钻镗两用组合机床液压系统设计分析.docx
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钻镗两用组合机床液压系统设计分析
钻镗两用组合机床液压系统设计
1技术要求
在设计液压系统时，首先应明确以下问题，并将其作为设计要求及依据。
1.1主机的用途、工艺过程、总体布局以及对液压传动装置的位置和空间尺寸的要求。
1.2主机对液压系统的性能要求
如自动化程度、调速范围、运动平稳性、换向定位精度以及对系统的效率、温升等的要求。
1.3液压系统的工作环境，
如温度、湿度、振动冲击以及是否有腐蚀性和易燃物质存在等情况。
根据加工需要，该系统的工作循环是：
快速前进—工作进给—快速退回—原位停止。
调查研究及计算结果表明：
快进快退速度约为4.5m/min（0.075m/s）；
工进速度应能在20~120mm/min（0.003~0.002m/s）范围内无级调速；
最大行程为400mm（其中工进行程为180mm）；
最大切削力为18kN；
运动部件自重为25kN；
启动换向时间
=0.05s；
采用水平放置的平导轨，静摩擦系数
=0.2，动摩擦系数
=0.1。
2确定执行元件
由于液压缸工作直接是往复直线运动，结构简单，与液压马达+齿轮齿构液压马达+螺旋机构相比较经济，参考同类型组合机床选择执行元件为液压缸。
运动形态
执行元件
直线运动
液压缸
液压马达+齿轮齿条机构
液压马达+螺旋机构
3液压系统工况分析
3.1运动分析
3.1.1.位移循环图L—t
图3-1为液压机的液压缸位移循环图，纵坐标L表示活塞位移，横坐标t表示从活塞启动到返回原位的时间，曲线斜率表示活塞移动速度。
该图清楚地表明液压机的工作循环分别由快速下行、减速下行、压制、保压、泄压慢回和快速回程六个阶段组成。
3-1位移循环图
3.1.2.速度循环图v—t（或v—L）
工程中液压缸的运动特点可归纳为三种类型。
图3-2为三种类型液压缸的v—t图，第一种如图中实线所示，液压缸开始作匀加速运动，然后匀速运动，
3-2速度循环图
最后匀减速运动到终点；第二种，液压缸在总行程的前一半作匀加速运动，在另一半作匀减速运动，且加速度的数值相等；第三种，液压缸在总行程的一大半以上以较小的加速度作匀加速运动，然后匀减速至行程终点。
v—t图的三条速度曲线，不仅清楚地表明了三种类型液压缸的运动规律，也间接地表明了三种工况的动力特性。
3.2动力分析
3.2.1.液压缸的负载及负载循环图
（1）液压缸的负载力计算。
（2）工作机构作直线往复运动时，液压缸必须克服的负载由六部分组成：
F=Fc+Ff+Fi+FG+Fm+Fb
式中：
Fc为切削阻力；Ff为摩擦阻力；Fi为惯性阻力；FG为重力；Fm为密封阻力；Fb为排油阻力。
①切削阻力Fc：
为液压缸运动方向的工作阻力，对于机床来说就是沿工作部件运动方向的切削力，此作用力的方向如果与执行元件运动方向相反为正值，两者同向为负值。
该作用力可能是恒定的，也可能是变化的，其值要根据具体情况计算或由实验测定。
②摩擦阻力Ff：
为液压缸带动的运动部件所受的摩擦阻力，它与导轨的形状、放置情况和运动状态有关，其计算方法可查有关的设计手册。
图3-3为最常见的两种导轨形式，其摩擦阻力的值为：
图3-3导轨形式
平导轨：
Ff=f∑Fn
V形导轨：
Ff=f∑Fn/[sin（α/2）]
式中：
f为摩擦因数，参阅下表选取；∑Fn为作用在导轨上总的正压力或沿V形导轨横截面中心线方向的总作用力；α为V形角，一般为90°。
本设计采用水平放置的平导轨。
③惯性阻力Fi。
惯性阻力Fi为运动部件在启动和制动过程中的惯性力，可
下式计算：
摩擦因数f
导轨类型
导轨材料
运动状态
摩擦因数（f）
滑动导轨
铸铁对铸铁
启动时
低速（v＜0.16m/s）高速（v＞0.16m/s）
0.15～0.200.1～0.120.05～0.08
滚动导轨
铸铁对滚柱（珠）淬火钢导轨对滚柱（珠）
0.005～0.02
0.003～0.006
静压导轨
铸铁
-
0.005
表3-1
式中：
m为运动部件的质量（kg）；a为运动部件的加速度（m/s2）；G为运动部件的重量（N）；g为重力加速度，g=9.81（m/s2）；Δv为速度变化值（m/s）；
Δt为启动或制动时间（s），一般机床Δt＝0.1～0.5s，运动部件重量大的取大值。
④重力FG：
垂直放置和倾斜放置的移动部件，其本身的重量也成为一种负载，当上移时，负载为正值，下移时为负值。
⑤密封阻力Fm：
