組合機床動力滑臺液壓系統(tǒng)

1、1序言作為一種高效率地專用機床，組合機床在大批、大量機械加工生產中應用廣泛本次課程設計將以組合機床動力滑臺液壓系統(tǒng)設計為例，介紹該組合機床液壓系統(tǒng)地設計 方法和設計步驟，其中包括組合機床動力滑臺液壓系統(tǒng)地工況分析、主要參數(shù)確定、液 壓系統(tǒng)原理圖地擬定、液壓元件地選擇以及系統(tǒng)性能驗算等.組合機床是以通用部件為基礎，配以按工件特定外形和加工工藝設計地專用部件和 夾具而組成地半自動或自動專用機床組合機床一般采用多軸、多刀、多工序、多面或 多工位同時加工地方式，生產效率比通用機床高幾倍至幾十倍組合機床兼有低成本和高效率地優(yōu)點，在大批、大量生產中得到廣泛應用，并可用以組成自動生產線組合機床 通常采用多軸

2、、多刀、多面、多工位同時加工地方式，能完成鉆、擴、鉸、鏜孔、攻絲、車、銑、磨削及其他精加工工序，生產效率比通用機床高幾倍至幾十倍液壓系統(tǒng)由于具有結構簡單、動作靈活、操作方便、調速范圍大、可無級連讀調節(jié)等優(yōu)點，在組合機床中得到了廣泛應用.b5E2RGbCAP液壓系統(tǒng)在組合機床上主要是用于實現(xiàn)工作臺地直線運動和回轉運動，如圖1所示,如果動力滑臺要實現(xiàn)二次進給，則動力滑臺要完成地動作循環(huán)通常包括：原位停止快快進快退進一 I工進-II工進一死擋鐵停留一快退一原位停止.plEanqFDPw工進=死擋鐵 停留圖1組合機床動力滑臺工作循環(huán)2設計地技術要求和設計參數(shù)工作循環(huán)：快進一;工進一;快退一;停止；系統(tǒng)

3、設計參數(shù)如表1所示，動力滑臺采用平面導軌，其靜、動摩擦系數(shù)分別為fs =0.2、fd = 0.1 .DXDiTa9E3d表1設計參數(shù)參數(shù)數(shù)值切削阻力10000快進、快退速度（m/min4工進速度（mm/min30-120最大仃程（mm250工進行程（mm50啟動換向時間s）0.2液壓缸機械效率0.953工況分析3.1確定執(zhí)行元件金屬切削機床地工作特點要求液壓系統(tǒng)完成地主要是直線運動，因此液壓系統(tǒng)地執(zhí)行元件確定為液壓缸.3.2分析系統(tǒng)工況在對液壓系統(tǒng)進行工況分析時，本設計實例只考慮組合機床動力滑臺所受到地工作負 載、慣性負載和機械摩擦阻力負載，其他負載可忽略.RTCrpUDGiT1）工作負載Fw

4、工作負載是在工作過程中由于機器特定地工作情況而產生地負載，對于金屬切削機床液壓系統(tǒng)來說，沿液壓缸軸線方向地切削力即為工作負載，即5PCzVD7HxAFw=20000N2 ）慣性負載最大慣性負載取決于移動部件地質量和最大加速度，其中最大加速度可通過工作臺最大移動速度和加速時間進行計算已知啟動換向時間為 0.1s,工作臺最大移動速度 即快進、快退速度為5m/min,因此慣性負載可表示為jLBHrnAlLgN= x動摩擦阻力Ffd= fdXN二N根據上述負載力計算結果，可得出液壓缸在各個工況下所受到地負載力和液壓缸所 需推力情況，如表2所示.表2液壓缸在各工作階段地負載 ,選取此背壓值為p2=0.8

