臥式單面多軸鉆孔組合機(jī)床動力滑臺液壓系統(tǒng)

液壓傳動是用液體作為來傳遞能量的液壓傳動有以下優(yōu)點(diǎn)易于獲得較大的力或力矩功率重量比大易于實(shí)現(xiàn)往復(fù)運(yùn)動易于實(shí)現(xiàn)較大范圍的無級變速傳遞運(yùn)動平穩(wěn)可實(shí)現(xiàn)快速而且無沖擊與機(jī)械傳動相比易于布局和操縱易于防止過載事故自動潤滑、元件壽命較長易于實(shí)現(xiàn)標(biāo)準(zhǔn)化、系列化。液壓傳動的根本目的就是用液壓介質(zhì)來傳遞能量而液壓介質(zhì)的能量是由其所具有的壓力及力流量來表現(xiàn)的。而所有的根本回路的作用就是控制液壓介質(zhì)的壓力和流量因此液壓根本回路的作用就是三個(gè)方面控制壓力、控制流量的大小、控制流動的方向。所以根本回路可以按照這三方面的作用而分成三大類壓力控制回路、流量控制回路、方向控制回路。液壓系統(tǒng)已經(jīng)在各個(gè)部門得到廣泛的應(yīng)用而且越先進(jìn)的設(shè)備其應(yīng)用液壓系統(tǒng)的部門就越多。第一章明確液壓系統(tǒng)的設(shè)計(jì)要求1.設(shè)計(jì)要求設(shè)計(jì)一臥式單面多軸鉆孔組合機(jī)床動力滑臺的液壓系統(tǒng)，動力滑臺的工作循環(huán)是：快進(jìn)一一工進(jìn)一一，快退一一停止。液壓系統(tǒng)的主要參數(shù)與性能要求如下：軸向切削力為用21000N，移動部件總重力為10000N，快進(jìn)行程為100mm，快進(jìn)與快退速度均為4.2m/min，工進(jìn)行程為20mm，工進(jìn)速度為0.05m/min，加速、減速時(shí)間為0.2s，利用平導(dǎo)軌，靜摩擦系數(shù)為0.2,動摩擦系數(shù)為0.1，動力滑臺可以隨時(shí)在中途停止運(yùn)動，試設(shè)計(jì)該組合機(jī)床的液壓傳動系統(tǒng)。第二章負(fù)載與運(yùn)動分析在對液壓系統(tǒng)進(jìn)行工況分析時(shí)本設(shè)計(jì)實(shí)例只考慮組合機(jī)床動力滑臺所受到的工作負(fù)載、慣性負(fù)載和機(jī)械摩擦阻力負(fù)載其他負(fù)載可忽略。〔1〕工作負(fù)載 工作負(fù)載即為切削阻力Fw=21000n〔2〕阻力負(fù)載阻力負(fù)載主要是工作臺的機(jī)械摩擦阻力，分為靜摩擦阻力和動摩擦阻力兩局部。摩擦負(fù)載即為導(dǎo)軌的摩擦阻力，導(dǎo)軌的正壓力等于動力部件的重力，設(shè)導(dǎo)軌的靜摩擦力為Fs,那么靜摩擦阻力Fs=0.2x10000=2000N，同理動摩擦阻力Fv=0.1x10000=1000N。慣性負(fù)載最大慣性負(fù)載取決于移動部件的質(zhì)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(shí)間進(jìn)行計(jì)算。啟動換向時(shí)間為0.05s工作臺最大移動速度即快進(jìn)、快退速度為4.2m/min因此慣性負(fù)載可表示為運(yùn)動時(shí)間快進(jìn) 1.4s工進(jìn) 24.1s快退

