臥式鉆鏜組合機床液壓系統(tǒng)說明

1、液壓與氣壓傳動課程設計說明書設計題目臥式鉆鋒組合機床液壓系統(tǒng)設計專目錄序言：4一.設計的技術要求和設計參數5二,工況分析52.1 確定執(zhí)行元件52.2 分析系統(tǒng)工況52.3 負載循環(huán)圖和速度循環(huán)圖的繪制682.4.2 確定液壓缸主要尺寸82.4.3 計算最大流量需求92.5擬定液壓系統(tǒng)原理圖102.5.1 速度控制回路的選擇102.5.2 換向和速度換接回路的選擇112.5.3 油源的選擇和能耗控制122.5.4 壓力控制回路的選擇1352.6.2 閥類元件和輔助元件的選擇162.6.3 油管的選擇182.6.4 油箱的設計192.7液壓系統(tǒng)性能的驗算202.7.1 回路壓力損失驗算202.7

2、.2 油液溫升驗算21附：手繪液壓系統(tǒng)圖序言作為一種高效率的專用機床，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)的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)的工況分析、主要參數確定、液壓系統(tǒng)原理圖的擬定、液壓元件的選擇以及系統(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的專用部件和夾具而組成的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的方式，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的優(yōu)點，在大批、大量生產中得到廣泛應用，并可用以

3、組成自動生產線。組合機床通常采用多軸、多刀、多面、多工位同時加工的方式，能完成鉆、擴、較、鏈孔、攻絲、車、銃、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。液壓系統(tǒng)在組合機床上主要是用于實現工作臺的直線運動和回轉運動，如果動力滑臺要實現二次進給，則動力滑臺要完成的動作循環(huán)通常包括：原位停止快進I工進II工進死擋鐵停留快退原位停止。.設計的技術要求和設計參數臥式鉆鏈組合機床動力頭要完成快進-工進-快退-原位停止的工作循環(huán)；最大切削力為Fl=10000N,動力頭自重Fg=19000

4、N工作進給要求能在0.021.2m/min范圍內無級調速，快進、快退速度為6m/min；工進行程為100mm快進彳T程為300mm導軌型式式平導軌，其摩擦系數取fs=0.2,fd=0.1;往復運動的加減速時間要求不大于0.5s。二.工況分析2.1 .確定執(zhí)行元件金屬切削機床的工作特點要求液壓系統(tǒng)完成的主要是直線運動，因此液壓系統(tǒng)的執(zhí)行元件確定為液壓缸。2.2 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的工作負載、慣性負載和機械摩擦阻力負載，其他負載可忽略。(1)工作負載FW工作負載是在工作過程中由于機器特定的工作情況而產生的負載，對于金屬切削機床液壓系統(tǒng)來說

5、，沿液壓缸軸線方向的切削力即為工作負載，即Fw=1000ON(2)慣性負載最大慣性負載取決于移動部件的質量和最大加速度，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。已知加、減速時間為0.4s,工作臺最大移動速度，即快進、快退速度為6m/min,因此慣性負載可表示為(3)阻力負載阻力負載主要是工作臺的機械摩擦阻力，分為靜摩擦阻力和動摩擦阻力兩部分。靜摩擦阻力FfsfsFN0.2190003800N動摩擦阻力FfdfdFN0.1190001900N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的負載力和液壓缸所需推力情況，如表2.1所小。表2.1液壓缸在各工作階段的負載(單位

6、：N)工況負裁組成負裁值F總機械負裁F'=F/m起動F=Ffs3800N4222.2N加速F=Ffd+Fm4284.7N4760.8N快進F=Ffd1900N2111.1N工進F=Ffd+Ft11900N13222.2N反向起動F=Ffs3800N4222.2N加速F=Ffd+Fm2868.7N2985.2N快退F=Ffd1900N2111.1N注：此處未考慮滑臺上的顛覆力矩的影響。2.3 .負載循環(huán)圖和速度循環(huán)圖的繪制根據表2.1中計算結果，繪制組合機床動力滑臺液壓系統(tǒng)的負載循環(huán)圖如圖2-1所示。圖2-1組合機床動力滑臺液壓系統(tǒng)負載循環(huán)圖圖2-1表明，當組合機床動力滑臺處于工作進給狀

