液壓課程設計臥式單面多軸鉆孔組合機床動力滑臺

1、目錄要12 設計的技術要求和設計參數(shù).13 工況分析.21 確定執(zhí)行元件.22 分析系統(tǒng)工況.23 負載循環(huán)圖和速度循環(huán)圖.34 確定系統(tǒng)主要參數(shù)4四擬定液壓系統(tǒng)原理圖.71 速度控制回路的選擇72 換向和速度換接回路的選3 壓力控制回路的選擇8五液壓元件的選擇.94 確定液壓泵和電機規(guī)格95 .電機的選擇106 .閥類元件和輔助元件的選擇117 .油管的選擇.128 油箱的設計.13六液壓系統(tǒng)性能的驗算.139 管路系統(tǒng)壓力損失演算1310 油液溫升驗算.14七設計心得16八參考文獻1715 / 25一摘要作為一種高效率的專用機床，組合機床在大批、大量機械加工生產中應用廣泛。本次課程設計將以

2、組合機床動力滑臺液壓系統(tǒng)設計為例，介紹該組合機床液壓系統(tǒng)的設計方法和設計步驟，其中包括組合機床動力滑臺液壓系統(tǒng)的工況分析、主要參數(shù)確定、液壓系統(tǒng)原理圖的擬定、液壓元件的選擇以及系統(tǒng)性能驗算等。組合機床是以通用部件為基礎，配以按工件特定外形和加工工藝設計的專用部件和夾具而組成的半自動或自動專用機床。組合機床一般采用多軸、多刀、多工序、多面或多工位同時加工的方式，生產效率比通用機床高幾倍至幾十倍。組合機床是由一些通用和專用零部件組合而成的專用機床，廣泛應用于成批大量的生產中。組合機床上的主要通用部件一一動力滑臺是用來實現(xiàn)進給運動的，只要配以不同用途的主軸頭，即可實現(xiàn)鉆、擴、較、鏈、銃、刮端面、倒角

3、及攻螺紋等加工。動力滑臺有機械滑臺和液壓滑臺之分。液壓動力滑臺是利用液壓缸將泵站所提供的液壓能轉變成滑臺運動所需的機械能的。它對液壓系統(tǒng)性能的主要要求是速度換接平穩(wěn)，進給速度穩(wěn)定，功率利用合理，效率高，發(fā)熱少。組合機床兼有低成本和高效率的優(yōu)點，并可用以組成自動生產線。液壓系統(tǒng)由于具有結構簡單、動作靈活、操作方便、調速范圍大、可無級連讀調節(jié)等優(yōu)點，在組合機床中得到了廣泛應用。液壓系統(tǒng)在組合機床上主要是用于實現(xiàn)工作臺的直線運動和回轉運動，如圖1所示，如果動力滑臺要實現(xiàn)二次進給，則動力滑臺要完成的動作循環(huán)通常包括：原位停止快進I工進死擋鐵停留快退原位停止。關鍵詞：組合機床液壓系統(tǒng)原位停止快退快進死擋

4、鐵停留圖1組合機床動力滑臺工作循環(huán)二設計的技術要求和設計參數(shù)設計一臺臥式單面多軸鉆孔組合機床動力滑臺的液壓系統(tǒng)，其實現(xiàn)的工作循環(huán)是：快進一工進一快退一停止。主要參數(shù)：軸向切削阻力為20000N;移動部件總重力為10000N;快進彳f程為200mm快進和快退速度均為4m/min,工進行程50mm工進速度為30120mm/min,加速、減速時間均為0.2s,利用平導軌，靜摩擦系數(shù)為0.2,動摩擦系數(shù)為0.1.要求活塞桿固定，油缸與工作臺連接。設計該組合機床的液壓傳動系統(tǒng)。三工況分析1確定執(zhí)行元件金屬切削機床的工作特點要求液壓系統(tǒng)完成的主要是直線運動，因此液壓系統(tǒng)的執(zhí)行元件確定為液壓缸。2分析系統(tǒng)工

