设计一卧式单面多轴钻孔组合机床动力滑台的液压系统Word下载.docx
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选用双作用叶片泵双泵供油，同时这是调速阀进油调速的开式回路来满足快进、快退和丄进的功能。
快进或快退时双泵进行供油，工进时，小泵单独供油，同时利用节流阀调速保证工进速度。
整个回路釆用溢流阀作定压阀，起安全阀作用。
为防止钻孔钻通时滑台突然失去负载向前冲，回油路上设置背压阀，初定背压值为ph=^MPao
2.选用执行元件
因系统循环要求正向快进和工作，反向快退，且快进、快退速度相等。
实现快进快退速度相等有以下儿种方法：
1）单活塞杆液压缸，快进时差动连接，无杆腔面积4等于有杆腔面积任的两倍。
2）采用双活塞杆液压缸，因两腔有效面积相等，即可满足快进、快退速度相等的要求。
差动连接可降低整个系统工作压力，同时可选用更小规格的油泵。
而且组合机床对工作压力要求的供油压力井不高，所以选择方案一
3.快速运动回路和速度换接回路
根据题LI运动方式和要求，釆用方案一的快速回路系统，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，山大小泵同时供油，液压缸实现差动连接。
采用二位二通电磁阀的速度回路，控制山快进转为工进。
与釆用行程阀相比，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。
4.换向回路的选择
本系统对换向的平稳性没有严格的要求，所以采用电磁换向阀的换向回路，采用三位五通阀。
5•组成液压系统绘原理图
将上述所选定的液压回路进行组合，并根据要求作必要的修改补充，即组成如图2所示的液圧系统图。
为便于观察调整压力，在液压泵的进口处、背压阀和液压缸无杆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测各点压力。
图2组合机床动力滑台液压系统原理图
液丿玉系统中各电磁铁的动作顺序如表2所示。
表2电磁铁动作顺序表
1Y
2Y
3Y
+
-
停止
三、液压系统的参数计算
（-）液压缸参数计算
1.初选同类型组合机床，初定液压缸的工作压力为门=40x10’P"
。
2.确定液压缸的主要结构尺寸
要求动力滑台的快进、快退速度相等，现采用活塞杆固定的单杆式液压缸。
快进差动时，并取无杆腔有效面积人等于有杆腔有效面积儿的两倍，即A=。
为
了防止钻孔钻通时滑台突然失去负载向前冲，在油路上设置背压阀，按［1］表8・2,初，选背压值几=8x10’几“山表1克制最大负载为工进阶段的负载F=23158/V,按此讣算儿则
.F23158■）疋“12
Aj=—=nr总6.43x10nr
P-ip40x105--x8x105i2“2
液压缸直径
由4=2A2可知活塞杆直径
cl=0.707Z）=0.707x9.05cm=6.4cm
按GB/T2348——1993将所计算得D与d值分别圆整打动相近的标准直径，以便采用标准的密封装置。
圆整后得
D=10cmd=7cm
按标准直径算出
A=—D2=—\02cnr
*44
A2=-（D2-J2）=-（102-72）cm2«
40.lcm2
44
按最低工进速度演算液压缸尺寸，查产品样本，调速阀最小稳定流量
^min=0.05L/min,因工进速度v=0.05?
n/min为最小速度，则由⑴式（8-11）
A巴如1=°
3xl0,end=10cm2
%005x10-
上述计算中A严78・5"
『＞10⑷$，满足最低速度的要求。
3.计算液压缸各工作阶段的工作压力、流量和功率根据液压缸的负载图和速度图以及液压缸的有效面积，可以算出液压缸丄作过程中各阶段的压力、流量和功率，在计算工进时按A=8xlO5^/代入，快退时背压按几=5x1（/Pg代入计算公式和计算结果列于表3中。
表3液压缸所需的实际流量、压力和功率
工作循环
负载F
进汕压力
P,
回汕压力
Pb
所需流量
q
输入功率p
N
Pa
L/min
kW
差动快进
pF+APA厂A"
p=p）q
7.96xl05
12.96xl05
16.1
0.174
p_F+&
九?
A
33.6xl05
8xlO5
0.39
0.021
q=A2vP=p）q
12.42xl05
5xlO5
16.8
（）.281
注：
1.差动连接时，液圧缸的回油口到进油口之间的压力损失△〃=5xlO‘P"
.而□,=/?
/+△/儿
2.快退时，液圧缸有杆腔进油，圧力为“厂无杆腔回油，压力为门,。
（二）液压泵的参数计算
由表3可知工进阶段液压缸工作压力最大，若取进油路总压力损失
艺3=5x103/,则液压泵最高工作压力可按⑴式（8-5）算出
p=/?
+SA/?
