卧式双面多轴钻孔组合机床液压系统设计

1、 液压传动课程设计说明书题目：卧式双面多轴钻孔组合机床液压系统的设计姓 名：学 号：班 级：联系方式：指导教师：2012年12月31日目 录一、设计任务书1二、液压系统性能和参数的初步确定11.运动分析12.液压缸的负载分析23.初步确定液压缸的参数31)滑台液压缸32)工况图5三、液压系统方案的选择和拟定61.选择液压基本回路61)调速回路62)快速运动回路与速度换接回路63)压力控制回路74)行程终点的控制方式92.拟定液压系统图9四、各液压元件的计算和选择101.确定液压泵规格和电动机的功率101)液压泵工作压力的计算102)液压泵流量的计算103)液压泵规格的确定104)液压泵电动机功

2、率的确定112.控制阀的选择113.管道尺寸124.油箱容量12五、液压系统性能的验算121.静态特性的验算121)回路中的压力损失122)液压泵的工作压力163)液压回路和液压系统的效率172.液压系统发热验算18六、液压集成块装置设计18七、参考文献18一、 设计任务书设计一台卧式双面多轴钻孔组合机床的液压系统。要求两面钻削头同时工作，能实现快进、工进、死挡块停留、快退、停止的自动工作循环，其快进和快退速度v1 = 3.5 m/min，工进速度v2 = 40 mm/min，工作部件重量估计为9800 N，轴向切削力F = 30000 N，快进行程长度为200 mm，工进行程长度为100 m

3、m，动力滑合采用平导轨，其摩擦系数fs = 0.2，fd = 0.1，往复运动的加速和减速时间要求不大于0.2 s。二、 液压系统性能和参数的初步确定首先，我们对液压系统进行工况分析。工况分析是分析一部机器工作过程中的具体情况，其内容包括对负载、速度和功率的变化规律的分析或确定这些参数的最大值，即分析负载的性质和编制负载图。在液压系统的工作循环中，各个阶段的负载是由各种不同负载组成的。而各个阶段都具有不同的速度，已知各阶段的负载和速度，即可求出各阶段功率的变化规律。本次课程设计以采用液压缸型式为主，因此以下进行液压缸式的设计计算。1. 运动分析根据设计任务的要求，确定本液压系统的工作循环为：快

4、进工进死挡块停留快退原位停止卸荷，工作循环图如下图所示：快退死挡块停留工进快进原 位 停 止 卸 荷图 2-1 工作循环图一个工作循环内快进行程的时间：t1=L1v1=200603500=3.43 s；工进行程的时间：t2=L2v2=1006040=150 s；快退行程的时间：t3=L1+L2v1=(200+100)603500=5.14 s。画出一个工作循环中的速度循环图如下图所示：图 2-2 速度循环图2. 液压缸的负载分析滑台采用的是平导轨和90的V型导轨。选择静导轨系数为fs=0.2，动导轨系数为fd=0.1。1) 液压缸在工作过程各阶段的负载为:加速阶段：F=fdG+Ggvt=0.1

5、9800+98009.83.5600.2=1271.671272N；快进阶段：F=fdG=0.19800=980N；工进阶段：总负载=工作负载+切削力，所以 F=980+30000=30980N；快退阶段：F=fdG=0.19800=980N。2) 重力FG，因工作部件是卧式安装所以FG=0。根据以上分析，可算出液压缸在各动作阶段的负载。计算时考虑液压缸的机械效率，对滑台液压缸，取m=0.9，阶段数值如下表所示：工况左滑台液压缸右滑台液压缸负载F(N)推力F/m(N)负载F(N)推力F/m(N)启动1960217819602178加速1272141312721413快进980108998010

6、89工进30980344223098034422快退98010899801089表 2-1负载表图 2-3 液压缸负载图3. 初步确定液压缸的参数1) 滑台液压缸为了确保快进、快退速度相等，液压缸采用差动连接，为了使运动平稳、液压系统采用调速阀式回油节流调速。因此，选取工进时背压力为8bar，快进时为6 bar，快退时为6 bar。A. 初步确定工作压力查表选工作压力为45 bar。B. 确定液压缸的主要结构尺寸要求滑台快进、快退速度相等，先采用活塞杆固定的单杆式液压缸，快进时采用差动连接，并取无杆端腔有效面积A1=2A2。为了防止在钻孔钻通时滑台突然向前冲，在回路中采用背压阀。查表，初选背压