5、況在對液壓系統(tǒng)進行工況分析時，本設計實例只考慮組合機床動力滑臺所受到的工作負載、慣性負載和機械摩擦阻力負載，其他負載可忽略。(1)工作負載FW工作負載是在工作過程中由于機器特定的工作情況而產生的負載，對于金屬切削機床液壓系統(tǒng)來說，沿液壓缸軸線方向的切削力即為工作負載，即FW=20000N(2)慣性負載最大慣性負載取決于移動部件的質量和最大加速度，其中最大加速度可通過工作臺最大移動速度和加速時間進行計算。已知啟動換向時間為0.2s,工作臺最大移動速度，即快進、快退速度為4m/min,因此慣性負載可表示為(3)摩擦負載阻力負載主要是工作臺的機械摩擦阻力，分為靜摩擦阻力和動摩擦阻力兩部分。靜摩擦阻力

6、Ffj=fjxN=.動摩擦阻力Ffd=fdxN=N根據(jù)上述負載力計算結果，可得出液壓缸在各個工況下所受到的負載力和液壓缸所需推力情況，如表1所示。表1液壓缸在各工作階段的負載(單位：N)工況負載組成負載值F液壓缸推力n=F/*|起動Id=網2000N2105N加速n=+2J1340N1411N快進回=01000N1053N工進=+-E21000N22105N反向起動回=回2000N2105N加速q=+1340N1411N快退時二回1000N1053N注：“m缸的機械效率，取tm=0.953負載循環(huán)圖和速度循環(huán)圖根據(jù)表1中計算結果，繪制組合機床動力滑臺液壓系統(tǒng)的負載循環(huán)圖如圖2所示。圖2組合機床

7、動力滑臺液壓系統(tǒng)負載循環(huán)圖圖2表明，當組合機床動力滑臺處于工作進給狀態(tài)時，負載力最大為19111N,其他工況下負載力相對較小。所設計組合機床動力滑臺液壓系統(tǒng)的速度循環(huán)圖可根據(jù)已知的設計參數(shù)進行繪制，已知快進和快退速度、快進行程20200mm工進行程三、快退行程目mm工進速度目mm/mh根據(jù)上述已知數(shù)據(jù)繪制組合機床動力滑臺液壓系統(tǒng)的速度循環(huán)圖如圖3所示。圖3組合機床液壓系統(tǒng)速度循環(huán)圖4確定系統(tǒng)主要參數(shù)(1)選液壓缸工作壓力所設計的動力滑臺在工進時負載最大，其值為22105N,其它工況時的負載都相對較低，初選液壓缸的工作壓力p1=4.5MPa。(2)確定液壓缸主要尺寸由于工作進給速度與快速運動速度

8、差別較大，且快進、快退速度要求相等，從降低總流量需求考慮，應確定采用單桿雙作用液壓缸的差動連接方式。通常利用差動液壓缸活塞桿較粗、可以在活塞桿中設置通油孔的有利條件，最好采用活塞桿固定，而液壓缸缸體隨滑臺運動的常用典型安裝形式。這種情況下，應把液壓缸設計成無桿腔工作面積可是有桿腔工作面積四兩倍的形式，即活塞桿直徑d與缸筒直徑D呈d=0.707D的關系工進過程中，當孔被鉆通時，由于負載突然消失，液壓缸有可能會發(fā)生前沖的現(xiàn)象，因此液壓缸的回油腔應設置一定的背壓(通過設置背壓閥的方式)，選取此背壓值為p2=0.8MPa快進時液壓缸雖然作差動連接(即有桿腔與無桿腔均與液壓泵的來油連接)，但連接管路中不

