臥式雙面多軸鉆孔組合機床液壓系統(tǒng)設計

1、 液壓傳動課程設計說明書題目：臥式雙面多軸鉆孔組合機床液壓系統(tǒng)的設計姓 名：學 號：班 級：聯(lián)系方式：指導教師：2012年12月31日目 錄一、設計任務書1二、液壓系統(tǒng)性能和參數(shù)的初步確定11.運動分析12.液壓缸的負載分析23.初步確定液壓缸的參數(shù)31)滑臺液壓缸32)工況圖5三、液壓系統(tǒng)方案的選擇和擬定61.選擇液壓基本回路61)調(diào)速回路62)快速運動回路與速度換接回路63)壓力控制回路74)行程終點的控制方式92.擬定液壓系統(tǒng)圖9四、各液壓元件的計算和選擇101.確定液壓泵規(guī)格和電動機的功率101)液壓泵工作壓力的計算102)液壓泵流量的計算103)液壓泵規(guī)格的確定104)液壓泵電動機功

2、率的確定112.控制閥的選擇113.管道尺寸124.油箱容量12五、液壓系統(tǒng)性能的驗算121.靜態(tài)特性的驗算121)回路中的壓力損失122)液壓泵的工作壓力163)液壓回路和液壓系統(tǒng)的效率172.液壓系統(tǒng)發(fā)熱驗算18六、液壓集成塊裝置設計18七、參考文獻18一、 設計任務書設計一臺臥式雙面多軸鉆孔組合機床的液壓系統(tǒng)。要求兩面鉆削頭同時工作，能實現(xiàn)快進、工進、死擋塊停留、快退、停止的自動工作循環(huán)，其快進和快退速度v1 = 3.5 m/min，工進速度v2 = 40 mm/min，工作部件重量估計為9800 N，軸向切削力F = 30000 N，快進行程長度為200 mm，工進行程長度為100 m

3、m，動力滑合采用平導軌，其摩擦系數(shù)fs = 0.2，fd = 0.1，往復運動的加速和減速時間要求不大于0.2 s。二、 液壓系統(tǒng)性能和參數(shù)的初步確定首先，我們對液壓系統(tǒng)進行工況分析。工況分析是分析一部機器工作過程中的具體情況，其內(nèi)容包括對負載、速度和功率的變化規(guī)律的分析或確定這些參數(shù)的最大值，即分析負載的性質(zhì)和編制負載圖。在液壓系統(tǒng)的工作循環(huán)中，各個階段的負載是由各種不同負載組成的。而各個階段都具有不同的速度，已知各階段的負載和速度，即可求出各階段功率的變化規(guī)律。本次課程設計以采用液壓缸型式為主，因此以下進行液壓缸式的設計計算。1. 運動分析根據(jù)設計任務的要求，確定本液壓系統(tǒng)的工作循環(huán)為：快

4、進工進死擋塊停留快退原位停止卸荷，工作循環(huán)圖如下圖所示：快退死擋塊停留工進快進原 位 停 止 卸 荷圖 2-1 工作循環(huán)圖一個工作循環(huán)內(nèi)快進行程的時間：t1=L1v1=200×603500=3.43 s；工進行程的時間：t2=L2v2=100×6040=150 s；快退行程的時間：t3=L1+L2v1=(200+100)×603500=5.14 s。畫出一個工作循環(huán)中的速度循環(huán)圖如下圖所示：圖 2-2 速度循環(huán)圖2. 液壓缸的負載分析滑臺采用的是平導軌和90°的V型導軌。選擇靜導軌系數(shù)為fs=0.2，動導軌系數(shù)為fd=0.1。1) 液壓缸在工作過程各階段

5、的負載為:加速階段：F=fdG+Ggvt=0.1×9800+98009.8×3.5×600.2=1271.671272N；快進階段：F=fdG=0.1×9800=980N；工進階段：總負載=工作負載+切削力，所以 F=980+30000=30980N；快退階段：F=fdG=0.1×9800=980N。2) 重力FG，因工作部件是臥式安裝所以FG=0。根據(jù)以上分析，可算出液壓缸在各動作階段的負載。計算時考慮液壓缸的機械效率，對滑臺液壓缸，取m=0.9，階段數(shù)值如下表所示：工況左滑臺液壓缸右滑臺液壓缸負載F(N)推力F/m(N)負載F(N)推力F/