設(shè)液壓缸的機(jī)械效率=0.9,得出液壓缸在各階段的負(fù)載和推力，如表1表1液壓缸在各運(yùn)動階段的負(fù)載和推力〔=0.9〕工況負(fù)載組成液壓缸負(fù)載液壓缸推力啟動20002222加速13501500快進(jìn)10001111工進(jìn)2200024444反向啟動20002222加速13501500快退10001111根據(jù)液壓缸在上述各階段內(nèi)的負(fù)載和運(yùn)動時(shí)間，即可繪制出負(fù)載循環(huán)圖F-t和速度循環(huán)圖-t，如圖1所示。圖1F-t與-t圖圖1速度負(fù)載循環(huán)圖a)工作循環(huán)圖 b〕負(fù)載速度圖 c)負(fù)載速度圖第三章確定液壓系統(tǒng)主要參數(shù)初選液壓缸工作壓力所設(shè)計(jì)的動力滑臺在工進(jìn)時(shí)負(fù)載最大，在其他工況負(fù)載都不太高，參考表2和表3，初選液壓缸的工作壓力=3MPa。計(jì)算液壓缸主要尺寸鑒于動力滑臺快進(jìn)和快退速度相等，這里的液壓缸可選用單活塞桿式差動液壓缸(A1=2A2)，快進(jìn)時(shí)液壓缸差動連接。工進(jìn)時(shí)為防止孔鉆通時(shí)負(fù)載突然消失發(fā)生前沖現(xiàn)象，液壓缸的回油腔應(yīng)有背壓，參考表4選此背壓為p2=0.6MPa。表2按負(fù)載選擇工作壓力負(fù)載/KN<55~1010~2020~3030~50>50工作壓力/MPa<0.8~11.5~22.5~33~44~5N5表3各種機(jī)械常用的系統(tǒng)工作壓力機(jī)械類型機(jī)床農(nóng)業(yè)機(jī)械小型工程機(jī)械建筑機(jī)械液壓鑿巖機(jī)液壓機(jī)大中型挖掘機(jī)重型機(jī)械起重運(yùn)輸機(jī)械磨床組合機(jī)床龍門刨床拉床工作壓力/MPa0.8~23~52~88~1010~1820~32表4 執(zhí)行元件背壓力背壓力/MPa背壓力/MPa0.2?0.50.4~0.60.5?1.50.8?1.51.2?3

可忽略不計(jì)簡單系統(tǒng)或輕載節(jié)流調(diào)速系統(tǒng)回油路帶調(diào)速閥的系統(tǒng)回油路設(shè)置有背壓閥的系統(tǒng)用補(bǔ)油泵的閉式回路回油路較復(fù)雜的工程機(jī)械回油路較短且直接回油表5 按工作壓力選取d/D工作壓力/MPa<5.05.0~7.0N7.0d/D0.5~0.550.62~0.700.7表6 按速比要求確定d/D1.151.251.331.461.612d/D0.30.40.50.550.620.71注：］一無桿腔進(jìn)油時(shí)活塞運(yùn)動速度;2一有桿腔進(jìn)油時(shí)活塞運(yùn)動速度。由于工作進(jìn)給速度與快速運(yùn)動速度差異較大，且快進(jìn)、快退速度要求相等，從降低總流量需求考慮，應(yīng)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(shè)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(yùn)動的常用典型安裝形式。這種情況下，應(yīng)把液壓缸設(shè)計(jì)成無桿腔工作面積是有桿腔工作面積兩倍的形式，即活塞桿直徑d與缸筒直徑D呈d=0.707D的關(guān)系。工進(jìn)過程中，當(dāng)孔被鉆通時(shí)，由于負(fù)載突然消失，液壓缸有可能會發(fā)生前沖的現(xiàn)象，因此液壓缸的回油腔應(yīng)設(shè)置一定的背壓（通過設(shè)置背壓閥的方式），選取此背壓值為p2=0.6MPa?？爝M(jìn)時(shí)液壓缸雖然作差動連接〔即有桿腔與無桿腔均與液壓泵的來油連接〕，但連接管路中不可防止地存在著壓降，且有桿腔的壓力必須大于無桿腔，估算時(shí)取0.5MPa?？焱藭r(shí)回油腔中也是有背壓的，這時(shí)選取被壓值0.7MPa。