7、Pb=8105Pa。又工进阶段推力载荷F=F1m=19600.9=32222N，计算A1，则A1=FP1-12P2=3442245105-128105=84.0cm2液压缸直径： D=4A1=484.0=10.34cm；由于A1=2A2，可知活塞杆直径d=0.707D=0.70710.34=7.31cm；取整后D=10cm，d=7cm 。按标准直径算出A1=D24=1004=78.5cm；A2=(D2-d2)4=40cm2；验证动力滑台是否能满足最小稳定速度的要求。取调速阀的最小稳定流量为0.05 L/min，考虑保险系数1.5，Qmin=150.05= 0.075L/min。因工进速度v2

8、= 40 mm/min；A10Qminvmin=100.0750.04=18.75cm2；A1=78.5cm218.75cm2。C. 计算液压缸各工作阶段的工作压力流量功率根据液压缸各阶段的运动速度v和A1、A2，计算出液压缸各阶段所需流量如图所示，工进时背压以pn=8105pa带入，快进、快退时pn=5105pa。液压缸在工作循环各阶段的工作压力：差动快进阶段：p=FA1-A2+A2A1-A2pb；p=10890.3850.01+0.40.010.61060.3850.01=0.91MPa=9.1bar；工进进给阶段：p=FA1+A2A1pb=34422+0.40.010.81060.785

9、0.01=4.79MPa=47.9bar；快进退回阶段：p=FA2+A2A2pb=14130.40.01+0.6106=0.95MPa=9.5bar计算液压缸的输出功率：快进阶段：P=pq=0.910.3853.51060=0.204kW；工进阶段：P=pq=40790.785400.0160=0.025kW；快退阶段：P=pq=0.950.43.51060=0.222kW。工作阶段工作压力（bar）输入流量（l/min）输入功率（kW）快进9.113.4750.204工进47.90.3140.025快退9.5140.222表 2-2 液压缸工作阶段工况表2) 工况图图 2-4 液压缸的工况图

10、22三、 液压系统方案的选择和拟定1. 选择液压基本回路1) 调速回路这台机床的液压滑台工作进给速度低，传递功率也较小，很适宜选用节流调速方式，由于钻孔时切削力变化小，而且是正负载，同时为了保证切削过程速度稳定，采用调速阀进口节流调速，为了增加液压缸运行的稳定性，在回油路设置背压阀，分析液压缸的V-L曲线可知，滑台由快进转工进时，速度变化较大，选用单向行程调速阀换接速度，以减小压力冲击。如下图所示：图 3-1 调速回路2) 快速运动回路与速度换接回路此机床快进时采用液压缸差动连接方式，使其快速往返运动，即快进、快退速度基本相等。查找相应的资料 李松晶,梁慧敏,刘茂恺等.新型节能电磁换向阀的动态

11、分析J.哈尔滨工业大学学报,2000,32(1):1-4后得知，随着液压技术的发展，电磁换向阀的换向精度和平稳性逐步提高，加上电磁换向阀控制方式十分方便，其有取代电液换向阀的趋势。采用电磁换向阀的换向回路，由于液压缸采用了差动连接，电磁换向阀宜采用三位五通阀，为了保证机床调整时可停在任意位置上，现采用中位机能O型。快进时，液压缸的油路差动连接，进油路与回油路串通，且不能经背压阀流回油箱，因而在回路中使用先导式顺序阀，快进时回路的压力低，先导式液控顺序阀不打开，回油路的油只有经单向阀与进油路汇合。转为工进后进油路与回油路则要隔开，回油则经背压阀流回油箱，因而增加一个单向阀，转工进后（行程阀断路）

12、，由于调速阀的作用，系统压力升高，先导式液控顺序阀打开，液压缸的回油可经背压阀回油箱，与此同时，单向阀将回油路切断，确保液压系统形成高压，以便液压缸正常工作。该部分回路图如下图所示：图 3-2 快速运动回路与速度换接回路3) 压力控制回路考虑到该机床在工作进给时负载较大，速度较低，而在快进、快退时负载较小，速度较高，从节省能量，减少发热考虑，泵源系统宜选用双泵供油回路或变量泵供油回路。限压式变量泵双联叶片泵1系统较简单须配有溢流阀，卸荷阀组，系统较复杂。2无溢流损失，系统效率较高，温升小有溢流损失，系统效率较低，温升较大3流量突变时，定子反应滞后，液压冲击大流量突变时，液压冲击取决于溢流阀的性

