组合机床液压系统设计

目录TOC\o"1-5"\h\z0、序言……………… 1\o"CurrentDocument"一、 设计的技术要求和设计参数 2\o"CurrentDocument"二、 工况分析 2确定执行元件………..……………2分析系统工况……………………2确定系统主要参数…..…………...4\o"CurrentDocument"三、拟定液压系统原理图 6速度控制回路的选择……………..6\o"CurrentDocument"2换向和速度换接回路的选择 63压力控制回路的选择……………..7\o"CurrentDocument"四、液压元件的选择 8确定液压泵和电机规格..…..…….8电机的选择…………………..…...9阀类元件和辅助元件的选择………………..…..10油管的选择。。………..………….11油箱的设计…..…………………..12五、液压系统性能的验算 12管路压力损失演算…..…………..12系统温升的验算…………………14六、 液压缸主要尺寸的确定 15参考文献…………..………….16

0序言作为一种高效率的专用机床，组合机床在大批、大量机械加工生产中应用广泛。本次课程设计将以组合机床动力滑台液压系统设计为例，介绍该组合机床液压系统的设计方法和设计步骤，其中包括组合机床动力滑台液压系统的工况分析、主要参数确定、液压系统原理图的拟定、液压元件的选择以及系统性能验算等。组合机床是以通用部件为基础，配以按工件特定外形和加工工艺设计的专用部件和夹具而组成的半自动或自动专用机床。组合机床一般采用多轴、多刀、多工序、多面或多工位同时加工的方式，生产效率比通用机床高几倍至几十倍。组合机床兼有低成本和高效率的优点，在大批、大量生产中得到广泛应用，并可用以组成自动生产线。组合机床通常采用多轴、多刀、多面、多工位同时加工的方式，能完成钻、扩、铰、镗孔、攻丝、车、铳、磨削及其他精加工工序，生产效率比通用机床高几倍至几十倍。液压系统由于具有结构简单、动作灵活、操作方便、调速范围大、可无级连读调节等优点，在组合机床中得到了广泛应用。快进快退液压系统在组合机床上主要是用于实现工作台的直线运动和回转运动，如图1所示，如果动力滑台要实现二次进给，则动力滑台要完成的动作循环通常包括：原位停止€快进€1工进€11工进€死挡铁停留€快退€原位停止。快进快退工进死挡铁停留图1组合机床动力滑台工作循环设计的技术要求和设计参数设计一台卧式单面多轴钻孔组合机床动力滑台的液压系统，其实现的工作循环是：快进一工进一快退一停止。主要参数：轴向切削阻力为30000N；移动部件总重力为10000N；快进行程为150mm,快进和快退速度均为/min，工进行程30mm，工进速度为/min,加速、减速时间均为，利用平导轨，静摩擦系数为0.2，动摩擦系数为0.1.要求活塞杆固定，油缸与工作台连接。设计该组合机床的液压传动系统。二工况分析1确定执行元件金属切削机床的工作特点要求液压系统完成的主要是直线运动，因此液压系统的执行元件确定为液压缸。2分析系统工况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。工作负载FW工作负载是沿液压缸轴线方向的切削力，即Fw=30000N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。已知启动换向时间为0.2s，工作台最大移动速度，即快进、快退速度为m/min，因此惯性负载可表示为厂GAPF= Lg加摩擦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部分。静摩擦阻力Ffj=fjxN=0.2*10000=2000N动摩擦阻力Ffd=fdxN=0.1*10000=1000N

设液压缸的机械效率n=0.9，得出液压缸在各工作阶段的负载和推力，如表1所示:表1液压缸在各工作阶段的负载（单位：N）工况负载组成负载值F液压缸推力F'=F/€m启动F=Ffs2000NN加速F=F+Ffd mN快进F=Ffd1000NN工进F=F+Ffd t31000NN反向起动F=Ffs2000NN加速F=F+Ffd mNN快退F=Ffd1000NN根据液压缸在上述各阶段内的负载，即可绘制出负载循环图和速度循环图，如下图所示。

