单面多轴专用组合钻床液压系统设计.docx
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单面多轴专用组合钻床液压系统设计
目录
1、负载分析-------------------------------2
2、根据表中数据可画出系统负载图-----------3
3、拟定基本回路：
--------------------------5
4、选择液压元件----------------------------9
5、液压系统的性能验算-----------------------11
6、调试维护说明书-----------------------12
7、液压缸的设计与计算----------------------13
设计题目：
设计一台单面多轴专用组合钻床，钻削动力部件的水平运动采用液压传动。
工作循环是：
“快速进给—工作进给—快速退回—原位停止“。
已知数据如下：
最大钻削进给抗力FL=31000N,动力滑台总质量m=1270Kg，工进行程S2=150mm，快速进给行程S3=300mm，快速进给、快退速度V1=90mm/s，工进速度v2不大于2mm/s。
升速和降速时间在0.2s之内，滑台采用平导轨，滑台运动的静摩擦系数fa=0.2，动摩擦系数fd=0.1.执行元件用液压缸，液压缸固定，液压缸机械效率取0.95，试设计液压系统。
设计计算说明书
1、负载分析：
1）、切削负荷，FL=31000N，已知，
2）、摩擦负载：
静摩擦负载：
Ffa=mg×fa=1270×9.81×0.2=2491.74N
动摩擦负载：
Ffd=mg×fd=1270×9.81×0.1=1245.87N
根据上述计算结果可以得到各工作阶段的液压缸负载，如下表所示：
工况
负载组成
负载值（N）
启动
F=Fn×fa
2491.74
加速
F=Fn×fd+mv/t
1817.37
快进
F=Fn×fd
1245.87
工进
F=Fn×fd+FL
32245.87
快退
F=Fn×fd
1245.87
根据表中数据可画出系统负载图：
根据已知条件可画出系统速度图如下：
确定液压缸的主要参数
参照同类机床选液压系统的工作压力P1=4Mpa，动力滑台要求快进、快退速度相等，选用单杆液压缸，快进时采用差动连接，此时液压缸无杆腔面积A1与有杆腔面积A2之比为2，即活塞杆直径d与活塞直径D有d=0.707D的关系，为防止空钻通后滑台产生前冲的现象，液压缸的回油油路应有背压压力P2，暂时选取P2=0.6Mpa，从负载循环图上可知，工进时有最大负载，按此负载要求设计液压缸尺寸。
根据活塞力平衡关系可知：
P1A1=（P2A2+FL）／ηm，A1=2A2
ηm为液压缸效率，根据已知为0.95
所以A1=FL／ηm（P1-P2/2）=96.57×10-4m2
D=
=
=0.11m
d=0.707D=0.0784m
按照GB2348-30圆整取近似标准值
D=0.11M=110mm，d=0.0784m=80mm
液压缸的实际有效面积为
A1=ΠD2/4=95×10-4m2,
A2=44.77×10-4m2
确定液压缸的结构尺寸后，就可以计算各工作阶段中压力、流量和功率，列表如下：
工况
负载N
进油腔压力P1/MPa
回油腔压力P2
输入流量
输入功率
KW
计算式
快
进
差动
启动
2491.74
0.52
0
-
-
P1=（F/ηm+A2△P）/（A1-A2）
Q=（A1-A2）*V1
P=P1*Q
加速
1817.37
0.714
P1+△P
恒速
1245.87
0.598
△P=0.3
0.427
0.255
工进
32245.87
3.87
0.6
0.01899
0.073
P1=（F/ηm+A2P2）/A1
Q=A1*V2
P=P1*Q
快
退
启动
2491.74
0.55
0
P1=（F/ηm+A1P2）/A2
Q=A2*V2
P=P1*Q
加速
1817.37
1.60
0.6
恒速
1245.87
1.48
0.6
0.427
0.62
根据计算结果可画出工况图如下：
