设计一台双面钻通孔卧式组合机床的液压进给系统及其装置.docx
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设计一台双面钻通孔卧式组合机床的液压进给系统及其装置
一、设计题目....................................................................2
二、工况分析....................................................................3
三、负载图和速度图的绘制...................................4
四、液压缸主要参数的确定....................................6
五、拟定液压系统原理图.......................................8
六、液压元件的选择.....................................................12
七、液压系统性能的验算..........................................17
八、参考文献....................................................................20
一、设计题目：
设计一台双面钻通孔卧式组合机床的液压进给系统及其装置。
机床的工作循环为：
工件夹紧→左、右动力部件快进→左右动力部件工进→左动力部件快退、右动力部件继续工进→左动力部件停止、右动力部件快退→左、右动力部件皆停止、工件松开。
已知工件的夹紧力为8*103N，两侧加工切削负载皆为15*103N,工件部件的重量皆为9.8*103N，快进、快退速度为5m/min，快进行程为100mm，左动力部件工进行程50mm，右动力部件工进行程80mm，vmin=80~200mm/min，往复运动的加、减速时间为0.2s，滑台为平导轨，静、动摩擦系数分别为0.2和0.1。
二、工况分析
首先根据已知条件，绘制运动部件的速度循环图，如图1所示，然后计算各阶段的外负载并绘制负载图。
液压缸所受外负载F包括三种类型，即
Fw为工作负载，为15000N；
Fa—运动部件速度变化时的惯性负载；
Ff—导轨摩擦阻力负载，启动时为静摩擦阻力，启动后为动摩擦阻力，对于平导轨可由下式求得
G—运动部件重力；
FRn—垂直于导轨的工作负载。
f—导轨摩擦系数，本例中取静摩擦系数0.2，动摩擦系数为0.1。
求得：
Ffs=0.2*9800N=1960N
Ffa=0.1*9800n=980N
上式中Ffs为静摩擦阻力，Ffa为动摩擦阻力。
g—重力加速度；
△t—加速度或减速度，一般△t=0.01～0.5s
△v—△t时间内的速度变化量。
在本题中△v＝5－0＝5m/min
表1工作各阶段左、右液压缸活塞负载
工况
负载组成
负载值F
推力F/m
起动
F=Ffs
1960
2178
加速
F=Ffa+Fa
1397
1552
快进
F=Ffa
980
1088
工进
F=Fw+Fa
15980
17756
快退
F=Ffa
980
1088
三、负载图和速度图的绘制
根据上述计算结果，列出各工作阶段所受的外负载（见表1），并画出如图1所示的负载循环图.
图1速度和负载循环图
四、液压缸主要参数的确定
由《液压传动》中表11-2和表11-3可知，组合机床液压系统在最大负载约为17760N时宜取P1=3MPa。
鉴于左右运动部件要求快进、快退速度相同，这里的液压缸可选用单杆式，并在快进时作差动连接。
由第五章得知，这种情况下液压缸无杆腔工作面积A1应为有杆腔工作面积A2的两倍，即活塞杆直径d与缸筒直径呈d=0.7D的关系。
在钻孔加工时，液压缸回油路上必须具有背压p2,以防孔被钻通时滑台突然前冲。
根据《现代机械设备设计手册》中推荐数值，可取p2=0.8MPa。
快退时回油腔中有背压的，这是p2可按0.6MPa估算。
计算液压缸面积：
可得：
d=0.7D=66.99mm
当按JB826-66将这些直径圆整成就近标准值：
D=95mm,
d=65mm。