9、可避免地存在著壓降回，且有桿腔的壓力必須大于無桿腔，估算時取臼0.5MPa?？焱藭r回油腔中也是有背壓的，這時選取被壓值=0.6MPa。工進時液壓缸的推力計算公式為式中：F負載力m-液壓缸機械效率A1液壓缸無桿腔的有效作用面積A2液壓缸有桿腔的有效作用面積pl液壓缸無桿腔壓力p2液壓有無桿腔壓力因此，根據(jù)已知參數(shù)，液壓缸無桿腔的有效作用面積可計算為液壓缸缸筒直徑為mm由于有前述差動液壓缸缸筒和活塞桿直徑之間的關系，d=0.707D,因此活塞桿直徑為d=0.707X82.94=58.64mm,根據(jù)GB/T2348-1993對液壓缸缸筒內徑尺寸和液壓缸活塞桿外徑尺寸的規(guī)定，圓整后取液壓缸缸筒直徑為D

10、=90mm活塞桿直徑為d=60mm此時液壓缸兩腔的實際有效面積分別為：習=兀D2/4=6.36X10-3m2因=兀(D2-d2)/4=3.53X10-3m2(3)計算液壓缸在工作循環(huán)各階段的壓力、流量和功率值工作臺在快進過程中，液壓缸采用差動連接，此時系統(tǒng)所需要的流量為q快進=(A1-A2)xv1=11.32L/min工作臺在快退過程中所需要的流量為q快退=A2Xv2=14.12/min工作臺在工進過程中所需要的流量為q工進=A1Xv1'=0.636L/min根據(jù)上述液壓缸直徑及流量計算結果，進一步計算液壓缸在各個工作階段中的壓力、流量和功率值，如表2所示。表2各工況下的主要參數(shù)值工況

11、推力F，/N回油腔壓力P2/MPa進油腔壓力P1/MPa輸入流量q/L.min-1輸入功率P/Kw計算公式快進啟動201501.367P1=|X|q=(A1-A2)v1P=p1qp2=p1+Ap加速14111.6221.122恒速10531.4960.99611.320.19工進221050.83.920.6360.042P1=(F'+p2A2)/A1q=A1v2P=p1q快退起動210500.60P1=(F'+p2A1)/A2q=A2v3P=p1q加速14110.61.48恒速10530.61.3814.120.32把表2中計算結果繪制成工況圖，如圖4所示/10L.3E14.

12、1204S4兆3520.636l.3E0.04?TLT2T3>T圖4液壓系統(tǒng)工況圖四擬定液壓系統(tǒng)原理圖根據(jù)組合機床液壓系統(tǒng)的設計任務和工況分析，所設計機床對調速范圍、低速穩(wěn)定性有一定要求，因此速度控制是該機床要解決的主要問題。速度的換接、穩(wěn)定性和調節(jié)是該機床液壓系統(tǒng)設計的核心。此外，與所有液壓系統(tǒng)的設計要求一樣，該組合機床液壓系統(tǒng)應盡可能結構簡單，成本低，節(jié)約能源，工作可靠。1速度控制回路的選擇工況圖4表明，所設計組合機床液壓系統(tǒng)在整個工作循環(huán)過程中所需要的功率較小，系統(tǒng)的效率和發(fā)熱問題弁不突出，因此考慮采用節(jié)流調速回路即可。雖然節(jié)流調速回路效率低，但適合于小功率場合,而且結構簡單、成本

13、低。該機床的進給運動要求有較好的低速穩(wěn)定性和速度-負載特性，因此有三種速度控制方案可以選擇，即進口節(jié)流調速、出口節(jié)流調速、限壓式變量泵加調速閥的容積節(jié)流調速。鉆鏈加工屬于連續(xù)切削加工，加工過程中切削力變化不大，因此鉆削過程中負載變化不大，采用節(jié)流閥的節(jié)流調速回路即可。但由于在鉆頭鉆入鑄件表面及孔被鉆通時的瞬間，存在負載突變的可能，因此考慮在工作進給過程中采用具有壓差補償?shù)倪M口調速閥的調速方式，且在回油路上設置背壓閥。由于選定了節(jié)流調速方案，所以油路采用開式循環(huán)回路，以提高散熱效率，防止油液溫升過高。2換向和速度換接回路的選擇所設計多軸鉆床液壓系統(tǒng)對換向平穩(wěn)性的要求不高，流量不大，壓力不高，所以

