設(shè)計一臥式單面多軸鉆孔組合機床動力滑臺地液壓系統(tǒng)

1、設(shè)計一臥式單面多軸鉆孔組合機床動力滑臺的液壓系統(tǒng)。1 ）工作循環(huán)：快進一工進一快退一停止。2 ）工作參數(shù)軸向切削力21000N移動部件總重10000N快進行程100mm 快進與快退速度4.2m /min ,工進行程20mm工進速度0.05m /min ,力卩、減速 時間為0.2s ,靜摩擦系數(shù)0.2 ,動摩擦系數(shù)0.1 ,動力滑臺可在中途停止。一、負載分析負載分析中，暫不考慮回油腔的背壓力，液壓缸的密封裝置產(chǎn)生的摩擦阻力 在機械效率中加以考慮。因工作部件是臥式放置，重力的水平分力為零，這樣需 要考慮的力有：切削力，導軌摩擦力和慣性力。導軌的正壓力等于動力部件的重 力，設(shè)導軌的靜摩擦力為Ffs，

2、動摩擦力為Ffd，貝UFfs fsFN 0.2 10000N2000Nfdfd Fn 0.1 10000N1000N而慣性力v 10000 4.2/60t 9.8 0.2357N如果忽略切削力引起的顛覆力矩對導軌摩擦力的影響，并設(shè)液壓缸的機械效 率m 0.95，則液壓缸在各工作階段的總機械負載可以算出，見表 1。表1液壓缸各運動階段負載表運動階段計算公式總機械負載F/N啟動FFfs / m2105加速F( F fdFm) / m1428快進FF fd / m1053工進F (Ft Ffd)/ m23158快退FF fd / m1053根據(jù)負載計算結(jié)果和已知的各階段的速度，可繪制出負載圖（F I

3、 ）和速度圖（V I），見圖1a、b。橫坐標以上為液壓缸活塞前進時的曲線，以下為液 壓活塞退回時的曲線。a)b)圖1 負載速度圖a）負載圖 b ）速度圖二、液壓系統(tǒng)方案設(shè)計1. 確定液壓泵類型及調(diào)速方式參考同類組合機床，同時根據(jù)本題要求。選用雙作用葉片泵雙泵供油，同時 這是調(diào)速閥進油調(diào)速的開式回路來滿足快進、 快退和工進的功能?？爝M或快退時 雙泵進行供油，工進時，小泵單獨供油，同時利用節(jié)流閥調(diào)速保證工進速度。整 個回路采用溢流閥作定壓閥，起安全閥作用。為防止鉆孔鉆通時滑臺突然失去負 載向前沖，回油路上設(shè)置背壓閥，初定背壓值為pb 0.8MPa。2. 選用執(zhí)行元件因系統(tǒng)循環(huán)要求正向快進和工作，反

4、向快退，且快進、快退速度相等。實現(xiàn) 快進快退速度相等有以下幾種方法：1）單活塞桿液壓缸，快進時差動連接，無桿腔面積A等于有桿腔面積a2的兩倍。2）采用雙活塞桿液壓缸，因兩腔有效面積相等，即可滿足快進、快退速度相等 的要求。差動連接可降低整個系統(tǒng)工作壓力，同時可選用更小規(guī)格的油泵。而且組合機床對工 作壓力要求的供油壓力并不高，所以選擇方案一3. 快速運動回路和速度換接回路根據(jù)題目運動方式和要求，采用方案一的快速回路系統(tǒng)，差動連接與雙泵供油兩 種快速運動回路來實現(xiàn)快速運動。 即快進時，由大小泵同時供油，液壓缸實現(xiàn)差 動連接。采用二位二通電磁閥的速度回路，控制由快進轉(zhuǎn)為工進。與采用行程閥相比，電磁閥

5、可直接安裝在液壓站上，由工作臺的行程開關(guān)控制，管路較簡單，行 程大小也容易調(diào)整，另外采用液控順序閥與單向閥來切斷差動油路。 因此速度換 接回路為行程與壓力聯(lián)合控制形式。4. 換向回路的選擇本系統(tǒng)對換向的平穩(wěn)性沒有嚴格的要求，所以采用電磁換向閥的換向回路， 采用三位五通閥。5. 組成液壓系統(tǒng)繪原理圖將上述所選定的液壓回路進行組合， 并根據(jù)要求作必要的修改補充，即組成 如圖2所示的液壓系統(tǒng)圖。為便于觀察調(diào)整壓力，在液壓泵的進口處、背壓閥和 液壓缸無桿腔進口處設(shè)置測壓點，并設(shè)置多點壓力表開關(guān)。這樣只需一個壓力表 即能觀測各點壓力。圖2組合機床動力滑臺液壓系統(tǒng)原理圖液壓系統(tǒng)中各電磁鐵的動作順序如表 2