由此求得液压缸两腔的实际有效面积为：
A1=D2/4=70.88×10-4m2,A2=（D2-d2）/4=37.7×10-4m2。
经检验，活塞杆的强度和稳定性均符合要求。
根据上述D和d的值，可估算液压缸在各个工作阶段中的压力、流量和功率，如表2所示。
表2液压缸在不同工作阶段的压力、流量和功率值
工况
推力F/m
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
计算式
快进
起动
2178
0
0.656
—
—
加速
1552
1.036
—
—
恒速
1088
0.896
16.6
0.248
工进
17756
0.8
2.39
0.71
0.035
快退
起动
2178
0
0.578
—
—
加速
1552
0.6
1.54
—
—
恒速
1088
1.417
18.85
0.445
五、拟定液压系统原理图
（1）确定供油方式
考虑到该机床在工作进给时负载较大，速度较低。
而在快进、快退时负载较小，速度较高。
从节省能量、减少发热考虑，泵源系统宜选用双泵供油或变量泵供油。
现采用带压力反馈的限压式变量叶片泵。
（2）调速方式的选择
在中小型专用机床的液压系统中，进给速度的控制一般采用节流阀或调速阀。
根据铣削类专用机床工作时对低速性能和速度负载特性都有一定要求的特点，决定采用限压式变量泵和调速阀组成的容积节流调速。
这种调速回路具有效率高、发热小和速度刚性好的特点，并且调速阀装在回油路上，具有承受负切削力的能力。
（3）速度换接方式的选择
本系统采用电磁阀的快慢速换接回路，它的特点是结构简单、调节行程比较方便，阀的安装也较容易，但速度换接的平稳性较差。
若要提高系统的换接平稳性，则可改用行程阀切换的速度换接回路。
（4）夹紧回路的选择
用二位四通电磁阀来控制夹紧、松开换向动作时，为了避免工作时突然失电而松开，应采用失电夹紧方式。
考虑到夹紧时间可调节和当进油路压力瞬时下降时仍能保持夹紧力，所以接入节流阀调速和单向阀保压。
在该回路中还装有减压阀，用来调节夹紧力的大小和保持夹紧力的稳定。
最后把所选择的液压回路组合起来，即可组合成图2所示的液压系统原理图。
图2.液压系统原理图
六、液压元件的选择
（一）液压泵
1）泵的工作压力的确定。
考虑到正常工作中进油管路有一定的压力损失，所以泵的工作压力为
（1-13）
pp—液压泵最大工作压力；
p1—执行元件最大工作压力；
∑△p—进油管路中的压力损失，初算时简单系统可取0.2～0.5MPa，复杂系统取0.5～1.5MPa，本题取0.5MPa。
上述计算所得的pp是系统的静态压力，考虑到系统在各种工况的过渡阶段出现的动态压力往往超过静态压力。
另外考虑到一定的压力贮备量，并确保泵的寿命，因此选泵的额定压力pn应满足pn≥（1.25～1.6）pp。
中低压系统取小值，高压系统取大值。
在本题中pn=1.25pp=4.30MPa。
2）泵的流量确定。
液压泵的最大流量应为
（1-14）
qp—液压泵的最大流量；
（∑q）max—同时动作的各执行元件所需流量之和的最大值。
如果这时溢流阀正进行工作，尚须加溢流阀的最小溢流量2～3L／min；
KL—系统泄漏系数，一般取KL=1.1～1.3，现取KL=1.2。
3）选择液压泵的规格。
根据以上算得的pp和qp，再查阅有关手册，现选用YBS-63变量叶片泵，该泵的基本参数为:
泵的额定压力6.2MPa，泵的额定流量为6.3L／min，电动机转速1000r／min。
4）与液压泵匹配的电动机的选定。
根据所选液压泵的技术参数由液压技术手册查得与液压泵匹配的电动机的功率为
。
（二）阀类元件及辅助元件
根据阀类及辅助元件所在油路的最大工作压力和通过该元件的最大实际流量，可选出这些液压元件的型号及规格见表3。
序号
元件名称
额定流量/L·min-1
额定压力/MPa
型号、规格、厂家
1
过滤器
80
—
XU-25×100（沈阳黄河五金液压厂）
2
变量叶片泵
63
—
YBS-63
3
溢流阀
40
16
YF-L10B（上海啸力液压传动设备有限公司）
4
压力表
—
16
KF3-EA10B
5
减压阀
20
16
JF-L10G（上海维嘉液压气动元件有限公司
6
压力表
—