3、拟定基本回路：
从设计要求的工况可知，该液压系统具有快速运动，换向，速度换接和调压、卸荷等回路。
为尽可能提高系统效率，可以选择变量液压泵或双泵供油回路，本次设计选用双泵供油的油源。
1）选择各基本回路：
（1）双泵供油的油源回路：
双泵油源包括低压大流量泵和高压小流量泵。
液压缸快速运动时，双泵供油，工坐进给时，高压小流量泵供油，低压大流量泵卸荷，由溢流阀调定系统工作压力。
其原理图如下：
（2）快速运动和换向回路：
这一回路采用液压缸差动连接实现快速运动，用三位五通电液阀实现换向，并能实现快进时液压港的差动连接。
原理图如下
（3）速度换接回路
为提高换接的位置精度，减小液压冲击，应采用行程阀与调速阀并联的转换回路，同时电液换向阀的换向时间可调，保证换向过程平稳。
原理图如下：
（4）卸荷回路
在双泵供油的油源回路中，可以利用卸荷阀（外控顺序阀）实现低压大流量泵在工进和停止时卸荷
2）将各基本回路综合成液压系统：
图1
把上述各基本回路组合画在一起，得到图1所示的液压系统原理图不包括图框内的元件。
通过分析原理图对此图进行修正
1、滑台工进时液压缸的进、回油路互相接通，不能实现工进，应该在换向回路中串联单向阀a，将进、回油路隔断。
2、为实现液压缸的差动连接，应在回油路上串接一个液控顺序阀b，阻止油液流回油箱。
3、滑台工进后应能够自动转为快退，必须在调速阀出口处接压力继电器d
4、为阻止空气进入液压系统，应在回油箱的油路上接一单向阀c
5、将顺序阀b与背压阀的位置对调，将顺序阀与油源处的卸荷阀合并，省去一个元件。
综合整理后得到图2所示的液压系统。
图
（2）
三、选择液压元件
（1）液压泵和驱动电机
液压缸的最高工作压力为3.87Mpa，取进油路的压力损失为0.8MPa，压力继电器的动作压力比系统最大工作压力高0.5MPa，据此可知高压小流量泵的最大工作压力为：
PP=3.87+0.8+0.5=5.17MPa
从工况图中可知，液压缸在快进、快退时的最大压力为1.48MPa，取进油路压力损失为0.5MPa，则低压大流量泵的最大压力为
PP=1.48+0.5=1.98MPa≈2MPa
从工况图可知，两泵同时供油时的最大流量为26.76L/min，取泄漏系数kl=1.05,则两泵合流时的实际流量为
QP=1.05×26.76=28.1L/min
溢流阀的最小稳定流量为3L/min，工进时的液压缸流量为1.14L/min,，因此高压小流量泵的流量应为4.14L/min
根据以上的压力和流量数值查产品样本，选定双联叶片泵的型号为
PVR12-8/26
该液压泵的排量为分别8ml/r和26ml/r，当液压泵的转速nn=940r/min时，泵的理论流量为31.96L/min,取液压泵的容积效率η0=0.9，则泵的实际流量为QP=31.96×0.9=28.8L/min
查液压缸工况图可知，液压缸快退时所需功率最大，液压缸的工作压力为2MPa，流量为28.8L/min。
则电动机功率为
P=PPQP/ηp=2×28.8/60×0.75=1.28KW，查电机手册选用Y100L-2型电动机。
（2）阀类元件和辅助元件
阀类元件和辅助元件按其在油路中的最大压力和元件的实际流量，选出元件的规格型号见下表：
序
号
元件名称
估计流量
额定流量
额定压力
额定压降
型号、规格
1
双联叶片泵
34.7
16
PVR12-8/26
2
三位五通电磁阀
60
80
16
〈0.5
35DYF3Y-E10B
3
行程阀
50
63
16
〈0.3
AXQF-E10B
（单向行程调速阀）
Qmax=100L/min
4
调速阀
0.5
0.07-50
16
5
单向阀
60
63
16
1.2
6
单向阀
25
63
16
〈0.2
AF3-Ea10B
7
液控顺序阀
25
63
16
〈0.3
XF-E10B
8
背压阀
0.5
63
16
YF3-E10B
9
溢流阀
5
63
16
YF3-E10B
10
单向阀
25
63
16
〈0.2
AF3-Ea10B
Qmax=80L/min
11
滤油器
30
63
16
〈0.02
XU-J63X80