工進(jìn)時(shí)液壓缸的推力計(jì)算公式為因此，根據(jù)參數(shù)，液壓缸無桿腔的有效作用面積可計(jì)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(guān)系，d=0.707D，因此活塞桿直徑為d=0.707X109=77mm，根據(jù)GB/T2348—1993對液壓缸缸筒內(nèi)徑尺寸和液壓缸活塞桿外徑尺寸的規(guī)定，圓整后取液壓缸缸筒直徑為D=110mm，活塞桿直徑為d=80mm。此時(shí)液壓缸兩腔的實(shí)際有效面積分別為：根據(jù)計(jì)算出的液壓缸的尺寸，可估算出液壓缸在工作循環(huán)中各階段的壓力、流量和功率，如表4所示。由此繪制的液壓缸工況圖如圖2所示。表7 液壓缸在各階段的壓力、流量和功率值工況推力F/N回油腔壓p2/MPa進(jìn)油腔壓p1/MPa輸入流量qX10-3/m3/s輸入功率P/KW計(jì)算公式快進(jìn)啟動2222.2—0.44——加諫1507.9p1+Ap0.74——恒速1111.1p1+Ap0.660.350.23工進(jìn)34444.40.63.910.79X10-20.031快退啟動2222.2一0.50一一加諫1507.90.51.40——恒速1111.10.51.310.450.59注：1.Ap為液壓缸差動連接時(shí)，回油口到進(jìn)油口之間的壓力損失，取Ap=0.5MPa。2.快退時(shí)，液壓缸有桿腔進(jìn)油，壓力為p1，無桿腔回油，壓力為p2。第三章擬定液壓系統(tǒng)原理圖選擇根本回路1）選擇調(diào)速回路由圖2可知，這臺機(jī)床液壓系統(tǒng)功率較小，滑臺運(yùn)動速度低，工作負(fù)載為阻力負(fù)載且工作中變化小，故可選用進(jìn)口節(jié)流調(diào)速回路。為防止孔鉆通時(shí)負(fù)載突然消失引起運(yùn)動部件前沖，在回油路上加背壓閥。由于系統(tǒng)選用節(jié)流調(diào)速方式，系統(tǒng)必然為開式循環(huán)系統(tǒng)。選擇油源形式從工況圖可以清楚看出，在工作循環(huán)內(nèi)，液壓缸要求油源提供快進(jìn)、快退行程的低壓大流量和工進(jìn)行程的高壓小流量的油液。最大流量與最小流量之比qmax/qmin=0.35/(0.79X10-2)44；其相應(yīng)的時(shí)間之比(t1+t3)/t2=(2.1+2.6)/36.1=0.13。這說明在一個(gè)工作循環(huán)中的大局部時(shí)間都處于高壓小流量工作。從提高系統(tǒng)效率、節(jié)省能量角度來看，選用單定量泵油源顯然是不合理的，為此可選用限壓式變量泵或雙聯(lián)葉片泵作為油源。考慮到前者流量突變時(shí)液壓沖擊較大，工作平穩(wěn)性差，且后者可雙泵同時(shí)向液壓缸供油實(shí)現(xiàn)快速運(yùn)動，最后確定選用雙聯(lián)葉片泵方案。選擇快速運(yùn)動和換向回路本系統(tǒng)已選定液壓缸差動連接和雙泵供油兩種快速運(yùn)動回路實(shí)現(xiàn)快速運(yùn)動?？紤]到從工進(jìn)轉(zhuǎn)快退時(shí)回油路流量較大，應(yīng)選用換向時(shí)間可調(diào)的電液換向閥式換向回路，以減小液壓沖擊。由于要實(shí)現(xiàn)液壓缸差動連接，所以選用三位五通電液換向閥。選擇速度換接回路由于本系統(tǒng)滑臺由快進(jìn)轉(zhuǎn)為工進(jìn)時(shí)，速度變化大〔1/2=0.07/(0.83X10-3)84〕，為減少速度換接時(shí)的液壓沖擊，選用行程閥控制的換接回路。