卧式单面多轴钻孔组合机床动力滑台液压系统

液压传动是用液体作为来传递能量的液压传动有以下优点易于获得较大的力或力矩功率重量比大易于实现往复运动易于实现较大范围的无级变速传递运动平稳可实现快速而且无冲击与机械传动相比易于布局和操纵易于防止过载事故自动润滑、元件寿命较长易于实现标准化、系列化。液压传动的根本目的就是用液压介质来传递能量而液压介质的能量是由其所具有的压力及力流量来表现的。而所有的根本回路的作用就是控制液压介质的压力和流量因此液压根本回路的作用就是三个方面控制压力、控制流量的大小、控制流动的方向。所以根本回路可以按照这三方面的作用而分成三大类压力控制回路、流量控制回路、方向控制回路。液压系统已经在各个部门得到广泛的应用而且越先进的设备其应用液压系统的部门就越多。第一章明确液压系统的设计要求1.设计要求设计一卧式单面多轴钻孔组合机床动力滑台的液压系统，动力滑台的工作循环是：快进一一工进一一，快退一一停止。液压系统的主要参数与性能要求如下：轴向切削力为用21000N，移动部件总重力为10000N，快进行程为100mm，快进与快退速度均为4.2m/min，工进行程为20mm，工进速度为0.05m/min，加速、减速时间为0.2s，利用平导轨，静摩擦系数为0.2,动摩擦系数为0.1，动力滑台可以随时在中途停止运动，试设计该组合机床的液压传动系统。第二章负载与运动分析在对液压系统进行工况分析时本设计实例只考虑组合机床动力滑台所受到的工作负载、惯性负载和机械摩擦阻力负载其他负载可忽略。〔1〕工作负载 工作负载即为切削阻力Fw=21000n〔2〕阻力负载阻力负载主要是工作台的机械摩擦阻力，分为静摩擦阻力和动摩擦阻力两局部。摩擦负载即为导轨的摩擦阻力，导轨的正压力等于动力部件的重力，设导轨的静摩擦力为Fs,那么静摩擦阻力Fs=0.2x10000=2000N，同理动摩擦阻力Fv=0.1x10000=1000N。惯性负载最大惯性负载取决于移动部件的质量和最大加速度其中最大加速度可通过工作台最大移动速度和加速时间进行计算。启动换向时间为0.05s工作台最大移动速度即快进、快退速度为4.2m/min因此惯性负载可表示为运动时间快进 1.4s工进 24.1s快退

设液压缸的机械效率=0.9,得出液压缸在各阶段的负载和推力，如表1表1液压缸在各运动阶段的负载和推力〔=0.9〕工况负载组成液压缸负载液压缸推力启动20002222加速13501500快进10001111工进2200024444反向启动20002222加速13501500快退10001111根据液压缸在上述各阶段内的负载和运动时间，即可绘制出负载循环图F-t和速度循环图-t，如图1所示。图1F-t与-t图图1速度负载循环图a)工作循环图 b〕负载速度图 c)负载速度图第三章确定液压系统主要参数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，在其他工况负载都不太高，参考表2和表3，初选液压缸的工作压力=3MPa。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。表2按负载选择工作压力负载/KN<55~1010~2020~3030~50>50工作压力/MPa<0.8~11.5~22.5~33~44~5N5表3各种机械常用的系统工作压力机械类型机床农业机械小型工程机械建筑机械液压凿岩机液压机大中型挖掘机重型机械起重运输机械磨床组合机床龙门刨床拉床工作压力/MPa0.8~23~52~88~1010~1820~32表4 执行元件背压力背压力/MPa背压力/MPa0.2〜0.50.4~0.60.5〜1.50.8〜1.51.2〜3

可忽略不计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表5 按工作压力选取d/D工作压力/MPa<5.05.0~7.0N7.0d/D0.5~0.550.62~0.700.7表6 按速比要求确定d/D1.151.251.331.461.612d/D0.30.40.50.550.620.71注：］一无杆腔进油时活塞运动速度;2一有杆腔进油时活塞运动速度。由于工作进给速度与快速运动速度差异较大，且快进、快退速度要求相等，从降低总流量需求考虑，应确定采用单杆双作用液压缸的差动连接方式。通常利用差动液压缸活塞杆较粗、可以在活塞杆中设置通油孔的有利条件，最好采用活塞杆固定，而液压缸缸体随滑台运动的常用典型安装形式。这种情况下，应把液压缸设计成无杆腔工作面积是有杆腔工作面积两倍的形式，即活塞杆直径d与缸筒直径D呈d=0.707D的关系。工进过程中，当孔被钻通时，由于负载突然消失，液压缸有可能会发生前冲的现象，因此液压缸的回油腔应设置一定的背压（通过设置背压阀的方式），选取此背压值为p2=0.6MPa。快进时液压缸虽然作差动连接〔即有杆腔与无杆腔均与液压泵的来油连接〕，但连接管路中不可防止地存在着压降，且有杆腔的压力必须大于无杆腔，估算时取0.5MPa。快退时回油腔中也是有背压的，这时选取被压值0.7MPa。