鉆床設(shè)計舉例.ppt

1、本節(jié)以一臺臥式單面多軸鉆孔組合機床為例，設(shè)計出驅(qū)動動力滑臺的液壓系統(tǒng)。,設(shè)計要求滑臺實現(xiàn)“快進工進快退停止”的工作循環(huán)。 已知：機床上有主軸16個，加工13.9的孔14個、8.5mm的孔2個。刀具材料為高速鋼，工件材料為鑄鐵，硬度為240HBS，機床工作部件總質(zhì)量m=1000kg；快進、快退v1、v3均為5.5m/min，快進行程長l1=100mm，工進行程長l2=500mm，往復(fù)運動的加速、減速時間不希望超過0.157s；動力滑臺采用平導(dǎo)軌，其靜摩擦因數(shù)fs=0.2，動摩擦因數(shù)fd=0.1；液壓系統(tǒng)中的執(zhí)行元件使用液壓缸。,8.3.1 分析負載,1. 外負載,高速鋼鉆頭鉆鑄鐵孔時的軸向切削力

2、Ft（單位為N）為,（8-28）,式中 D鉆頭直徑，單位為mm； s每轉(zhuǎn)進給量，單位為mm/r； HBS鑄件硬度，HBS=240。,代入式（8-28），得外負載Fg為,根據(jù)組合機床加工特點，鉆孔時主軸轉(zhuǎn)速n和每轉(zhuǎn)進給量s按“組合機床設(shè)計手冊”取 對13.9mm的孔：n1=360r/min，s1=0.147mm/r； 對8.5mm的孔：n2=550r/min，s2=0.096mm/r。,2. 慣性負載,機床工作部件的總質(zhì)量m=1000kg，取t=0.157s,3. 阻力負載,機床工作部件對動力滑臺導(dǎo)軌的法向力為Fn=mg=9810N,靜摩擦阻力： Ffs=fsFn=0.29810N=1962N

3、動摩擦阻力： Ffd=fdFn=0.19810N=981N,由此得出液壓缸在各工作階段的負載如表8-20所示。,表8-20 液壓缸在各工作階段的負載F （單位：N）,注：不考慮動力滑臺上顛復(fù)力矩的作用。,圖8-11 組合機床液壓缸負載圖和速度圖 a）負載圖 b）速度圖,按上表數(shù)值繪制負載圖如圖8-11a所示。,由于是v1=v3=5.5m/min、l1=100mm、l2=50mm、快退行程l3=l1+l2=150mm，工進速度v2=n1s1=n2s253mm/min，由此可繪出速度圖如圖8-11b所示。,8.3.2 確定執(zhí)行元件主要參數(shù),由表8-7和表8-8可知，組合機床在最大負載約為32000

4、N時液壓系統(tǒng)宜取壓力p1=4MPa。,鑒于動力滑臺要求快進、快退速度相等，這里的液壓缸可選用單活塞桿式的，并在快進時作差動連接。這種情況下液壓缸無桿腔的工作面積A1應(yīng)為有桿腔工作面積A2的兩倍，即=A1/A2=2，而活塞桿直徑d與缸筒直徑D成d=0.707D的關(guān)系。,在鉆孔加工時，液壓缸回油路上必須具有背壓p2，以防止孔鉆通時滑臺突然前沖。按表8-3取p2=0.6MPa?？爝M時液壓缸作差動連接，管路中有壓力損失，有桿腔的壓力應(yīng)略大于無桿腔，但其差值較小，可先按0.3MPa考慮?？焱藭r回油腔中是有背壓的，這時p2也可按0.6MPa估算。,表8-7 按負載選擇液壓執(zhí)行元件的工作壓力（適用于中、低壓

5、液壓系統(tǒng)）,表8-8 按主機類型選擇液壓執(zhí)行元件的工作壓力,表8-3 背壓壓力,由工進時的負載值按表8-9中的公式計算液壓缸面積,將這些直徑按GB/T23482001圓整成就近標準值得 D=0.11m、d=0.08m,=A1/A2=2,表8-9 液壓缸的主要技術(shù)參數(shù)及理論流量計算公式,表8-10 液壓缸空載起動壓力及效率,由此求得液壓缸兩腔的實際有效面積為 A1=D2/4=95.0310-4m2,A2=(D2-d2)/4=44.7710-4m2。 經(jīng)驗算，活塞桿的強度和穩(wěn)定性均符合要求。,根據(jù)上述D和d的值，可估算出液壓缸在各個工作階段中的壓力、流量和功率，如表8-21所示，并據(jù)此繪出工況圖如