12
压力表开关
16
KF3-E3B3测点
13
单向阀
60
63
16
〈0.2
AF3-Ea10B
Qmax=80L/min
序
号
元件名称
估计流量
额定流量
额定压力
额定压降
型号、规格
14
压力继电器
14
PF-B8L8通径
（3）油管
元件之间的连接管道规格按液压元件接口尺寸决定。
液压泵选定之后，需重新计算液压缸工作各阶段的进、回油流量，见下表
快进
工进
快退
输入流量
（L*MIN-1）
Q1=（A1QP）/（A1-A2）
=54.5
Q1=1.14
Q1=QP=28.8
排出流量
（L*MIN-1）
Q2=（A2Q1）/A1
=25.68
Q2=（A2Q1）/A1
=0.54
Q2=（A1Q1）/A2
=61.11
运动速度
M/MIN
V1=QP/（A1-A2）
=5.7
V2=Q1/A1
=0.12
V3=Q1/A2
=6.43
（4）油箱
油箱的容积按液压泵的流量计算，取ξ=7
V=ξQP=7×28.8=201.6
按GB2876-81规定，就近选标准值，V=250L
四、液压系统的性能验算
（1）液压系统的压力损失估算
由于本设计不涉及管路布置，因此只对阀类元件的压力损失进行估算。
1）快进
快进时液压缸差动联接，可知进油路上有单向阀10，其通过流量为22L/MIN,电液换向阀2，其流量为28.8L/MIN，由于此时液压缸为差动联接，故通过行程阀3的流量为54.5L/MIN，其油路总损失为
ΣΔPV=[ΔPN1（Q0/QN）2+ΔPN2（Q0/QN）2+ΔPN3（Q0/QN）2]
=[0.2×（22/63）2+0.5×（28.8/80）2+0.3×（54.5/63）2]
=0.024+0.0648+0.224=0.31MPa
ΔPN------阀的额定压力损失
Q0------阀的实际过流量
QN------阀的额定流量
回油路上液压缸有杆腔的油液通过电液换向阀2和单向阀6的流量均为25.68L/MIN，然后与液压泵供油汇合，通过行程阀进入无杆腔，据此可以推断出有杆腔与无杆腔之压力差
ΔP=P1-P2=[0.5×（25.68/80）2+0.2×（25.68/63）2+0.3×（54.5/63）2
=0.051+0.033+0.224=0.31MPa
2）工进
工进时，进油路上电液换向阀2的流量为1.14L/MIN，调速阀4的压力损失为0.5MPa，回油路上通过换向阀2的流量为0.54L/MIN，背压阀的压力损失为0.6MPa，顺序阀的流量为0.54+22=22.54L/MIN，折算到油路的总损失为
ΣΔPV=0.5×（1.14/80）2+0.5+[0.5×（0.54/80）2+0.6+0.3×（22.54/63）2]×（44.77/95）
=0.52MPa
液压缸回油腔的压力P2为
P2=[0.5×（1.14/80）2+0.6+0.3×（22.54/63）2]=0.637MPa
考虑到压力继电器的动作压力比系统工作压力高0.5MPa，因此溢流阀的调定压力为
PY>P1+ΣΔP1+ΔPe=[3.87+0.5×（1.14/80）2+0.5+0.5]
=4.87MPa
3）快退
快退时，进油路通过单向阀10的流量为22L/MIN，通过换向阀2的流量为28.8L/MIN，回油路上通过单向阀5，换向阀2和单向阀3的流量相同，均为61.11L/MIN，回油路上总压力损失为
ΣΔPv1=[0.2×（22/63）2+0.5×（28.8/80）2]=0.024+0.0648=0.089MPa
回油路总压力损失为
ΣΔPv2=[0.2×（61.11/80）2+0.5×（61.11/80）2+0.2×（61.11/63）2]
=0.116+0.291+0.188=0.595MPa
则快退阶段的液压泵的工作压力PP为
PP=P1+ΣΔPv1=1.48+0.089=1.569MPa
此值即为卸荷顺序阀的压力调定值。
（2）温升验算
已工进时的消耗功率计算温升。
工进时液压缸的有效功率为
Pe=Fv2=32245.87×0.12/（103×60）=0.064kw
双泵供油在工进时，两泵的输出功率应分别计算。