6、m(N)啟動1960217819602178加速1272141312721413快進98010899801089工進30980344223098034422快退98010899801089表 2-1負載表圖 2-3 液壓缸負載圖3. 初步確定液壓缸的參數(shù)1) 滑臺液壓缸為了確?？爝M、快退速度相等，液壓缸采用差動連接，為了使運動平穩(wěn)、液壓系統(tǒng)采用調(diào)速閥式回油節(jié)流調(diào)速。因此，選取工進時背壓力為8bar，快進時為6 bar，快退時為6 bar。A. 初步確定工作壓力查表選工作壓力為45 bar。B. 確定液壓缸的主要結(jié)構尺寸要求滑臺快進、快退速度相等，先采用活塞桿固定的單桿式液壓缸，快進時采用差動連

7、接，并取無桿端腔有效面積A1=2A2。為了防止在鉆孔鉆通時滑臺突然向前沖，在回路中采用背壓閥。查表，初選背壓Pb=8×105Pa。又工進階段推力載荷F=F1m=19600.9=32222N，計算A1，則A1=FP1-12P2=3442245×105-12×8×105=84.0cm2液壓缸直徑： D=4A1=4×84.0=10.34cm；由于A1=2A2，可知活塞桿直徑d=0.707D=0.707×10.34=7.31cm；取整后D=10cm，d=7cm 。按標準直徑算出A1=D24=×1004=78.5cm²；A2

8、=(D2-d2)4=40cm2；驗證動力滑臺是否能滿足最小穩(wěn)定速度的要求。取調(diào)速閥的最小穩(wěn)定流量為0.05 L/min，考慮保險系數(shù)1.5，Qmin=15×0.05= 0.075L/min。因工進速度v2 = 40 mm/min；A10Qminvmin=10×0.0750.04=18.75cm2；A1=78.5cm218.75cm2。C. 計算液壓缸各工作階段的工作壓力流量功率根據(jù)液壓缸各階段的運動速度v和A1、A2，計算出液壓缸各階段所需流量如圖所示，工進時背壓以pn=8×105pa帶入，快進、快退時pn=5×105pa。液壓缸在工作循環(huán)各階段的工作壓

9、力：差動快進階段：p=FA1-A2+A2A1-A2pb；p=10890.385×0.01+0.4×0.01×0.6×1060.385×0.01=0.91MPa=9.1bar；工進進給階段：p=FA1+A2A1pb=34422+0.4×0.01×0.8×1060.785×0.01=4.79MPa=47.9bar；快進退回階段：p=FA2+A2A2pb=14130.4×0.01+0.6×106=0.95MPa=9.5bar計算液壓缸的輸出功率：快進階段：P=pq=0.91×0.3

10、85×3.5×1060=0.204kW；工進階段：P=pq=4079×0.785×400.0160=0.025kW；快退階段：P=pq=0.95×0.4×3.5×1060=0.222kW。工作階段工作壓力（bar）輸入流量（l/min）輸入功率（kW）快進9.113.4750.204工進47.90.3140.025快退9.5140.222表 2-2 液壓缸工作階段工況表2) 工況圖圖 2-4 液壓缸的工況圖22三、 液壓系統(tǒng)方案的選擇和擬定1. 選擇液壓基本回路1) 調(diào)速回路這臺機床的液壓滑臺工作進給速度低，傳遞功率也較小，

11、很適宜選用節(jié)流調(diào)速方式，由于鉆孔時切削力變化小，而且是正負載，同時為了保證切削過程速度穩(wěn)定，采用調(diào)速閥進口節(jié)流調(diào)速，為了增加液壓缸運行的穩(wěn)定性，在回油路設置背壓閥，分析液壓缸的V-L曲線可知，滑臺由快進轉(zhuǎn)工進時，速度變化較大，選用單向行程調(diào)速閥換接速度，以減小壓力沖擊。如下圖所示：圖 3-1 調(diào)速回路2) 快速運動回路與速度換接回路此機床快進時采用液壓缸差動連接方式，使其快速往返運動，即快進、快退速度基本相等。查找相應的資料 李松晶,梁慧敏,劉茂愷等.新型節(jié)能電磁換向閥的動態(tài)分析J.哈爾濱工業(yè)大學學報,2000,32(1):1-4后得知，隨著液壓技術的發(fā)展，電磁換向閥的換向精度和平穩(wěn)性逐步提高

