卧式钻镗组合机床动力头.docx
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卧式钻镗组合机床动力头
一、设计任务
设计一台卧式钻、镗组合机床液压系统。
该机床用于加工铸铁箱形零件的孔系，运动部件总重G=10000N，液压缸机械效率为0.9，加工时最大切削力为12000N，工作循环为：
“快进——工进——死挡铁停留——快退——原位停止”。
快进行程长度为0.4m，工进行程为0.1m。
快进和快退速度为0.1m／s，工进速度范围为3×10～5×10m／s，采用平导轨，启动时间为0.2s。
要求动力部件可以手动调整，快进转工进平稳、可靠。
二、设计数据分析计算
1）确定液压缸的结构尺寸及工况图
（1）负载图及速度图。
①负载分析。
a.切削力：
=12000N
b.摩擦阻力：
=0.2×10000=2000N
=0.1×10000=1000N
c.惯性阻力
=N=510N
d.重力阻力
因工作部件是卧式安置，故重力阻力为零。
e.密封阻力
将密封阻力考虑在液压缸的机械效率中去，去液压缸机械效率=0.9。
f.背压阻力
背压力查表选取。
根据上述分析课算出液压缸在各动作阶段中的负载，见下表。
工况
计算公式
液压缸负载F/N
液压缸推力
启动
2000
2222
加速
1510
1678
快速
1000
1111
工进
13000
14444
快退
1000
1111
②负载图、速度图。
快进速度与快退速度相等，即==0.1m/s。
行程分别为=0.4m，=0.5m；工进速度=m/s，行程=0.1m。
负载图和速度图如下。
（2）初选液压缸的结构尺寸。
①初选液压缸的工作压力。
查表初选=3MPa。
②计算液压缸的结构尺寸。
因要求,故选用单杆式液压缸，使（d=0.707D），且快进时液压缸差动连接。
因为是钻（镗）孔加工，为防止钻（镗）通孔时工作部件突然前冲，回油路中应有背压。
查表暂取背压为。
快进时，液压缸是差动连接，由于管路中有压力损失，所以这时液压缸有杆腔内的压力必大于无杆腔中的压力。
若估取这部分损失为=0.5MPa，则
快退时，油液从液压缸无杆腔流出，是有阻力的，故也有背压。
此时背压也按0.5MPa估取。
由公式可求出面积53.5（）
所以=8.25cm
按标准取D=85mm。
液压缸活塞杆直径d为
mm
按标准取d=60mm。
由此求得液压缸实际有效工作面积为
无杆腔面积：
有杆腔面积：
查得调速阀Q-10~Q-100的最小稳定流量为。
由公式验算液压缸的有效工作面积，即
有效工作面积均能满足工作部件的最低速度要求。
（3）液压缸工况图。
液压缸工作循环中各动作阶段的压力、流量和功率的实际使用值，见下表。
工况
负载F/N
液压缸
计算公式
回油压力/MPa
输入流量q/（L/min）
进油腔压力/MPa
输入功率P/kW
快进
启动
2222
—
—
0.788
—
加速
1678
=+=+0.5
—
1.100
—
恒速
1111
16.92
0.899
0.254
工进
14444
0.6
0.102~1.701
2.849
0.005~0.081
快退
启动
2222
—
—
0.780
—
加速
1678
0.5
—
1.584
—
恒速
1111
17.1
1.385
0.395
根据上表可绘制液压缸的工况图，如下图所示。
2）拟定液压回路
（1）选择液压回路。
①调速回路及油源形式。
由工况图可知，该机床液压系统功率小，速度较低；钻镗加工为连续切削，切削力变化小。
故采用节流调速回路。
为增加运动的平稳性，为防止当工件钻通时工作部件突然前冲，采用调速阀的出口节流调速回路。
由工况图还可以看出，该系统由低压大流量和高压小流量两个阶段组成。
其最大流量与最小流量之比为=17.1/（0.102~1.701）=10.05~167.65，而相应的时间之比为=（20~333）/9=2.22~37。
此比值很大，为了节约资源，采用双定量泵供油。
②快速回路及速度换接回路。
因系统要求快进，快退的速度相等，故快进时采用液压缸差动连接的方式，以保证快进、快退时的速度基本相等。
由于快进、工进之间的速度相差较大，为减小速度换接时的液压冲击，采用行程阀控制的换接回路。
③换向回路。
由工况图可看出，回路中流量较小，系统的工作压力也不高，故采用电磁换向阀的换向回路。
④压力控制回路。
在双定量泵供油的油源形式确定后，卸荷和调压问题都已基本解决，即工进时，低压泵卸荷，高压泵工作并由溢流阀调定其出口压力。
当换向阀处于中位时，高压泵虽未卸荷，但功率损失不大，故不再采用卸荷回路，以便油路结构更加简单。
⑤行程终点的控制方式。
在行程终点采用死挡铁停留的控制方式。
上述选择的液压回路，如下图所示。
双泵油源
调速及速度换接回路
换向回路
（2）组成液压系统图。
液压系统图、动作循环图及电磁铁动作循环表
3）计算和选择液压元件
（1）确定液压泵的规格和电机功率。
①液压泵工作压力的计算。
a.确定小流量泵的工作压力。
小流量泵在快进、快退和工进时都向系统供油。
最大工作压力为=2.849MPa。
在出口节流调速中，因进油路比较简单，故进油路压力损失取=0.5MPa，则小流量泵的最高工作压力为
=+=2.849+0.5=3.349MPa
b.确定大流量泵的工作压力。
大流量泵只有在快进、快退中供油。
由工况图可知，最大工作压力为=1.385MPa。
若取此时进油路上的压力损失为=0.5MPa，则大流量泵的最高工作压力为