14、選用價格較低的電磁換向閥控制換向回路即可。為便于實現(xiàn)差動連接，選用三位五通電磁換向閥。為了調整方便和便于增設液壓夾緊支路，應考慮選用Y型中位機能。由前述計算可知，當工作臺從快進轉為工進時，進入液壓缸的流量由25.1L/min降為0.95L/min,可選二位二通行程換向閥來進行速度換接，以減少速度換接過程中的液壓沖擊，如圖5所示。由于工作壓力較低，控制閥均用普通滑閥式結構即可。由工進轉為快退時，在回路上弁聯(lián)了一個單向閥以實現(xiàn)速度換接。為了控制軸向加工尺寸，提高換向位置精度，采用死擋塊加壓力繼電器的行程終點轉換控制。a.換向回路b.速度換接回路圖5換向和速度切換回路的選擇3壓力控制回路的選擇由于采

15、用雙泵供油回路，故采用液控順序閥實現(xiàn)低壓大流量泵卸荷，用溢流閥調整高壓小流量泵的供油壓力。為了便于觀察和調整壓力，在液壓泵的出口處、背壓閥和液壓缸無桿腔進口處設測壓點。將上述所選定的液壓回路進行整理歸并，并根據(jù)需要作必要的修改和調整，最后畫出液壓系統(tǒng)原理圖如圖7所示。為了解決滑臺快進時回油路接通油箱，無法實現(xiàn)液壓缸差動連接的問題，必須在回油路上串接一個液控順序閥10,以阻止油液在快進階段返回油箱。同時閥9起背壓閥的作用。為了避免機床停止工作時回路中的油液流回油箱，導致空氣進入系統(tǒng)，影響滑臺運動的平穩(wěn)性，圖中添置了一個單向閥11?？紤]到這臺機床用于鉆孔（通孔與不通孔）加工，對位置定位精度要求較高

16、，圖中增設了一個壓力繼電器6。當滑臺碰上死擋塊后，系統(tǒng)壓力升高，壓力繼電器發(fā)出快退信號，操縱電液換向閥換向。在進油路上設有壓力表開關和壓力表，鉆孔行程終點定位精度不高，采用行行程開關控制即可。圖7液壓系統(tǒng)原理圖五液壓元件的選擇本設計所使用液壓元件均為標準液壓元件，因此只需確定各液壓元件的主要參數(shù)和規(guī)格，然后根據(jù)現(xiàn)有的液壓元件產品進行選擇即可。1確定液壓泵和電機規(guī)格(1)計算液壓泵的最大工作壓力由于本設計采用雙泵供油方式，根據(jù)液壓系統(tǒng)的工況圖，大流量液壓泵只需在快進和快退階段向液壓缸供油，因此大流量泵工作壓力較低。小流量液壓泵在快速運動和工進時都向液壓缸供油，而液壓缸在工進時工作壓力最大，因此對

17、大流量液壓泵和小流量液壓泵的工作壓力分別進行計算。根據(jù)液壓泵的最大工作壓力計算方法，液壓泵的最大工作壓力可表示為液壓缸最大工作壓力與液壓泵到液壓缸之間壓力損失之和。對于調速閥進口節(jié)流調速回路，選取進油路上的總壓力損失,同時考慮到壓力繼電器的可靠動作要求壓力繼電器動作壓力與最大工作壓力的壓差為0.5MPa,則小流量泵的最高工作壓力可估算為大流量泵只在快進和快退時向液壓缸供油，圖4表明，快退時液壓缸中的工作壓力比快進時大，如取進油路上的壓力損失為0.5MPa,則大流量泵的最高工作壓力為：(2)計算總流量表3表明，在整個工作循環(huán)過程中，液壓油源應向液壓缸提供的最大流量出現(xiàn)在快進工作階段，為11.32