3确定系统主要参数（1） 选液压缸工作压力所设计的动力滑台在工进时负载最大，其它工况时的负载都相对较低，初选液压缸的工作压力p=4MPa。1（2） 确定液压缸主要尺寸由于动力滑台快进和快退的速度相等，因此液压缸课选用单活塞杆式差动液压缸（A1=A2）,快进是液压缸差动连接。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=MPa。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），但连接管路中不可避免地存在着压降€p，且有杆腔的压力必须大于无杆腔，估算时取€p沁0.5MPa。快退时回油腔中也是有背压的，这时选取被压值p=0.6MPa。2工进时液压缸的推力计算公式为：F/,=Ap一Ap=Ap„(A/2)pm 1 1 2 2 1 1 1 2式中：F 负载力，m——液压缸机械效率A1——液压缸无杆腔的有效作用面积A2 液压缸有杆腔的有效作用面积p1——液压缸无杆腔压力p2——液压有无杆腔压力因此，根据已知参数，液压缸无杆腔的有效作用面积可计算为A= = 即訓叮05工液压缸缸筒直径为球哪球哪E=0」阳”=109mm由于有前述差动液压缸缸筒和活塞杆直径之间的关系，dD，因此活塞杆直径为d=0.707x109=mm,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：Al=nD2/4=nX2tfA2=n(D2-d2)/4=nX(225根据计算出的液压缸的尺寸，可以估算出液压缸在工作循环中各阶段的压力、流量和功率、如下表所示，由此绘制也可绘制液压缸工况图。表：液压缸在各阶段的压力、流量和功率值工况推力F'/N启动快加速进恒速回油腔压力P2/MPap1+App1+Ap工况推力F'/N启动快加速进恒速回油腔压力P2/MPap1+App1+Ap进油腔压力P/MPa输入流量-1输入功率P/Kw计算公式严+3P1=TWq=(A1-A2)v1P=p】qP2=P1+ApP1=(F'+p2A2)/A1工进0.60.007931q=A1v2P=p】q启动工进0.60.007931q=A1v2P=p】q启动快加速退0.5恒速0.5P1=(F'+p2A1)/A2q=A2v3P=p1q液压缸工况图三拟定液压系统原理图根据组合机床液压系统的设计任务和工况分析，所设计机床对调速范围、低速稳定性有一定要求，因此速度控制是该机床要解决的主要问题。速度的换接稳定性和调节是该机床液压系统设计的核心。此外，与所有液压系统的设计要求一样，该组合机床液压系统应尽可能结构简单，成本低，节约能源，工作可靠1速度控制回路的选择工况图表明，所设计组合机床液压系统在整个工作循环过程中所需要的功率较小，系统的效率和发热问题并不突出，因此考虑采用节流调速回路即可。虽然节流调速回路效率低，但适合于小功率场合，而且结构简单、成本低。该机床的进给运动要求有较好的低速稳定性和速度-负载特性，因此有三种速度控制方案可以选择，即进口节流调速、出口节流调速、限压式变量泵加调速阀的容积节流调速。钻镗加工属于连续切削加工，加工过程中切削力变化不大，因此钻削过程中负载变化不大，采用节流阀的节流调速回路即可。但由于在钻头钻入铸件表面及孔被钻通时的瞬间，存在负载突变的可能，因此考虑在工作进给过程中采用具有压差补偿的进口调速阀的调速方式，且在回油路上设置背压阀。由于选定了节流调速方案，所以油路采用开式循环回路，以提高散热效率，防止油液温升过高。2换向和速度换接回路的选择所设计多轴钻床液压系统对换向平稳性的要求不高，流量不大，压力不高，所以选用价格较低的电磁换向阀控制换向回路即可。为便于实现差动连接，选用三位五通电磁换向阀。为了调整方便和便于增设液压夹紧支路，应考虑选用Y型中位机能。由前述计算可知，当工作台从快进转为工进时，进入液压缸的流量由25.1L/min降为0.95L/min,可选二位二通行程换向阀来进行速度换接，以减少速度换接过程中的液压冲击，如图5所示。由于工作压力较低，控制阀均用普通滑阀式结构即可。由工进转为快退时，在回路上并联了一个单向阀以实现速度换接。为了控制轴向加工尺寸，提高换向位置精度，采用死挡块加压力继电器的行程终点转换控制。