钻镗两用组合机床动力滑台的课程设计.docx

1、钻镗两用组合机床动力滑台的课程设计湖南工业大学课 程 设 计资 料 袋 机械 学院（系、部） 学年第 学期 课程名称 液压传动 指导教师 职称 教授 学生姓名 专业班级 班级 学号题 目 钻镗两用组合机床动力滑台的液压系统 成 绩 起止日期 年12 月 21 日 年 12月 27 日目 录 清 单序号材 料 名 称资料数量备 注1课程设计图纸共1张23456 绪论设计目的 为进一步加深学生对所学液压传动理论知识的理解，培养学生运用理论知识独立解决有关本课程实际问题的能力，使学生对液压系统工作原理图的设计有一完整和系统的概念；同时通过课程设计，培养学生计算，使用技术资料及绘制液压原理图的工程设计

2、能力。设计步骤首先对液压系统进行工况分析，通过分析计算，绘制速度、负载循环图，初步选定液压缸工作压力，并计算加紧液压缸和工作缸尺寸以及各阶段流经液压缸的流量；其次根据液压系统供油方式、调速方式、速度换接方式以及加紧回路的选择拟定液压系统图，并且对系统工作状态分析；最后通过对压力损失和系统升温的验算，对液压系统进行性能分析。1 钻镗液压机床的基本情况1.1机床的设计要求设计一台钻镗两用组合机床的液压系统。钻镗系统要求实现的动作顺序为：快进工进快退原位停止。液压系统的主要参数与性能要求如下：轴向切削力总和F=12000N，移动部件总重量G20000N；行程长度200mm（工进和快进行程均为100m

3、m）快进、快退的速度为6m/ min，工进速度（201200）mm/ min范围内无级调节；往返运动加速减速时间t=0.2s；该动力滑台采用水平放置的平导轨；静摩擦系数fs0.2；动摩擦系数fd0.1。1.2 机床的相关设计参数系统设计参数如表1所示，动力滑台采用平面导轨，其静、动摩擦系数分别为fs = 0.2、fd = 0.1。l1=100mm，l2=100mm，l3=200mm其主要设计参数如下表。参 数数 值切削阻力（N）12000滑台自重(N)20000最大行程(mm)200快进l1、工进行程l2(mm)100快退行程l3（mm）200快进、快退速度(m/min)6工进速度(mm/mi

4、n)201200加速、减速时间t（s）0.2静摩擦系数fs0.2动摩擦系数fd0.12 工况分析及液压缸的选择 2.1系统工况分析2.1.1工作负载计算钻镗两用组合机床的液压系统中，钻镗的轴向切削力为Ft。则最大切削力为12000N，有2.1.2惯性负载计算惯性负载 2.1.3阻力负载计算静摩擦阻力 动摩擦阻力 由此可得出液压缸的在各工作阶段的负载如下表工况负载组成负载值F推力启动4000N4444N加速3000N3333N快进(匀速)2000N2222N 工进（受切削力）14000N15556N反向启动-4000N-4444N反向加速-3000N-3333N快退（匀速）-2000N-2222

5、N注：液压缸的机械效率取2.2负载循环图和速度循环图的绘制根据上表中计算结果，绘制组合机床动力滑台液压系统的负载循环图如下图所示。（负号表示反向退回）组合机床负载循环图上图表明，当组合机床动力滑台处于工作进给状态时，负载力最大为14000N。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V1=V2=6m/min、快进行程L1=100mm、工进行程L2=100mm、快退行程L3=200mm，工进速度（0.0201.200）m/ min范围内无级调节。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2-2所示。1.200.02图2-2 组合机

6、床液压系统速度循环图2.3主要参数的确定2.3.1 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15556N，其它工况时的负载都相对较低，参考表2-2和表2-3按照负载大小或按照液压系统应用场合来选择工作压力的方法，初选液压缸的工作压力p1=2.8MPa。表2-2 按负载选择工作压力负载/ KN50工作压力/MPa0.811.522.5334455表2-3 各种机械常用的系统工作压力机械类型机 床农业机械小型工程机械建筑机械液压凿岩机液压机大中型挖掘机重型机械起重运输机械磨床组合机床龙门刨床拉床工作压力/MPa0.823528810101820322.3.2 液压缸主要尺寸由于工作进

7、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。经查资料，一般采用杆定的安装形式，因此确定采用单杆双作用液压缸的差动连接方式。这种情况下，应把液压缸设计成无杆腔工作面积A1是有杆腔工作面积A2两倍的形式。经计算，应将活塞杆直径d与缸筒直径D设置成d = 0.707D的关系。注意到，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(我通过设置背压阀的方式)，经查资料，执行元件的背压力如下表，从表中选取工进背压值为=1.0MPa。执行元件背压力系统类型背压力/MPa简单系统或轻载节流调速系统0.20.5回油路带调速阀的系统0.40

8、.6回油路设置有背压阀的系统0.51.5用补油泵的闭式回路0.81.5回油路较复杂的工程机械1.23回油路较短且直接回油可忽略不计快进时液压缸虽然作差动连接，但连接管路中不可避免地存在着压降P，且有杆腔的压力必须大于无杆腔，估算时取P0.5MPa。快退时回油腔中也是有背压的，这时选取背压值=0.8MPa。工进时液压缸的推力=，式中：F 负载力（最大14000N） m液压缸机械效率=0.9 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=工作压力2.8MPa p2液压缸有杆腔压力=工进背压1.0MPa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

9、缸缸筒直径为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=0.70793=65.8mm，根据GB/T23481993对液压缸缸筒内径尺寸和液压缸活塞杆外径尺寸的规定，查表2-5圆整后取液压缸缸筒直径为D=100mm，活塞杆直径为d=70mm。表2-5 按工作压力选取d/D工作压力/MPa5.05.07.07.0d/D0.50.550.620.700.72.3.3 最大流量需求的计算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=23.097L/min工作台在快退过程中所需要的流量为q快退 =A2v2=24L