低压大流量泵的输出功率：
P1=PP2×QP2,此时大流量泵的压力为卸荷阀的调定压力，其值为：
ΔP=0.3×（22/63）2=0.037MPa，则PP2=ΔP。
高压小流量泵工作压力PP1=4.87MPa，流量Q1为6.7L/MIN,因此总输入功率为
PP=（PP1Q1+ΔPQ2）/ηP
=（4.87×106×6.7/60×10-3+0.037×106×22/60×10-3）/0.75×103
=0.743KW
则发热功率为ΔP=PP-Pe=0.743-0.064=0.679KW
油箱散热面积为A=2.58M2
温升ΔT=ΔP/KA=0.679/（9×2.58）×103=29.2度
取散热系数K=9
温升在允许范围内可不设冷却装置
调试维护说明书
1，调试和试用转
1）泵站调试
启动液压泵，进油压力应符合说明书的规定，泵进口油温不得大于60℃，且不得低于15℃。
过滤器不得吸入空气，先空转10-20min，再调整溢流阀逐渐分档升压到溢流阀调定值。
升压中应多次开启系统放气口将空气排出。
2）系统压力调试
系统的压力调试应从压力调定值最高的主溢流阀开始，逐次调整每个分支回路的各种压力阀。
压力调定后，需将调整螺杆锁紧。
压力调定值及以压力联锁的动作和信号应与设计相符。
3）流量调试
速度调试应在正常工作压力和正常工作油温下进行;遵循先低速后高速的原则。
4）液压缸的速度调试
液压缸的速度调试在空载状态下先点动，在从低速到高速逐步调试并注意空载排气，然后反向运转。
同时检查温升和噪音是否正常。
待空载运转正常后，在停机将液压缸与工作机构连接，再次启动液压缸并从低速至高速负载运转。
如出现爬行现象，可检查工作机构的润滑是否充分，系统排气是否彻底，或有无其他机械干扰。
液压系统日常使用和维护
液压设备通常采用日常检查，日常检查项目和内容分别见下表
检查时间
项目
内容
检查时间
项
目
内容
在设备运行中监视工况
压力
噪音
油温
漏油
电压
系统压力是否稳定和在规定范围内
有无异常。
一般系统压力为噪音≤75dB
是否在35-55℃范围内，不得大于60℃
全系统有无漏油
是否保持在额定电压的+5%-
-15%范围内
在启动前检查
液位
行程开关和限位块
手动自动
电磁阀
做到液压系统的合理使用，还必须注意以下事项。
1，油箱中的液压油也应经常保持正常液面。
2，液压油应经常保持清洁。
检查油液的清洁应经常和检查油液面同时进行。
3，温度应适当。
油箱的油温不能超过60℃，一般液压机械在35℃-60℃范围内工作比较合适。
从维护的角度看，也应避免油温过高。
若油温有异常的上升时，应进行检查。
4，回路的空气应完全清除掉。
回路进入空气后，因为气体的体积和压力成反比，所以随着载荷的变动，液压缸的运动也要受到影响。
另外空气又是造成油液变质和发热的重要原因。
5，在液压泵启动和停止时应使溢流阀卸荷
6，溢流阀的调定压力不得超过液压系统的最高压力。
7，应尽量保持电磁阀的电压稳定，否则可能会导致线圈过热。
8，易损零件，如密封圈等，应经常有备品，以便及时更换。
液压缸设计计算
负载分析：
1）、切削负荷，FL=31000N，已知，
2）、摩擦负载：
静摩擦负载：
Ffa=mg×fa=1270×9.81×0.2=2491.74N
动摩擦负载：
Ffd=mg×fd=1270×9.81×0.1=1245.87N
根据上述计算结果可以得到各工作阶段的液压缸负载，如下表所示：
工况
负载组成
负载值（N）
启动
F=Fn×fa
2491.74
加速
F=Fn×fd+mv/t
1817.37
快进
F=Fn×fd
1245.87
工进
F=Fn×fd+FL
32245.87
快退
F=Fn×fd
1245.87
根据表中数据可画出系统负载图：
根据已知条件可画出系统速度图如下：
确定液压缸的主要参数
参照同类机床选液压系统的工作压力P1=4Mpa，动力滑台要求快进、快退速度相等，选用单杆液压缸，快进时采用差动连接，此时液压缸无杆腔面积A1与有杆腔面积A2之比为2，即活塞杆直径d与活塞直径D有d=0.707D的关系，为防止空钻通后滑台产生前冲的现象，液压缸的回油油路应有背压压力P2，暂时选取P2=0.6Mpa，从负载循环图上可知，工进时有最大负载，按此负载要求设计液压缸尺寸。
