液压课程设计卧式单面多轴钻孔组合机床动力滑台.docx
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液压课程设计卧式单面多轴钻孔组合机床动力滑台
一摘要………………………………………………………………………1
二设计的技术要求和设计参数…………………………………..1
三工况分析……………………………………………………………….2
1确定执行元件……………………………………………........................2
2分析系统工况……………………………………………........................2
3负载循环图和速度循环图……………………………………………....3
4确定系统主要参数………………………………………………………4
四拟定液压系统原理图……………………………………………..7
1速度控制回路的选择……………………………………………………7
2换向和速度换接回路的选择……………………………………………7
3压力控制回路的选择……………………………………………………8
五液压元件的选择…………………………………………………….9
1确定液压泵和电机规格…………………………………………………9
2.电机的选择………………………………………………………………10
3.阀类元件和辅助元件的选择………………………................................11
4.油管的选择…………………………………………................................12
5油箱的设计……………………………………………………………....13
六液压系统性能的验算…………………………………………….13
1管路系统压力损失演算……………………………………………...…13
2油液温升验算…………………………………………………………...14
七设计心得………………………………………………………………16
八参考文献………………………………………………………………17
一摘要
作为一种高效率的专用机床，组合机床在大批、大量机械加工生产中应用广泛。
本次课程设计将以组合机床动力滑台液压系统设计为例，介绍该组合机床液压系统的设计方法和设计步骤，其中包括组合机床动力滑台液压系统的工况分析、主要参数确定、液压系统原理图的拟定、液压元件的选择以及系统性能验算等。
组合机床是以通用部件为基础，配以按工件特定外形和加工工艺设计的专用部件和夹具而组成的半自动或自动专用机床。
组合机床一般采用多轴、多刀、多工序、多面或多工位同时加工的方式，生产效率比通用机床高几倍至几十倍。
组合机床是由一些通用和专用零部件组合而成的专用机床，广泛应用于成批大量的生产中。
组合机床上的主要通用部件——动力滑台是用来实现进给运动的，只要配以不同用途的主轴头，即可实现钻、扩、铰、镗、铣、刮端面、倒角及攻螺纹等加工。
动力滑台有机械滑台和液压滑台之分。
液压动力滑台是利用液压缸将泵站所提供的液压能转变成滑台运动所需的机械能的。
它对液压系统性能的主要要求是速度换接平稳，进给速度稳定，功率利用合理，效率高，发热少。
组合机床兼有低成本和高效率的优点，并可用以组成自动生产线。
液压系统由于具有结构简单、动作灵活、操作方便、调速范围大、可无级连读调节等优点，在组合机床中得到了广泛应用。
液压系统在组合机床上主要是用于实现工作台的直线运动和回转运动，如图1所示，如果动力滑台要实现二次进给，则动力滑台要完成的动作循环通常包括：
原位停止→快进→I工进→死挡铁停留→快退→原位停止。
关键词：
组合机床液压系统
图1组合机床动力滑台工作循环
二设计的技术要求和设计参数
设计一台卧式单面多轴钻孔组合机床动力滑台的液压系统，其实现的工作循环是：
快进—工进—快退—停止。
主要参数：
轴向切削阻力为20000N；移动部件总重力为10000N；快进行程为200mm，快进和快退速度均为4m/min，工进行程50mm，工进速度为30—120mm/min,加速、减速时间均为0.2s，利用平导轨，静摩擦系数为0.2，动摩擦系数为0.1.要求活塞杆固定，油缸与工作台连接。
设计该组合机床的液压传动系统。
三工况分析
1确定执行元件
金属切削机床的工作特点要求液压系统完成的主要是直线运动，因此液压系统的执行元件确定为液压缸。
2分析系统工况
在对液压系统进行工况分析时，本设计实例只考虑组合机床动力滑台所受到的工作负载、惯性负载和机械摩擦阻力负载，其他负载可忽略。
（1）工作负载FW
工作负载是在工作过程中由于机器特定的工作情况而产生的负载，对于金属切削机床液压系统来说，沿液压缸轴线方向的切削力即为工作负载，即
FW=20000N
（2）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0.2s，工作台最大移动速度，即快进、快退速度为4m/min，因此惯性负载可表示为
（3）摩擦负载