5、MPa.dvzfvkwMI1快進時液壓缸雖然作差動連接即有桿腔與無桿腔均與液壓泵地來油連接），但連接管路中不可避免地存在著壓降I ,且有桿腔地壓力必須大于無桿腔，估算時取I 0.5MPa.快退時回油腔中也是有背壓地，這時選取被壓值二=0.6MPa.rqyn14ZNXI工進時液壓缸地推力計算公式為式中：F負載力m液壓缸機械效率A1液壓缸無桿腔地有效作用面積A2液壓缸有桿腔地有效作用面積P1液壓缸無桿腔壓力P2液壓有無桿腔壓力因此,根據已知參數(shù)，液壓缸無桿腔地有效作用面積可計算為液壓缸缸筒直徑為mm由于有前述差動液壓缸缸筒和活塞桿直徑之間地關系,d = 0.707D,因此活塞桿直徑為d=0.707

6、 X04.06=73.56mm根據GB/T2348 1993對液壓缸缸筒內徑尺寸和液壓缸活 塞桿外徑尺寸地規(guī)定,圓整后取液壓缸缸筒直徑為D=110mm,活塞桿直徑為d=80mm.Emxvxotoco此時液壓缸兩腔地實際有效面積分別為：I1m23.4.3計算最大流量需求工作臺在快進過程中，液壓缸采用差動連接，此時系統(tǒng)所需要地流量為q 快進=F /N回油腔壓力 P2/MPa進油腔壓力 PMPa輸入流量q/L.min-1輸入功率P/Kw計算公式快進啟動201800.86P1=q=(A 1-A 2v1P=P1qP2=P1 + A p加速14111.230.73恒速10531.160.6620.080.

7、22工進221050.82.70.950.04P1=(F +p2A2/A 1 q=A 1V2P=p1q快退起動210500.47P1=(F +p2A1/A 2 q=A?V3P=P1q加速14110.61.59恒速10530.61.5017.920.448把表3中計算結果繪制成工況圖，如圖4所示.圖4液壓系統(tǒng)工況圖3.5擬定液壓系統(tǒng)原理圖根據組合機床液壓系統(tǒng)地設計任務和工況分析，所設計機床對調速范圍、低速穩(wěn)定性 有一定要求，因此速度控制是該機床要解決地主要問題.速度地換接、穩(wěn)定性和調節(jié)是 該機床液壓系統(tǒng)設計地核心.此外，與所有液壓系統(tǒng)地設計要求一樣，該組合機床液壓系 統(tǒng)應盡可能結構簡單，成本低，

8、節(jié)約能源，工作可靠.SixE2yXPq53.5.1速度控制回路地選擇工況圖4表明，所設計組合機床液壓系統(tǒng)在整個工作循環(huán)過程中所需要地功率較小 系統(tǒng)地效率和發(fā)熱問題并不突出，因此考慮采用節(jié)流調速回路即可.雖然節(jié)流調速回路 效率低，但適合于小功率場合，而且結構簡單、成本低該機床地進給運動要求有較好地 低速穩(wěn)定性和速度-負載特性，因此有三種速度控制方案可以選擇，即進口節(jié)流調速、出 口節(jié)流調速、限壓式變量泵加調速閥地容積節(jié)流調速鉆鏜加工屬于連續(xù)切削加工，加工過程中切削力變化不大，因此鉆削過程中負載變化不大，采用節(jié)流閥地節(jié)流調速回路 即可.但由于在鉆頭鉆入鑄件表面及孔被鉆通時地瞬間，存在負載突變地可能，

9、因此考慮在工作進給過程中采用具有壓差補償?shù)剡M口調速閥地調速方式，且在回油路上設置背壓閥.由于選定了節(jié)流調速方案，所以油路采用開式循環(huán)回路，以提高散熱效率，防止油液溫 升過高.6ewMyirQFL3.5.2換向和速度換接回路地選擇所設計多軸鉆床液壓系統(tǒng)對換向平穩(wěn)性地要求不高，流量不大，壓力不高,所以選用價格較低地電磁換向閥控制換向回路即可為便于實現(xiàn)差動連接，選用三位五通電磁換向閥為了調整方便和便于增設液壓夾緊支路，應考慮選用丫型中位機能.由前述計算可 知,當工作臺從快進轉為工進時，進入液壓缸地流量由25.1 L/min降為0.95 L/min,可選二 位二通行程換向閥來進行速度換接，以減少速度換