18、L/min,若整個回路中總的泄漏量按液壓缸輸入流量的10%+算，則液壓油源所需提供的總流量為：|L/min工作進給時，液壓缸所需流量約為0.636L/min，但由于要考慮溢流閥的最小穩(wěn)定溢流量3L/min,故小流量泵的供油量最少應為3.636L/min。據(jù)據(jù)以上液壓油源最大工作壓力和總流量的計算數(shù)值，上網或查閱有關樣本，例如YUKENB本油研液壓泵樣本，確定PV2R型雙聯(lián)葉片泵能夠滿足上述設計要求，因此選取PV2R126/33型雙聯(lián)葉片泵，其中小泵的排量為6mL/r,大泵的排量為33mL/r,若取液壓泵的容積效率目=0.9,則當泵的轉速目=940r/min時，小泵的輸出流量為qp小=69400

19、.95/1000=5.358L/min該流量能夠滿足液壓缸工進速度的需要。大泵的輸出流量為qp大=33*940*0.95/1000=29.469L/min雙泵供油的實際輸出流量為該流量能夠滿足液壓缸快速動作的需要O表3液壓泵參數(shù)元件估計流品規(guī)格日額定流量額定壓力MPa型號名稱1-1雙聯(lián)葉片泵(5.1+27.9)最高工作壓力為21MPaPV2R12-6/332.電機的選擇由于液壓缸在快退時輸入功率最大，這時液壓泵工作壓力為1.98MPa,流量為34.827L/min。取泵的總效率山，則液壓泵驅動電動機所需的功率為：根據(jù)上述功率計算數(shù)據(jù)，此系統(tǒng)選取Y112M-6型電動機，具額定功率n-n,額定轉速

20、x3.閥類元件和輔助元件的選擇圖7液壓系統(tǒng)原理圖中包括調速閥、換向閥、單項閥等閥類元件以及濾油器、空氣濾清器等輔助元件。(1).閥類元件的選擇根據(jù)上述流量及壓力計算結果，對圖7初步擬定的液壓系統(tǒng)原理圖中各種閥類元件及輔助元件進行選擇。其中調速閥的選擇應考慮使調速閥的最小穩(wěn)定流量應小于液壓缸工進所需流量。通過圖7中5個單向閥的額定流量是各不相同的，因此最好選用不同規(guī)格的單向閥。溢流閥2、背壓閥9和順序閥10的選擇可根據(jù)調定壓力和流經閥的額定流量來選擇閥的型式和規(guī)格，其中溢流閥2的作用是調定工作進給過程中小流量液壓泵的供油壓力，因此該閥應選擇先導式溢流16/25閥，連接在大流量液壓泵出口處的順序閥

21、10用于使大流量液壓泵卸荷，因此應選擇外控式。背壓閥9的作用是實現(xiàn)液壓缸快進和工進的切換，同時在工進過程中做背壓閥，因此采用內控式順序閥。最后本設計所選擇方案如表5所示，表中給出了各種液壓閥的型號及技術參數(shù)。表4閥類元件的選擇序號元件名稱估計流單目規(guī)格型號1三位五通電磁閥66/8235D-100B2行程閥49.5/61.522C-63BH3調速閥<1AQF3-10B4單向閥66/82AF3-Ea10B5單向閥816.5/20.5I-25B6背壓閥90.475/0.6FB-6B7溢流閥4.13/5YF-10B8單向閥1166/82I-100B9單向閥327.92/3I-63B4.710單向