12、，加上電磁換向閥控制方式十分方便，其有取代電液換向閥的趨勢。采用電磁換向閥的換向回路，由于液壓缸采用了差動連接，電磁換向閥宜采用三位五通閥，為了保證機床調(diào)整時可停在任意位置上，現(xiàn)采用中位機能O型。快進時，液壓缸的油路差動連接，進油路與回油路串通，且不能經(jīng)背壓閥流回油箱，因而在回路中使用先導式順序閥，快進時回路的壓力低，先導式液控順序閥不打開，回油路的油只有經(jīng)單向閥與進油路匯合。轉(zhuǎn)為工進后進油路與回油路則要隔開，回油則經(jīng)背壓閥流回油箱，因而增加一個單向閥，轉(zhuǎn)工進后（行程閥斷路），由于調(diào)速閥的作用，系統(tǒng)壓力升高，先導式液控順序閥打開，液壓缸的回油可經(jīng)背壓閥回油箱，與此同時，單向閥將回油路切斷，確保

13、液壓系統(tǒng)形成高壓，以便液壓缸正常工作。該部分回路圖如下圖所示：圖 3-2 快速運動回路與速度換接回路3) 壓力控制回路考慮到該機床在工作進給時負載較大，速度較低，而在快進、快退時負載較小，速度較高，從節(jié)省能量，減少發(fā)熱考慮，泵源系統(tǒng)宜選用雙泵供油回路或變量泵供油回路。限壓式變量泵雙聯(lián)葉片泵1系統(tǒng)較簡單須配有溢流閥，卸荷閥組，系統(tǒng)較復雜。2無溢流損失，系統(tǒng)效率較高，溫升小有溢流損失，系統(tǒng)效率較低，溫升較大3流量突變時，定子反應滯后，液壓沖擊大流量突變時，液壓沖擊取決于溢流閥的性能，一般沖擊較小4內(nèi)部徑向力不平衡，軸承負載較大，壓力波動及噪聲較大，工作平穩(wěn)性差內(nèi)部徑向力平衡，壓力平穩(wěn)，噪聲小，工作

14、性能好表 3-1雙聯(lián)葉片泵與限壓式變量泵的比較根據(jù)上表的比較，又由于左右滑臺在工作時要采用互不干擾回路，所以只能選用雙泵供油回路。小流量泵提供高壓油，供兩滑臺工作進給用，低壓大流量泵以實現(xiàn)兩滑臺快速運動。為使兩系統(tǒng)（左滑臺系統(tǒng)與右滑臺系統(tǒng)）工作互不干擾，小泵高壓油分別經(jīng)一節(jié)流閥進入各自系統(tǒng)，大泵低壓油分別經(jīng)一單向閥進入各自系統(tǒng)。高壓小流量泵分別設一溢流閥調(diào)壓后進入兩邊的回路，工進時只有小流量泵供油，大流量泵則可卸荷，而小流量泵只是在工件加工完畢，輸送帶即將裝入第二個工件之瞬刻，才處于不工作狀態(tài)，其間斷時間甚短，故不必讓其卸荷，繪出雙泵油源及壓力控制回路圖。如下圖所示：圖 3-3 壓力控制回路4

15、) 行程終點的控制方式由于機床需加工不通孔，工作部件對終點的位置精度有一定的要求，因此采用死擋鐵停留，并可通過壓力繼電器發(fā)出換向信號。2. 擬定液壓系統(tǒng)圖圖 3-4 液壓系統(tǒng)圖四、 各液壓元件的計算和選擇1. 確定液壓泵規(guī)格和電動機的功率1) 液壓泵工作壓力的計算各階段的液壓缸進油壓力P1已在前面計算，如工況圖所示。而各階段進油路上的壓力損失P1可根據(jù)系統(tǒng)圖的繁簡情況進行估計。由于本液壓系統(tǒng)較簡單，因比快進時的P=6bar，工進時流量更小，取P1=8bar，快退時的P1=6bar，則液壓泵各階段的工作壓力為：快進時 Pp19.1+6=15.1bar；工進時 Pp247.9+8=55.9bar；

