设计一台钻镗两用组合机床的液压系统

二○一二年五月北京理工大学珠海学院书 设计一台钻、镗两用组合机床的液压系统，要求液压系统完成“快进→工进→快退→停止”的工作循环及工件的定位与2000N，运动部件自重为18000N，mm进行程为200mm，快进、快退速度mmin0mm/min，加、减速时间为，导轨为平导轨，静摩擦系数为，动摩擦系数为。工件所需夹紧力NN松开到夹紧的时间为液压传动课程设计一般包括以下内容：阶段阶段主要内容(1)阅读、研究设计任务书，明确设计内容和不仅可以巩固所学的理论知识，也可以为以后的设计工(2)液压传动课程设计应在教师指导下独立完成。教师的指导作用是指明设计思路，启发学生独立思考，解答疑难问题，按设计进度进行阶段审查，学生必须发挥主观能动性，积极思考问题，而不应被动地依赖教师查资料、给数据、定方(3)设计中要正确处理参考已有资料与创新的关系。任何设计都不能凭空想象出来，利用已有资料可以避免许多重复工新的设计任务又总有其特定的设计要求和具体工作条件，因而不能盲目地抄袭资料，必须具体分析，创造性地设计。(4)学生应按设计进程要求保质保量的完成设计任务。五、课程设计内容(含技术指标)设计中等复杂程度的机床液压传动系统，确定液压传动方案，选择有关液压元件，设计液压缸的结构，编写技术文件并绘制有关图纸。生提交材料一览表材料名称及顺序材料名称及顺序规格单位数量课程设计任务书A4张设计计算说明书A4份1Pro/E三维造型份1液压系统原理图2#图纸张1液压缸的装配图1#图纸张1零件图4#图纸张3课程设计档案袋A4个1课程设计材料清单写在档案袋封面上123456789课程设计材料装订本七、工作要求1．液压系统的工况分析时，要作出负载循环图和速度循环。2．拟订液压系统原理图，采用合理的执行机构，确定正确的调速方案和速度换接方法，完善系统的调压、卸荷及执行元件的换向和安全互锁等要求。3．正确计算液压缸的主要尺寸以及所需的压力和流量；正确计算液压泵的工作压力、流量和传动功率；合理选择液压泵和电动机的类型和规格；合理选择阀类元件和辅助元件的规CAD图，图纸应符合国家标准。液压系统原理图中应附有液压元件明细表、各执行元件的动作顺序工作循环图和电电器元件动作顺序表6.用专用的本子做设计，每天由指导教师审阅签字。7.在指定的教室内进行设计。随着科学技术和工业生产的飞跃发展，国民经济各个部门迫切需要各种各样的质量优、性能好、能耗低、价格廉的液压机床产品。其中，产品设计是决定产品性能、质量、水平、市场竞争能力和经济效益的重要环节。产品的设计包括液压系统的功能分析、工作原理方案设计和液压传动方案设计等。这些设计内容可作为液压传动课程设计的内容。很明显，液压系统设计本身如果存在问题，常常属于根本性的问题，可能造成液压机床的灾难性的失误。因此我们必须重视对学生进行液压传动设计能力的培高效率的专用机床，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、铣、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。设计一台钻镗两用组合机床的液压系统,要求液压系统完“快进→工进→快退→停止”的工作循环及共建的定位与夹紧。已知：最大切削力12000N，移动部件总重量18000N；工作台快进行程为200mm，工进行程为200mm，快进、快退的速度为5m/min，工进速度应在(20~100)mm/min范围内无级调速；加、减速时间为，导轨为平导轨，静摩擦系数，动摩擦系数。共建所需夹紧力不得超过6000N，最小不低于4000N，有松开到夹动摩擦系数分别为fs=、fd=。l1=200mm，l2=200mm，参数数值切削阻力(N)12000滑台自重(N)18000快进、快退速度(m/min)工进速度(mm/min)启动换向时间(s)液压缸机械效率50—100钻镗两用组合机床的液压系统中，钻镗的轴向切削力惯性负载静摩擦阻力动摩擦阻力F=m==765Nmt9.8600.2fs工况负载组成负载值F推力F/nm启动3600N4000N加速2565N2850N快进1800N2000N工进13800N15333N快退1800N2000N环图和速度循环图的绘制时，负载力最大为15333N，其他工况下负载力相对较小。所设计组合机床动力滑台液压系统的速度循环图可根据已知的设计参数进行绘制，已知快进和快退速度VVmmin程L1=200mm、工进行程L2=200mm、快退行程L3=400mm，工进速度V2=20~100mm/min。根据上述已知数据绘制组合机床动力滑台液压系统的速度循环图所设计的动力滑台在工进时负载最大，其值为N它工况时的负载都相对较低，参考表2-2和表2-3按照负载大小或按照液压系统应用场合来选择工作压力液压机液压机大中型挖掘机重型机械起重运输机械2农业机械小型工程机械建筑机械液压凿岩机床龙门刨床机组合机床机械类型工作压力MPa0由于工作进给速度与快速运动速度差别较大，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，而液压缸缸体随滑台运动的常情况下，应把液压缸设计成无杆腔12工作面积A是有杆腔工作面积A12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)，执行元件的背压~~~~~~~~统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≈。快退时回油腔中也是有背压的，这时选取被压值p2=。工进时液压缸的推力计算公式为F/n=ApAp=Ap(A/2)p，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此时液压缸两腔的实际有效面积分别为：工作台在快进过程中，液压缸采用差动连接，此时系统所需要的流量为快进121工作台在快退过程中所需要的流量为快退22工作台在工进过程中所需要的流量为工进11其中最大流量为快进流量为min。0=——0=————1率FN2P根据上述液压缸直径及流量计算结果，进一步计算液力、流量和功率值，如表3所121121P1=(F’+p2A2)/A1工进Av112121起动加速恒速加速恒速3————~~————————0把表2-5中计算结果绘制成工况图，如图2-3所示。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。