a.换向回路图5换向和速度切换回路的选择3压力控制回路的选择由于采用双泵供油回路，故采用液控顺序阀实现低压大流量泵卸荷，用溢流阀调整高压小流量泵的供油压力。为了便于观察和调整压力，在液压泵的出口处、背压阀和液压缸无杆腔进口处设测压点。将上述所选定的液压回路进行整理归并，并根据需要作必要的修改和调整,最后画出液压系统原理图如图所示。为了解决滑台快进时回油路接通油箱，无法实现液压缸差动连接的问题，必须在回油路上串接一个液控顺序阀io,以阻止油液在快进阶段返回油箱。同时阀9起背压阀的作用。为了避免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11。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6。当滑台碰上死挡块后，系统压力升高，压力继电器发出快退信号，操纵电液换向阀换向。在进油路上设有压力表开关和压力表，钻孔行程终点定位精度不高，采用行行程开关控制即可。图7液压系缢匣理囹」四液压元件的选择本设计所使用液压元件均为标准液压元件，因此只需确定各液压元件的主要参数和规格，然后根据现有的液压元件产品进行选择即可。1确定液压泵和电机规格计算液压泵的最大工作压力由于本设计采用双泵供油方式，根据液压系统的工况图，大流量液压泵只需在快进和快退阶段向液压缸供油，因此大流量泵工作压力较低。小流量液压泵在快速运动和工进时都向液压缸供油，而液压缸在工进时工作压力最大，因此对大流量液压泵和小流量液压泵的工作压力分别进行计算。根据液压泵的最大工作压力计算方法，液压泵的最大工作压力可表示为液压缸最大工作压力与液压泵到液压缸之间压力损失之和。对于调速阀进口节流调速回路，选取进油路上的总压力损失》△,同时考虑到压力继电器的可靠动作要求压力继电器动作压力与最大工作压力的压差为0.5MPa,则小流量泵的最高工作压力可估算为p屛>呂+Ap+ =^3,96+0.6+0.5^MPa=5.01MPa大流量泵只在快进和快退时向液压缸供油，图中表明，快退时液压缸中的工作压力比快进时大，如取进油路上的压力损失为0.3MPa，则大流量泵的最高工作压力为：I+工Ap=f.43+03^MPa=UOMPa计算总流量表3表明，在整个工作循环过程中，液压油源应向液压缸提供的最大流量出现在快进工作阶段，为27L/min,若整个回路中总的泄漏量按液压缸输入流量的10%计算，则液压油源所需提供的总流量为：q±X27=L/min工作进给时，液压缸所需流量约为L/min，但由于要考虑溢流阀的最小稳定溢流量3L/min,故小流量泵的供油量最少应为L/min。确定液压泵的规格和电动机功率据据以上液压油源最大工作压力和总流量的计算数值，上网或查阅有关样本，确定PV2R12-6/33型双联叶片泵能够满足上述设计要求，因此选取PV2R12-6/33型双联叶片泵，其中小泵的排量为6mL/r，大泵的排量为33mL/r，若取液压泵的容积效率n=0.9,则当泵的转速n=940r/min时，双泵供油的实际v p输出流量为=(6x940x0.9/1000+33x940x0.9/WOO)L/mm=(5』+27.9)L/min=33Umin该流量能够满足液压缸快速动作的需要。表3液压泵参数选择元件名称估计流量L/min_1规格额定流量L/min1额定压力MPa型号双联叶片泵——/27.9)最高工作压力为21MPaPV2R12—6/33由于液压缸在快退时输入功率最大，若取泵的总效率n,则液压泵驱动电动机所需的功率为：pqL70x10&x33xIftAP>上斗= =——?KW=IJ7KW帀 605雷就1(卩P根据上述功率计算数据，此系统选取Y100M-6型电动机，其额定功率，额定转速nn€940r/min3.阀类元件和辅助元件的选择图7液压系统原理图中包括调速阀、换向阀、单项阀等阀类元件以及滤油器、空气滤清器等辅助元件。（1）．阀类元件的选择根据上述流量及压力计算结果，对图7初步拟定的液压系统原理图中各种阀类元件及辅助元件进行选择。其中调速阀的选择应考虑使调速阀的最小稳定流量应小于液压缸工进所需流量。通过图7中5个单向阀的额定流量是各不相同的，因此最好选用不同规格的单向阀。