16、快退時 Pp39.5+6=15.5bar。2) 液壓泵流量的計算根據(jù)公式 QpKQmax；本系統(tǒng)共2個液壓缸，左右滑臺工作壓力相同時，液壓泵供給到各液壓缸的油量相等，單邊液壓缸最大輸入流量（快退時）為14L/min，取回路漏油系數(shù)K=1.1，則 Qp11.1×13.47514.8L/min；工進時 Qp21.1×0.3140.345L/min；快退時 Qp31.1×1415L/min。3) 液壓泵規(guī)格的確定根據(jù)以上計算的數(shù)據(jù) pPmax=55.9bar, QPmax=15L/min,查閱產(chǎn)品目錄，高壓低流量定量泵選用5MCY-14-1B，其額定壓力分別為pn=31

17、5bar，額定流量為15L/min，低壓高流量定量泵選用PFB20，其額定壓力為pn=9bar，額定流量為42.8L/min，完全能滿足系統(tǒng)要求。4) 液壓泵電動機功率的確定PPI=PP小QP小+P卸QP大600P=2.05kW；PP快=PP快（QP小+QP大）600P=1.99kW；P電PPI電機平均功率：PP=k=1nPPk2tkk=1ntk=2.05kW選取驅(qū)動泵的電動機時，按平均功率選取。因為工況變化大，所以取Pp=2.05kW。查表選取Y100L1-4型異步電機，額定功率為2.2kW。轉(zhuǎn)速為1500r/min。2. 控制閥的選擇根據(jù)液壓泵的工作壓力和通過各閥的實際流量來選擇各控制閥。

18、其中吸油口的濾油器的流量規(guī)格應比泵的流量大一倍左右。選出各閥的規(guī)格如下表所示。序 號元件名稱型 號數(shù) 量1限隙式濾油器XU-B80×1012高壓低流量定量柱塞泵5MCY-14-1B13低壓高流量定量柱塞泵PFB2014二位二通電磁閥22D-63B15溢流閥Y-63B26節(jié)流閥L-63B27單向閥I-63B48外控順序閥X3F-B20H4-S29背壓閥B-63B210三位五通電磁閥35E-63B211單向行程調(diào)速閥QCI-63B212壓力繼電器DP-63B213壓力表K-6B114壓力表開關Y-60（0-100）1表 4-1 液壓元件明細表3. 管道尺寸管道內(nèi)徑d：d=4.6Qv=9.

19、2mm；管壁厚度：=Pd2=3.67mm；選用他的標準規(guī)格，d=10mm，=4mm。4. 油箱容量按經(jīng)驗公式計算： V=（57）Qp=7×48.2=337.4L查表2-12選用Y2系列350升的液壓泵站。五、 液壓系統(tǒng)性能的驗算1. 靜態(tài)特性的驗算1) 回路中的壓力損失計算回路中的壓力損失時，必須知道管道的直徑和長度。取d=10mm;管道長度則在具體液壓裝置未設計好之前尚不知道。這里暫按進油管、回油管管長2m來估計計算，選20#機械油油液的運動粘度，取v=15cm/s（按15時的v計算）：閥類元件的額定壓力損失查產(chǎn)品樣本和表2-10得：二位三通閥為2bar，三位五通閥為1.5bar，

20、單向行程調(diào)速閥為5bar，減壓閥為3bar，單向閥為2bar，精濾油閥為0.6bar各階段進油路、回油路流量表如圖：快進工進快退進油路流量（L/min）Q1=A1QpA1-A2=27.475Q1=0.314Q1=Qp=14回油路流量（L/min）Q2=Q1A2A1=14Q2=Q1A2A1=0.16Q2=Q1A2A1=27.475運動速度（m/min）V1=10QpA1-A2=3.5V2=10Q1A1=0.04V3=10Q1A2=3.5表 5-1 流量表和速度表(1) 快進時的回油路壓力損失 進油路壓力損失P1a 判斷流態(tài)：Re=VdV ；v=Q14d2=27.475×10004

21、15;12×60=583.36cm/s Re=583.36×1/1.5=389<2320 屬層流。b 管路沿層損失根據(jù)公式得 PL=800VQ1d4L=6.64barc 管路局部損失 在尚未確定管道結(jié)構的情況下，進油管的局部損傷按公式 Pr1=0.1×PL =0.1×6.64=0.664bard 閥類局部損失進油路通過三位五通電液閥，但通過的流量僅為13.475L/min Pr2=1.5×(13.475/63)2=0.069bar節(jié)流閥：3bar單向順序閥：3bar單向行程調(diào)速閥：5bare 進油路總的壓力損失 P1=pL+Pr1+Pr2