6、所示表2電磁鐵動作順序表1Y2Y3Y快進+-工進+-+快退-+-停止-三、液壓系統(tǒng)的參數(shù)計算（一）液壓缸參數(shù)計算1. 初選同類型組合機床，初定液壓缸的工作壓力為Pi 40 105Pa。2. 確定液壓缸的主要結(jié)構(gòu)尺寸要求動力滑臺的快進、快退速度相等，現(xiàn)采用活塞桿固定的單桿式液壓缸。快進差動時，并取無桿腔有效面積 A等于有桿腔有效面積 A的兩倍，即A1 2A2。為 了防止鉆孔鉆通時滑臺突然失去負載向前沖， 在油路上設(shè)置背壓閥，按1表8-2， 初，選背壓值Pb 8 105Pa。由表1克制最大負載為工進階段的負載 F23158N，按此計算A則液壓缸直徑F5Pb 40 105 2 b231581 8 1

7、052m26.43 10 3m24A14 64.3 cm9.05cm由A 2A2可知活塞桿直徑d 0.707D0.707 9.05cm 6.4cm按GB/T23481993將所計算得D與d值分別圓整打動相近的標準直徑，以便 采用標準的密封裝置。圓整后得D 10cm d 7 cm按標準直徑算出2 2 2 2A -D-10 cm 78.5cm44222222A2 (D2 d2) (102 72)cm2 40.1cm244按最低工進速度演算液壓缸尺寸，查產(chǎn)品樣本，調(diào)速閥最小穩(wěn)定流量qmin 0.05L/min，因工進速度v0.05m/min為最小速度，則由1式（8-11）AqminVmin0.05

8、1032“22 cm 10cm0.05 102上述計算中A 78.5cm2 10cm2，滿足最低速度的要求。3. 計算液壓缸各工作階段的工作壓力、流量和功率根據(jù)液壓缸的負載圖和速度圖以及液壓缸的有效面積，可以算出液壓缸工作過程中各階段的壓力、流量和功率，在計算工進時按Pb 8 105Pa代入，快退時背壓按Pb 5 105Pa代入計算公式和計算結(jié)果列于表 3中。表3液壓缸所需的實際流量、壓力和功率工作循環(huán)計算公式負載F進油壓力Pj回油壓力Pb所需流量q輸入功率PNPaPaL/minkW差動快進PFPA210537.96 10512.96 10516.10.174JA Aq v(A A2)p pj

9、q工進P F RAPjA1q A1VpPjq2315833.6 108 1050.390.021快退P F PAPA2q A2vp Pjq105312.42 105 10516.80.281注：1.差動連接時，液壓缸的回油口至U進油口之間的壓力損失p 5 105Pa，而pb pj p。2.快退時，液壓缸有桿腔進油，壓力為Pj，無桿腔回油，壓力為 pb。（二）液壓泵的參數(shù)計算由表3可知工進階段液壓缸工作壓力最大，若取進油路總壓力損失p 5 105Pa，則液壓泵最高工作壓力可按1式（8-5）算出Ppp p （33.6 5） 105 Pa 38.6 105Pa55因此泵的額定壓力可取 pr 1.25

10、 38.6 105Pa 48 105 Pa。由表1-5可知，工進時所需流量最小是0.39L/min，設(shè)溢流閥最小溢流量為 2.5L/min，則小流量泵的流量按1式（8-16）應(yīng)為qp1 （1.1 0.39 2.5）L/min 2.93L/min，快進快退時液壓缸所需的最大流量是16.8L/min，則泵的總流量為qp 1.1 16.8L/min 18.5L/min。即大流量泵的流量qp2 qp qp1(18.5 2.93)L/min 15.57L/min。根據(jù)上面計算的壓力和流量，查相關(guān)產(chǎn)品樣本得，選用YB-4/16型雙聯(lián)葉片 泵。該泵額定壓力6.3MPa，額定轉(zhuǎn)速960r/min 。（三）電動