7、態(tài)時，負載力最大為13222.2N,其他工況下負載力相對較小。所設計組合機床動力滑臺液壓系統(tǒng)的速度循環(huán)圖可根據已知的設計參數進行繪制，已知快進和快退速度V1V26m/min、快進行程l1300mm工進行程I2300mm快退行程l3230mm,工進速度v2=0.02-1.2mm/min。根據上述已知數據繪制組合機床動力滑臺液壓系統(tǒng)的速度循環(huán)圖如圖2-2所示。圖2-2組合機床液壓系統(tǒng)速度循環(huán)圖2.4 確定系統(tǒng)主要參數所設計的動力滑臺在工進時負載最大，其值為13222.2N,其它工況時的負載都相對較低，按照負載大小或按照液壓系統(tǒng)應用場合來選擇工作壓力的方法，初選液壓缸的工作壓力R=4.5MPa由于工

8、作進給速度與快速運動速度差別較大，且快進、快退速度要求相等，從降低總流量需求考慮，應確定采用單桿雙作用液壓缸的差動連接方式。通常利用差動液壓缸活塞桿較粗、可以在活塞桿中設置通油孔的有利條件，最好采用活塞桿固定，而液壓缸缸體隨滑臺運動的常用典型安裝形式。這種情況下，應把液壓缸設計成無桿腔工作面積A是有桿腔工作面積A2兩倍的形式，即活塞桿直徑d與缸筒直徑D呈d=0.707D的關系。工進過程中，當孔被鉆通時，由于負載突然消失，液壓缸有可能會發(fā)生前沖的現象，因此液壓缸的回油腔應設置一定的背壓（通過設置背壓閥的方式），選取此背壓值為P2=0.8MPa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

9、的來油連接），但連接管路中不可避免地存在著壓降P,且有桿腔的壓力必須大于無桿腔，估算時取p0.5MPa快退時回油腔中也是有背壓的，這時選取背壓值P2=0.6MPa工進時液壓缸的推力計算公式為式中：F負載力m液壓缸機械效率A1液壓缸無桿腔的有效作用面積A2液壓缸有桿腔的有效作用面積pl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，液壓缸無桿腔的有效作用面積可計算為液壓缸缸筒直徑為由于有前述差動液壓缸缸筒和活塞桿直徑之間的關系，d=0.707D,因此活塞桿直徑為d=0.707X71.36=50.45mm）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的規(guī)定，圓整

10、后取液壓缸缸筒直徑為D=80mm活塞桿直徑為d=50mm此時液壓缸兩腔的實際有效面積分別為：工作臺在快進過程中，液壓缸采用差動連接，此時系統(tǒng)所需要的流量為q快進=（A1-A2）xvi=8.27L/min工作臺在快退過程中所需要的流量為q快退=4XV2=12.85L/min工作臺在工進過程中所需要的流量為q工進=Axvi=0.25L/min其中最大流量為快退流量為12.85L/min。根據上述液壓缸直徑及流量計算結果，進一步計算液壓缸在各個工作階段中的壓力、流量和功率值，如表2.2所示。表2.2各工況下的主要參數值工作循環(huán)計算公式F進油壓力巳回油壓力Pb所帝流里Q輸入功率PNMPaMPaL/mi

11、nkW差動快進Pj=(F+pA2)/(A-a2)Q=VX(A-A2)P=PjxQ2111.12.352.858.250.168工進Pj=(F+RA?)/AQ=vAP=巳xQ13222.23.33.06.0150.016快退Pj=(F+RA)/A2Q=vA2P=巳xQ2111.12.380.3511.20.685注：1.差動連接時，液壓缸的回油口之間的壓力損失p510Pa,而pbpjp。2.快退時，液壓缸有桿腔進油，壓力為巳，無桿腔回油，壓力為PbO2.5. 擬定液壓系統(tǒng)原理圖根據組合機床液壓系統(tǒng)的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的主要問

12、題。速度的換接、穩(wěn)定性和調節(jié)是該機床液壓系統(tǒng)設計的核心。止匕外，與所有液壓系統(tǒng)的設計要求一樣，該組合機床液壓系統(tǒng)應盡可能結構簡單，成本低，節(jié)約能源，工作可靠。速度控制回路的選擇工況表3表明，所設計組合機床液壓系統(tǒng)在整個工作循環(huán)過程中所需要的功率較小，系統(tǒng)的效率和發(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。該機床的進給運動要求有較好的低速穩(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的容積節(jié)流調速。鉆鏈加工屬于連續(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

13、變化不大，采用節(jié)流閥的節(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的瞬間，存在負載突變的可能，因此考慮在工作進給過程中采用具有壓差補償的進口調速閥的調速方式，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。換向和速度換接回路的選擇所設計多軸鉆床液壓系統(tǒng)對換向平穩(wěn)性的要求不高，流量不大，壓力不高，所以選用價格較低的電磁換向閥控制換向回路即可。為便于實現差動連接，選用三位五通電磁換向閥。由前述計算可知，當工作臺從快進轉為工進時，進入液壓缸的流量由8.25L/min降為0.25L/min,可選二位二通行程換向閥來進行速度換接，以減