=+=1.385+0.5=1.885MPa
②液压泵流量计算。
由工况图知，液压缸所需最大流量为17.1L/min，若取泄漏折算系数K=1.2，则两个泵的总流量为
=17.1×1.2=20.52（L/min）
因工进时的最大流量为1.701L/min，考虑到溢流阀的最小稳定流量（3L/min），故小流量泵的流量最少应为4.701L/min。
③液压泵规格的确定。
按式=×[1+（25~60）%]=3.349×[1+（25~60）%]=4.186~5.358MPa及=20.52（L/min）查设计手册，选取型双联叶片泵，额定压力为6.3MPa。
④电机功率的确定。
由工况图得知，液压缸最大功率=0.395kW，出现在压力为1.385MPa、流量为17.1L/min的快退阶段，这时泵站输出压力为1.885MPa，流量为22L/min。
若取泵的总效率为=0.75，则电机所需功率为
P===0.92kW
查手册选用功率为1.1kW、同步转速为1000r/min的电动机。
（2）液压阀的选择。
根据系统的最高工作压力和通过各阀的最大实际流量，选出各阀的规格见下表。
序号
液压元件名称
通过的最大实际流量/（L/min）
型号
规格
接口尺寸
数量
1
双联叶片泵
10/12L/min
6.3MPa
1
2
溢流阀
10
Y-25B
25L/min
6.3MPa
1
3
顺序阀
12
XY-25B
25L/min
6.3MPa
1
4
单向阀
12
I-25B
25L/min
6.3MPa
1
5
三位四通电磁换向阀
44
34D-63B
63L/min
6.3MPa
1
6
调速阀
3.4
Q-25B
25L/min
6.3MPa
1
7、10
单向阀
22
I-25B
25L/min
6.3MPa
2
8
二位三通机动换向阀
22
23C-25B
25L/min
6.3MPa
1
9
压力继电器
—
DP1-63B
调压范围1~6.3MPa
1
11
二位二通电磁换向阀
22
22D-25B
25L/min
6.3MPa
1
12
滤油器
22
XU-40×100
40L/min
100
1
13
压力表开关
—
K-6B
6.3MPa
1
选择液压元件时，在满足要求的条件下，应尽量选择使各元件的接口尺寸相一致，以便管道的选择和安装方便。
（3）确定管道尺寸
①压油管道
由式（5-12）有
d=2
按已选定的标准元件的接口尺寸取d=12mm
②吸油管道
d=2
取d=25mm
③回油管道
d=2
取d=25mm
3种管道皆为无缝钢管。
（4）确定邮箱容量
按推荐公式V=（5～7）,取V=6×22=132L
4）液压系统主要性能的估算
下面主要对液压缸的速度、系统效率和温升进行估算。
（1）液压缸的速度
在液压系统各个组成元件确定之后，液压缸在实际快进、工进和快退时的输入、排出流量和移动速度，已与题目原来所要求的数值不尽相同，故需要重新估算。
估算结果如表。
输入流量/（L/min）
排出流量/（L/min）
移动速度/（m/min）
快进（差动）
=44.234-22
=22.234
=
=7.8
工进
=0.102～1.701
=
=0.051～0.855
=0.018～0.3
快退
==22
=
=43.77
=
=7.72
（2）系统的效率
①回路中的压力损失
管道直径按选定元件的接口尺寸确定，即d=12mm，回路中进、回油管道长度暂取l=12m估算。
油液的运动粘度取v=75。
系统中有关元件的额定压力损失如表
34D-63B
22D-25B
23C-25B
I-25B
Q-25B
XY-25B
4
2
1.5
2
5
3
a.快进时的回路压力损失
快进时进油管中的流态为层流，即
Re=vd/v=4,故进油管的沿程压力损失为
进油管的局部压力损失估取为
进油路上，油液只经过1个三位四通电磁换向阀5,参照表8.11，该阀上的局部压力损失为
由此得快进时油路上的压力损失为
同理，可以判断出回油管道中也是层流。
此时，回油经过阀11和阀8，回油量为=22.234L/min。
两阀局部压力损失为
由此可得快进时回油路上的压力损失为
将回油路上的压力损失折算到进油路上，得出差动快速时进油路上的压力损失为
这个数值的精确值是阀3的调整压力的下限参考之一。
b.工进时的回路压力损失
同理,计算工进时的进油路上的最大压力损失为
回油路上的最大压力损失（取调速两端最小压差为5）为
整个回路的压力损失为
c.快退时的回路压力损失
快退时整个回路压力损失为
②液压泵的工作压力。
小流量泵在工进时的工作压力可按式（8-14）求出，但此时液压缸的工作压力需要从新计算，即
=28.59×10（Pa）
此值是溢流阀调整压力的主要参考数据。
③顺序阀的调整压力
顺序阀在快进、快退时关闭，工件时打开，其调整压力必须保证关得住，开得及时。
由表8.8知，液压缸在快进、快退时的负载相同，但回路中的压力损失不同，快退时为（快进时为）。
故快退时大流量泵的压力出现最高值，即
=18.25×10（Pa）
故阀3的调整压力应为：
28.59×10Pa>>18.25×10Pa
（3）液压回路和液压系统的效率
液压缸的工作压力为
=28.12×10Pa
级阀3使大流量泵卸荷时的压力损失为
=0.69×10Pa
则回路效率为
=0.0097~0.1626
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