10、接過程中地液壓沖擊，如圖5所示.由 于工作壓力較低，控制閥均用普通滑閥式結構即可.由工進轉為快退時，在回路上并聯(lián)了 一個單向閥以實現(xiàn)速度換接為了控制軸向加工尺寸，提高換向位置精度，采用死擋塊加圖5換向和速度切換回路地選擇3.5.3壓力控制回路地選擇由于采用雙泵供油回路，故采用液控順序閥實現(xiàn)低壓大流量泵卸荷，用溢流閥調整高 壓小流量泵地供油壓力.為了便于觀察和調整壓力，在液壓泵地出口處、背壓閥和液壓 缸無桿腔進口處設測壓點.y6v3ALoS89將上述所選定地液壓回路進行整理歸并，并根據需要作必要地修改和調整，最后畫 出液壓系統(tǒng)原理圖如圖7所示.為了解決滑臺快進時回油路接通油箱 ，無法實現(xiàn)液壓缸差

11、動連接地問題，必須在回油 路上串接一個液控順序閥10,以阻止油液在快進階段返回油箱同時閥9起背壓閥地作 用.M2ub6vSTnP為了避免機床停止工作時回路中地油液流回油箱，導致空氣進入系統(tǒng)，影響滑臺運動地平穩(wěn)性，圖中添置了一個單向閥IIOYujCfmUCw考慮到這臺機床用于鉆孔 通孔與不通孔）加工，對位置定位精度要求較高，圖中增 設了一個壓力繼電器 6當滑臺碰上死擋塊后，系統(tǒng)壓力升高，壓力繼電器發(fā)出快退信號 操縱電液換向閥換向.eUts8ZQVRd在進油路上設有壓力表開關和壓力表，鉆孔行程終點定位精度不高，采用行行程開關 控制即可.1邛2和4+1+4f3ft圖7液壓系統(tǒng)原理圖3.6液壓元件地選

12、擇本設計所使用液壓元件均為標準液壓元件，因此只需確定各液壓元件地主要參數(shù)和規(guī)格，然后根據現(xiàn)有地液壓元件產品進行選擇即可.sQsAEJkW5T3.6.1確定液壓泵和電機規(guī)格1）計算液壓泵地最大工作壓力由于本設計采用雙泵供油方式，根據液壓系統(tǒng)地工況圖，大流量液壓泵只需在快進 和快退階段向液壓缸供油，因此大流量泵工作壓力較低小流量液壓泵在快速運動和工 進時都向液壓缸供油，而液壓缸在工進時工作壓力最大，因此對大流量液壓泵和小流量 液壓泵地工作壓力分別進行計算.GMslasNXkA根據液壓泵地最大工作壓力計算方法，液壓泵地最大工作壓力可表示為液壓缸最大 工作壓力與液壓泵到液壓缸之間壓力損失之和.TIrR

13、GchYzg對于調速閥進口節(jié)流調速回路，選取進油路上地總壓力損失I ，同時考慮到壓力繼電器地可靠動作要求壓力繼電器動作壓力與最大工作壓力地壓差為 0.5MPa,則小流量泵地最高工作壓力可估算為7EqZcWLZNX大流量泵只在快進和快退時向液壓缸供油，圖4表明，快退時液壓缸中地工作壓力比快 進時大，如取進油路上地壓力損失為0.5MPa,則大流量泵地最高工作壓力為：lzq7IGf02E2）計算總流量表3表明，在整個工作循環(huán)過程中，液壓油源應向液壓缸提供地最大流量出現(xiàn)在快進工作階段，為20.08 L/min,若整個回路中總地泄漏量按液壓缸輸入流量地10%計算，則液壓油源所需提供地總流量為：zvpge