6、圖8-12所示。,表8-21 液壓缸在不同工作階段的壓力、流量和功率值,注：液壓缸的機械效率取m=0.96。,圖8-12 液壓缸工況圖,8.3.3 設(shè)計液壓系統(tǒng)方案和擬定系統(tǒng)原理圖,1. 設(shè)計液壓系統(tǒng)方案,由于該機床是固定式機械，且不存在外負載對系統(tǒng)作功的工況，并由圖8-12知，這臺機床液壓系統(tǒng)的功率小，滑臺運動速度低，工作負載變化小。根據(jù)表8-5、表8-6該液壓系統(tǒng)以采用節(jié)流調(diào)速方式和開式循環(huán)為宜?，F(xiàn)采用進油路節(jié)流調(diào)速回路，為解決孔鉆通時滑臺突然前沖的問題，回油路上要設(shè)置背壓閥。,從工況圖中可以清楚地看到，在這個液壓系統(tǒng)的工作循環(huán)內(nèi)，液壓缸要求油源交替地提供低壓大流量和高壓小流量的油液。最大

7、流量約為最小流量的55倍，而快進加快退所需的時間t1和工進所需的時間t2分別為,表8-5 開式系統(tǒng)與閉式系統(tǒng)的比較,表8-6 三種調(diào)速回路主要性能比較,亦即是t2/t121。,因此從提高系統(tǒng)效率、節(jié)省能量的角度來看，采用單個定量液壓泵作為油源顯然是不合適的，而宜采用大、小兩個液壓泵自動兩級并聯(lián)供油的油源方案（圖8-13a）。,圖8-13 油源及液壓回路 的選擇 a）液壓源,2. 選擇基本回路,由于不存在負載對系統(tǒng)作功的工況，也不存在負載制動過程，故不需要設(shè)置平衡及制動回路。但必須具有快速運動、換向、速度換接以及調(diào)壓、卸荷等回路。,選擇快速運動和換向回路,系統(tǒng)中采用節(jié)流調(diào)速回路后，不論采用何種油

8、源形式都必須有單獨的油路直接通向液壓缸兩腔，以實現(xiàn)快速運動。在本系統(tǒng)中，快進、快退換向回路應(yīng)采用圖8-13b所示的形式。,圖8-13 油源及液壓回路 的選擇 b）換向回路,選擇速度換接回路,當滑臺從快進轉(zhuǎn)為工進時，輸入液壓缸的流量由27.64L/min降至0.5L/min，滑臺的速度變化較大，可選用行程閥來控制速度的換接，以減小液壓沖擊（見圖8-13c）。,圖8-12 液壓缸工況圖,由工況圖（圖8-12）中的 q-l曲線可知：,當滑臺由工進轉(zhuǎn)為快退時，回路中通過的流量很大進油路中通過24.62L/min，回油路中通過24.62(95.03/44.77) =52.26L/min。,為了保證換向平

9、穩(wěn)起見，宜采用換向時間可調(diào)的電液換向閥式換接回路（見圖8-13b）。由于這一回路還要實現(xiàn)液壓缸的差動連接，所以換向閥必須是五通的。,圖8-13 油源及 液壓回路的選擇 b）換向回路,選擇調(diào)壓和卸荷回路,油源中有溢流閥（見圖8-13a），調(diào)定系統(tǒng)工作壓力，因此調(diào)壓問題已在油源中解決，無須另外再設(shè)置調(diào)壓回路。而且，系統(tǒng)采用進油節(jié)流調(diào)速，故溢流閥常開，即使滑臺被卡住，系統(tǒng)壓力也不會超過溢流閥的調(diào)定值，所以又起安全作用。,圖8-13 油源及液壓回路的選擇 a）液壓源 b）換向回路 c)速度換接回路,選擇調(diào)壓和卸荷回路,在圖8-13a所示的雙液壓泵自動兩級供油的油源中設(shè)有卸荷閥，當滑臺工進和停止時，低壓

10、、大流量液壓泵都可經(jīng)此閥卸荷。由于工進在整個工作循環(huán)周期中占了絕大部分時間，且高壓、小流量液壓泵的功率較小，故可以認為卸荷問題已基本解決，就不需要再設(shè)置卸荷回路。,圖8-13 油源及液壓回路的選擇 a）液壓源 b）換向回路 c)速度換接回路,3. 將液壓回路綜合成液壓系統(tǒng),把上面選出的各種液壓回路組合畫在一起，就可以得到一張圖8-14所示的液壓系統(tǒng)原理圖（不包括點劃線圓框內(nèi)的元件）。將此圖仔細檢查一遍，可以發(fā)現(xiàn)，該圖所示系統(tǒng)在工作中還存在問題。 為了防止干擾、簡化系統(tǒng)并使其功能更加完善，必須對圖8-14所示系統(tǒng)進行如下修整：,圖8-14 液壓回路的綜合和整理 1雙聯(lián)葉片泵 1A小流量液壓泵1B