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。
静摩擦阻力Ffj=fj×N=
动摩擦阻力Ffd=fd×N=
N
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液压缸在各工作阶段的负载（单位：
N）
工况
负载组成
负载值F
液压缸推力
=F/
起动
=
2000N
2105N
加速
=
+
1340N
1411N
快进
=
1000N
1053N
工进
=
+
21000N
22105N
反向起动
=
2000N
2105N
加速
=
+
1340N
1411N
快退
=
1000N
1053N
注：
ηm—缸的机械效率，取ηm=0.95
3负载循环图和速度循环图
根据表1中计算结果，绘制组合机床动力滑台液压系统的负载循环图如图2所示。
图2组合机床动力滑台液压系统负载循环图
图2表明，当组合机床动力滑台处于工作进给状态时，负载力最大为19111N，其他工况下负载力相对较小。
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
200mm、工进行程
、快退行程
mm，工进速度
mm/min。
根据上述已知数据绘制组合机床动力滑台液压系统的速度循环图如图3所示。
图3组合机床液压系统速度循环图
4确定系统主要参数
（1）选液压缸工作压力
所设计的动力滑台在工进时负载最大，其值为22105N，其它工况时的负载都相对较低，初选液压缸的工作压力p1=4.5MPa。
（2）确定液压缸主要尺寸
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
ηm——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=0.707×82.94=58.64mm，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=90mm，活塞杆直径为d=60mm。
此时液压缸两腔的实际有效面积分别为：
=πD²/4=6.36×10-3m2
=π（D2—d2）/4=3.53×10-3m2
（3）计算液压缸在工作循环各阶段的压力、流量和功率值
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
q快进=（A1-A2）×v1=11.32L/min
工作台在快退过程中所需要的流量为
q快退=A2×v2=14.12/min
工作台在工进过程中所需要的流量为
q工进=A1×v1’=0.636L/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2所示。
表2各工况下的主要参数值
工况
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
启动
2015
0
1.367
——
——
P1=
q=（A1-A2）v1
P=p1q
p2=p1+Δp
加速
1411
1.622
1.122
——
——
恒速
1053
1.496
0.996
11.32
0.19
工进
22105
0.8
3.92
0.636
0.042
P1=（F’+p2A2）/A1
q=A1v2
P=p1q
快退
起动
2105
0
0.60
——
——
P1=（F’+p2A1）/A2
q=A2v3
P=p1q
加速
1411
0.6
1.48
——
——
恒速
1053
0.6
1.38
14.12
0.32
把表2中计算结果绘制成工况图，如图4所示。
图4液压系统工况图
四拟定液压系统原理图
根据组合机床液压系统的设计任务和工况分析，所设计机床对调速范围、低速稳定性有一定要求，因此速度控制是该机床要解决的主要问题。
速度的换接、稳定性和调节是该机床液压系统设计的核心。
此外，与所有液压系统的设计要求一样，该组合机床液压系统应尽可能结构简单，成本低，节约能源，工作可靠。
1速度控制回路的选择
工况图4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。
2换向和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25.1L/min降为0.95L/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5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5换向和速度切换回路的选择
3压力控制回路的选择
由于采用双泵供油回路，故采用液控顺序阀实现低压大流量泵卸荷，用溢流阀调整高压小流量泵的供油压力。
为了便于观察和调整压力，在液压泵的出口处、背压阀和液压缸无杆腔进口处设测压点。
将上述所选定的液压回路进行整理归并，并根据需要作必要的修改和调整，最后画出液压系统原理图如图7所示。
为了解决滑台快进时回油路接通油箱，无法实现液压缸差动连接的问题，必须在回油路上串接一个液控顺序阀10，以阻止油液在快进阶段返回油箱。