14、qJ1hkIL/min工作進給時，液壓缸所需流量約為0.95 L/min,但由于要考慮溢流閥地最小穩(wěn)定溢流量3 L/mi n,故小流量泵地供油量最少應為 3.95 L/mi n.Nrpojac3v1據據以上液壓油源最大工作壓力和總流量地計算數(shù)值，上網或查閱有關樣本，例如YUKEN日本油研液壓泵樣本，確定PV2R型雙聯(lián)葉片泵能夠滿足上述設計要求，因此選 取PV2R12-6/33型雙聯(lián)葉片泵，其中小泵地排量為6mL/r,大泵地排量為33mL/r,若取液 壓泵地容積效率卜=0.9,則當泵地轉速| =940r/min時,小泵地輸出流量為1nowfTG4KIqp小=6 940 0.95/1000=5.3

15、58 L/min該流量能夠滿足液壓缸工進速度地需要.大泵地輸出流量為qp 大=33*940*0.95/1000=29.469 L/min雙泵供油地實際輸出流量為該流量能夠滿足液壓缸快速動作地需要表4液壓泵參數(shù)元件名稱估計流量a規(guī)格額定流量額定壓力MPa型號雙聯(lián)葉片泵一(5.1+27.9最高工作壓力為21 MPaPV2R12 6/333 .電機地選擇由于液壓缸在快退時輸入功率最大，這時液壓泵工作壓力為209MPa,流量為34.827L/mi n.取泵地總效率-，則液壓泵驅動電動機所需地功率為：fjnFLDa5Zo根據上述功率計算數(shù)據，此系統(tǒng)選取丫112M-6型電動機，其額定功率，額定轉速3.6.

16、2閥類元件和輔助元件地選擇圖7液壓系統(tǒng)原理圖中包括調速閥、換向閥、單項閥等閥類元件以及濾油器、空 氣濾清器等輔助元件.1 .閥類元件地選擇根據上述流量及壓力計算結果，對圖7初步擬定地液壓系統(tǒng)原理圖中各種閥類元件 及輔助元件進行選擇.其中調速閥地選擇應考慮使調速閥地最小穩(wěn)定流量應小于液壓缸 工進所需流量.通過圖7中5個單向閥地額定流量是各不相同地，因此最好選用不同規(guī)格 地單向閥.tfnNhnE6e5溢流閥2、背壓閥9和順序閥10地選擇可根據調定壓力和流經閥地額定流量來選 擇閥地型式和規(guī)格，其中溢流閥2地作用是調定工作進給過程中小流量液壓泵地供油壓 力，因此該閥應選擇先導式溢流閥，連接在大流量液壓

17、泵出口處地順序閥10用于使大流量液壓泵卸荷，因此應選擇外控式.背壓閥9地作用是實現(xiàn)液壓缸快進和工進地切換，同 時在工進過程中做背壓閥，因此采用內控式順序閥.最后本設計所選擇方案如表5所示,表中給出了各種液壓閥地型號及技術參數(shù).HbmVN777sL表5閥類元件地選擇序號元件名稱估計流量規(guī)格型號1三位五通電磁閥66/8235D-100B2行程閥49.5/61.522C-63BH3調速閥1AQF3-10B4單向閥66/82AF3-Ea10B5單向閥816.5/20.5I-25B6背壓閥90.475/0.6FBF3-6B7溢流閥4.13/5YF-10B8單向閥1166/82I-100B9單向閥327.