11、大流量液壓泵 2三位五通電液閥 3行程閥 4調(diào)速閥 5單向閥 6液壓缸 7卸荷閥8背壓閥 9溢流閥 10單向閥 11過濾器 12壓力表接點 a單向閥 b順序閥 c單向閥 d壓力繼電器,3. 將液壓回路綜合成液壓系統(tǒng),1）為了解決滑臺工進（閥2在左位）時圖中進、回油路相互接通，系統(tǒng)無法建立壓力的問題，必須在換向回路中串接一個單向閥a，將進、回油路隔斷。,2）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b。這樣，滑臺快進時因負載較小而系統(tǒng)壓力較低，使閥b關(guān)閉，便阻止了油液返回油箱。,3. 將液壓回路綜合成液壓系統(tǒng),3）為了解決機床停止工作后回路中

12、的油液流回油箱，導(dǎo)致空氣進入系統(tǒng)，影響滑臺運動平穩(wěn)性的問題，必須在電液換向閥的回油口增設(shè)一個單向閥c。,4）為了在滑臺工進后系統(tǒng)能自動發(fā)出快退信號，須在調(diào)速閥輸出端增設(shè)一個壓力繼電器d。 5）若將順序閥b和背壓閥8的位置對調(diào)一下，就可以將順序閥與油源處的卸荷閥合并，從而省去一個閥。,圖8-15 整理后的液壓系統(tǒng)原理圖 1雙聯(lián)葉片液壓泵 2三位五通電液閥 3行程閥 4調(diào)速閥 5單向閥 6單向閥 7順序閥 8背壓閥 9溢流閥 10單向閥 11過濾器 12壓力表接點 13單向閥14壓力繼電器,經(jīng)過修改、整理后的液壓系統(tǒng)原理圖如圖8-15所示。,8.3.4 選擇液壓元件,1. 液壓泵,液壓缸在整個工作

13、循環(huán)中的最大工作壓力為3.73MPa，如取進油路上的壓力損失為0.8MPa，為使壓力繼電器能可靠地工作，取其調(diào)整壓力高出系統(tǒng)最大工作壓力0.5MPa，則小流量液壓泵的最大工作壓力應(yīng)為 ： pp1=(3.73+0.8+0.5)MPa=5.03MPa,大流量液壓泵在快進、快速運動時才向液壓缸輸油，由圖8-12可知，快退時液壓缸的工作壓力比快進時大，如取進油路上的壓力損失為0.5MPa（因為此時進油不經(jīng)調(diào)速閥故壓力損失減?。?，則大流量液壓泵的最高工作壓力為： pp2=(1.5+0.5)MPa=2MPa,由圖8-12可知，兩個液壓泵應(yīng)向液壓缸提供的最大流量為27.64L/min，因系統(tǒng)較簡單，取泄漏系

14、數(shù)KL=1.05，則兩個液壓泵的實際流量應(yīng)為：qp=1.0527.64L/min=29.02L/min,由于溢流閥的最小穩(wěn)定溢流量為3L/min，而工進時輸入液壓缸的流量為0.5L/min，由小流量液壓泵單獨供油，所以小液壓泵的流量規(guī)格最少應(yīng)為3.5L/min。,根據(jù)以上壓力和流量的數(shù)值查閱產(chǎn)品樣本，最后確定選取PV2R12-6/26型雙聯(lián)葉片液壓泵，其小液壓泵和大液壓泵的排量分別為6mL/r和26mL/r，當液壓泵的轉(zhuǎn)速np=940r/min時該液壓泵的理論流量為30.08L/min，若取液壓泵的容積效率v=0.9，則液壓泵的實際輸出流量為：qp=(6+26)9400.9/1000L/min

15、=(5.1+22)L/min=27.1L/min,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 2MPa、流量為27.1L/min。按表8-13取液壓泵的總效率p=0.75，則液壓泵驅(qū)動電動機所需的功率為,根據(jù)此數(shù)值查閱電動機產(chǎn)品樣本選取Y100L-6型電動機，其額定功率Pn=1.5kW，額定轉(zhuǎn)速nn=940r/min。,2. 閥類元件及輔助元件,根據(jù)閥類及輔助元件所在油路的最大工作壓力和通過該元件的最大實際流量，可選出這些液壓元件的型號及規(guī)格見表8-22。表中序號與圖8-15的元件相同。,3. 油管,各元件連接管道的規(guī)格按液壓元件接口處的尺寸決定，液壓缸進、出油管則按輸入、排出的最大

