动力滑台课程设计

动力滑台课程设计

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目录

1．设计要求 .................................................................................................................................... - 1 - 2．负载与运动分析 ........................................................................................................................ - 1 - 二 确定液压系统主要参数 .............................................................................................................. - 3 - 1．初选液压缸工作压力 ................................................................................................................ - 3 - 2．计算液压缸主要尺寸 ................................................................................................................ - 3 - 三 拟定液压系统原理图 ................................................................................................................... - 6 - 1．选择基本回路 ............................................................................................................................ - 6 - 2．组成液压系统 ............................................................................................................................ - 8 - 四 计算和选择液压件 ....................................................................................................................... - 9 - 1．确定液压泵的规格和电动机功率 ............................................................................................ - 9 - 2．确定其它元件及辅件 .............................................................................................................. - 10 - 五 验算液压系统性能 .................................................................................................................... - 12 - 1．验算系统压力损失 .................................................................................................................. - 12 - 2．验算系统发热与温升 .............................................................................................................. - 15 - 六、液压缸主要尺寸的确定 ........................................................................................................... - 15 - 1.由上述计算液压缸得： ............................................................................................................. - 15 - 2.液压缸壁厚和外径计算： ......................................................................................................... - 16 - 3.液压缸工作行程的确定 ............................................................................................................. - 16 - 4.缸盖厚度的确定 ......................................................................................................................... - 16 - 5.最小寻向长度的确定 ................................................................................................................. - 16 - 6.缸体长度的确定 ......................................................................................................................... - 17 - 七 参考文献 ..................................................................................................................................... - 17 -

一 设计要求及工况分析 ................................................................................................................... - 1 -

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一 设计要求及工况分析

1．设计要求

要求设计的动力滑台实现的工作循环是：快进__工进__快退__停止。主要性能参数与性能要求如下：轴向切削力为F=20000N，移动部件总重力为G=10000N,快进行程为L1=200mm，快进与快退速度为v1=v3=4m/min,工进行程为L2=50mm，工进速度为v2=30-120mm/min,加速、减速时间均为t=0.2s,利用平导轨，静摩擦系数为s=0.2，动摩擦系数为d=0.1。要求活塞杆固定，油缸与工作台连接。

2．负载与运动分析

(1) 工作负载 工作负载即为切削力FL=20000N。 (2) 摩擦负载 摩擦负载即为导轨的摩擦阻力： 静摩擦阻力 Ffs=sG=0.2×10000=2000N 动摩擦阻力 Ffd=dG=0.1×10000=1000N (3) 惯性负载 Fi =(4) 运动时间

快进 t1=

L120060s3s v141000Gv100004==340N

gt0.2609.8沈阳理工大学

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工进 t2=快

退 t3=

L3L1L2(20050)603.75s v3v341000L2506050s v260设液压缸的机械效率ηcm=0.9，得出液压缸在各工作阶段的负载和推力，如表1

所列。

表1液压缸各阶段的负载和推力

工况 负载组成 液压缸负载F/N 液压缸F0=F/ηcm/N 2000 2222 1340 1489 1000 1111 21000 23333 2000 2222 1340 1489 1000 1111 推力启 动 F=Ffs 加 速 F=Ffd+Fi 快 进 F=Ffd 工 进 F=Ffd+FL 反向启动 F=Ffs 加 速 F=Ffd+Fi 快 退 F=Ffd 根据液压缸在上述各阶段的负载和运动时间，就可绘制出负载循环图 F-t和速度循环图v-t，如图1所示。

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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，在其它工况负载都不太高，参考表2和表3，初选液压缸的工作压力p1=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。

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表2 按负载选择工作压力

负载/ KN <5 5~10 10~20 20~30 30~50 >50 工作压力<0.8~1 1.5~2 2.5~3 3~4 4~5 ≥5 /MPa 表3 各种机械常用的系统工作压力

机 床 农业机械 液压机 磨床 组合机龙门刨拉床 小型工程机大中型挖掘械 机 床 床 机械类型 建筑机械 重型机械 液压凿岩机 起重运输机械 工作压力0.8~2 3~5 2~8 8~10 10~18 20~32 /MPa 表4 执行元件背压力

系统类型 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 背压力/MPa 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 ≤5.0 d/D 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