22、閥45.1/5.1I-10B11順序閥28.4/35.2XY-63B4.油管的選擇圖7中各元件間連接管道的規(guī)格可根據(jù)元件接口處尺寸來決定，液壓缸進、出油管的規(guī)格可按照輸入、排出油液的最大流量進行計算。由于液壓泵具體選定之后液壓缸在各個階段的進、出流量已與原定數(shù)值不同，所以應對液壓缸進油和出油連接管路重新進行計算，如表5所示。表5液壓缸的進、出油流量和運動速度流量、速度快進工進快退輸入流量日q1=0.6361X1排出流量日q2=(A2q1)/A1w運動速度_EJV2=q1/A1=0.636/6.36=0.1根據(jù)表8中數(shù)值，當油液在壓力管中流速取3m/s時，可算得與液壓缸無桿腔和有桿腔相連的油管內

23、徑分別為：|I,取標準值20mm,取標準值15mm因此與液壓缸相連的兩根油管可以按照標準選用公稱通徑為巴I和|國的無縫鋼管或高壓軟管。如果液壓缸采用缸筒固定式，則兩根連接管采用無縫鋼管連接在液壓缸缸筒上即可。如果液壓缸采用活塞桿固定式，則與液壓缸相連的兩根油管可以采用無縫鋼管連接在液壓缸活塞桿上或采用高壓軟管連接在缸筒上。5油箱的設計(1) .油箱長寬高的確定油箱的主要用途是貯存油液，同時也起到散熱的作用，參考相關文獻及設計資料，油箱的設計可先根據(jù)液壓泵的額定流量按照經驗計算方法計算油箱的體積，然后再根據(jù)散熱要求對油箱的容積進行校核。油箱中能夠容納的油液容積按JB/T79381999標準估算，

24、取口時，求得其容積為按JB/T79381999規(guī)定，取標準值V=250L。依據(jù)如果取油箱內長11、寬w1、高h1比例為3:2:1,可得長為:目=1107mm寬5=738mm高為=369mm對于分離式油箱采用普通鋼板焊接即可，鋼板的厚度分別為：油箱箱壁厚3mm箱底厚度5mm因為箱蓋上需要安裝其他液壓元件，因此箱蓋厚度取為10mm為了易于散熱和便于對油箱進行搬移及維護保養(yǎng)，取箱底離地的距離為160mm因此，油箱基體的總長總寬總高為：長為：寬為：圖為:為了更好的清洗油箱，取油箱底面傾斜角度為六液壓系統(tǒng)性能的驗算本例所設計系統(tǒng)屬壓力不高的中低壓系統(tǒng)，無迅速起動、制動需求，而且設計中已考慮了防沖擊可調節(jié)

25、環(huán)節(jié)及相關防沖擊措施，因此不必進行沖擊驗算。這里僅驗算系統(tǒng)的壓力損失，弁對系統(tǒng)油液的溫升進行驗算。1管路系統(tǒng)壓力損失演算由于有同類型液壓系統(tǒng)的壓力損失值可以參考，故一般不必驗算壓力損失值。下面以工進時的管路壓力損失為例計算如下：已知：進油管、回油管長約為l=1.5m,油管內徑d=1.5X10-3m,通過流量川=0.95L/min(0.0158X10-3m3/s),選用LHM3拄損耗系統(tǒng)用油，考慮最低溫度為15v=1.5cm2/s。(1)判斷油流類型利用下式計算出雷諾數(shù)Re=1.273回X104/回|=1.273X0.0158X10-3X104/1.5X10-3/1.5=160<2000為

26、層流。(2)沿程壓力損失P1利用公式分別算出進、回油壓力損失，然后相加即得到總的沿程損失。進油路上 P1=4.3X1012v回qv/d4=4.3X1012X1.5X1.5X0.0158X10-3/124Pa=0.076xi05Pa回油路上，其流量qv=0.75L/min(0.0125x10-3m3/s)(差動液壓缸A1=2A2),壓力損失為 P1=4.3X1012v回qv/d4=4.3X1012X1.5X1.5X0.00325X10-3/124Pa=0.01532X105Pa由于是差動液壓缸，且A1=2A2,故回油路的損失只有一半折合到進油腔，所以工進時總的沿程損失為EAP1=(0.076+0.5X0.01532)X105Pa=0.083