10、/min工作台在工进过程中所需要的流量为q工进 =A1v1=0.191.14 L/min其中最大流量为快退流量为24L/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，如下表。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444401.154P1=q=(A1-A2)v1P=p1qp2=p1+p加速33331.1160.886恒速22221.1160.57823.0790.1334工进155561.01.980.1579.420.0370.528P1=(F+p

11、2A2)/A1q=A1v2P=p1q快退起动444401.111P1=(F+p2A1)/A2q=A2v3P=p1q加速33330.80.849恒速22220.80.571240.635把上表中计算结果绘制成工况图，如下图所示。组合机床液压缸工况图3 液压系统原理图的绘制根据组合机床液压系统的设计任务和工况分析，要实现工进速度（201200）mm/ min范围内无级调节，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。并且要求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。3.1 速度控制回路的选择工况图表明，所设计组合机床液压系统在整个工

12、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。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。3.2 换向和速度换接回路的选择

13、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。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23.079 L/min降为0.191.14 L/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，如下图所示。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.速度换接回路换向和速度切换回路的选择

14、3.3 油源的选择和能耗控制本设计多轴钻床液压系统的供油工况主要为快进、快退时的低压大流量供油和工进时的高压小流量供油两种工况，若采用单个定量泵供油，显然系统的功率损失大、效率低。在液压系统的流量、方向和压力等关键参数确定后，还要考虑能耗控制，用尽量少的能量来完成系统的动作要求，以达到节能和降低生产成本的目的。在工况图的一个工作循环内，液压缸在快进和快退行程中要求油源以低压大流量供油，工进行程中油源以高压小流量供油。其中最大流量与最小流量之比/=23.097/0.157=147，在一个工作循环中，液压油源在大部分时间都处于高压小流量供油状态，只有小部分时间工作在低压大流量供油状态。从提高系统效

15、率、节省能量角度来看，如果选用单个定量泵作为整个系统的油源，液压系统会长时间处于大流量溢流状态，从而造成能量的大量损失，这样的设计显然是不合理的。如果采用单个定量泵供油方式，液压泵所输出的流量假设为液压缸所需要的最大流量25.1L/min，假设忽略油路中的所有压力和流量损失，液压系统在整个工作循环过程中所需要消耗的功率估算为快进时 P=0.57823.079=13.34Kw工进时P=pqmax=1.9823.079=45.696Kw快退时 P=0.57123.079=13.178Kw如果采用一个大流量定量泵和一个小流量定量泵双泵串联的供油方式，由双联泵组成的油源在工进和快进过程中所输出的流量是

16、不同的，此时液压系统在整个工作循环过程中所需要消耗的功率估算为：快进时 P=0.57823.079=13.34Kw工进时，大泵卸荷，大泵出口供油压力几近于零，因此P=pqmax=1.9823.079=45.696Kw快退时 P=0.57123.079=13.178Kw确定选用双联液压泵供油方案，有利于降低能耗和生产成本，如图所示。图3-2 双泵供油油源3.4 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。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A3图所示。为了解决滑台快进时回油

17、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7，以阻止油液在快进阶段返回油箱。同时阀8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13。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14。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。电磁铁和阀的动作表 液压系统原理图1双联叶片泵 2三位五通电液阀 3行程阀4调速阀 5、6、10、13单向阀 7顺序阀8背压阀 9溢流阀 11过滤器12压力开关 14压力继电器4

18、液压系统性能的验算4.1系统压力损失因为不知道油管布局，所以只能估算系统压力损失。首先确定管道内液体的流动状态，然后计算各种工况下总的压力损失。现取进、回油管道长为l=2m，油液的运动粘度取 =1 x 10-4m2/s，油液的密度取=0.9174 x 103kg/m3。4.1.1判断流动状态在快进、工进和快退三种工况下，进、回油管路中所通过的流量以快进时回油流量q1=23.079L/min为最大，此时，油液流动的雷诺数也为最大。因为最大的雷诺数小于临界雷诺数（2000），故可推出：各工况下的进、回油路中的油液的流动状态全为层流。4.1.2系统压力损失的计算将层流流动状态沿程阻力系数和油液在管道

19、内流速同时代入沿程压力损失计算公式，并将已知数据代入后，得可见，沿程压力损失的大小与流量成正比，这是由层流流动所决定的。在管道结构尚未确定的情况下，管道的局部压力损失p常按下式作经验计算滑台在快进、工进和快退工况下的压力损失计算如下：1快进滑台快进时，液压缸通过电液换向阀差动连接。由表8和表9可知，进油路上油液通过单向阀10的流量是22L/min，通过电液换向阀2的流量是27.1L/min，然后与液压缸有杆腔的回油汇合，以流量51.24L/min通过行程阀3并进入无杆腔。由此进油路上的总压降为：此值不大，不会使压力阀开启，帮能确保两个泵的流量全部进入液压缸。在回油路上，液压缸有杆腔中的油液通过电液换向阀2和单向阀6的流量都是24.14L/min，然后与液压泵的供油合并，经行程阀3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。 此值小于原估计值0.5MPa，所以是安全的。2工进滑台工进时，在进油路上，油液通过电液换向阀2、调速阀4进入液压缸无杆腔，在调速阀4处的压力损失为0.5MPa。在回油路上，油液通过电液换向阀2、背压阀8和大流量泵的卸荷油液一起经液控顺序阀7返回油箱，在背压阀8处的压力损失为0.5MPa。通过顺序阀7的流量为（0.25+22）=22.25L/min，因此这时液压缸回油腔的压力为：