1.61 0.62 2 0.71 v2/ v1 1.15 1.25 1.33 1.46 d/D 0.3 0.4 0.5 0.55 注： v1—无杆腔进油时活塞运动速度； v2—有杆腔进油时活塞运动速度。 由式

p1A1-p2A2=

Fcm

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得 A1=

Fp2)2=

cm（p1

21000m2=6.310-3

0.60.9(4)10000002

4A1则活塞直径 D=

46.3m=0.09m=90mm

3.141000参考表5及表6，得d 0.71D =64mm，圆整后取标准数值得 D=90mm， d=60mm。

由此求得液压缸两腔的实际有效面积为

A1= A2=

D24=

0.0924m26.3103m2

(0.0920.062)m2=3.5310m

-3

2

44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7所列，由此绘制的液压缸工况图如图2所示。

(D2d2) 表7液压缸在各阶段的压力、流量和功率值

工况 推力 回油腔压进油腔输入流量 输入功F0/N 力 压力 q×10-3/m3/s 率 p2/MPa p1/MPa P/KW — 0.8 — — 启动 2222 1.17 1.04 — 0.5 — 0.52 计算公式 快进 加速 1489 p1+Δp 恒速 1111 p1+Δp 工进 23333 0.6 — 0.5 0.5 P1=F0A2p A1A2q=(A1-A2)v1 p=p1q P1=F0P2A2 A14.04 0.63 1.31 1.21 6.310-3 — — 0.24 0.025 — — 0.29 q=A1v2 p=p1q 启动 2222 快退 加速 1489 恒速 1111 P1=F0P2A1 A2q=A2v3 p=p1q 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。

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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/(6.3×10-3) 80；其相应的时间之比(t1+t3)/t2=(3+3.75)/50=0.135。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，如图2a所示。

(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，如图2b所示。

(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

-3

（v1/ v2=0.067/10=67），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，如图2c所示。

(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。

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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，如图3所示。

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在图3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6。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13。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14。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=4.04MPa，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pc=0.5MPa，则小流量泵的最高工作压力估算为

Pp1p1ppc=(4.04+0.6+0.5)MPa=5.14MPa

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=1.31MPa，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

Pp2p1p=1.31+0.3=1.61MPa

(2) 计算液压泵的流量

由表7可知，油源向液压缸输入的最大流量为0.5×10-3 m3/s ，若取回路泄漏系数K=1.1，则两个泵的总流量为

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qpKq1=1.10.5103m3/s=33L/min

考虑到溢流阀的最小稳定流量为3L/min，工进时的流量为6.3×10-6 m3/s =0.378L/min，则小流量泵的流量最少应为3.378L/min。 (3) 确定液压泵的规格和电动机功率

根据以上压力和流量数值查阅产品样本，并考虑液压泵存在容积损失，最后确定选取PV2R12-6/33型双联叶片泵。其小流量泵和大流量泵的排量分别为6mL/r和33mL/r，当液压泵的转速np=940r/min时，其理论流量分别为5.6 L/min和31L/min，若取液压泵容积效率ηv=0.9，则液压泵的实际输出流量为

qp=qp1+qp2

=(69400.9/1000339400.9/1000)L/min

=33L/min

由于液压缸在快退时输入功率最大，若取液压泵总效率ηp=0.8，这时液压泵的驱动电动机功率为 pppqpp1.6110633103KW=1.11KW 3600.810根据此数值查阅产品样本，选用规格相近的Y100L—6型电动机，其额定功率为1.5KW，额定转速为940r/min。

2．确定其它元件及辅件

(1) 确定阀类元件及辅件

根据系统的最高工作压力和通过各阀类元件及辅件的实际流量，查阅产品样本，选出的阀类元件和辅件规格如表8所列。其中，溢流阀9按小流量泵的额定流量选取，调速阀4选用Q—6B型，其最小稳定流量为0.03 L/min，小于本系统工进时的流量0.5L/min。

表8液压元件规格及型号

规格 通过的最大流型号 序号 元件名称 量q/L/min 1 2 双联叶片— 泵 三位五通70 电液换向阀 行程阀 62.3 调速阀 <1 单向阀 70 单向阀 29.3 额定流量额定压额定压降qn/L/min 力&8710;Pn/MPa Pn/MPa PV2R12-6/33 5.1/27.9* 16 — 35DY—100BY 100 6.3 0.3 3 4 5 6 22C—100BH 100 Q—6B 6 I—100B 100 I—100B 100 6.3 6.3 6.3 6.3 0.3 — 0.2 0.2 沈阳理工大学

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液控顺序28.1 XY—63B 63 6.3 0.3 阀 8 背压阀 <1 B—10B 10 6.3 — 9 溢流阀 5.1 Y—10B 10 6.3 — 10 单向阀 27.9 I—100B 100 6.3 0.2 11 滤油器 36.6 XU—80×200 80 6.3 0.02 12 压力表开— K—6B — — — 关 13 单向阀 70 I—100B 100 6.3 0.2 14 压力继电— PF—B8L — 14 — 器 *注：此为电动机额定转速为940r/min时的流量。