16、流量計算。由于液壓泵選定之后液壓缸在各個工作階段的進、出流量已與原定數(shù)值不同，所以要重新計算如表8-23所示。,由上表可以看出，液壓缸在各個工作階段的實際運動速度符合設(shè)計要求。,表8-22 元件的型號及規(guī)格, 此為電動機額定轉(zhuǎn)速nn=940r/min時液壓泵輸出的實際流量。,表8-23 液壓缸的進、出流量,根據(jù)表8-23中數(shù)值，并按第二章第七節(jié)推薦取油液在壓油管的速度v=3m/s，按式（2-30）算得與液壓缸無桿腔及有桿腔相連的油管內(nèi)徑分別為,這兩根油管都按GB/T23511993選用內(nèi)徑15、外徑18的冷拔無縫鋼管。,4. 油箱,油箱容積按式（2-19）估算，取經(jīng)驗數(shù)據(jù)=7，故其容積為 V=

17、qp=727.1L=189.7L 按JB/T7938-1999規(guī)定，取最靠近的標準值V=200L。,Part 8.3.5 驗算液壓系統(tǒng)性能,1. 驗算系統(tǒng)壓力損失并確定壓力閥的調(diào)整值,由于系統(tǒng)的管路布置尚未具體確定，整個系統(tǒng)的壓力損失無法全面估算，故只能先按式（8-13）估算閥類元件的壓力損失，待設(shè)計好管路布局圖后，加上管路的沿程損失和局部損失即可。但對于中小型液壓系統(tǒng)，管路的壓力損失甚微，可以不予考慮。壓力損失的驗算應(yīng)按一個工作循環(huán)中不同階段分別進行。,快進,滑臺快進時，液壓缸差動連接，由表8-22和表8-23可知，進油路上油液通過單向閥10的流量是22L/min、通過電液換向閥2的流量是2

18、7.1L/min，然后與液壓缸有桿腔的回油匯合，以流量51.25L/min通過行程閥3并進入無桿腔。因此進油路上的總壓降為：,此值不大，不會使壓力閥開啟，故能確保兩個泵的流量全部進入液壓缸。,回油路上，液壓缸有桿腔中的油液通過電液換向閥2和單向閥6的流量都是24.15L/min，然后與液壓泵的供油合并，經(jīng)行程閥3流入無桿腔。由此可算出快進時有桿腔壓力p2與無桿腔壓力p1之差。,此值與原估計值0.3MPa（見表8-21）基本相符。,工進,工進時，油液在進油路上通過電液換向閥2的流量為0.5L/min，在調(diào)速閥4處的壓力損失為0.5MPa；油液在回油路上通過換向閥2的流量是0.24L/min，在背

19、壓閥8處的壓力損失為0.6MPa，通過順序閥7的流量為（0.24+22）L/min=22.24L/min，因此這時液壓缸回油腔的壓力p2為：,可見此值略大于原估計值0.6MPa。故可按表8-21中公式重新計算工進時液壓缸進油腔壓力p1，即：,此值略高于表8-21中數(shù)值。,考慮到壓力繼電器可靠動作需要壓差pe=0.5MPa，故溢流閥9的調(diào)壓pplA應(yīng)為：,快退,快退時，油液在進油路上通過單向閥10的流量為22L/min、通過換向閥2的流量為27.1L/min；油液在回油路上通過單向閥5、換向閥2和單向閥13的流量都是57.51L/min。因此進油路上總壓降為：,此值與表8-21中的估計值相近，故不必重算。所以，快退時液壓泵的工作壓力pp應(yīng)為：,此值較小，所以液壓泵驅(qū)動電動機功率是足夠的。 回油路上總壓降為：,因此大流量液壓泵卸荷的順序閥7的調(diào)壓應(yīng)大于1.582MPa。,2. 驗算油液溫升,工進在整個工作循環(huán)過程中所占的時間比例達95%（見前），所以系統(tǒng)發(fā)熱和油液溫升可按工進時的工況來計算。為簡便起見，本例采用上述“系統(tǒng)的發(fā)熱功率計算方法之二”來進行計算。,工進時液壓缸的有效功率：,這時大流量液壓泵經(jīng)順序閥7卸荷，小流量液壓泵在高壓下供油。大液壓泵通過順序閥7的流量