同时阀9起背压阀的作用。
为了避免机床停止工作时回路中的油液流回油箱，导致空气进入系统，影响滑台运动的平稳性，图中添置了一个单向阀11。
考虑到这台机床用于钻孔（通孔与不通孔）加工，对位置定位精度要求较高，图中增设了一个压力继电器6。
当滑台碰上死挡块后，系统压力升高，压力继电器发出快退信号，操纵电液换向阀换向。
在进油路上设有压力表开关和压力表，钻孔行程终点定位精度不高，采用行行程开关控制即可。
图7液压系统原理图
五液压元件的选择
本设计所使用液压元件均为标准液压元件，因此只需确定各液压元件的主要参数和规格，然后根据现有的液压元件产品进行选择即可。
1确定液压泵和电机规格
（1）计算液压泵的最大工作压力
由于本设计采用双泵供油方式，根据液压系统的工况图，大流量液压泵只需在快进和快退阶段向液压缸供油，因此大流量泵工作压力较低。
小流量液压泵在快速运动和工进时都向液压缸供油，而液压缸在工进时工作压力最大，因此对大流量液压泵和小流量液压泵的工作压力分别进行计算。
根据液压泵的最大工作压力计算方法，液压泵的最大工作压力可表示为液压缸最大工作压力与液压泵到液压缸之间压力损失之和。
对于调速阀进口节流调速回路，选取进油路上的总压力损失
，同时考虑到压力继电器的可靠动作要求压力继电器动作压力与最大工作压力的压差为0.5MPa，则小流量泵的最高工作压力可估算为
大流量泵只在快进和快退时向液压缸供油，图4表明，快退时液压缸中的工作压力比快进时大，如取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：
（2）计算总流量
表3表明，在整个工作循环过程中，液压油源应向液压缸提供的最大流量出现在快进工作阶段，为11.32L/min，若整个回路中总的泄漏量按液压缸输入流量的10%计算，则液压油源所需提供的总流量为：
L/min
工作进给时，液压缸所需流量约为0.636L/min，但由于要考虑溢流阀的最小稳定溢流量3L/min，故小流量泵的供油量最少应为3.636L/min。
据据以上液压油源最大工作压力和总流量的计算数值，上网或查阅有关样本，例如YUKEN日本油研液压泵样本，确定PV2R型双联叶片泵能够满足上述设计要求，因此选取PV2R12-6/33型双联叶片泵，其中小泵的排量为6mL/r，大泵的排量为33mL/r，若取液压泵的容积效率
=0.9，则当泵的转速
=940r/min时，小泵的输出流量为
qp小=6⨯940⨯0.95/1000=5.358L/min
该流量能够满足液压缸工进速度的需要。
大泵的输出流量为
qp大=33*940*0.95/1000=29.469L/min
双泵供油的实际输出流量为
该流量能够满足液压缸快速动作的需要。
表3液压泵参数
元件名称
估计流量
规格
额定流量
额定压力MPa
型号
双联叶片泵
—
（5.1+27.9）
最高工作压力为21MPa
PV2R12—6/33
2.电机的选择
由于液压缸在快退时输入功率最大，这时液压泵工作压力为1.98MPa，流量为34.827L/min。
取泵的总效率
，则液压泵驱动电动机所需的功率为：
根据上述功率计算数据，此系统选取Y112M-6型电动机，其额定功率
，额定转速
3.阀类元件和辅助元件的选择
图7液压系统原理图中包括调速阀、换向阀、单项阀等阀类元件以及滤油器、空气滤清器等辅助元件。
（1）．阀类元件的选择
根据上述流量及压力计算结果，对图7初步拟定的液压系统原理图中各种阀类元件及辅助元件进行选择。
其中调速阀的选择应考虑使调速阀的最小稳定流量应小于液压缸工进所需流量。
通过图7中5个单向阀的额定流量是各不相同的，因此最好选用不同规格的单向阀。
溢流阀2、背压阀9和顺序阀10的选择可根据调定压力和流经阀的额定流量来选择阀的型式和规格，其中溢流阀2的作用是调定工作进给过程中小流量液压泵的供油压力，因此该阀应选择先导式溢流阀，连接在大流量液压泵出口处的顺序阀10用于使大流量液压泵卸荷，因此应选择外控式。
背压阀9的作用是实现液压缸快进和工进的切换，同时在工进过程中做背压阀，因此采用内控式顺序阀。
最后本设计所选择方案如表5所示，表中给出了各种液压阀的型号及技术参数。
表4阀类元件的选择
序号
元件名称
估计流量
规格型号
1
三位五通电磁阀
66/82
35D-100B
2
行程阀
49.5/61.5
22C-63BH
3
调速阀
<1
AQF3-10B
4
单向阀
66/82
AF3-Ea10B
5
单向阀8
16.5/20.5
I-25B
6
背压阀9
0.475/0.6
FB-6B
7
溢流阀
4.13/5
YF-10B
8
单向阀11
66/82
I-100B
9
单向阀3
27.92/34.7
I-63B
10
单向阀4
5.1/5.1
I-10B
11
顺序阀
28.4/35.2
XY-63B
4.油管的选择
图7中各元件间连接管道的规格可根据元件接口处尺寸来决定，液压缸进、出油管的规格可按照输入、排出油液的最大流量进行计算。