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，所以油散热效率，防止油液温升过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动连接，选用三位五通电磁换增设液压夹紧支路，应考虑选Y算可知，当工作台从快进转为工进时，进入液压缸的流量由L/min降为~L/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。ab.速度换接回路能量的角度来看，采用单个单个定量泵作为油源显然不适合的，宜采用双泵供油系统，也可选用限压式变量泵作油源。但限压式变量泵结构复杂、成本高，且流量突变时液压冲击较大，工作平稳性差，最后确定选用双联液压生产成本，如图3-2所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，并根据需要作最后画出液压系统原理图如图3-3所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7，同时阀8起背压阀的作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，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。5、6、10、13—单向阀7—顺序阀流阀11—过滤器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。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。对于调速阀进口节流调速回路，选取进油路上的总压求压力继电器动作压力与最大工作压力的压差为，则小流量泵的最高工作压力可估算为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，则大流量泵的最高工作压力为：液压缸提供的最大流量出现在快退工作阶段，为L/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：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min。据据以上液压油源最大工作压力和总流量的计算数值，PV2R型双联叶片泵能够满足上述vp积效率n=，则当泵的转速n=940r/minvp为q=69401000=L/minp小该流量能够满足液压缸工进速度的需要。大泵的输出流量为q=26*940*1000=minp大双泵供油的实际输出流量为该流量能够满足液压缸快速动作的需要。—由于液压缸在快退时输入功率最大，这时液压泵工作压p力为，流量为min。取泵的总效率n=0.75，则液压泵驱动电p根据上述功率计算数据，按JB/T9616-1999，此系统选W阀等阀类元件以及滤油器、空气滤清器等辅助元件。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是各不相同的，因此最好选用不同规格的单向阀。调定压力和流经阀的额定流量来选择阀的型式和规格，其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7用于使大流量液压泵卸荷，因此8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，因此采用内控式顺择方案如表4-2所示，表中给出了各种液压阀的型号及技术参数。PV2R12-6/26AXQF-E10BAXQF-E10BAXQF-E10BAF3-Ea10BYF—E10BEBEBAF3-Ea10BJ泵阀量—量nnn降n—<<———123456789关————AFEa0B压力继电器—DKA——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，所以应对管路重新进行计算，如表4-3所度快进工进快退时，可算得与液压缸无杆腔和有杆腔相连的油管内径分别1d=2=260=20.57mm因此与液压缸相连的两根油管可以按照标准GB/T2351-2005选用公称通径为025和015的无缝钢管或高压软管。如果液压缸采用缸筒固定式，则两根连接管采用无缝钢管连接在液压缸缸筒上即可。如果液压缸采用活塞杆固定式，则与液压缸相连的两根油管可以采用无缝钢管连接在液压缸活塞杆上或采用高压软管连接在缸筒上。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。JBT标准估111长为：l=1107mm，宽w=738mm，高为h1=369mm。因为箱盖上需要安装其他液压元件，因此箱盖厚度取为10mm。为了易于散热和便于对油箱进行搬移及维护保养，取箱底离地的距离为160mm。因此，油箱基体的总长总宽总为了更好的清洗油箱，取油箱底面倾斜角度为0.5。各种油管的尺寸油箱上回油管直径可根据前述液压缸进、出油管直径泄漏油管的尺寸远小于回油管尺寸，可按照各顺序阀或液压泵等元件上泄漏油口的尺寸进行选取。油箱上吸油管的尺寸可根据液压泵流量和管中允许的最大流速进行计算。液压泵的吸油管径应尽可能选择较大的尺寸，以防止液压泵内气穴的发生。因此根据上述数据，按照标准取公损失滑台在快进、工进和快退工况下的压力损失计算如下：滑台快进时，液压缸通过电液换向阀差动连接。由表8腔。由此进油路上的总压降为：此值不大，不会使压力阀开启，帮能确保两个泵的流液压缸。在回油路上，液压缸有杆腔中的油液通过电液换向阀2行程阀3流入无杆腔。由此可算出快进时有杆腔压力p2与无杆腔压力p1之差。p=pp21.041+0.198)MPa=0.302MPa小于原估计值(见表2-5)，所以是安全的。滑台工进时，在进油路上，油液通过电液换向阀2、调的压力损失为。通过顺序阀7的流量为(+22)=min，因此这时液压缸回油腔的压力p2为：p=[0.5(0.25)2+0.5+0.3(22.25)2]MPa63按表2-5中公式重新计算工进时液压缸进油腔压力p1，即F+pA22778+0.5371064.48104p=2=MPa1A951041061考虑到压力继电器的可靠动作要求压差pe=，故溢流阀此值远小于估计值，因此液压泵的驱动电动机的功率在回油路上总的压降为aV2638063所以，快退时液压泵的最大工作压力pp应为p=p+p=(2.58+0.082)MPa=2.662MPap