工进时液压缸的推力计算公式为因此，根据参数，液压缸无杆腔的有效作用面积可计算为液压缸缸筒直径为由于有前述差动液压缸缸筒和活塞杆直径之间的关系，d=0.707D，因此活塞杆直径为d=0.707X109=77mm，根据GB/T2348—1993对液压缸缸筒内径尺寸和液压缸活塞杆外径尺寸的规定，圆整后取液压缸缸筒直径为D=110mm，活塞杆直径为d=80mm。此时液压缸两腔的实际有效面积分别为：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4所示。由此绘制的液压缸工况图如图2所示。表7 液压缸在各阶段的压力、流量和功率值工况推力F/N回油腔压p2/MPa进油腔压p1/MPa输入流量qX10-3/m3/s输入功率P/KW计算公式快进启动2222.2—0.44——加谏1507.9p1+Ap0.74——恒速1111.1p1+Ap0.660.350.23工进34444.40.63.910.79X10-20.031快退启动2222.2一0.50一一加谏1507.90.51.40——恒速1111.10.51.310.450.59注：1.Ap为液压缸差动连接时，回油口到进油口之间的压力损失，取Ap=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。第三章拟定液压系统原理图选择根本回路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。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=0.35/(0.79X10-2)44；其相应的时间之比(t1+t3)/t2=(2.1+2.6)/36.1=0.13。这说明在一个工作循环中的大局部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。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，应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。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〔1/2=0.07/(0.83X10-3)84〕，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。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根本解决。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。图2液压缸工况图组成液压系统将上面选出的液压根本回路组合在一起，并经修改和完善，就可得到完整的液压系统工作原理图，如上图所示。在上图中，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。为了防止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，它第五章计算和选择液压件确定液压泵的规格和电动机功率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P=2.86MPa，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E^P=0.6MPa，考虑到压力继电器的可靠动作要求压差p=0.5MPa，那么小流量泵的最高工作压力估算为e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P=1.40MPa，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工缶=0.3MPa，那么大流量泵的最高工作压力估算为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0.4X10-3m3/s，假设取回路泄漏系数K=1.1，那么两个泵的总流量为考虑到溢流阀的最小稳定流量为3L/min，工进时的流量为0.79X10-5m3/s=0.5L/min，那么小流量泵的流量最少应为3.5L/min。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PV2R12-6/26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26mL/r，当液压泵的转速np=910r/min时，其理论流量分别为5.5L/min和24L/min，假设取液压泵容积效率°护0.9,那么液压泵的实际输出流量为由于液压缸在快退时输入功率最大，假设取液压泵总效率np=0.8,这时液压泵的驱动电动机功率为根据此数值查阅产品样本，选用规格相近的Y90L-6型电动机，其额定功率为1.1KW，额定转速为910r/min。确定其他元件及辅件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0.03L/min，小于本系

