液压泵的实际流量应为:
1.0525.1426.397/minpqL=⨯=
工进时输入液压缸的流量为0.392L/min,则由泵单独供油时,其流量规格最少应为3.392L/min。
根据以上压力和流量的数值查阅产品样本,最后确定选取最后确定选取PV2R12-6/26型双联叶片液压泵,其小泵和大泵的排量分别为6mL/r和26mL/r。
当液压泵的转速940/minpnr=时该液压泵的理论流量为30.08L/min,若取液压泵的容积效率0.9vη=,则液压泵的实际输出流量为:
(6269400.9/10005.12227.1/min26.397/minpqLL=+⨯⨯=+=>
即所选液压泵的实际流量满足设计要求。
且由于液压缸在快退时输入功率最大,这时液压泵工作压力为0.934MPa、流量为27.1L/min。
取液压泵的总效率0.75pη=,则液压泵驱动电动机所需的功率为:
0.93427.1
0.6600.75
pp
p
pqPkWη⨯=
=
≈⨯
根据此数值查阅电动机产品样本选取Y100L-6型
电动机,其额定功率1.5nPkW=,额定转速940/minnnr=。
4.2阀类元件及辅助元件
根据阀类及辅助元件所在油路的最大工作压力和通过该元件的最大实际流量,可选出这些液压元件的型号及规格,如表10所列:
表10液压元件和液压辅助元件的型号及规格
4.3油管
各元件间连接管道的规格按液压元件接口处的尺寸决定,液压缸进、出油管则按输入、排出的最大流量计算。
由于液压泵选定之后液压缸在各个工作阶段的进、出流量已与原定数值不同,所以要重新计算,如表11所列:
由表11可以看出,液压缸在各个工作阶段的实际运动速度符合设计要求。
根据表11中的数值,取推荐流速3/
vms
=,计算得与液压缸无杆腔及有杆腔相连的油管内径分别为:
2217.31
w
dmm
===
2213.85
y
dmm
===
液压缸进、出两根油管都选用内径φ15mm、外径φ18.2mm的15号冷拔无缝钢管。
4.4油箱
取经验数据7
α=,则油箱估算容积为:
727.1189.7
V
VqL
α
==⨯=
按GB2876―1981规定,取最靠近的标准值250
VL
=。
4.5密封件的选择
液压系统中密封件的作用是防止工作介质的内外泄漏,以及防止灰尘,金属屑等异物侵入液压系统。
能实现上述作用的装置称为密封装置,其中起密封作用的关键元件密封元件,简称密封件。
系统的内外泄漏均会使液压系统容积效率下降,或达不到要求的工作压力,甚至使液压系统不能正常工作。
外泄漏还会造成工作介质的浪费,污染环境。
异物的侵入会加剧液压元件的磨损,或使液压元件堵塞,卡死甚至损坏,造成系统失灵。
一般的液压系统对密封件的主要要求是:
(1在一定的压力,温度范围内具有良好的密封性能;
(2有相对运动时,因密封件引起的摩擦应尽量小,摩擦系数应尽量稳定;
(3耐腐蚀、耐摩性能好,不易老化,工作寿命长,磨损后能在一定程度上自动补偿;
(4结构简单,装拆方便,成本低廉。
第五章验算液压系统性能
5.1验算系统压力损失:
由于系统的管路布置尚未确定,整个系统的压力损失无法全面估算,故只能先估算阀类元件的压力损失,对压力损失的验算按一个工作循环中不同阶段分别进行。
5.1.1快进时:
滑台快进时,液压缸差动连接,由表10和表11可知,进油路上油液通过单向阀2的流量是22L/min、通过电液换向阀4的流量是27.1L/min,然后与液压缸有杆腔的回油汇合,以流量42.34L/min通过行程阀11并进入无杆腔。
因此进油路上的总压降为:
222