根据活塞力平衡关系可知：
P1A1=（P2A2+FL）／ηm，A1=2A2
ηm为液压缸效率，根据已知为0.95
所以A1=FL／ηm（P1-P2/2）=96.57×10-4m2
D=
=
=0.11m
d=0.707D=0.0784m
按照GB2348-30圆整取近似标准值
活塞直径D=0.11m=110mm，
活塞杆d=0.0784m=80mm
液压缸的实际有效面积为
A1=ΠD2/4=95×10-4m2,
A2=44.77×10-4m2
根据GB/T2349-1980和实际工况要求
选择液压缸最大行程L=480mm
最小导向长度的确定
对一般的液压缸，最小导向长度H应满足以下要求
H≥L/20+D/2=480/20+110/2
=22.5+55=77.5mm
H≥77.5mm
其中L—液压缸最大行程480mm；
D—缸筒内径即活塞直径110mm
活塞宽度的确定
活塞的宽度，一般取B=（0.6∽1.0）D
取B=0.8D=0.8×110mm=88mm
导向套滑动面长度的确定
导向套滑动面长度A在D大于80mm时取A=（0.6∽1.0）d
取A=0.8×d=0.8×80=64mm
结构强度计算和稳定校核
1，缸筒外径
缸筒内径确定后，由强度条件计算壁厚，然后求出缸筒外径
δ≥PD/2[σ]
式中P—液压缸最大工作压力，P=4MP
[σ]—缸筒材料的需用拉应力，[σ]=σb/n
σb—缸筒材料的抗拉强度极限
n—安全系数，一般取n=5
缸筒材料却为20#优质碳素结构钢
σb=410MP
δ≥PD/2[σ]
=4×110/2×（410/5）
=2.73mm
缸筒壁厚确定之后，即可求出液压缸的外径
D1=D+2δ=110+22.73
=115.46mm
根据GB/T2348-1993选取圆整D1值为125mm
2，液压缸的稳定性和活塞杆强度验算
1）液压缸的稳定性验算，按材料力学的理论，一根受压的直杆在其轴向负载F超过稳定临界力FK时，即失去原有直线状态下的平衡，或称之为失稳。
对液压缸其稳定条件为
F≤FK/nK
式中F—液压缸的最大推力，F=FR=32245.87N
FK—液压缸的稳定临界力；
nK—稳定性安全系数，一般取nK=2~4。
液压缸的稳定临界力FK值与活塞杆和缸体的材料、长度、刚度、及其两端支撑状况等因素有关。
FK=π2EI/（μL）2
式中μ—长度折算系数，取决于液压缸的支撑情况μ=1
E—活塞杆材料的纵向弹性模量，
对硬钢，E=20.59×1010Pa
L—活塞杆伸出总长1095mm
I--活塞杆断面的最小惯性距
FK=π2EI/（μL）2
=112860.54N
F≤FK/nK
当nK取3时FK/nK=1328860.54/3=442953.51≥F
液压缸稳定
液压缸的效率
液压缸的总效率包括容积效率ηV和机械效率ηm两部分即η=ηV×ηm
ηV=Q-△Q/Q
ηm=FP-Ff/FP=F/FP
式中Q—进入液压缸的流量；
△Q—液压缸的泄漏量，主要指活塞处的内泄漏，与活塞处的密封形式及活塞两端的压力差有关
F—活塞杆上的推力
FP—作用在活塞上的液压力
Ff—活塞与缸体、活塞杆与缸头支撑处的磨擦力，与密封有关
当活塞与缸体之间采用密封圈时，液压缸的内泄漏量很小，一般可以忽略不记。
所以
η=ηV×ηm
=ηm=FP-Ff/FP=F/FP
=32245.87/37994=84.86%
由于受液体阻力和泄漏的影响，液压传动的传动效率不够高，一般为75%--85%左右，液压缸使用正常。
根据以上计算选择标准液压缸
HSG型双作用单活塞杆液压缸
型号：
HSGL-110/80E-21-1480
其中L—外螺纹连接
110—液压缸内径，80—活塞杆外径
E—压力等级16MP
2—缸盖耳环带关节轴承
1—杆端外螺纹
1—油口连接形式内螺纹
480—行程480mm
液压缸结构示意图附图
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