選擇調(diào)壓和卸荷回路在雙泵供油的油源形式確定后，調(diào)壓和卸荷問題都已根本解決。即滑臺工進(jìn)時(shí)，高壓小流量泵的出口壓力由油源中的溢流閥調(diào)定，無需另設(shè)調(diào)壓回路。在滑臺工進(jìn)和停止時(shí)，低壓大流量泵通過液控順序閥卸荷，高壓小流量泵在滑臺停止時(shí)雖未卸荷，但功率損失較小，故可不需再設(shè)卸荷回路。圖2液壓缸工況圖組成液壓系統(tǒng)將上面選出的液壓根本回路組合在一起，并經(jīng)修改和完善，就可得到完整的液壓系統(tǒng)工作原理圖，如上圖所示。在上圖中，為了解決滑臺工進(jìn)時(shí)進(jìn)、回油路串通使系統(tǒng)壓力無法建立的問題，增設(shè)了單向閥6。為了防止機(jī)床停止工作時(shí)回路中的油液流回油箱，導(dǎo)致空氣進(jìn)入系統(tǒng)，影響滑臺運(yùn)動的平穩(wěn)性，圖中添置了一個(gè)單向閥13。考慮到這臺機(jī)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(shè)了一個(gè)壓力繼電器14。當(dāng)滑臺碰上死擋塊后，系統(tǒng)壓力升高，它第五章計(jì)算和選擇液壓件確定液壓泵的規(guī)格和電動機(jī)功率計(jì)算液壓泵的最大工作壓力小流量泵在快進(jìn)和工進(jìn)時(shí)都向液壓缸供油，由表7可知，液壓缸在工進(jìn)時(shí)工作壓力最大，最大工作壓力為P=2.86MPa，如在調(diào)速閥進(jìn)口節(jié)流調(diào)速回路中，選取進(jìn)油路上的總壓力損失E^P=0.6MPa，考慮到壓力繼電器的可靠動作要求壓差p=0.5MPa，那么小流量泵的最高工作壓力估算為e大流量泵只在快進(jìn)和快退時(shí)向液壓缸供油，由表7可見，快退時(shí)液壓缸的工作壓力為P=1.40MPa，比快進(jìn)時(shí)大。考慮到快退時(shí)進(jìn)油不通過調(diào)速閥，故其進(jìn)油路壓力損失比前者小，現(xiàn)取進(jìn)油路上的總壓力損失工缶=0.3MPa，那么大流量泵的最高工作壓力估算為計(jì)算液壓泵的流量由表7可知，油源向液壓缸輸入的最大流量為0.4X10-3m3/s，假設(shè)取回路泄漏系數(shù)K=1.1，那么兩個(gè)泵的總流量為考慮到溢流閥的最小穩(wěn)定流量為3L/min，工進(jìn)時(shí)的流量為0.79X10-5m3/s=0.5L/min，那么小流量泵的流量最少應(yīng)為3.5L/min。確定液壓泵的規(guī)格和電動機(jī)功率根據(jù)以上壓力和流量數(shù)值查閱產(chǎn)品樣本，并考慮液壓泵存在容積損失，最后確定選取PV2R12-6/26型雙聯(lián)葉片泵。其小流量泵和大流量泵的排量分別為6mL/r和26mL/r，當(dāng)液壓泵的轉(zhuǎn)速np=910r/min時(shí)，其理論流量分別為5.5L/min和24L/min，假設(shè)取液壓泵容積效率°護(hù)0.9,那么液壓泵的實(shí)際輸出流量為由于液壓缸在快退時(shí)輸入功率最大，假設(shè)取液壓泵總效率np=0.8,這時(shí)液壓泵的驅(qū)動電動機(jī)功率為根據(jù)此數(shù)值查閱產(chǎn)品樣本，選用規(guī)格相近的Y90L-6型電動機(jī)，其額定功率為1.1KW，額定轉(zhuǎn)速為910r/min。確定其他元件及輔件確定閥類元件及輔件根據(jù)系統(tǒng)的最高工作壓力和通過各閥類元件及輔件的實(shí)際流量，查閱產(chǎn)品樣本，選出的閥類元件和輔件規(guī)格如表8所列。其中，溢流閥9按小流量泵的額定流量選取，調(diào)速閥4選用Q—6B型，其最小穩(wěn)定流量為0.03L/min，小于本系