统工进时的流量0.5L/min。表8元件名称通过的最大流量q/L/min规格额定流量qn/L/min额定压力Pn/MPa额定压降Pn/MPa1双联叶片泵—PV2R12-6/265.0/21.316一2三位五通电液换向阀7035DY—100BY1006.30.33行程阀62.322C —100BH1006.30.34调速阀<1Q—6B66.3一5单向阀70I—100B1006.30.26单向阀29.3I—100B1006.30.27液控顺序阀28.1XY—63B636.30.38背压阀<1B—10B106.3一9溢流阀5.1Y—10B106.3一10单向阀27.9I—100B1006.30.211滤油器36.6XU—80X200806.30.0212压力表开关—K—6B一一一13单向阀70I—100B1006.30.214压力继电器—PF—B8L一14一*注：此为电动机额定转速为910r/min时的流量。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。表9 各工况实际运动速度、时间和流量快进 工进 快退由表可以看出，液压缸在各阶段的实际运动速度符合设计要求。表10允许流速推荐值管道推荐流速/(m/s)管道吸油管道0.5〜1.5,一般取1以下压油管道3〜6,压力高，管道短，粘度小取大值1.51.5〜3根据表9数值，按表10推荐的管道内允许速度取=4m/s，由式计算得与液压缸无杆腔和有杆腔相连的油管内径分别为确定油箱油箱的容量按式估算，其中a为经验系数，低压系统，a=2〜4；中压系统，a=5〜7；高压系统，a=6〜12。现取a=6，得按JB/T7938-1999规定，取标准值V=250L第六章液压缸设计根底1.液压缸的轴向尺寸液压缸轴向长度取决于负载运行的有效长度〔活塞在缸筒内能够移动的极限距离〕、导向套长度、活塞宽度、缸底、缸盖联结形式及其固定安装形式。图示出了液压缸各主要零件轴向尺寸之间的关系。活塞宽度。活塞有效行程取决于主机运动机构的最大行程，=0.10+0.02=0.12m。导向长度缸筒长度2.主要零件强度校核缸筒壁厚6=4mm因为方案是低压系统，校核公式，式中：-缸筒壁厚〔〕-实验压力，其中是液压缸的额定工作压力D-缸筒内径D=0.11m-缸筒材料的许用应力。，为材料抗拉强度〔MPa〕，n为平安系数，取n=5。对于P1<16MPa.因此满足要求。缸底厚度61=11mm(1).缸底有孔时：其中(2).缸底无孔时，用于液压缸快进和快退;其中杆径d式中F是杆承受的负载〔N〕F=34444.4N是杆材料的许用应力，=100缸盖和缸筒联接螺栓的底径d1式中K 拧紧系数，一般取K=1.25~1.5；F 缸筒承受的最大负载〔N〕；z 螺栓个数；----螺栓材料的许用应力，，为螺栓材料的屈服点〔MPa〕，平安系数n=1.2~2.5液压缸稳定性计算液压缸承受的负载F超过某临界值时将会失去稳定性。稳定性可用下式校核：式中nc 稳定性平安系数，-4，取nc=3;由于缸筒固定活塞动，，由杆材料知硬钢，因此因此满足稳定性要求。液压缸缓冲压力液压缸设置缓冲压力装置时要计算缓缓从压力，当值超过缸筒、缸底强度计算的时，那么以取代。在缓冲时，缓冲腔的机械能力为，活塞运动的机械能为。活塞在机械能守恒中运行至终点。式 中通过验算，液压缸强度和稳定性足以满足要求。第七章验算液压系统性能验算系统压力损失由于系统管路布置尚未确定，整个系统的压力损失无法全面估算，故只能先按式估算阀类元件的压力损失，待设计好管路布局图后，加上管路的沿程损失和局部损失即可。但对于中小型液压系统，管路的压力损失甚微，可以不考虑。压力损失的验算应按一个工作循环中不同阶段分别进行。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的流量是27.9L/min、通过电液换向阀2的流量是26.3L/min，然后与液压缸有杆腔的回油集合，以流量49.7L/min通过行程阀3进入无杆腔。在进油路上，总压降为0.11MPa此值小于估计值0.5MPa，所以是平安的。工进滑台工进时，在进油路上，油液通过电液换向阀2的流量是0.5L/min，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的流量是0.24L/min、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。通过顺序阀7的流量为〔0.24+28.1〕=28.34L/min，那么在进油路上总的压力损失为此值与表4选取的背压值根本相符。故可按表7的公式重新计算工进时液压缸进油腔的压力pl，即此略高于表7数值2.86Mpa。考虑到压力继电器的可靠动作要求压差pe=0.5MPa，故溢流阀9的调压为此值与估算值根本相符，是调整溢流阀10的调整压力的主要参考数据。和快退工况下的压力损失计算如下：快退滑台快退时，在进油路上，油液通过单向阀10的流量为27.9L/min、通过电液换向阀2的流量为26.3L/min。在回油路上，油液通过单向阀5、电液换向阀2和单向阀13的流量都为56L/min,然后返回油箱。在进油路上总的压力损失为此值远小于估计值，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此值与表7的数值根本相符，故不必重算。所以，快退时液压泵的最大工作压力Pp应为此值是调整液控顺序阀7的调整压力的主要参考数据，因