溢流阀2、背压阀9和顺序阀10的选择可根据调定压力和流经阀的额定流量来选择阀的型式和规格，其中溢流阀2的作用是调定工作进给过程中小流量液压泵的供油压力，因此该阀应选择先导式溢流阀，连接在大流量液压泵出口处的顺序阀10用于使大流量液压泵卸荷，因此应选择外控式。背压阀9的作用是实现液压缸快进和工进的切换，同时在工进过程中做背压阀，因此采用内控式顺序阀。最后本设计所选择方案如表5所示，表中给出了各种液压阀的型号及技术参数。表4阀累元件的选择序号元件名称通过的流量L/min1规格型号1三位五通电液阀66/8235DY-100BY2行程阀22C-100BH3调速阀<1Q-6B4单向阀66/82I-100B5单向阀8I-100B6背压阀9<1B-10B7溢流阀Y-10B8单向阀1166/82I-100B9单向阀3I-63B10单向阀4I-10B11顺序阀XY-63B4.油管的选择图7中各元件间连接管道的规格可根据元件接口处尺寸来决定，液压缸进、出油管的规格可按照输入、排出油液的最大流量进行计算。由于液压泵具体选定之后液压缸在各个阶段的进、出流量已与原定数值不同，所以应对液压缸进油和出油连接管路重新进行计算，如表5所示。流量速度，快】进工进快退~1jrai jis<j表流量速度，快】进工进快退~1jrai jis<j表5液压缸的进、出油流量和运动速度qi输入流量L/min—195x(5J+27.9)排出流量L/min—1运动速度m/min95-44.7=62JLAiiin=62.3x—L/min95=293Vmin十齐2A~A2(5.1+279)>10'60x(95-44.7)>：IO-"0J09m/sTTI?Sq2=(A2qi)/Ai=/min=(5J+27r9)L/min-33L/rnin旳=%T95=33x——L/min44.7—70L/min35x10' 『= m/s60x44.7x1O'*=0.123m/s根据表8中数值，当油液在压力管中流速取4m/s时，可算得与液压缸无杆腔和有杆腔相连的油管内径分别为:K_卜^&23xl0K_卜^&23xl0JJTPV60x3.14^4阳-14x70x1ft-160x3.14x4乂10"mm=193mmx10mni=1^.2mm为了统一规格，按产品样本选取所有管子均为内径20mm、外径28mm的10号冷拔钢管。

5油箱的设计油箱的主要用途是贮存油液，同时也起到散热的作用，参考相关文献及设计资料，油箱的设计可先根据液压泵的额定流量按照经验计算方法计算油箱的体积，然后再根据散热要求对油箱的容积进行校核。油箱中能够容纳的油液容积按JB/T7938—1999标准估算，取g=6时，求得其容积为V=gq=6X(5.6+31)按JB/T7938—1999规定，取标准值V=220L。液压系统性能的验算本例所设计系统属压力不高的中低压系统，无迅速起动、制动需求，而且设计中已考虑了防冲击可调节环节及相关防冲击措施，因此不必进行冲击验算。这里仅验算系统的压力损失，并对系统油液的温升进行验算。1管路系统压力损失演算由于有同类型液压系统的压力损失值可以参考，故一般不必验算压力损失值。下面以工进时的管路压力损失为例计算如下：设：进油管、回油管长约为l=2m，油管内径d=X10-3m，通过流量qv=LX10-3m3/s),选用L-HM32全损耗系统用油，考虑最低温度为15°C,v=1.5cm2/s。(1)工作进给时进油路压力损失:运动部件工作近给时的是、最大速度为m/min,进给时的最大流量为L/min,则液压油在管内流速v为1d24d244x0.392x1033.14x1.22cm/min=346cm/min=5.78cm/s管道流动雷洛数Re为1=743R_ud_ _ 4x70xl0_J=743cv7idv60xx20x10~Jx1x10~4Re<2300，可见有野在管道内流态为层流，其沿程阻力系数1入=75/Re,11进油管的沿程压力损失,p1-1为

Ap1„1九Ap1„1九l…1.2

