单面多轴钻孔组合机床动力滑台液压系统优秀课程设计Word文档格式.docx

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（2）摩擦负载摩擦负载即为导轨摩擦阻力：

静摩擦阻力

动摩擦阻力

（3）惯性负载

（4）运动时间

快进

工进

快退

设液压缸机械效率ηcm=0.9，得出液压缸在各工作阶段负载和推力，如表1所列。

表1液压缸各阶段负载和推力

工况

负载组成

液压缸负载F/N

液压缸推力F0=F/ηcm/N

启动

加速

快进

工进

反向开启

快退

1960

1480

980

31448

2180

1650

1090

34942

依据液压缸在上述各阶段内负载和运动时间，即可绘制出负载循环图F-t和速度循环图-t，图1所表示。

二、确定液压系统关键参数

1．初选液压缸工作压力

所设计动力滑台在工进时负载最大，在其它工况负载全部不太高，参考表2和表3，初选液压缸工作压力p1=4MPa。

2．计算液压缸关键尺寸

鉴于动力滑台快进和快退速度相等，这里液压缸可选择单活塞杆式差动液压缸（A1=2A2），快进时液压缸差动连接。

工进时为预防孔钻通时负载忽然消失发生前冲现象，液压缸回油腔应有背压，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

<

5

5~10

10~20

20~30

30~50

>

50

工作压力/MPa

0.8~1

1.5~2

2.5~3

3~4

4~5

≥5

表3多种机械常见系统工作压力

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

0.8~2

3~5

2~8

8~10

10~18

20~32

表4实施元件背压力

系统类型

背压力/MPa

简单系统或轻载节流调速系统

0.2~0.5

回油路带调速阀系统

0.4~0.6

回油路设置有背压阀系统

0.5~1.5

用补油泵闭式回路

0.8~1.5

回油路较复杂工程机械

1.2~3

回油路较短且直接回油

可忽略不计

表5按工作压力选择d/D

≤5.0

5.0~7.0

≥7.0

d/D

0.5~0.55

0.62~0.70

0.7

表6按速比要求确定d/D

2/1

1.15

1.25

1.33

1.46

1.61

2

0.3

0.4

0.5

0.55

0.62

0.71

注：

1—无杆腔进油时活塞运动速度；

2—有杆腔进油时活塞运动速度。

由式得

则活塞直径

参考表5及表6，得d0.71D=77mm，圆整后取标准数值得D=110mm，d=80mm。

由此求得液压缸两腔实际有效面积为

依据计算出液压缸尺寸，可估算出液压缸在工作循环中各阶段压力、流量和功率，如表7所列，由此绘制液压缸工况图图2所表示。

表7液压缸在各阶段压力、流量和功率值

推力

F0/N

回油腔压力

p2/MPa

进油腔压力

p1/MPa

输入流量

q×

10-3/m3/s

输入功率

P/KW

计算公式

快进

开启

—

0.43

加速

p1+Δp

0.77

恒速

0.66

0.33

工进

0.6

3.96

0.84×

10-2

0.033

快退

0.49

1.43

1.31

0.45

0.59

1.Δp为液压缸差动连接时，回油口到进油口之间压力损失，取Δp=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。

三、确定液压系统原理图

1．选择基础回路

（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改变小，故可选择进口节流调速回路。

为预防孔钻通时负载忽然消失引发运动部件前冲，在回油路上加背压阀。

因为系统选择节流调速方法，系统肯定为开式循环系统。

（2）选择油源形式从工况图能够清楚看出，在工作循环内，液压缸要求油源提供快进、快退行程低压大流量和工进行程高压小流量油液。

最大流量和最小流量之比qmax/qmin=0.5/（0.84×

10-2）60；

其对应时间之比（t1+t3）/t2=（1+1.5）/56.8=0.044。

这表明在一个工作循环中大部分时间全部处于高压小流量工作。

从提升系统效率、节省能量角度来看，选择单定量泵油源显然是不合理，为此可选择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，最终确定选择双联叶片泵方案，图2a所表示。