統(tǒng)工進(jìn)時(shí)的流量0.5L/min。表8元件名稱通過的最大流量q/L/min規(guī)格額定流量qn/L/min額定壓力Pn/MPa額定壓降Pn/MPa1雙聯(lián)葉片泵—PV2R12-6/265.0/21.316一2三位五通電液換向閥7035DY—100BY1006.30.33行程閥62.322C —100BH1006.30.34調(diào)速閥<1Q—6B66.3一5單向閥70I—100B1006.30.26單向閥29.3I—100B1006.30.27液控順序閥28.1XY—63B636.30.38背壓閥<1B—10B106.3一9溢流閥5.1Y—10B106.3一10單向閥27.9I—100B1006.30.211濾油器36.6XU—80X200806.30.0212壓力表開關(guān)—K—6B一一一13單向閥70I—100B1006.30.214壓力繼電器—PF—B8L一14一*注：此為電動機(jī)額定轉(zhuǎn)速為910r/min時(shí)的流量。確定油管在選定了液壓泵后，液壓缸在實(shí)際快進(jìn)、工進(jìn)和快退運(yùn)動階段的運(yùn)動速度、時(shí)間以及進(jìn)入和流出液壓缸的流量，與原定數(shù)值不同，重新計(jì)算的結(jié)果如表9所列。表9 各工況實(shí)際運(yùn)動速度、時(shí)間和流量快進(jìn) 工進(jìn) 快退由表可以看出，液壓缸在各階段的實(shí)際運(yùn)動速度符合設(shè)計(jì)要求。表10允許流速推薦值管道推薦流速/(m/s)管道吸油管道0.5?1.5,一般取1以下壓油管道3?6,壓力高，管道短，粘度小取大值1.51.5?3根據(jù)表9數(shù)值，按表10推薦的管道內(nèi)允許速度取=4m/s，由式計(jì)算得與液壓缸無桿腔和有桿腔相連的油管內(nèi)徑分別為確定油箱油箱的容量按式估算，其中a為經(jīng)驗(yàn)系數(shù)，低壓系統(tǒng)，a=2?4；中壓系統(tǒng)，a=5?7；高壓系統(tǒng)，a=6?12。現(xiàn)取a=6，得按JB/T7938-1999規(guī)定，取標(biāo)準(zhǔn)值V=250L第六章液壓缸設(shè)計(jì)根底1.液壓缸的軸向尺寸液壓缸軸向長度取決于負(fù)載運(yùn)行的有效長度〔活塞在缸筒內(nèi)能夠移動的極限距離〕、導(dǎo)向套長度、活塞寬度、缸底、缸蓋聯(lián)結(jié)形式及其固定安裝形式。圖示出了液壓缸各主要零件軸向尺寸之間的關(guān)系?；钊麑挾取；钊行谐倘Q于主機(jī)運(yùn)動機(jī)構(gòu)的最大行程，=0.10+0.02=0.12m。導(dǎo)向長度缸筒長度2.主要零件強(qiáng)度校核缸筒壁厚6=4mm因?yàn)榉桨甘堑蛪合到y(tǒng)，校核公式，式中：-缸筒壁厚〔〕-實(shí)驗(yàn)壓力，其中是液壓缸的額定工作壓力D-缸筒內(nèi)徑D=0.11m-缸筒材料的許用應(yīng)力。，為材料抗拉強(qiáng)度〔MPa〕，n為平安系數(shù)，取n=5。對于P1<16MPa.因此滿足要求。缸底厚度61=11mm(1).缸底有孔時(shí)：其中(2).