18、92/34.7I-63B10單向閥45.1/5.1I-10B11順序閥28.4/35.2XY-63B363油管地選擇圖7中各元件間連接管道地規(guī)格可根據元件接口處尺寸來決定，液壓缸進、出油管地規(guī)格可按照輸入、排出油液地最大流量進行計算由于液壓泵具體選定之后液壓缸在各個 階段地進、出流量已與原定數(shù)值不同，所以應對液壓缸進油和出油連接管路重新進行計 算，如表8所示.V7l4jRB8Hs表8液壓缸地進、出油流量和運動速度流量、速度快進工進快退輸入流量aI 1=1排出流量到S運動速度到0a根據表8中數(shù)值，當油液在壓力管中流速取 3m/s時，可算得與液壓缸無桿腔和有桿 腔相連地油管內徑分別為：，取標準值2

19、0mm； ,取標準值15mm.因此與液壓缸相連地兩根油管可以按照標準選用公稱通徑為丄I和旦 地無縫鋼管或高壓軟管如果液壓缸采用缸筒固定式，則兩根連接管采用無縫鋼管連接在液壓缸 缸筒上即可.如果液壓缸采用活塞桿固定式，則與液壓缸相連地兩根油管可以采用無縫 鋼管連接在液壓缸活塞桿上或采用高壓軟管連接在缸筒上.83ICPA59W9364油箱地設計1油箱長寬高地確定油箱地主要用途是貯存油液，同時也起到散熱地作用，參考相關文獻及設計資料，油 箱地設計可先根據液壓泵地額定流量按照經驗計算方法計算油箱地體積，然后再根據散熱要求對油箱地容積進行校核.mZkklkzaaP油箱中能夠容納地油液容積按JB/T793

20、8 1999標準估算,取時，求得其容積按JB/T79381999規(guī)定，取標準值 V=250L.如果取油箱內長11、寬 wi、高hi比例為3 : 2: 1,可得長為：=1107mm,寬=738mm,高為=369mmAVktR43bpw對于分離式油箱采用普通鋼板焊接即可，鋼板地厚度分別為：油箱箱壁厚 3mm,箱底 厚度5mm,因為箱蓋上需要安裝其他液壓元件，因此箱蓋厚度取為10mm.為了易于散熱 和便于對油箱進行搬移及維護保養(yǎng)，取箱底離地地距離為160mm.因此，油箱基體地總長總寬總高為：ORjBnOwcEd長為：I_寬為：高為： 為了更好地清洗油箱，取油箱底面傾斜角度為I3.7液壓系統(tǒng)性能地驗算

21、本例所設計系統(tǒng)屬壓力不高地中低壓系統(tǒng)，無迅速起動、制動需求，而且設計中已考慮 了防沖擊可調節(jié)環(huán)節(jié)及相關防沖擊措施，因此不必進行沖擊驗算.這里僅驗算系統(tǒng)地壓力損失，并對系統(tǒng)油液地溫升進行驗算.2MiJTy0dTT7.1管路系統(tǒng)壓力損失驗算由于有同類型液壓系統(tǒng)地壓力損失值可以參考，故一般不必驗算壓力損失值下面以工進時地管路壓力損失為例計算如下：gliSpiue7A已知：進油管、回油管長約為l=1.5m,油管內徑d=1.5 x 10-3m,通過流量=0.95 L/ mi n0.0158 x 10-3m / s ),選用L HM32全損耗系統(tǒng)用油,考慮最低溫度為215C ,V=1.5 cm /S. uEh0U1Yfmh7.1.1判斷油流類型利用下式計算出雷諾數(shù)4343Re=1.273 J x 104/ 冋=1.273 x 0.0158 x 10- x 10 /1.5 x 10-/1.5 1602000Ag9qLsgBx 為層流.7.1.2沿程壓力損失P1利用公式分別算出進、回油壓力損失，然后相加即得到總地沿程損失.進油路上 P1=4.4 x1012vE qv /d4=4.3x1012x 1.5 x 1.5 x 0.0158 x10-3/412 PaWwghWvVhPE=0.076 x 105Pa回油路上,其流量 qv=0.75 L / min0.0125 x 10