（3）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，故选择换向时间可调电液换向阀式换向回路，以减小液压冲击。

因为要实现液压缸差动连接，所以选择三位五通电液换向阀，图2b所表示。

（4）选择速度换接回路因为本系统滑台由快进转为工进时，速度改变大（1/2=0.1/（0.88×

10-3）114），为降低速度换接时液压冲击，选择行程阀控制换接回路，图2c所表示。

（5）选择调压和卸荷回路在双泵供油油源形式确定后，调压和卸荷问题全部已基础处理。

即滑台工进时，高压小流量泵出口压力由油源中溢流阀调定，无需另设调压回路。

在滑台工进和停止时，低压大流量泵经过液控次序阀卸荷，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。

2．组成液压系统

将上面选出液压基础回路组合在一起，并经修改和完善，就可得到完整液压系统工作原理图，图3所表示。

在图3中，为了处理滑台工进时进、回油路串通使系统压力无法建立问题，增设了单向阀6。

为了避免机床停止工作时回路中油液流回油箱，造成空气进入系统，影响滑台运动平稳性，图中添置了一个单向阀13。

考虑到这台机床用于钻孔（通孔和不通孔）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，它发出快退信号，操纵电液换向阀换向。

四、计算和选择液压件

1．确定液压泵规格和电动机功率

（1）计算液压泵最大工作压力

小流量泵在快进和工进时全部向液压缸供油，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p1=3.96MPa，如在调速阀进口节流调速回路中，选择进油路上总压力损失∑∆p=0.6MPa，考虑到压力继电器可靠动作要求压差∆pe=0.5MPa，则小流量泵最高工作压力估算为

大流量泵只在快进和快退时向液压缸供油，由表7可见，快退时液压缸工作压力为p1=1.43MPa，比快进时大。

考虑到快退时进油不经过调速阀，故其进油路压力损失比前者小，现取进油路上总压力损失∑∆p=0.3MPa，则大流量泵最高工作压力估算为

（2）计算液压泵流量

由表7可知，油源向液压缸输入最大流量为0.5×

10-3m3/s，若取回路泄漏系数K=1.1，则两个泵总流量为

考虑到溢流阀最小稳定流量为3L/min，工进时流量为0.84×

10-5m3/s=0.5L/min，则小流量泵流量最少应为3.5L/min。

（3）确定液压泵规格和电动机功率

依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，最终确定选择PV2R12-6/33型双联叶片泵。

其小流量泵和大流量泵排量分别为6mL/r和33mL/r，当液压泵转速np=940r/min时，其理论流量分别为5.6L/min和31L/min，若取液压泵容积效率ηv=0.9，则液压泵实际输出流量为

因为液压缸在快退时输入功率最大，若取液压泵总效率ηp=0.8，这时液压泵驱动电动机功率为

依据此数值查阅产品样本，选择规格相近Y100L—6型电动机，其额定功率为1.5KW，额定转速为940r/min。

2．确定其它元件及辅件

（1）确定阀类元件及辅件

依据系统最高工作压力和经过各阀类元件及辅件实际流量，查阅产品样本，选出阀类元件和辅件规格如表8所列。

其中，溢流阀9按小流量泵额定流量选择，调速阀4选择Q—6B型，其最小稳定流量为0.03L/min，小于本系统工进时流量0.5L/min。

表8液压元件规格及型号

序号

元件名称

经过最大流量q/L/min

规格

型号

额定流量qn/L/min

额定压力Pn/MPa

额定压降∆Pn/MPa

1

双联叶片泵

PV2R12-6/33

5.1/27.9*

16

三位五通电液换向阀

70

35DY—100BY

100

6.3

3

行程阀

62.3

22C—100BH

4

调速阀

Q—6B

6

单向阀

I—100B

0.2

29.3

7

液控次序阀

28.1

XY—63B

63

8

背压阀

B—10B

10

9

溢流阀