机床上有一夹紧进给液压系统

1 液压传动设计题目：在某专用机床上有一夹紧进给液压系统，完成工件的先夹紧后、后进给任务，工作原理如下：夹紧油缸：快进→慢进→达到夹紧力后启动进给油缸工作进给油缸：快进→慢进→达到进给终点→快速退回夹紧油缸快速退回。

夹紧缸快进速度：0.04m/s夹紧缸慢进速度：7mm/s最大夹紧力：45KN进给油缸快进速度：0.17m/s进给油缸慢进速度：0.017m/s最大切削力：125KN进给工作部件总质量：250m kg夹紧缸行程：用行程开关调节（最大250mm）进给缸行程：用行程开关调节（最大1000mm）2 负载与运动分析已知最大夹紧力为45KN ，则夹紧油缸工作负载145F KN =，液压缸的机械效率取0.9m η=，则推力150m F KN η=，由于夹紧工作工作部件总质量很小，可以忽略。

则惯性负载10m F =，阻力负载110fs fd F F ==。

夹紧缸快进、快退速度：11v = 13v =0.04m/s ，夹紧缸慢进速度：12v =7mm/s 。

夹紧缸行程：用行程开关调节最大250mm已知最大切削力为125KN ，则进给油缸工作负载2125F KN =。

进给工作部件总质量：250m kg =，取静摩擦因数为0.2s f =，动摩擦因数为0.1d f =；取往复运动的加速、减速时间0.2s 。

由式 m vF mt∆=∆ 式（2—1） 式（2—1）中 m —工作部件总质量v ∆—快进或快退速度 t ∆—运动的加速、减速时间求得： 惯性负载 1110.17250212.50.2m v F m N N t ==⨯=∆ 阻力负载： 静摩擦阻力 0.2212.59.8416.5fS F N N =⨯⨯= 动摩擦阻力 0.1212.59.8208.25fd F N N =⨯⨯= 液压缸的机械效率取0.9m η=，则推力()2139120fd m F F N η+=。

进给油缸快进、快退速度：111v =113v =0.17m/s ，进给油缸慢进速度：112v =0.017m/s ，进给缸行程：用行程开关调节最大1000mm 。

综上所诉得出液压缸在各工作阶段的负载表2—1和表2—2。

表2—1 夹紧缸各工作阶段的负载F(N)表2—2进给缸各工作阶段的负载F(N)根据液压缸在上述各阶段内的负载和运动时间，即可绘制出负载图F-l和速度图-l，如图2-1，图2-2所示。

夹紧缸负载图F-l进给缸负载图F-l图2-1夹紧缸速度图-l进给缸速度图-l图2 - 23 确定液压系统主要参数3.1初选液压缸工作压力根据系统中夹紧油缸工作最大负载为145F KN=，在工进时负载最大，在其它工况负载很小参考表3-1，初选夹紧液压缸的工作压力p1=4MPa。

进给油缸工作最大负载为2125F KN=，在工进时负载最大，在其它工况负载较小，参考表3-1，初选进及液压缸的工作压力p1=8MPa。

3.2计算液压缸主要尺寸鉴于液压缸快进和快退速度相等，这里的液压缸可选用单活塞杆式即液压缸有（A 1=2A 2）。

工进时为防止冲击现象，液压缸的回油腔应有背压，参考表《机械设计手册》选用有杆腔回油路直接油缸，背压可忽略不计，选此背压为p 2=0MPa 。

无杆腔回油路带调速阀的系统，这时参考《机械设计手册》可选取背压为p 2=0.5MPa 。

由 1122mFp A p A η-=， 式（3-1）在式（3-1）中 1p 、2p —分别为缸的工作压力、回油路背压1A 、2A —分别为缸的无杆腔工作面积、有杆腔工作面积F —缸的工作负载m η—液压缸的机械效率，取0.9m η=再根据 122A A =， 得1212m F A p p η=⎛⎫- ⎪⎝⎭计算得：夹紧油缸无杆腔工作面积1210.0134A m =，进给油缸无杆腔工作面积210.0180A m =由D =得，夹紧油缸活塞直径11130.7D mm =，进给油缸活塞直径1151.4D mm =，由d 0.707D ≈ 得，12d 92.4mm =，2d 107.04mm =。

参考/23481993GB T -，圆整后取标准数值，得夹紧缸11140D mm =，12d 100mm =， 进给缸1160D mm =，2d 110mm =。

由214D A π=，()2224D d A π-=求得液压缸两腔的实际有效面积为夹紧缸两腔的实际有效面积为1421153.910A m -=⨯，142275.410A m -=⨯进给缸两腔的实际有效面积为421201.010A m -=⨯，422106.010A m -=⨯经检验，参考《机械设计手册》，活塞杆强度和稳定性均符合要求。

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3—1和表3—2所列，由此绘制的液压缸工况图如图3-1，图3-2所示表3—2夹紧缸在各阶段的压力、流量和功率值输入流量 输入功率 进油腔压力、注：快退时，液压缸有杆腔进油，压力为p1，无杆腔回油，压力为p2。