缸底無孔時(shí)，用于液壓缸快進(jìn)和快退;其中桿徑d式中F是桿承受的負(fù)載〔N〕F=34444.4N是桿材料的許用應(yīng)力，=100缸蓋和缸筒聯(lián)接螺栓的底徑d1式中K 擰緊系數(shù)，一般取K=1.25~1.5；F 缸筒承受的最大負(fù)載〔N〕；z 螺栓個(gè)數(shù)；----螺栓材料的許用應(yīng)力，，為螺栓材料的屈服點(diǎn)〔MPa〕，平安系數(shù)n=1.2~2.5液壓缸穩(wěn)定性計(jì)算液壓缸承受的負(fù)載F超過某臨界值時(shí)將會失去穩(wěn)定性。穩(wěn)定性可用下式校核：式中nc 穩(wěn)定性平安系數(shù)，-4，取nc=3;由于缸筒固定活塞動，，由桿材料知硬鋼，因此因此滿足穩(wěn)定性要求。液壓缸緩沖壓力液壓缸設(shè)置緩沖壓力裝置時(shí)要計(jì)算緩緩從壓力，當(dāng)值超過缸筒、缸底強(qiáng)度計(jì)算的時(shí)，那么以取代。在緩沖時(shí)，緩沖腔的機(jī)械能力為，活塞運(yùn)動的機(jī)械能為?；钊跈C(jī)械能守恒中運(yùn)行至終點(diǎn)。式 中通過驗(yàn)算，液壓缸強(qiáng)度和穩(wěn)定性足以滿足要求。第七章驗(yàn)算液壓系統(tǒng)性能驗(yàn)算系統(tǒng)壓力損失由于系統(tǒng)管路布置尚未確定，整個(gè)系統(tǒng)的壓力損失無法全面估算，故只能先按式估算閥類元件的壓力損失，待設(shè)計(jì)好管路布局圖后，加上管路的沿程損失和局部損失即可。但對于中小型液壓系統(tǒng)，管路的壓力損失甚微，可以不考慮。壓力損失的驗(yàn)算應(yīng)按一個(gè)工作循環(huán)中不同階段分別進(jìn)行?？爝M(jìn)滑臺快進(jìn)時(shí)，液壓缸通過電液換向閥差動連接。在進(jìn)油路上，油液通過單向閥10的流量是27.9L/min、通過電液換向閥2的流量是26.3L/min，然后與液壓缸有桿腔的回油集合，以流量49.7L/min通過行程閥3進(jìn)入無桿腔。在進(jìn)油路上，總壓降為0.11MPa此值小于估計(jì)值0.5MPa，所以是平安的。工進(jìn)滑臺工進(jìn)時(shí)，在進(jìn)油路上，油液通過電液換向閥2的流量是0.5L/min，在調(diào)速閥4處的壓力損失為0.5MPa。在回油路上，油液通過電液換向閥2的流量是0.24L/min、背壓閥8和大流量泵的卸荷油液一起經(jīng)液控順序閥7返回油箱，在背壓閥8處的壓力損失為0.6MPa。通過順序閥7的流量為〔0.24+28.1〕=28.34L/min，那么在進(jìn)油路上總的壓力損失為此值與表4選取的背壓值根本相符。故可按表7的公式重新計(jì)算工進(jìn)時(shí)液壓缸進(jìn)油腔的壓力pl，即此略高于表7數(shù)值2.86Mpa?？紤]到壓力繼電器的可靠動作要求壓差pe=0.5MPa，故溢流閥9的調(diào)壓為此值與估算值根本相符，是調(diào)整溢流閥10的調(diào)整壓力的主要參考數(shù)據(jù)。和快退工況下的壓力損失計(jì)算如下：快退滑臺快退時(shí)，在進(jìn)油路上，油液通過單向閥10的流量為27.9L/min、通過電液換向閥2的流量為26.3L/min。在回油路上，油液通過單向閥5、電液換向閥2和單向閥13的流量都為56L/min,然后返回油箱。在進(jìn)油路上總的壓力損失為此值遠(yuǎn)小于估計(jì)值，因此液壓泵的驅(qū)動電動機(jī)的功率是足夠的。在回油路上總的壓力損失為此值與表7的數(shù)值根本相符，故不必重算。所以，快退時(shí)液壓泵的最大工作壓力Pp應(yīng)為此值是調(diào)整液控順序閥7的調(diào)整壓力的主要參考數(shù)據(jù)，因