=（33.6+5）x10、Pa=38.6x10〉Pa
因此泵的额定压力可取prX1.25x38.6x"
內〜48x105Pa。
山表1-5可知，工进时所需流量最小是O.39L/min,设溢流阀最小溢流量为
2.5厶/min,则小流量泵的流量按⑴式（8-16）应为
qpl>
（l.lx0.39+2.5）L/niin«
2.93L/nin,快进快退时液压缸所需的最大流量是16.8厶/min，则泵的总流量为qp=l.lxl6.8L/niin«
18.5L/niin。
即大流量泵的流量
qp2>
qp=（18.5—2.93）L/nin=15.57厶/mino
根据上面计算的压力和流量，査相关产品样本得，选用YB-4/16型双联叶片泵。
该泵额定压力6.3MP"
额定转速960"
min。
（三）电动机的选择
系统为双泵供油系统，其中小泵1的电动机的选择流量
qpi=（4x10-3/60）/w3/5«
0.0667x10-3/5,
大泵2流量你、=（16x107/60）〃,/$20.267X107//S。
差动快进、快退时两个泵同时向系统供油；
工进时，小泵1向系统供油，大泵2卸载。
下面分别计算三个阶段所需要的电动机功率P。
1•差动快进
差动快进时，大泵2的出口压力油经单向阀后与小泵1汇合，然后经单向阀
2,三位五通3,二位二通阀4进入液压缸无杆腔，无杆腔压力
厶=p=7.96x10〉Pg,查样本可知，小泵2的出口压力损失Ap,=4.5x105Pa,大泵2出口到小泵1出口的压力损失A/?
2=1.5x105A/o于是计算可得小泵出压力你=12.46x10’Pd（总效率“]=0.5）,大泵2出口压力p=\3.96x\（^Pa（总效率〃2=0.5）。
电动机功率
Pp®
_J2.46xl05x0.0667xlO-313.96xIO5x0.267x10~3AU/_uz
i=1—■_—=
（1）W=
1//I£
0.50.5
2•工进
考虑到调速阀所需要的最小压力差Ap,=5xl05^o压力继电器可鼎动作需
要压力差△〃2=5xlO'
P“。
因此工进时小泵1的出口压力
Ppl=Pi+^p}+^2=43.6x10%o而大泵2的卸载压力取&
=2x10%。
（小泵1的总效率71=0.565,大泵2总效率；
72=0.3）o
nPpfhPpWz43.6xlO5x0.0667xlO'
32xlO5xO.2xlO"
3
P、=-n1+-=（+）Wa650VV
小曲0.5650.3
3•快退
类似差动快进分析知：
小泵1的出口压力PPX=16.9x10'
%（总效率=0.5）：
大泵2出口压力/9P2=18.4x105^（总效率仏=0.51）。
nPpWhPp心A6.9xlO5x0.0667xlO'
18.4xlO5xO.2xlO'
3XI1Z
P.=-+几-=（+）W心9471V
“]“20.50.51
综合比较，快退时所需功率最大。
据此查样本选用Y90L-66封闭式三相异步电动机，电动机功率\AkW.额定转速940"
四、液压元件的选择
1•液压阀及过滤器的选择
根据液压阀在系统中的最高工作压力与通过该阀的最大流量，可选出这些元件的型号及规格。
本系统中所有阀的额定压力都为63xlO'
P“，额定流量根据各阀通过的流量，确定为10L/min,251/min和63厶/min三种规格，所有元件的型号列于表4中。
过滤器按液压泵额定流量的两倍选取吸油用线隙式过滤器。
表中序号与系统原理图中的序号一致。
表4液压元件明细表
序号
元件名称
最大通过流量/Lmin-1
型号
1
双联叶片泵
20
YB-4/16
2
单向阀
1-25B
三位五通阀
40
35Dr63BY
4
二位二通阀
22D1-63BH
5
调速阀
Q-10B
6
压力继电器
DP1-36B
7
8
液控顺序阀
0.16
XY-25B
9
背压阀
B-10B
10
液控顺序阀（卸载用）
16
11
12
溢流阀
Y-10B
13
过滤器
XY-B32x100
14
压力表开关
K-6B
五、验算液压系统性能
（-）压力损失的验算及泵压力的调整
1•工进时的压力损失验算和小流量泵压力的调整
工进时管路中的流量仅为0.39厶/min,因此流速很小，所以沿程压力损失和局部压力损失都非常小，可以忽略不计。
这是进油路上仅考虑调速阀的压力损失AP1=5xlO5Pt/,回油路上只有背压阀的压力损失，小流量泵的调整压力应等于
工进时液压缸的工作压力p,加上进油路压差△戸则
巧,=门+勺人+5x10’Pa=43.6P&
即小流量泵的溢流阀12应按此压力调整。
1・快退时压力损失验算及大流量泵卸载压力的调整
因快退时，液圧缸无杆腔的回油量是进油量的两倍，起压力损失比快进时要大，因此必须计算快退时的进油路与回油路的压力损失，仪表确定大流量泵的卸载压力。
已知：
快退时进油管和回油管长度均为/=2加，油管直径〃=15x0%,通过的
流量为进油路4=20厶/minqO.333〃?