(2) 确定油管

在选定了液压泵后，液压缸在实际快进、工进和快退运动阶段的运动速度、时间以及进入和流出液压缸的流量，与原定数值不同，重新计算的结果如表9所列7 。

表9各工况实际运动速度、时间和流量

快进 q1= =工进 q1=0.5L/min 快退 q1=qp1+qp2 =33L/min A1(qp1qp2)A1A26333L/min=75L/min 6335.335.335.363A2AA=75=42L/min q2=q12=0.5 q2=q11=33 636335.3A1A1A2q2=q1 =0.28L/min =58.9L/min v1=qp1qp2A1A2 q1q10.510333103v2== v3== A16063104A26035.310433103 = 460(6335.3)10 =0.07m/s 200103t1==2.86 0.07 =1.02 -310m/s =0.076m/s 50103t2==50 1.02103250103t3==3.29 0.076沈阳理工大学

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表10允许流速推荐值

管道 吸油管道 压油管道 回油管道 推荐流速/(m/s) 0. 5～1.5，一般取1以下 3～6，压力高，管道短，粘度小取大值 1. 5～3

由表9可以看出，液压缸在各阶段的实际运动速度符合设计要求。 根据表9数值，按表10推荐的管道内允许速度取 v=4 m/s，由式 d=算得与液压缸无杆腔和有杆腔相连的油管内径分别为

4q计v4751034qd==

6043.14v458.91034q d==

6043.14v103mm=19.9mm

103mm=17.68mm

为了统一规格，按产品样本选取所有管子均为内径20mm、外径28mm的10

号冷拔钢管。 (3) 确定油箱

油箱的容量按式V=qpn 估算，其中α为经验系数，低压系统，α=2～4；中压系统，α=5～7；高压系统，α=6～12。现取α=6，得 V=qpn=6(5.631)L=220L

五 验算液压系统性能

1．验算系统压力损失

由于系统管路布置尚未确定，所以只能估算系统压力损失。估算时，首先确定管道内液体的流动状态，然后计算各种工况下总的压力损失。现取进、回油管道长为l=2m，油液的运动粘度取 =1104m2/s，油液的密度取

0.9174103Kg/m3

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(1) 判断流动状态

在快进、工进和快退三种工况下，进、回油管路中所通过的流量以快退时回油流量q2=70L/min为最大，此时，油液流动的雷诺数：

vd4q458.9103 RC=625 vdv6020103104也为最大。因为最大的雷诺数小于临界雷诺数（2000），故可推出：各工况下的进、回油路中的油液的流动状态全为层流。 (2) 计算系统压力损失

将层流流动状态沿程阻力系数 和油液在管道内流速 v4q d27575dv RC4qlv2 ，并将已知数据代入后，得 同时代入沿程压力损失计算公式p12dlv2475vl810q  = p1 =0.5478q42d2d可见，沿程压力损失的大小与流量成正比，这是由层流流动所决定的。 在管道结构尚未确定的情况下，管道的局部压力损失p常按下式作经验计算

p0.1p1

各工况下的阀类元件的局部压力损失可根据下式计算 pvpn(q2) qn其中的pn由产品样本查出，qn和q数值由表8和表9列出。滑台在快进、工进和快退工况下的压力损失计算如下： 1．快进

滑台快进时，液压缸通过电液换向阀差动连接。在进油路上，油液通过单向阀10、电液换向阀2，然后与液压缸有杆腔的回油汇合通过行程阀3进入无杆腔。

在进油路上，压力损失为

ppppiliivi0.038170.0038170.10010.143MPa

在回油路上，压力损失分别为

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ppppoloovo0.01870.001870.230.25MPa

将回油路上的压力损失折算到进油路上去，便得出差动快速运动时的总的压力损失

35.3 p[0.1430.25]0.2678mpa

63

2．工进

滑台工进时，在进油路上，油液通过电液换向阀2、调速阀4进入液压缸无杆腔，在调速阀4处的压力损失为0.5MPa。在回油路上，油液通过电液换向阀2、背压阀8和大流量泵的卸荷油液一起经液控顺序阀7返回油箱，在背压阀8处的压力损失为0.6MPa。若忽略管路的沿程压力损失和局部压力损失，则在进油路上总的压力损失为

pipvi0.2mpa 此值略小于估计值。

在回油路上总的压力损失为

popvo=0.66Mpa

该值即为液压缸的回油腔压力p2=0.66MPa，可见此值与初算时参考表4选取的背压值基本相符。

按表7的公式重新计算液压缸的工作压力为 p1F0P2A2=3.99MPa A1此略高于表7数值。

考虑到压力继电器的可靠动作要求压差Dpe=0.5MPa，则小流量泵的工作压力为 pp1p1pipc3.990.20.54.69MPa

此值与估算值基本相符，是调整溢流阀10的调整压力的主要参考数据。 3．快退

滑台快退时，在进油路上，油液通过单向阀10、电液换向阀2进入液压缸有杆腔。在回油路上，油液通过单向阀5、电液换向阀2和单向阀13返回油箱。在进油路上总的压力损失为