13、能，一般冲击较小4内部径向力不平衡，轴承负载较大，压力波动及噪声较大，工作平稳性差内部径向力平衡，压力平稳，噪声小，工作性能好表 3-1双联叶片泵与限压式变量泵的比较根据上表的比较，又由于左右滑台在工作时要采用互不干扰回路，所以只能选用双泵供油回路。小流量泵提供高压油，供两滑台工作进给用，低压大流量泵以实现两滑台快速运动。为使两系统（左滑台系统与右滑台系统）工作互不干扰，小泵高压油分别经一节流阀进入各自系统，大泵低压油分别经一单向阀进入各自系统。高压小流量泵分别设一溢流阀调压后进入两边的回路，工进时只有小流量泵供油，大流量泵则可卸荷，而小流量泵只是在工件加工完毕，输送带即将装入第二个工件之瞬刻

14、，才处于不工作状态，其间断时间甚短，故不必让其卸荷，绘出双泵油源及压力控制回路图。如下图所示：图 3-3 压力控制回路4) 行程终点的控制方式由于机床需加工不通孔，工作部件对终点的位置精度有一定的要求，因此采用死挡铁停留，并可通过压力继电器发出换向信号。2. 拟定液压系统图图 3-4 液压系统图四、 各液压元件的计算和选择1. 确定液压泵规格和电动机的功率1) 液压泵工作压力的计算各阶段的液压缸进油压力P1已在前面计算，如工况图所示。而各阶段进油路上的压力损失P1可根据系统图的繁简情况进行估计。由于本液压系统较简单，因比快进时的P=6bar，工进时流量更小，取P1=8bar，快退时的P1=6b

15、ar，则液压泵各阶段的工作压力为：快进时 Pp19.1+6=15.1bar；工进时 Pp247.9+8=55.9bar；快退时 Pp39.5+6=15.5bar。2) 液压泵流量的计算根据公式 QpKQmax；本系统共2个液压缸，左右滑台工作压力相同时，液压泵供给到各液压缸的油量相等，单边液压缸最大输入流量（快退时）为14L/min，取回路漏油系数K=1.1，则 Qp11.113.47514.8L/min；工进时 Qp21.10.3140.345L/min；快退时 Qp31.11415L/min。3) 液压泵规格的确定根据以上计算的数据 pPmax=55.9bar, QPmax=15L/min

16、,查阅产品目录，高压低流量定量泵选用5MCY-14-1B，其额定压力分别为pn=315bar，额定流量为15L/min，低压高流量定量泵选用PFB20，其额定压力为pn=9bar，额定流量为42.8L/min，完全能满足系统要求。4) 液压泵电动机功率的确定PPI=PP小QP小+P卸QP大600P=2.05kW；PP快=PP快（QP小+QP大）600P=1.99kW；P电PPI电机平均功率：PP=k=1nPPk2tkk=1ntk=2.05kW选取驱动泵的电动机时，按平均功率选取。因为工况变化大，所以取Pp=2.05kW。查表选取Y100L1-4型异步电机，额定功率为2.2kW。转速为1500r

17、/min。2. 控制阀的选择根据液压泵的工作压力和通过各阀的实际流量来选择各控制阀。其中吸油口的滤油器的流量规格应比泵的流量大一倍左右。选出各阀的规格如下表所示。序 号元件名称型 号数 量1限隙式滤油器XU-B801012高压低流量定量柱塞泵5MCY-14-1B13低压高流量定量柱塞泵PFB2014二位二通电磁阀22D-63B15溢流阀Y-63B26节流阀L-63B27单向阀I-63B48外控顺序阀X3F-B20H4-S29背压阀B-63B210三位五通电磁阀35E-63B211单向行程调速阀QCI-63B212压力继电器DP-63B213压力表K-6B114压力表开关Y-60（0-100）1

18、表 4-1 液压元件明细表3. 管道尺寸管道内径d：d=4.6Qv=9.2mm；管壁厚度：=Pd2=3.67mm；选用他的标准规格，d=10mm，=4mm。4. 油箱容量按经验公式计算： V=（57）Qp=748.2=337.4L查表2-12选用Y2系列350升的液压泵站。五、 液压系统性能的验算1. 静态特性的验算1) 回路中的压力损失计算回路中的压力损失时，必须知道管道的直径和长度。取d=10mm;管道长度则在具体液压装置未设计好之前尚不知道。这里暂按进油管、回油管管长2m来估计计算，选20#机械油油液的运动粘度，取v=15cm/s（按15时的v计算）：阀类元件的额定压力损失查产品样本和表

19、2-10得：二位三通阀为2bar，三位五通阀为1.5bar，单向行程调速阀为5bar，减压阀为3bar，单向阀为2bar，精滤油阀为0.6bar各阶段进油路、回油路流量表如图：快进工进快退进油路流量（L/min）Q1=A1QpA1-A2=27.475Q1=0.314Q1=Qp=14回油路流量（L/min）Q2=Q1A2A1=14Q2=Q1A2A1=0.16Q2=Q1A2A1=27.475运动速度（m/min）V1=10QpA1-A2=3.5V2=10Q1A1=0.04V3=10Q1A2=3.5表 5-1 流量表和速度表(1) 快进时的回油路压力损失 进油路压力损失P1a 判断流态：Re=VdV

