某立式組合機床的動力滑臺液壓傳動系統(tǒng),立式,組合,機床,動力,液壓,傳動系統(tǒng) 沈陽理工大學應用技術學院液壓課程設計說明書 目 錄 1．工況分析………………………………………………………………………………1 2．擬定液壓系統(tǒng)原理圖……………………………………………………………………2 3．液壓系統(tǒng)的計算和選擇液壓元件 ……………………………………………………7 3.1液壓缸主要尺寸的確定……………………………………………………………3 3.2確定液壓泵的流量、壓力和選擇泵的規(guī)格………………………………………4 3.3液壓閥的選擇………………………………………………………………………5 3.4確定管道尺寸………………………………………………………………………7 3.5液壓油箱容積的確定………………………………………………………………7 1．工況分析 首先根據(jù)已知條件，繪制運動部件的速度循環(huán)圖，如圖1.5所示，然后計算各階段的外負載并繪制負載圖。 液壓缸所受外負載F包括三種類型，即 Fw為工作負載，對于金屬切削機床來說，即為沿活塞運動方向的切削力，在本例中為18000N； Fa—運動部件速度變化時的慣性負載； Ff—導軌摩擦阻力負載，啟動時為靜摩擦阻力，啟動后為動摩擦阻力，對于平導軌可由下式求得 G—運動部件重力； FRn—垂直于導軌的工作負載，事例中為零； f—導軌摩擦系數(shù)，本例中取靜摩擦系數(shù)0.2，動摩擦系數(shù)為0.1。求得： Ffs=0.2*1500kg*9.8N/kg=2940N Ffa=0.1*1500kg*9.8N/kg=2500N 上式中Ffs為靜摩擦阻力，F(xiàn)fa為動摩擦阻力。 g—重力加速度； △t—加速度或減速度，一般△t=0.01～0.5s △v—△t時間內的速度變化量。在本例中 根據(jù)上述計算結果，列出各工作階段所受的外負載(見表1.4)，并畫出如圖1.5所示的 負載循環(huán)圖。 圖1.1 速度與負載循環(huán)圖 表1.4 工作循環(huán) 外界負載F/N 工作循環(huán) 外界負載F/N 啟動加速 F=Ffs+Fa 4470 工進 F=Ffs+Fw 29970 快進 F=Ffs 1470 快退 F=Ffs 1470 2．擬定液壓系統(tǒng)原理圖 (1)確定供油方式 考慮到該機床在工作進給時負載較大，速度較低，而快進、快退時負載較小，速度較高。從節(jié)省能量、減少發(fā)熱等方面考慮，泵源系統(tǒng)宜選用雙泵供油或變量泵供油。先采用具有壓力反饋功能的限壓式變量泵。 (2)調速方式的選擇 在中小型專用機床的液壓系統(tǒng)中，進給速度的控制一般采用節(jié)流閥或調速閥。根據(jù)銑削類專用機床工作時對低速性能和速度負載特性都有一定要求的特點，決定采用限壓式變量泵和調速閥組成容積節(jié)流調速。這種調速回路具有效率高發(fā)熱小和速度剛性好的特點，并且調速閥裝在回油路上，具有承受負切削力的能力。 (3)背壓方式的選擇 由于該機床采用立式，所以選擇液控單向順序閥構建平衡回路。 (4)速度換接方式的選擇 本系統(tǒng)采用電磁換向閥的快慢速換接回路，它的特點是結構簡單、調節(jié)行程比較方便，閥的安裝也較容易，但速度換接平穩(wěn)性較差。若要提高系統(tǒng)的換接平穩(wěn)性，則可改用行程閥切換的速度換接回路。 最后把所選擇的液壓回路組合起來，即可組合成圖1.2所示的液壓系統(tǒng)原理圖。 圖1.2 液壓系統(tǒng)原理圖 3．液壓系統(tǒng)的計算和選擇液壓元件 3.1液壓缸主要尺寸的確定 1)工作壓力p的確定。工作壓力p可根據(jù)負載大小及機器的類型來初步確定，表1.1取液壓缸工作壓力為4.5MPa。 2)計算液壓缸內徑D和活塞桿直徑d。由負載圖知最大負載F=31547N，按表1.2取p2為0.5Mpa，ηcm為0.95，考慮到快進、快退速度相等，取d／D為0.7。將上述數(shù)據(jù)代入式可得 根據(jù)指導書表2.1，將液壓缸內徑圓整為標準系列直徑D=100mm；活塞桿直徑d，按d／D= 0.7及表2.2活塞桿直徑系列取d=70mm。 按表2.1及表2.2液壓缸和活塞桿的尺系列，取夾緊液壓缸的D和d分別為100mm及70mm。 按最低工進速度驗算液壓缸的最小穩(wěn)定速度，由式可得 式中qmin是由產品樣本查得調速閥AQF3-E10B的最小穩(wěn)定流量為0.05L／min。 本例中調速閥是安裝在回油路上，故液壓缸節(jié)流腔有效工作面積應選取液壓缸有桿腔的實際面積，即 可見上述不等式能滿足，液壓缸能達到所需低速。 