'
/s,回油路q2=40A/min»
0.667nr/so液压系统选用N32号液压油，考虑最低工作温度为15°
C,山手册查出此时油的运动粘度21.5s21.5"
『/s,油的密度p=900kg/m\液压系统元件釆用集成块似的配置形式。
（1）确定油流的流动状态按［1］式（1-30）经单位换算为Re=—xl04=L2732r/xl04
vdv
式中v平均流速（m/s）；
d——油管内径（〃7）；
V——油的运动粘度（如2/$）；
q通过的流量（”/s）。
则进油路中液流的雷诺数为
^188.4<
2300
c1.2732x0.333x10
^1=15X1O-X1.5X
回油路中液流的雷诺数为
1.2732X0.667X2」。
15xl0-3xl.5
山上可知，进回油路的流动都是层流。
（2）沿程压力损失ZA/9jh[1]式（1-37）可算出进油路和回油路的压力损失。
在进油路上，流速一第=常二：
幕必"
必则压力损失为
Re,a2
=64x2x900x188^_o72x1o5^
188.4x15x10"
3x2
在会有路上，流速为进油路流速的两倍即V=3.76/77/5,则压力损失为
仙力-64/卜"
=
Re,d2
=64x2x900x376^兀卄叽
376.9x15x10"
（3）局部压力损失
由于采用集成块式的液压装置，所以只考虑阀类元件和集成块内油路的压力损失。
通过各阀的局部压力损失按口]式（1-39）计算，结果列于表5中。
表5阀类元件局部压力损失
额定流量
q”/厶•mirT"
实际通过的流量
^/L-min_,
额定压力损失
慟/（xlO5P«
）
实际压力损失
/（xlO5Pci）
单向阀2
25
1.025
三位五通电磁阀3
63
20/40
0.325/1.2875
二位二通电磁阀4
1.2875
单向阀11
0.575
快退时经过三位五通阀的两油道流址不同，圧力损失也不同。
若取集成块进汕路的压力损失切八=0.3x10’Pa，回油路压力损失为妙=O.5xlO5P«
则进油路和回汕路的总的压力损失为
=（0.72+1.025+0.575+0.3）x105=2.62x103Pa
+工®
2=0-444-1.025+1.2875+0.5）xIO5Po=4.2525xl05Pa
查表1-1知快退时液压缸负载F=1052.6N：
则快退时液压缸的工作压力为
=（F+ZA/?
2A,）/A2=[（1052.6+4.2525x105x7.85x10-3）/4.01x10-350.96x10%
因此，大流量泵卸荷阀2的调整压力应大于10.96x105P«
o
从以上验算结果可以看岀，务种工况下的实际压力损失都小于初选的压力损失值，而且比较接近，说明液压系统的汕路结构、元件的参数是合理的，满足要求。
（二）液压系统的发热和温升验算
工进时液压泵的输入功率如前而计算斥=650W
工进时液压缸的输出功率P2=Fv=（23158xO.O5/6O）VV心19.3VV
系统总的发热功率①=人一*=（650-19.3）VV=630.7W
已知汕箱容积V=90L=90x10-3/w3,则按⑴式（8-12）汕箱近似散热而积4为
A=0・065炉=0.065阪？
加2心L5lm2
液温升为
假定通风良好，取油箱散热系数CT=\5x\0^kW/（m2^C）,贝IJ利用⑴式（8-11）可得油
°
C心27.74°
C
设环境温度7\=25°
C,则热平衡温度为
7；
=T2+ST=25°
C+27.74°
C=52.74°
Cv[7J=55°
C所以汕箱散热基本可达到要求。
参考文献
[1]《液压与气压传动（第3版）许福玲陈尧明编著工业机械出版社2007
设计题目2：
设计多轴钻锂组合机床动力滑台液压系统。
已知滑台丄作循环：
快进T工进T快退T停止，滑台釆用水平放置的平导轨，可随时在任意位置停止，静摩擦系数fi=0.2,动摩擦系数f2=0.1：
工进速度v2=100-1200mm/min无级调速，快进5、快退速度5相等；
力口、减速时间At=0.30s,其余设计参数见表2。
表2设计参数
号
15
17
18
19
F
30
55
60
35
23
45
48
52
58
G
22
36
32
28
V1
49
47
70
50
440
660
730
540
780
530
610
56
74
580
420
S1
80
90
95
360
120
300
130
140
150
160
400
S2
320
100
75
85
180
F-最大切削力（KN）：
G-运动部件自重（KN）：
v彳-快进速度（mm/min）；
S1-工作缸快进行程（mm）；
S2-工作缸工进行程（mm）。
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