22、=18.373bar 回油路壓力損失P1”a 判斷流態(tài)V=Q24d2=14×10004×60×12=297.2cm/sRe=297.2×11.5=198<2320屬層流b 管路沿層損失PL =800×1.5×14×21×104=3.35barc 管路局部損失Pr1=0.1×PL=0.1×3.35=0.335bard 回路通過二位三通閥和二位二通閥，但是通過的流量為17.66L/min，其局部損失二位三通閥 Pr2=2×14632=0.098bar三位五通閥Prs=1.5×

23、;14632=0.074bar P1”=PL+Pr1+Pr2+Pr3=3.857bar 快進時總的壓力損失P1回油路的壓力損失應折算到進油路上才能求出P1 P1=P1+P1”A2A1=9.27+6.66×4078.5=12.66bar(2) 工進時回路壓力損失P2工進時進入液壓缸的流量最小，因此屬于層流。 進油路壓力損失P2'a 沿層損失PL =800×1.5×0.314×2/104=0.1barb 管道局部損傷 Pr2=0.1×0.1=0.01barc 閥類局部損失三位五通閥 Pr2=1.5*(0.314/63)2=0.000037b

24、ar節(jié)流閥：3bar液控順序閥：3bar單向行程調(diào)速閥：5bard 總的壓力損失 P2'=11.110037bar 回油路壓力損失P2”a 從以上計算進油路通過管道的壓力損失都很小，回油路通過的流量更少，其壓力損失會更少，可忽略不計。b 通過濾油器的壓力損失有： PT=0.6bar 工進時總的壓力損失P2 回油路上的壓力表損失仍須折算到進油路上P2=P2+PTA2A1=11.4158bar(3) 快退時的回路壓力損失P3 進油路的壓力損失P3a 判斷流態(tài)V=Q14d2=14×10004×12×60=298cm/sRe=298×11.5=199&l

25、t;2320屬層流b 管路粘層損失和局部損失PL=800×1.5×14×2104=3.32barP1=01.×3.32=0.332barc 閥類局部損失三位五通閥 P2=1.5×(1463)2=0.51bar節(jié)流閥：3bar液控順序閥：3bard 總的壓力損失 P3=PL+P1+P2+P3=10.162bar 回油路的壓力損失P3“a 判斷流態(tài)v=Q24d2=27.475×10004×12×60=583cm/sRe=583×11.5=389<2320屬層流b 管道粘層損失和局部損失PL=800

26、15;1.5×27.475×2104=6.594barP1=0.1×6.594=0.659barc 閥類局部損失三位五通閥P2=2×27.475632=0.285bar液控順序閥：3bard 總的壓力損失P3”P3“=PL+P1+P2=10.538bar 快退時總的壓力損失P3P3=P3+P3"A1A2=30.84bar快退時的壓力損失比較大，因此系統(tǒng)中的元件規(guī)格和管道直徑都不宜再減小了。2) 液壓泵的工作壓力(1) 快進壓力Pp1Pp1=FA1-A2+P1=20.17bar(2) 工進壓力Pp2Pp2=FA1+P2=55.27bar(3) 快

27、退壓力Pp3Pp3=FA2+P3=33.56bar根據(jù)驗算后泵的工作壓力與原來粗略計算的工作壓力相比較基本接近。因此原來計算的電動機功率基本符合實際要求，就不再進行電動機功率的計算了。3) 液壓回路和液壓系統(tǒng)的效率本機床快進、工進和快退所占用的時間分別為快進：t1=L1v1=200×603500=3.43 s工進：t2=L2v2=100×6040=150 s；快退：t3=L1+L2v1=(200+100)×603500=5.14 s。在整個循環(huán)周期中，以快進、工進和快退的占時來看，快進、快退僅占4.7%，工進占95.3%，而死擋塊停留、原位卸荷的時間也很短，所以系統(tǒng)的效率以及下面要計算的系統(tǒng)發(fā)熱等都可以用工進情況來代表。(1) 回路效率根據(jù)公式2-41，按pP=47.9bar Qp=0.314L/min P1=43.85barQ1=0.314L/min則c=43.8547.9=0.915(2) 系統(tǒng)效率=pcm其中