20、 ；v=Q14d2=27.475100041260=583.36cm/s Re=583.361/1.5=3892320 属层流。b 管路沿层损失根据公式得 PL=800VQ1d4L=6.64barc 管路局部损失 在尚未确定管道结构的情况下，进油管的局部损伤按公式 Pr1=0.1PL =0.16.64=0.664bard 阀类局部损失进油路通过三位五通电液阀，但通过的流量仅为13.475L/min Pr2=1.5(13.475/63)2=0.069bar节流阀：3bar单向顺序阀：3bar单向行程调速阀：5bare 进油路总的压力损失 P1=pL+Pr1+Pr2=18.373bar 回油路压力

21、损失P1”a 判断流态V=Q24d2297.2cm/sRe=297.211.5=1982320属层流b 管路沿层损失PL =8001.51421104=3.35barc 管路局部损失Pr1=0.1PL=0.13.35=0.335bard 回路通过二位三通阀和二位二通阀，但是通过的流量为17.66L/min，其局部损失二位三通阀 Pr2=214632=0.098bar三位五通阀Prs=1.514632=0.074bar P1”=PL+Pr1+Pr2+Pr3=3.857bar 快进时总的压力损失P1回油路的压力损失应折算到进油路上才能求出P1 P1=P1+P1”A2A1=

22、9.27+6.664078.5=12.66bar(2) 工进时回路压力损失P2工进时进入液压缸的流量最小，因此属于层流。 进油路压力损失P2a 沿层损失PL =8001.50.3142/104=0.1barb 管道局部损伤 Pr2=0.10.1=0.01barc 阀类局部损失三位五通阀 Pr2=1.5*(0.314/63)2=0.000037bar节流阀：3bar液控顺序阀：3bar单向行程调速阀：5bard 总的压力损失 P2=11.110037bar 回油路压力损失P2”a 从以上计算进油路通过管道的压力损失都很小，回油路通过的流量更少，其压力损失会更少，可忽略不计。b 通过滤油器的压力损

23、失有： PT=0.6bar 工进时总的压力损失P2 回油路上的压力表损失仍须折算到进油路上P2=P2+PTA2A1=11.4158bar(3) 快退时的回路压力损失P3 进油路的压力损失P3a 判断流态V=Q14d2298cm/sRe=29811.5=1992320属层流b 管路粘层损失和局部损失PL=8001.5142104=3.32barP1=01.3.32=0.332barc 阀类局部损失三位五通阀 P2=1.5(1463)2=0.51bar节流阀：3bar液控顺序阀：3bard 总的压力损失 P3=PL+P1+P2+P3=10.162bar 回油路的压力损失P

24、3“a 判断流态v=Q24d2=27.475100041260=583cm/sRe=58311.5=3892320属层流b 管道粘层损失和局部损失PL=8001.527.4752104=6.594barP1=0.16.594=0.659barc 阀类局部损失三位五通阀P2=227.475632=0.285bar液控顺序阀：3bard 总的压力损失P3”P3“=PL+P1+P2=10.538bar 快退时总的压力损失P3P3=P3+P3A1A2=30.84bar快退时的压力损失比较大，因此系统中的元件规格和管道直径都不宜再减小了。2) 液压泵的工作压力(1) 快进压力Pp1Pp1=FA1-A2+

25、P1=20.17bar(2) 工进压力Pp2Pp2=FA1+P2=55.27bar(3) 快退压力Pp3Pp3=FA2+P3=33.56bar根据验算后泵的工作压力与原来粗略计算的工作压力相比较基本接近。因此原来计算的电动机功率基本符合实际要求，就不再进行电动机功率的计算了。3) 液压回路和液压系统的效率本机床快进、工进和快退所占用的时间分别为快进：t1=L1v1=200603500=3.43 s工进：t2=L2v2=1006040=150 s；快退：t3=L1+L2v1=(200+100)603500=5.14 s。在整个循环周期中，以快进、工进和快退的占时来看，快进、快退仅占4.7%，工进占95.3%，而死挡块停留、原位卸荷的时间也很短，所以系统的效率以及下面要计算的系统发热等都可以用工进情况来代表。(1) 回路效率根据公式2-41，按pP=47.9bar Qp=0.314L/min P1=43.85barQ1=0.314L/min则c=43.8547.9=0.915(2) 系统效率=pcm其中，p因变量泵在不同压力下泄露不同而有变化