11、機的選擇系統(tǒng)為雙泵供油系統(tǒng)，其中小泵1的電動機的選擇流量qp1 （4 103/60）m3/s 0.0667 10 3m3/s ,大泵2流量qp2 （16 10 3/60）m3/s 0.267 10 3m3/s。差動快進、快退時兩個泵同時向系統(tǒng)供油；工進時，小泵1向系統(tǒng)供油，大泵2卸載。下面分別計算三 個階段所需要的電動機功率P o1. 差動快進差動快進時，大泵2的出口壓力油經(jīng)單向閥后與小泵1匯合，然后經(jīng)單向閥 2,三位五通3,二位二通閥4進入液壓缸無桿腔，無桿腔壓力p1 Pj 7.96 105Pa，查樣本可知，小泵 2的出口壓力損失 口 4.5 105Pa，大泵2出口到小泵1出口的壓力損失 P

12、21.5 105Pa。于是計算可得小泵出壓力 PP1 12.46 105Pa （總效率 1 0.5），大泵 2 出口壓力 pP2 1 3.96 1 05Pa （總效率20.5 )o5313.96 10 0.5.267 10 )W 912W電動機功率PPP2q2 (12.46 100.0667 101(051 一2. 工進考慮到調(diào)速閥所需要的最小壓力差P15 105Pa。壓力繼電器可靠動作需要壓力差P2 5 105Pa。因此工進時小泵1的出口壓力Pp1P1P1P243.6105Pa。而大泵2的卸載壓力取Pn2105 Pa o （小泵1的總效率10.565，大泵2總效率20.3）oPp1q1 PP

13、2魚 (43.6 105 0.0667 10 320.5652 105 02 10 3)W 650W0.33. 快退類似差動快進分析知：小泵1的出口壓力PP1 16.9 105Pa(總效率 1 0.5):大泵2出口壓力PP2 18.4 105Pa （總效率2 0.51 ）o電動機功率PPp1q11P 2q2嚴 105 上0667 10 2 3 * 18化汕)w 947W20.50.51綜合比較，快退時所需功率最大。據(jù)此查樣本選用丫90L-66封閉式三相異步電動 機，電動機功率1.1kW。額定轉(zhuǎn)速940r/min 。四、液壓元件的選擇1. 液壓閥及過濾器的選擇根據(jù)液壓閥在系統(tǒng)中的最高工作壓力與通

14、過該閥的最大流量，可選出這些元件的型號及規(guī)格。本系統(tǒng)中所有閥的額定壓力都為63 10V (7 16)L112LPa，額定流量根據(jù)各閥通過的流量，確定為10L/min，25L/min和63L/min三種規(guī)格，所有元件的 型號列于表4中。過濾器按液壓泵額定流量的兩倍選取吸油用線隙式過濾器。表中序號與系統(tǒng)原理圖中的序號一致。表4液壓元件明細表序號元件名稱最大通過流量/ L min型號1雙聯(lián)葉片泵20YB-4/162單向閥201-25B3三位五通閥4035D-63BY4二位二通閥4022D-63BH5調(diào)速閥0.39Q-10B6壓力繼電器DP-36B7單向閥201-25B8液控順序閥0.16XY-25B

15、9背壓閥0.16B-10B10液控順序閥（卸載用）16XY-25B11單向閥161-25B12溢流閥4Y-10B13過濾器40XY-B32x10014壓力表開關(guān)K-6B五、驗算液壓系統(tǒng)性能（一）壓力損失的驗算及泵壓力的調(diào)整1.工進時的壓力損失驗算和小流量泵壓力的調(diào)整工進時管路中的流量僅為0.39L/min，因此流速很小，所以沿程壓力損失和 局部壓力損失都非常小，可以忽略不計。這是進油路上僅考慮調(diào)速閥的壓力損失Pi 5 105 Pa，回油路上只有背壓閥的壓力損失，小流量泵的調(diào)整壓力應(yīng)等于工進時液壓缸的工作壓力Pi加上進油路壓差 Pi則5Pp pi pi 5 10 Pa 43.6Pa即小流量泵的溢