pipvi0.048mpa

此值远小于估计值，因此液压泵的驱动电动机的功率是足够的。 在回油路上总的压力损失为

popvo0.343mpa 此值与表7的数值基本相符，故不必重算。 大流量泵的工作压力为

Pp2=p1+pi=1.43+0.048=1.48mpa

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此值是调整液控顺序阀7的调整压力的主要参考数据。

2．验算系统发热与温升

由于工进在整个工作循环中占96%，所以系统的发热与温升可按工进工况来计算。在工进时，大流量泵经液控顺序阀7卸荷，其出口压力即为油液通过液控顺序阀的压力损失

q pp2=ppnqn27.92=0.3()=0.0588mpa 632液压系统的总输入功率即为液压泵的输入功率 prpp1qp1pp2qp2p6

5.110327.910364.69100.0588106060W=534.4W =

0.8液压系统输出的有效功率即为液压缸输出的有效功率 Pc=Fv2=210001103w=21w 由此可计算出系统的发热功率为

H=pr-pc=(534.4-21)w=513.4w

H按式T 计算工进时系统中的油液温升，即

KA TH0.065K3V2513.40.065152203214.6°C

其中传热系数K=15 W/（m2·°C）。 设环境温T2=25°C，则热平衡温度为

T1T2T2514.6[T1]55°C

油温在允许范围内，油箱散热面积符合要求，不必设置冷却器。

六、液压缸主要尺寸的确定

1.由上述计算液压缸得：

液压缸工作压力：P=4MPa 液压缸内径： D=90mm 活塞杆直径： d=60mm

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沈阳理工大学课程设计专用纸- 16 - 2.液压缸壁厚和外径计算：

在工程机械中，液压缸的壁厚由液压缸的强度条件来计算，液压缸的壁厚一般是指缸筒结构中最薄处的厚度。从材料力学可知，承受内压力的圆筒，其内应力分布规律因壁厚的不同而各异。一般计算时可分为薄壁圆筒。

液压缸的内径D与其壁厚δ的比值D/δ≥10的圆筒成为薄壁圆筒，此系统的液压缸用无缝钢管材料，大多属于薄壁圆筒结构，其壁厚按薄壁圆筒公式计算：

δ≥PD/2［δ］ 式中δ——液压缸壁厚

D——液压缸内径

P——试验压力，为1.25×4=5MPa

［δ］——缸筒材料的许用应力，取100MPa 按经验选择壁厚δ=5mm≥PD/2［δ］=2.25mm 故取δ=5mm

液压缸壁厚算出后，即可求出缸体的外径D1为 D1≥D+2δ=90+2×5=100mm 取D1=100mm

3.液压缸工作行程的确定

根据执行机构实际，作最大行程来确定，并参照表2-6中系列尺寸取标准值，则L=250mm

4.缸盖厚度的确定

一般液压缸多为平底缸盖，其有效厚度t按强度要求可用下面两个公式进行近似计算

无孔时：t≥0.433D2（P／［δ］）½=0.433×90×（4/100）½=7.8mm 有孔时：t≥0.433D2{PD2／（［δ］（D－d））}½=11.7mm 式中，t——缸盖有效厚度

D——缸盖止口内直径 d——缸盖孔的直径

5.最小寻向长度的确定

当活塞杆全部外伸时，从活塞支撑面中点到缸盖滑动支撑面中点的距离H称为最小导向长度过小，将使液压缸的初试挠度增大，影响液压缸的稳定性，因此，设计时必须保证有一定的最小导向长度。

对一般的液压缸，最小导向长度H应满足以下要求 H≥L/20+D/2=250/20+90/2=57.5mm

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沈阳理工大学课程设计专用纸- 17 -

取H=58mm

式中L——液压缸的最大行程 D——液压缸的内径

活塞的宽度B一般取B=（0.6~1.0）D=54~90mm 缸盖滑动支撑面的长度L1根据液压缸内径D而定 ∵D≥90mm，故取L1=（0.6~1.0）d=36~60mm

隔套长度C=H-1/2（A+B）= 58-1/2×（36+54）=13mm

6.缸体长度的确定

液压缸缸体内部长度应等于活塞的行程与活塞的宽度之和，缸体外形长度还要考虑到两端端盖的厚度，一般的液压缸的缸体长度不应大于内径地20~30倍

七 参考文献

【1】宋学义，液压气动手册，北京，机械工业出版社，1995 【2】左建民，液压与气压传动，北京，机械工业出版社，2008 【3】章宏甲，液压与气压传动，北京，机械工业出版社，2003 【4】周士昌，液压系统设计图集，北京，机械工业出版社，2004 【5】官中范，液压传动系统，北京，机械工业出版社，1997

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