完整word版卧式单面多轴钻孔组合机床动力滑台液压系统课程设计Word下载.docx
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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。
导轨的正压力等于动力部件的重力，设导轨的静摩擦力为，则
静摩擦阻力
动摩擦阻力
（3）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0.05s，工作台最大移动速度，即快进、快退速度为4.5m/min，因此惯性负载可表示为
如果忽略切削力引起的颠覆力矩对导轨摩擦力的影响，并设液压缸的机械效率=0.9，根据上述负载力计算结果，可得出液压缸在各个工况下所受到的负载力和液压缸所需推力情况，如表1所示。
表1液压缸总运动阶段负载表（单位：
N）
工况
负载组成
负载值F/N
推力F//N
启动
4000
4444.44
加速
3585.68
3984.08
快进
2000
2222.22
工进
14700
16333.33
反向启动
快退
制动
414.32
460.36
三负载图和速度图的绘制
根据负载计算结果和已知的个阶段的速度，可绘制出工作循环图如图1（a）所示，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、快进行程L1=400-100=300mm、工进行程L2=100mm、快退行程L3=400mm，工进速度。
快进、工进和快退的时间可由下式分析求出。
快进
工进
快退
根据上述已知数据绘制组合机床动力滑台液压系统绘制负载图（F-t）如图1（b）,速度循环图如图1（c）所示。
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
四确定液压系统主要参数
4.1确定液压缸工作压力
由表2和表3可知，组合机床液压系统在最大负载约为17000N时宜取3MP。
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
0.8~2
3~5
2~8
8~10
10~18
20~32
4.2计算液压缸主要结构参数
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=0.8MPa。
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，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=0.6MPa。
工进时液压缸的推力计算公式为
，
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
液压缸缸筒直径为
mm
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=0.707×
89.46=63.32mm，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：
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
工作台在快退过程中所需要的流量为
工作台在工进过程中所需要的流量为
q工进=A1×
v1’=0.318L/min
根据上述液压缸直径及流量计算结果，进一步计算液压缸在各个工作阶段中的压力、流量和功率值，如表4所示。
表4各工况下的主要参数值
推力F’/N
回油腔压力P2/MPa
进油腔压力P1/MPa
输入流量q/L.min-1
输入功率P/Kw
计算公式
快
进
5556
1.54
——
6949
2.31
1.81
快速
2778
1.49
0.99
22.73
0.375
27788
0.8
3.29
0.95
0.052
起动
2180
0.49
0.6
2.84
1.82
20.02
0.607
414.3
1.3
注：
。
4.3绘制液压缸工况图
并据表4可绘制出液压缸的工况图，如图2所示。
图2组合机床液压缸工况图
五液压系统方案设计
5.1选用执行元件
因系统运动循环要求正向快进和工进，反向快退，且快进，快退速度相等，因此选用单活塞杆液压缸，快进时差动连接，无杆腔面积A1等于有杆腔面积A2的两倍。
5.2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。
从工况图中可以清楚地看到，在这个液压系统的工作循环内，液压要求油源交替地提供低压大流量和高压小流量的油液。
而快进快退所需的时间和工进所需的时间分别为
亦即是=20因此从提高系统效率、节省能量角度来看，如果选用单个定量泵作为整个系统的油源，液压系统会长时间处于大流量溢流状态，从而造成能量的大量损失，这样的设计显然是不合理的。
如果采用一个大流量定量泵和一个小流量定量泵双泵串联的供油方式，由双联泵组成的油源在工进和快进过程中所输出的流量是不同的，此时液压系统在整个工作循环过程中所需要消耗的功率估大，除采用双联泵作为油源外，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泵供油方案，有利于降低能耗和生产成本，如图3所示。
图3双泵供油油源
5.3选择快速运动和换向回路
根据本设计的运动方式和要求，采用差动连接与双泵供油两种快速运动回路来实现快速运动。
即快进时，由大小泵同时供油，液压缸实现差动连接。
本设计采用二位二通电磁阀的速度换接回路，控制由快进转为工进。
与采用行程阀相比，电磁阀可直接安装在液压站上，由工作台的行程开关控制，管路较简单，行程大小也容易调整，另外采用液控顺序阀与单向阀来切断差动油路。
因此速度换接回路为行程与压力联合控制形式。
5.4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23.07L/min降0.318L/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4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b.速度换接回路
图4换向和速度切换回路的选择
参考同类组合机床，选用双作用叶片泵双泵供油，调速阀进油节流阀调速的开式回路，溢流阀做定压阀。
为了换速以及液压缸快退时运动的平稳性，回油路上设置背压阀，初定背压值Pb=0.8MPa。
5.5组成液压系统原理图
选定调速方案和液压基本回路后，再增添一些必要的元件和配置一些辅助性油路，如控制油路、润滑油路、测压油路等，并对回路进行归并和整理，就可将液压回路合成为液压系统，即组成如图5所示的液压系统图。
为便于观察调整压力，在液压泵的进口处，背压阀和液压腔进口处设置测压点，并设置多点压力表开关，这样只需一个压力表即能观察各压力。
要实现系统的动作，即要求实现的动作顺序为：
则可得出液压系统中各电磁铁的动作顺序如表5所示。
表中“+”号表示电磁铁通电或行程阀压下；
“—”号表示电磁铁断电或行程阀复位。
表5电磁铁的动作顺序表
图5液压系统图
5.5系统图的原理
1．快进
快进如图所示，按下启动按钮，电磁铁1YA通电，由泵输出地压力油经2三位五通换向阀的左侧，这时的主油路为：
进油路：
泵→向阀10→三位五通换向阀2（1YA得电）→行程阀3→液压缸左腔。
回油路：
液压缸右腔→三位五通换向阀2（1YA得电）
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