2227.142.340.20.50.30.22638063VpMPa⎛⎫⎛⎫⎛⎫∑∆=⨯+⨯+⨯=⎪⎪⎪⎝⎭⎝⎭⎝⎭回油路上,液压缸有杆腔中的油液通过电液换向阀4和单向阀7的流量都是
15.242L/min,然后与液压泵的供油合并,经行程阀11流入无杆腔。
由此可算出快进时有杆腔压力2p与无杆腔压力1p之差:
222
2115.24215.24242.340.50.20.30.165806363pppMPa⎛⎫⎛⎫⎛⎫∆=-=⨯+⨯+⨯=⎪⎪⎪⎝⎭⎝⎭⎝⎭此值小于设计估计值0.3MPa,符合要求。
5.1.2工进时:
工进时,油液在进油路上通过电液换向阀4的流量为0.392L/min,在调速阀8处的压力损失为0.5MPa;油液在回路上通过换向阀4的流量是0.14L/min,在背压阀5处的压力损失为0.6MPa,通过顺序阀6的流量为(0.14+22L/min=22.14L/min,折算到进油路上因阀类元件造成的总压力损失为:
2220.3920.1422.1428.260.50.50.50.60.30.7380806378.5VpMPa⎡⎤⎛⎫⎛⎫⎛⎫⎛⎫∑∆=⨯++⨯++⨯⨯=⎢⎥⎪⎪⎪⎪⎝⎭⎝⎭⎝⎭⎝⎭⎢⎥⎣
⎦液压缸回油腔的压力2p为:
22
20.1422.140.50.60.30.6378063pMPa⎛⎫⎛⎫=⨯++⨯=⎪⎪⎝⎭⎝⎭此值略大于原估计值。
重新计算工进时液压缸进油腔压力1p,即:
6422
146123485.1210.6371028.26103.9278.51010
amF
pApMPaAη--++⨯⨯⨯===⨯⨯考虑到压力继电器可靠动作需要压差0.5epMPa∆=,故工进时溢流阀9的调压值yp应为:
2
110.3923.920.50.50.54.9280yeppppMPa⎛⎫>+∑∆+∆=+⨯++=⎪⎝⎭
5.1.3快退时:
快退时,油液在进油路上通过单向阀2的流量为22L/min、通过换向阀4的流量为27.1L/min;油液在回油路上通过单向阀7、换向阀4和单向阀13的流量都是75.28L/min。
因此进油路上总压降为:
22
12227.10.20.50.0826380VpMPa⎛⎫⎛⎫∑∆=⨯+⨯=⎪⎪⎝⎭⎝⎭此值小于原估计值,所以液压泵驱动电动机的功率是足够的。
回油路上总压降为:
222
275.2875.2875.280.20.50.20.1014638063VpMPa⎛⎫⎛⎫⎛⎫∑∆=⨯+⨯+⨯=⎪⎪⎪⎝⎭⎝⎭⎝⎭所以,快退时液压泵的工作压力pp应为:
1120.4340.0820.10140.6174pVVppppMPa=+∑∆+∑∆=++=
因此大流量液压泵卸荷时顺序阀7的调定压力应大于0.6174MPa。
5.2验算油液温升
工进在整个工作循环过程中所占的时间比例达95﹪,所以系统发热和油液温升应按工进时的工况来计算。
工进时液压缸的有效功率为:
223485.1210.04990.0260
ePFvkW⨯===这时大流量液压泵经顺序阀7卸荷,小流量泵在高压下供油。
大流量液压泵通过顺序阀7的流量为222/minqL=,故此阀在工进时的压力损失为:
22
2220.30.03763nnqppMPaq⎛⎫⎛⎫∆=∆=⨯=⎪⎪⎝⎭⎝⎭小液压泵工进时的工作压力14.92ppMPa=,流量15.1/minqL=,所以两个液压泵的总输入功率为:
63631125.1224.9210100.03710100.57570.75ppp
pqpqPkWη--⨯⨯⨯+⨯⨯⨯+∆===
液压系统的发热功率为:
0.57570.020.5557pePPPkW∆=-=-=为使温升不超过允许的(030TTC∆∆=值,可按下式计算油箱的最小有效容积:
2min10100.074Vm--==油箱总容积:
21.251.250.0740.092592.5189.7aVVmLL==⨯==<所以该系统不必设置冷却器。
第六章动力滑台液压系统的特点
动力滑台的液压系统是能完成较复杂工作循环的典型的单缸中压系统,其有如下特点。
(1采用容积节流调速回路该系统采用了“双联叶片液压泵+调速阀+背压阀”式容积节流调速回路。
用变量泵供油可使空载时获得快速(泵的流量最大,工进时,负载增加,泵的流量会自动减小,且无溢流损失,因而功率的利用合理。
用调速阀凋速可保证工作进给时获得稳定的低速,有较好的速度刚性。
调速阀设在进油路上,便于利用压力继电器发信号实现动作顺序的自动控制。
回油路上加背压阀能防止负载突然减小时产生前冲现象,并能使工进速度平稳。
(2采用电液动换向阀的换向回路采用反应灵敏的小规格电磁换向阀作为先导阀控制能通过大流量的液动换向阀实现主油路的换向,发挥了电液联合控制的优点。
而且由于液动换向阀芯移动的速度可由节流阀L1、L2调节,因此能使流量较大、速度较快的主油路换向平稳,无冲击。
(3采用液压缸差动连接的快速回路主换向阀采用了三位五通阀,因此换向阀左位工作时能使缸右腔的回油又返回缸的左腔,从而使液压缸两腔同时通压力油,实现差动快进。
这种回路简便可靠。
(4采用行程控制的速度转换回路系统采用行程阀和液控顺序阀配合动作实现快进与工作进给速度的转换,使速度转换平稳、可靠、且位置准确。
采用两个串联的调速阀及用行程开关控制的电磁换向阀实现两种工进速度的转换。
由于进给速度较低,故亦能保证换接精度和平稳性的要求。
(5采用压力继电器控制动作顺序滑台工进结束时液压缸碰到止位钉时,缸内工作压力升高,因而采用压力继电器发信号,使滑台反向退回方便可靠。
止位钉的采用还能提高滑台工进结束时的位置精度及进行刮端面、锪孔、镗台阶孔等工序的加工。
第七章设计总结
完成情况:
经过2个月紧张有序的工作,以完成组合机床动力滑台液压系统的设计。
所得收获:
这次毕业设计我对在学校五年间的所有知识有了一个系统的复习和总结,对各个科目有了更深刻的认识,还通过各种渠道对所学知识进行了一定的扩展和深入,还学到了很多以前不知道的东西,才知道以前的自己对课本上的内容只是知其然不知其所以然,并不知道如何把自己所学到的知识应用起来,通过这次的设计我才了解到所学知识是多么的重要,以前只是茫然的在学,现在感觉好像找到了目标一样,相信这次的毕业设计会对我以后的工作和生活有很大的影响的,以后我会更加努力的,学习更多的知识来武装自己!
致谢
经过紧张的毕业设计,我如愿地,较圆满地完成了设计任务。
从中得到了以前许多注意的问题。
本次设计培养了我们对设计工程的设计能力,学习和掌握课件的基本制作方法和步骤,并给我们以后的工作打下坚实的基础,通过本次设计,我们把以前在课本中学习到的理论知识在此次设计中加以综合运用设计资料,并懂得,这样才不至于在设计过程中出现太多错误。
经过两个月的紧张有序的工作,完成了课程设计,其中我们在设计的过程中遇到很多难题,但是经过刘老师的认真讲解,使我对其加深了认识。
最后,真诚的感谢辅导老师对我们的指导和帮助。
由于我们对所学知识不够彻底,而且时间较短,又缺乏经验,设计书中难免会存在疏漏和欠缺之处,恳请老师批评指正,以便在以后的工作和学习中不犯类似的错误。
参考文献
主要参考资料:
1.李芝主编液压传动机械工业出版社
2.沈兴全吴秀玲主编液压传动与控制国防工业出版社
3.陈鼎宁主编机械设备控制技术机械工业出版社
4.王守城段俊勇主编液压元件及选用化学工业出版社
5.张利平主编液压气动技术速查手册化学工业出版社
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