4 拟定液压系统原理图4.1选择基本回路4.1.1选择调速回路由图3-1可知，机床液压系统功率与运动速度，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。

由于系统选用节流调速方式，系统必然为开式循环系统。

4.1.2选择油源形式从工况图可以清楚看出，在工作中两个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。

夹紧系统中最大流量与最小q/q=0.3016/0.1077=2.92，而在进给系统中最大流量与最小流量之流量之比max minq/q=1.802/0.342=6.10。

在工作前可根据加工需要夹紧和进给最大行程可比max min以随时调节。

根据该机床工作原理，则系统两个油缸可公用一个泵，为此可选用限压式变量泵或叶片泵作为油源。

且两者都能实现系统功能，从要求压力较高、系统效率、经济适用的角度来看，最后确定选用双作用叶片泵方案。

4.1.3选择快速运动和换向回路考虑系统流量较大，系统中选用电磁换向阀换向回路，控制进油方向选用三位四通电液换向阀，控制液压缸选用三位四通电液换向阀，如图4-1所示。

图4-1快速运动和换向4.1.4选择速度换接回路系统由快进转为工进时，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。

为了给进给缸快退发出信号，由于最大行程可以随时调节，则需要设置一个行程开关。

为了便于进给缸动作完成后系统能自动为夹紧缸发出快退信息，在进给缸旁设置一个压力继电器。

如图4-2所示。

图4-24.1.5选择进油调压回路在双缸利用一个双作用叶片泵供油，根据本机床工作原理和工作参数可知两个油缸不是同时进行工作且两个油缸所需要的供油压力不同。

需要设置简单的调压，即在进给系统和夹紧系统中各设置一个溢流阀调节压力。

如图4-3所示。

图4-34. 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4-4所示。

在图4-4中，为了避免机床夹紧工作停止后，夹紧油缸回路中无法保持夹紧力，图中在夹紧缸旁添置了蓄能器。

表4-1系统的动作循环表5 计算和选择液压件5.1确定液压泵的规格5.1.1 计算液压泵的最大工作压力由表3—1和表3—2可知，进给缸在工进时工作压力最大，最大工作压力为p 1=6.92MPa ，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∆p e =0.5MPa ，则泵的最高工作压力估算为由式 11p e p p p p ≥+∆+∆∑ 式（5-1） 在式（5-1）中 1p p —最高工作压力1p —最大工作压力p ∆∑—总压力损失e p ∆—动作要求压差11(6.920.60.5)8.02p e p p p p MPa MPa ≥+∆+∆=++=∑5.1.2 计算液压泵的流量由表3—2和表3—3可知，油源向进给缸输入的最大流量为2.086×10-3 m 3/s ，若取回路泄漏系数K =1.1，由式 p q Kq ≥ 式（5-2） 式（5-2）中 p q —缸最大的流量K —回路泄漏系数 q —输入的最大流量。

则泵提供油缸最大的流量为1331 1.1 1.8026010/115.9/min p q Kq m s L -≥=⨯⨯⨯=考虑到溢流阀的最小稳定流量为3L/min ，则泵的总流量118.9/min p q L ≥，根据以上压力和流量的数值查阅产品样本，最后确定选取24136PV R -型叶片泵，排量为136/p q mL r =。

若取液压泵的容积效率为0.9v η=，则当泵的转速980/min p n r =时：液压泵的实际输出流量为[]1369800.9/1000/min 119.95/min p q L L =⨯⨯=。

5.2确定电动机功率由表3—2和表3—3可知，进给油缸工进时输入功率最大，这时液压泵最大工作压力为8.02MPa ，若取液压泵总效率ηp =0.8，由式 p ppp q P η=式（5-3）式（5-3）中 P —电动机功率，p p —工作压力， p q —工作流量 ，p η—液压泵总效率。

这时液压泵的驱动电动机功率为8.02119.9520.04600.8p ppp q P kW kW η⨯===⨯，根据此数值查阅产品样本，选用规格相的Y225M —6型电动机，其额定功率为30KW ，额定转速为1470r/min 。

5.3确定其它元件及辅件5.3.1 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5—1所列。

表5—2各工况实际运动速度、时间和流量根据表5—2数值，系统中当油液在压力管中流速取v=3m/min 由式5.3.2 确定油管各元件间连接管道的规格按元件接口处尺寸决定，由于液压缸在实际快进、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5—2所列。

由表5—2可以看出，液压缸d =jj 12.62mm =jg d =229.14mm =由于两根管道内径差别大，则不统一选取。

查阅产品样本，选出夹紧缸系统中选用外径14mm φ、厚度1.6mm 的钢管，进给缸系统中选用外径34mm φ、厚度3mm 的无缝钢管。

5.3.3确定油箱油箱的容量按式p V q ξ=估算，其中ξ为经验系数，低压系统，ξ=2～4；中压系统，ξ=5～7；高压系统，ξ=6～12。

由式 p V q ξ= 式（5-4） 式（5-4）中 V —油箱的容量ξ—经验系数p q —最大工作流量现取7ξ=，得：7119.95839.65p V q L L ξ==⨯= 按/79381999JB T -规定，取标准值1000V L =。