16
KF3-EA10B
7
单向阀
25
16
DIF-L10H1（昌林液压气动有限公司 ）
8
二位四通阀
30
16
24D0-B10H-T（深圳市俪骏自动化科技有限公司）
9
单向节流阀
25
16
LI-25
10
压力继电器
22
10
DP1-63B（上海富继电气公司）
11
夹紧液压缸
—
16
—
12
三位四通阀
30
16
34D0-B10C-T
13
单向行程阀
25
16
QCI-25（泰兴市斯德液压制造有限公司）
14
二位三通阀
30
16
24D0-B10C-T
15
左动力液压缸
—
16
—
16
三位四通阀
30
16
34D0-B10C-T
17
单向行程阀
25
16
QCI-25
18
二位三通阀
30
16
24D0-B10C-T
19
右动力液压缸
—
16
—
（三）油管
各元件间连接管道的规格按元件接口处尺寸决定，液压缸进、出油管则按输入、排出的最大流量计算。
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，所以要重新计算表4所示。
表中数值说明，液压缸快进快退的速度v1v3与设计要求相近。
这表明所选液压泵的型号规格是适宜的。
表4液压缸的进出流量和运动速度
流量、速度
快进
工进
快退
输入流量/L·min-1
排除流量/L·min-1
运动速度/m·min-1
根据表4中的数值，当油液在压力管中流速取3m/min，可算得与液压缸无杆腔和有杆腔的油管内径分别为：
这两根油管都按GB/T2351-93选用外径16mm、内径12的无缝钢管。
（四）油箱
油管容积估算，当取为7时，求得容积为
V=qp=743.44L=304.08L
按JB/T7938-1999规定，取标准值V=400L。
七、液压系统性能的验算
一、验算系统压力损失
由于系统的管路布置尚未具体确定，整个系统的压力损失无法全面估算，故只能先估算阀类元件的压力损失，待设计好管路布局图后，加上管路的沿程损失和局部损失即可。
压力损失的验算应按一个工作循环中不同阶段分别进行。
1.快进时
滑台快进时，液压缸差动连接，由表3和表4可知，进油路上油液通过电液换向阀12的流量是16.6L/min，有杆腔内油液通过电液换向阀14流量是18.86L/min，两方面油液汇合后一同进入无杆腔。
因此进油路上的总压降为
回油路上，液压缸有杆腔中的油液通过电液换向阀14的流量是18.86L/min，然后与液压泵的供油合并流入无杆腔。
由此可算出快进时有杆腔压力
与无杆腔压力
之差：
此值与设计估算值0.3MPa基本相符。
2．工进时
工进时，油液在进油路上通过电液换向阀12的流量为0.71L/min；油液在回油路上通过电液换向阀14的流量是0.378L/min，在单向行程阀13处的压力损失为0.6MPa，通过电液换向阀12流量为0.378L/min，液压缸回油控的压力
为
可见此值略小于原估计值。
重新计算工进时液压缸进油腔压力
即
考虑到压力继电器可靠动作需要压差
，故工进时溢流阀9的调压
应为
3.快退时
快退时，油液在进油路上通过电磁换向阀12的流量为21.85L/min、通过单向行程阀13的流量21.85L/min、通过电磁换向阀14的流量为21.85L/min；回油路通过单向行程阀12的流量41.08L/min。
因此进油路上总压降为
此值小于估计值，所以液压泵驱动电动机的功率是足够的。
回油路是总压降为
所以，快退时液压泵的工作压力
应为
二、验算油液温升
工进在整个工作循环过程中所占的时间比例达95%（见前），所以系统发热和油液温升按工进时的工况来计算。
工进时液压缸的有效功率为
液压泵工进时的工作压力
，流量
液压泵的总输入功率为
液压系统的发热功率为
为使温升不超过允许的
值，可按下式计算油箱的最小有效面积：
油箱的总容积：
系统不必设置冷却器。
八、参考文献
章宏甲《液压传动》机械工业出版社2006.1
章宏甲《液压与气压传动》机械工业出版社2005.4
黎启柏《液压元件手册》冶金工业出版社2002.8
雷天觉《液压工程手册》机械工业出版社1994.4
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