16、流閥12應(yīng)按此壓力調(diào)整。1.快退時壓力損失驗算及大流量泵卸載壓力的調(diào)整因快退時，液壓缸無桿腔的回油量是進油量的兩倍， 起壓力損失比快進時要 大，因此必須計算快退時的進油路與回油路的壓力損失，儀表確定大流量泵的卸 載壓力。已知：快退時進油管和回油管長度均為I 2m，油管直徑d 15 10 3m，通過的流量為進油路 q1 20L / min 0.333m3/s，回油路 q2 40L / min 0.667m3/s。液壓系統(tǒng)選用N32號液壓油，考慮最低工作溫度為15C，由手冊查出此時油的運動粘度v 1.5st 1.5cm2/s，油的密度900kg/m3，液壓系統(tǒng)元件采用集成塊似的配置形式。（1）確定

17、油流的流動狀態(tài)按1式（1-30）經(jīng)單位換算為104vd 41.2732qdvRe 10式中 v 平均流速（m/s ）； d油管徑（m）;油的運動粘度（cm2/s）；q通過的流量（m3/s ）。則進油路中液流的雷諾數(shù)為104188.4 23001.2732 0.333 10 3315 101.5回油路中液流的雷諾數(shù)為你2弋67 10315 10 3 1.5104376.92300由上可知，進回油路的流動都是層流（2）沿程壓力損失 p由1式（1-37）可算出進油路和回油路的壓力損失在進油路上流速v罟4 0.333 1023.14 1510 6m/ s1.88m/s則壓力損失為64 l v2Re1

18、d 2264 2 900 1.88188.4 15 10 3 2Pa0.72 105Pa在會有路上，流速為進油路流速的兩倍即v 3.76m/s，則壓力損失為64 l v2RdT64 2 900 3；62 Pa376.9 15 10 3 21.44 105Pa（3）局部壓力損失由于采用集成塊式的液壓裝置，所以只考慮閥類元件和集成塊油路的壓力損 失。通過各閥的局部壓力損失按1式（1-39）計算，結(jié)果列于表5中。元件名稱額定流量qn/ L min 1實際通過的流量q / L min 1額定壓力損失Pn/（ 105Pa）實際壓力損失p /（ 105 Pa）單向閥2252021.025三位五通電磁閥 3

19、6320/4040.325/1.2875二位二通電磁閥 4634041.2875單向閥11251620.575表5閥類元件局部壓力損失注：快退時經(jīng)過三位五通閥的兩油道流量不同，壓力損失也不同若取集成塊進油路的壓力損失pj1 0.3 105Pa，回油路壓力損失為pj2 0.5 105Pa，則進油路和回油路的總的壓力損失為pj1 (0.72 1.025 0.575 0.3) 105Pa 2.62 105PaP2p 2ppj2 (1.44 1.025 1.2875 0.5) 105Pa 4.2525 105Pa查表1-1知快退時液壓缸負載F1052.6N ;則快退時液壓缸的工作壓力為pi (Fp2A

20、”A (1052.6 4.2525 105 7.85 10 3)/4.01 10 3Pa10.96 105Pa因此，大流量泵卸荷閥 2的調(diào)整壓力應(yīng)大于10.96 105Pa。從以上驗算結(jié)果可以看出，各種工況下的實際壓力損失都小于初選的壓力損失值，而且比較接近，說明液壓系統(tǒng)的油路結(jié)構(gòu)、元件的參數(shù)是合理的，滿足要求。（二）液壓系統(tǒng)的發(fā)熱和溫升驗算系統(tǒng)總的發(fā)熱功率R P2 (650 19.3)W 630.7W已知油箱容積V 90L 90 10 3m3，則按1式(8-12 )油箱近似散熱面積 A為A 0.0653V2 0.0653 902m2 1.51m2假定通風良好，取油箱散熱系數(shù)cT 15 10 3kW/(m2 C)，則利用1式(8-11 )可得油液溫升為CrA628.39 1015 10 3 1.3127.74 C設(shè)環(huán)境溫度T225 C，則熱平衡溫度為T1 T2T 25 C 27.74 C 52.74 C Tj 55 C所以油箱散熱基本可達到要求。參考文獻【1】液壓與氣壓傳動(第 3版)許福玲 堯明 編著 工業(yè)機械2007設(shè)計題目2：設(shè)計多軸鉆鏜組合機床動力滑臺液壓系統(tǒng)。已知滑臺工作