密封阻力指装有密封装置的零件在相对移动时的摩擦力，其值与密封装置的类型、液压缸的制造质量和油液的工作压力有关。
在初算时，可按缸的机械效率（ηm=0.9）考虑；验算时，按密封装置摩擦力的计算公式计算。
⑥排油阻力Fb：
排油阻力为液压缸回油路上的阻力，该值与调速方案、系统所要求的稳定性、执行元件等因素有关，在系统方案未确定时无法计算，可放在液压缸的设计计算中考虑。
3.2.2液压缸运动循环各阶段的总负载力。
液压缸运动循环各阶段的总负载力计算，一般包括启动加速、快进、工进、快退、减速制动等几个阶段，每个阶段的总负载力是有区别的。
①启动加速阶段：
这时液压缸或活塞处于由静止到启动并加速到一定速度，其总负载力包括导轨的摩擦力、密封装置的摩擦力（按缸的机械效率ηm=0.9计算）、重力和惯性力等项，即：
F=Ff+Fi±FG+Fm+Fb
②快速阶段：
F=Ff±FG+Fm+Fb
③工进阶段：
F=Ff+Fc±FG+Fm+Fb
④减速：
F=Ff±FG-Fi+Fm+Fb
对简单液压系统，上述计算过程可简化。
例如采用单定量泵供油，只需计算工进阶段的总负载力，若简单系统采用限压式变量泵或双联泵供油，则只需计算快速阶段和工进阶段的总负载力。
3.2.3液压缸的负载循环图
对较为复杂的液压系统，为了更清楚的了解该系统内各液压缸（或液压马达）的速度和负载的变化规律，应根据各阶段的总负载力和它所经历的工作时间t或位移L按相同的坐标绘制液压缸的负载时间（F—t）或负载位移（F—L）图，然后将各液压缸在同一时间t（或位移）的负载力叠加。
3-4负载循环图
图3-4为一部机器的F—t图，其中：
0～t1为启动过程；t1～t2为加速过程；t2～t3为恒速过程；t3～t4为制动过程。
它清楚地表明了液压缸在动作循环内负载的规律。
图中最大负载是初选液压缸工作压力和确定液压缸结构尺寸的依据。
3.3液压缸在工作过程各阶段的负载
起动加速阶段：
快进或快退阶段：
工进阶段：
液压缸在各阶段的速度和负载值
工作阶段
速度
负载
工作阶段
速度
负载
起动加速
9810
工进
最小0.0003，
最大0.002
22780
快进、快退
0.075
2780
表3-2
快进、工进时间和快退时间表3-2
快进：
t1=L1/v1=220×10-3/0.075=2.93s
工进：
t2=L2/v2=180×10-3/（0.0003
0.002）=90s
600s
快退：
t3=（L1+L2）/v1=400×10-3/0.075=5.3s
3-5液压缸F—t与v—t图
4确定执行元件的主要参数
4.1液压缸的设计计算
4.1.1.初定液压缸工作压力
液压缸工作压力主要根据运动循环各阶段中的最大总负载力来确定，此外，还需要考虑以下因素：
（1）各类设备的不同特点和使用场合。
（2）考虑经济和重量因素，压力选得低，则元件尺寸大，重量重；压力选得高一些，则元件尺寸小，重量轻，但对元件的制造精度，密封性能要求高。
所以，液压缸的工作压力的选择有两种方式：
一是根据机械类型选；二是根据切削负载选。
如表4-1、表4-2所示。
按负载选执行文件的工作压力
负载/N
＜5000
500～10000
10000～20000
20000～30000
30000～50000
＞50000
工作压力/MPa
≤0.8～1
1.5～2
2.5～3
3～4
4～5
＞5
表4-1
按机械类型选执行文件的工作压力
机械类型
机床
农业机械
工程机械
磨床
组合机床
龙门刨床
拉床
工作压力/MPa
a≤2
3～5
≤8
8～10
10～16
20～32
表4-2
由负载值大小查表3-1，参考同类型组合机床，取液压缸工作压力为3MPa。
4.2液压缸主要尺寸的计算
液压缸的有效面积和活塞杆直径，可根据缸受力的平衡关系具体计算。
4.2.1确定液压缸的主要结构参数
由表1看出最大负载为工进阶段的负载F=22780N，则
查设计手册，按液压缸内径系列表将以上计算值圆整为标准直径，取D=100mm。
为了实现快进速度与快退速度相等，采用差动连接，则d=0.7D，所以
d=0.7x100mm=70mm
同样，圆整成标准系列活塞杆直径，取d=70mm。
由D=100mm，d=70mm算出液压缸无杆腔有效作用面积为
，有杆腔有效作用面积
。
工进采用调速阀调速，查产品样本，调速阀最小稳定流量
，因最小工进速度
，则
故能满足低速稳定性要求。
4.3液压缸的流量计算
液压缸的最大流量：
qmax=A·vmax（m3/s）
式中：