14、少速度換接過程中的液壓沖擊。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，在回路上并聯了一個單向閥以實現速度換接。為了控制軸向加工尺寸，提高換向位置精度，采用死擋塊加壓力繼電器的行程終點轉換控制。a.換向回路b.速度換接回路圖2-3換向和速度切換回路的選擇油源的選擇和能耗控制表2.2表明，本設計多軸鉆床液壓系統(tǒng)的供油工況主要為快進、快退時的低壓大流量供油和工進時的高壓小流量供油兩種工況，若采用單個定量泵供油，顯然系統(tǒng)的功率損失大、效率低。在液壓系統(tǒng)的流量、方向和壓力等關鍵參數確定后，還要考慮能耗控制，用盡量少的能量來完成系統(tǒng)的動作要求，以達到節(jié)能和降低生產成本的目的。在圖2

15、-2工況圖的一個工作循環(huán)內，液壓缸在快進和快退行程中要求油源以低壓大流量供油，工進行程中油源以高壓小流量供油。其中最大流量與最小流量之比qmax/qmin12.90,2551.6,而快進和快退所需的時間ti與工進所需的時間t2分別為:上述數據表明，在一個工作循環(huán)中，液壓油源在大部分時間都處于高壓小流量供油狀態(tài)，只有小部分時間工作在低壓大流量供油狀態(tài)。從提高系統(tǒng)效率、節(jié)省能量角度來看，如果選用單個定量泵作為整個系統(tǒng)的油源，液壓系統(tǒng)會長時間處于大流量溢流狀態(tài)，從而造成能量的大量損失，這樣的設計顯然是不合理的。如果采用單個定量泵供油方式，液壓泵所輸出的流量假設為液壓缸所需要的最大流量12.9L/mi

16、n,假設忽略油路中的所有壓力和流量損失，液壓系統(tǒng)在整個工作循環(huán)過程中所需要消耗的功率估算為快進時PPjQ0.186Kw工進時PPjQ0.772Kw快退時PPjQ0.361Kw如果采用一個大流量定量泵和一個小流量定量泵雙泵串聯的供油方式，由雙聯泵組成的油源在工進和快進過程中所輸出的流量是不同的，此時液壓系統(tǒng)在整個工作循環(huán)過程中所需要消耗的功率估算為快進時PPjQ0.186Kw工進時，大泵卸荷，大泵出口供油壓力幾近于零，因此快退時PPjQ0.361Kw除采用雙聯泵作為油源外，也可選用限壓式變量泵作油源。但限壓式變量泵結構復雜、成本高，且流量突變時液壓沖擊較大，工作平穩(wěn)性差，最后確定選用雙聯液壓泵供

17、油方案，有利于降低能耗和生產成本，如圖2-4所示。圖2-4雙泵供油油源壓力控制回路的選擇由于采用雙泵供油回路，故采用液控順序閥實現低壓大流量泵卸荷，用溢流閥調整高壓小流量泵的供油壓力。為了便于觀察和調整壓力，在液壓泵的出口處、背壓閥和液壓缸無桿腔進口處設測壓點。將上述所選定的液壓回路進行整理歸并，并根據需要作必要的修改和調整，最后畫出液壓系統(tǒng)原理圖如圖2-5所示為了解決滑臺快進時回油路接通油箱，無法實現液壓缸差動連接的問題，必須在回油路上用接一個液控順序閥8,以阻止油液在快進階段返回油箱。同時閥7起背壓閥的作用為了避免機床停止工作時回路中的油液流回油箱，導致空氣進入系統(tǒng)，影響滑臺運動的平穩(wěn)性，

18、圖中添置了一個單向閥13?？紤]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12。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。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，采用行程開關控制即可。圖2-5液壓系統(tǒng)原理圖動作1YA2YA行程閥快進十一一工進十一十快退一十十停止一一一2.6. 液壓元件的選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的主要參數和規(guī)格，然后根據現有的液壓元件產品進行選擇即可。確定液壓泵和電機規(guī)格(1)計算液壓泵的最大工作壓力由于本設計采用雙泵供油方式，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的工作壓力分別進行計算。根據液壓泵的最大工作壓力計算方法，液壓泵的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。對于調速閥進口節(jié)流調速回路，選取進油路上的總壓力損失p=0.5MPq同時考慮到壓力繼電器的可靠動作要求壓力繼電器動作壓力與最大工作壓力的壓差為0.5MPa,則液壓泵最高工作壓力為Pp=p1+p+0.5MPa=4.36MPa因此泵的額定壓力pr>1.25X4.36Pa=5.45