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，所以应对液压缸进油和出油连接管路重新进行计算，如表5所示。
表5液压缸的进、出油流量和运动速度
流量、速度
快进
工进
快退
输入流量
q1=0.636
排出流量
q2=（A2q1）/A1
=
运动速度
V2=q1/A1
=0.636/6.36=0.1
根据表8中数值，当油液在压力管中流速取3m/s时，可算得与液压缸无杆腔和有杆腔相连的油管内径分别为：
，取标准值20mm；
，取标准值15mm。
因此与液压缸相连的两根油管可以按照标准选用公称通径为
和
的无缝钢管或高压软管。
如果液压缸采用缸筒固定式，则两根连接管采用无缝钢管连接在液压缸缸筒上即可。
如果液压缸采用活塞杆固定式，则与液压缸相连的两根油管可以采用无缝钢管连接在液压缸活塞杆上或采用高压软管连接在缸筒上。
5油箱的设计
（1）．油箱长宽高的确定
油箱的主要用途是贮存油液，同时也起到散热的作用，参考相关文献及设计资料，油箱的设计可先根据液压泵的额定流量按照经验计算方法计算油箱的体积，然后再根据散热要求对油箱的容积进行校核。
油箱中能够容纳的油液容积按JB/T7938—1999标准估算，取
时，求得其容积为
按JB/T7938—1999规定，取标准值V=250L。
依据
如果取油箱内长l1、宽w1、高h1比例为3：
2：
1，可得长为：
=1107mm，宽
=738mm，高为
=369mm。
对于分离式油箱采用普通钢板焊接即可，钢板的厚度分别为：
油箱箱壁厚3mm，箱底厚度5mm，因为箱盖上需要安装其他液压元件，因此箱盖厚度取为10mm。
为了易于散热和便于对油箱进行搬移及维护保养，取箱底离地的距离为160mm。
因此，油箱基体的总长总宽总高为：
长为：
宽为：
高为：
为了更好的清洗油箱，取油箱底面倾斜角度为
。
六液压系统性能的验算
本例所设计系统属压力不高的中低压系统，无迅速起动、制动需求，而且设计中已考虑了防冲击可调节环节及相关防冲击措施，因此不必进行冲击验算。
这里仅验算系统的压力损失，并对系统油液的温升进行验算。
1管路系统压力损失演算
由于有同类型液压系统的压力损失值可以参考，故一般不必验算压力损失值。
下面以工进时的管路压力损失为例计算如下：
已知：
进油管、回油管长约为l=1.5m，油管内径d=1.5×10-3m，通过流量
=0.95L／min（0.0158×10-3m3／s），选用L－HM32全损耗系统用油，考虑最低温度为15℃，
v=1.5㎝2／s。
（1）判断油流类型
利用下式计算出雷诺数
Re=1.273
×104／
=1.273×0.0158×10-3×104／1.5×10-3/1.5≈160<2000
为层流。
（2）沿程压力损失∑△P1
利用公式分别算出进、回油压力损失，然后相加即得到总的沿程损失。
进油路上
△P1=4.3×1012v
qv／d4=4.3×1012×1.5×1.5×0.0158×10-3／124Pa
=0.076×105Pa
回油路上，其流量qv=0.75L／min（0.0125×10-3m3／s）（差动液压缸A1≈2A2）,
压力损失为
△P1=4.3×1012v
qv／d4=4.3×1012×1.5×1.5×0.00325×10-3／124Pa
=0.01532×105Pa
由于是差动液压缸，且A1≈2A2，故回油路的损失只有一半折合到进油腔，所以
工进时总的沿程损失为
∑△P1=（0.076+0.5×0.01532）×105Pa=0.0837×105Pa
2油液温升验算
液压传动系统在工作时，有压力损失、容积损失和机械损失，这些损失所消耗的能量多数转化为热能，使油温升高，导致油的粘度下降、油液变质、机器零件变形等，影响正常工作。
为此，必须控制温升ΔT在允许的范围内，如一般机床∆=25~30℃；数控机床∆≤25℃；粗加工机械、工程机械和机车车辆∆=35～40℃。
液压系统的功率损失使系统发热，单位时间的发热量φ（kW）可表示为
式中
——系统的输入功率（即泵的输入功率）（kW）；
——系统的输出功率（即液压缸的输出功率）（kW）。
若在一个工作循环中有几个工作阶段，则可根据各阶段的发热量求出系统的平均发热量
对于本次设计的组合机床液压系统，其工进过程在整个工作循环中所占时间比例为
因此系统发热和油液温升可用工进时的发热情况来计算。
工进时液压缸的有效功率（即系统输出功率）为
这时大流量泵通过顺序阀10卸荷，小流量泵在高压下供油，所以两泵的总输出功率（即系统输入功率）为：
Pi=pp1qp1+pp2qp2=（5.22×106×3.636×10-3）/60+0.3×（32/63）2×32×103/60
=0.4768Kw
由此得液压系统的发热量为
即可得油液温升近似值：
⊿T=Hi/KA=439.8/（0.065×15×
）=11.37℃
温升小于普通机床允许的温升范围，因此液压系统中不需设置冷却器。
七设计心得
经过这几天的努力奋斗，液压的课程
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