d€16.29x(2,0.3)1.2x10„2920x0.057822Pa€4798Pa€0.004798MPa查得换向阀35EF30-E10B的压力损失Ap1-2X106Pa,调速阀QF3-E10B的压力损失Ap13=0.5MPa,单向阀AF3-Eb10B的压力损失Ap14=0.1MPa。忽略油液通过管接头、油路板等处的局部压力损失，则进油路总压力损失AP1为Ap€Ap,Ap,Ap,Ap二0.004798+0..05,0.5,0.1=0.655MPa1 1„1 1„2 1„3 1„4工作进给时间回油路的压力损失：由于选用单活塞杆液压缸，且液压缸有感腔的工作面积为无感强的工作面积的二分之一，则回油管道的流量为进油管道的二分之一，则v=v/2=cm/s21Re=vd/v=X22入=75/Re=75/回油管道的沿程压力损失Ap2-1为：Ap2„1Ap2„1€32.4x41.2x10„2920x0.028922Pa€0.0041x106Pa查产品样本知换向阀35EF30-E10B勺压力损失Ap2-25X106Pa,背压阀FBF3-6B和顺序阀XF3-10E的压力损失共为Ap23=0.3X106Pao回油路总压力损失Ap2为Ap2=Ap2-1+Ap2-2+Ap2-3=()X106Pa=0.327X106Pa变量泵出口处的压力pp：p=F/H+AAp A/31000/0.95+40.05x0.027x102pp= cm22+Ap€( +0.15x106)PaA 1 7854x10-61=X106Pa快进时的压力损失：快进时液压缸为差动连接，流量为液压泵出口流量的两倍即34L/min。4x4x34x1033.14x1.22x60cm/s€501cm/sRe1.d€Re1.d€u501x1.213€40175 7575€丄5€0.1871Re4011沿AD管程压力损失Ap1-1为：lpv 2 920x5.012Ap=入 2€0.187x x Pa€0.36x106Pa1-1 d2 1.2x10-2 2沿AB管程压力损失Ap1-4为：,p1-4,p1-4l„v 2d20.31.2x10-2920x5.0122Pa=0.05x106Pa同样可求管道FC及AF段的沿程压力损失,p1-2和,p1-3为4x4x17x1033.14x1.22x60cm/s=251cm/sRe2vd251x1.2二201Re2vd251x1.2二2017575Re201=0.37,p1,p1-20.37x2 920x2"1.2x10-2 2Pa=0.18x106Pa,p1-,p1-3=0.37x1.2 920x2.5121.2x10-2 2Pa=0.18x106PaF+——A<F+——A<2cm二[(2x0.36+0.05+0.18+0.18+2x617+0.1+0.05))x106100040.05x10-4x0.95]Pa查产品样本知，流经各阀的局部压力损失为:换向阀35EF30-E10B的压力损失,p2-1X106Pa单向阀AF3-Eb10B的压力损失,p2-2=行程阀AXLF3-E10B的压力损失,p2-3=据分析在差动连接中，泵的出口p=2,p +Ap +Ap +,p +2,p +2,p +2,pp 1-1 1-2 1-3 1-4 2-1 2-2 2-3二1.74x106Pa快退时压力损失验算从略。上述验算表明，无需修改原设计。2系统温升的验算在整个工作循环中，工进阶段所占的时间最长，为了简化计算，主要考虑工进时的发热量。一般情况下，工进速度大时发热量较大，由于限压式变量泵在流量不同时，效率相差极大，所以分别计算最大、最小时的发热量，然后加以比较，取最大者进行分析。当v=5cm时兀 兀q=D2v二 x0.12x0.05m3/min=0.3925L/min4此时泵的效率为0.1，泵的出口压力为5.2Mpa，则有5.2x0.3925P二 kw二0.34kw输入60x0.1P€Fv€31000x—x10-2x10-3kw=0.026kw输出60此时的功率损失为AP€p—p€(0.34—0.026)kw=0.314kw输入输出可见在工进速度低时，功率损失为kw，发热量大。假定系统的散热状况一般，取K€10x10-3kw/(cm2・„C),油箱的散热面积A为A€0.0653V2€1.92m2系统温升为At€竺€ 0314 „C€16.35„CKA 10x10，3x1.92验算表明系统的温升在许可范围内。液压缸主要尺寸的确定1由上述计算液压缸得：液压缸工作压力：P=4MPa液压缸内径： D=110mm活塞杆直径： d=80mm2液压缸壁厚和外径计算：在工程机械中，液压缸的壁厚由