3)計算在各工作階段液壓缸所需的流量 3.2確定液壓泵的流量、壓力和選擇泵的規(guī)格 1)泵的工作壓力的確定 考慮到正常工作中進油管路有一定的壓力損失，所以泵的工作壓力為 pp—液壓泵最大工作壓力； p1—執(zhí)行元件最大工作壓力； ∑△p—進油管路中的壓力損失，初算時簡單系統(tǒng)可取0.2～0.5MPa，復雜系統(tǒng)取 0.5～1.5MPa，本例取0.5MPa。 上述計算所得的pp是系統(tǒng)的靜態(tài)壓力，考慮到系統(tǒng)在各種工況的過渡階段出現(xiàn)的動態(tài)壓力往往超過靜態(tài)壓力。另外考慮到一定的壓力貯備量，并確保泵的壽命，因此選泵的額定壓力pn應滿足pn≥(1.25～1.6) pp。中低壓系統(tǒng)取小值，高壓系統(tǒng)取大值。在本例中pn =1.25 pp=6.25MPa。 2)泵的流量確定 液壓泵的最大流量應為 qp—液壓泵的最大流量； (∑q)min同時動作的各執(zhí)行元件所需流量之和的最大值。如果這時溢流閥正進行工作，尚須加溢流閥的最小溢流量2～3L／min； KL—系統(tǒng)泄漏系數(shù)，一般取KL=1.1～1.3，現(xiàn)取KL=1.2。 3)選擇液壓泵的規(guī)格 根據(jù)以上算得的pp和qp，再查閱有關手冊，現(xiàn)選用YBX-25限壓式變量葉片泵，該泵的基本參數(shù)為：每轉排量16mL／r，泵的額定壓力6．3MPa，電動機轉速1450r／min，容積效率0.85，總效率0.7。 3) 與液壓泵匹配的電動機的選定。首先分別算出快進與工進兩種不同工況時的功率，取兩者較大值作為選擇電動機規(guī)格的依據(jù)。由于在慢進時泵輸出的流量減小，泵的功率急劇降低，一般當流量在0.2～1L／min范圍內時，可取η＝0.03～0.14。同時還應注意到，為了使所選擇的電動機在經(jīng)過泵的流量特性曲線最大功率點時不致停轉，需要進行驗算，即 　　　　　　　　　　　 Ｐｎ－所選電動機額定功率； ＰＢ－限壓式變量泵的限定壓力； ｑｐ－壓力為ＰＢ時，泵的輸出流量。 首先計算快進時的功率，快進時的外負載為1547Ｎ(考慮機械效率后)，進右路的壓力損失為0.3Ｍｐａ，由公式可得 　　　　 快進所所需電動機的功率為 　　　　　 　　工進時所需電動機功率 　　　　　　　　　　　　　　　 查閱電動機產品樣本，選用Ｙ９０L－４型電動機，其額定功率為1.5ＫＷ，額定轉速1400r/min. 根據(jù)產品樣本可查的ＹＢＸ－25的流量壓力特性曲線。再有已知的快進時流量為28.8L／min，工進是的流量0.39Ｌ／ｍｉｎ，壓力為 5 ＭＰａ，做出泵的實際工作時的流量壓力特性曲線，如 圖所示，查得該曲線拐點處的流量為28.8Ｌ／ｍｉｎ，壓力為3.3ＭＰａ，該工作點對應的功率為 　　　　　　　　　　　　　　 　　 　　所選電動機滿足要求，拐點處能正常工作。 3.3液壓閥的選擇 本液壓系統(tǒng)可采用力士樂系統(tǒng)或GE系列的閥。方案一：控制液壓缸部分選用力士樂系列的閥，其夾緊部分選用疊加閥。方案二：均選用GE系列閥。根據(jù)所擬定的液壓系統(tǒng)圖，按通過各元件的最大流量來選擇液壓元件的規(guī)格。選定的液壓元件如表1.5所示。 表1.5 液壓元件明細表 序 號 元 件 名 稱 通過流量/L·min-1 型 號 1 過濾器 28.8 XU-B32×100 2 變量葉片泵 28.8 YBX-16 3 單向閥 28.8 AF3-EA10B 4 三位四通電磁閥 24 34EF30-E10B 5 二位三通電磁閥 24 23EF3B-E10B 6 單向行程調速閥 24 AQF3-E10B 7 二位二通電磁閥 24 8 單向順序閥 0.39 HC※T03B422 9 單向閥 9.4 AF3-EA10B 10 二位四通電磁閥 9.4 24EF3-E10B 11 壓力繼電器 9.4 DP1-63B 12 單向節(jié)流閥 9.4 ALF-E10B 3.4確定管道尺寸 油管內徑尺寸一般可參照選用的液壓元件接口尺寸而定，也可按管路允許流速進行計算。本系統(tǒng)主油路流量為差動時流量q=48L／min，壓油管的允許流速取u=4m／s，則內徑d為 若系統(tǒng)主油路流量按快退時取q=24L／min，則可算得油管內徑d=11.27mm。 綜合諸因素，現(xiàn)取油管的內徑d為12mm。吸油管同樣可按上式計算(q=24L／min、v=1.5m／s)，現(xiàn)參照YBX-16變量泵吸油口連接尺寸，取吸油管內徑d為25mm。 3.5液壓油箱容積的確定 本例為中壓液壓系統(tǒng)，液壓油箱有效容量按泵的流量的5～7倍來確定，現(xiàn)選用容量為160L的油箱。 9