A为液压缸的有效面积A1或A2（m2）；vmax为液压缸的最大速度（m/s）。
液压缸的最小流量：
qmin=A·vmin（m3/s）
式中：
vmin为液压缸的最小速度。
液压缸的最小流量qmin，应等于或大于流量阀或变量泵的最小稳定流量。
若满足此要求时，则需重新选定液压缸的工作压力，使工作压力低一些，
缸的有效工作面积大一些，所需最小流量qmin也大一些，以满足上述要求。
流量阀和变量泵的最小稳定流量，可从产品样本中查到。
4.3.1复算工作压力
执行元件背压的估算值
系统类型
背压
中低压系统
一般轻载节流调速系统
0.2
0.5
回油路带调速阀的调速系统
0.5
0.8
回油路带背压阀
0.5
1.5
带补油泵的闭式回路
0.8
1.5
中高压系统
同上
比中低压高50%
100%
高压系统
如锻压机械等
计算时背压可忽略不计
表4-3
根据表4-3，本系统的背压估计值可在0.5
0.8
范围内选取，故暂定：
工进时，
；快速运动时，
。
液压缸在工作循环各阶段的工作压力
即可按公式计算。
差动快进阶段
工作进给阶段
快速退回阶段
4.3.2计算液压缸的输入流量
因快进、快退速度
，最大工进速度
，则液压缸各阶段的输入流量需为：
快进阶段
工进阶段
快退阶段
计算液压缸的输入功率
快进阶段
工进阶段
快退阶段
液压缸在各工作阶段的压力、流量和功率
工作阶段
工作压力
输入流量
输入功率
快速前进
1.25
17.3
0.36
工作进给
3.31
0.94
0.05
快速退回
1.67
18
0.5
表4-4
4-5液压缸工况图
5拟定液压系统原理图
根据钻镗两用组合机床的设计任务和工况分析，该机床对调速范围、低速稳定性有一定要求，因此速度控制是该机床要解决的主要问题，速度的调节、换接和稳定性是该机床液压系统设计的核心。
5.1速度控制回路的选择
本机床的进给运动要求有较好的低速稳定性和速度负载特性，故采用调速阀调速。
这样有三种方案供选择，进油节流调速、回油节流调速、限压式变量泵加调速阀的容积节流调速。
本系统为小功率系统，效率和发热问题并不突出；钻镗属于连续切削加工，切削力变化不大，而且是正负载，在其他条件相同的情况下，进油节流调速比回油节流调速能获得更低的稳定速度。
故本机床液压系统采用调速阀的进油节流调速，为防止孔钻通时发生前冲，应在回油路上加背压阀。
由表4-4得知，液压系统的供油主要为低压大流量和高压小流量两个阶段，若采用单个定量泵，显然系统的功率损失大，效率低。
为了提高系统效率和节约能源，所以采用双泵供油回路。
此外，根据本机床的运动形式和要求，选用单杆活塞式液压缸；为了使快进和快退速度相同，故选用差动连接增速回路；为了使速度换接平稳可靠，选用行程阀控制的速度换接回路。
5.2换向回路的选择
本系统对换向平稳性的要求不很高，所以选用价格较低的电磁换向阀控制的换向回路。
为便于差动连接，选用三位五通电磁换向阀。
为了调整方便和便于增设液压加紧支路，故选用Y型中位机能换向阀。
为了控制轴向加工尺寸，提高换向位置精度，采用死挡块加压力继电器的行程终点转换控制。
5.3压力控制回路的选择
由于采用双泵供油回路，故用外控顺序阀实现低压大流量泵卸荷，用溢流阀调整高压小流量泵的供油压力。
为了观察调整压力，在液压泵的出口处、背压阀和液压缸无杆腔口处设测压点。
将上诉所选定的液压回路进行归并，并根据根据需要做必要的修改调整，最后画出液压系统原理图如下图5-1所示。
图5-1
6选择液压元件
6.1液压泵的确定
6.1.1确定液压泵的最大工作压力
液压泵所需工作压力的确定，主要根据液压缸在工作循环各阶段所需最大压力p1，再加上油泵的出油口到缸进油口处总的压力损失ΣΔp，即pB=p1+ΣΔp
ΣΔp包括油液流经流量阀和其他元件的局部压力损失、管路沿程损失等，在系统管路未设计之前，可根据同类系统经验估计，一般管路简单的节流阀调速系统ΣΔp为（2～5）×105Pa，用调速阀及管路复杂的系统ΣΔp为（5～15）×105Pa，ΣΔp也可只考虑流经各控制阀的压力损失，而将管路系统的沿程损失忽略不计，各阀的额定压力损失可从液压元件手册或产品样本中查找，也可参照表6-1选取。
常用中、低压各类阀的压力损失（Δpn）
阀名
Δpn（×105Pa）
阀名
Δpn（×105Pa）
阀名
Δpn（×105Pa）
阀名
Δpn（×105Pa）
单向阀
0.3～0.5
背压阀
3～8
行程阀
1.5～2
转阀
1.5～2
换向阀
1.5～3
节流阀
2～3
顺序阀
1.5～3
调速阀
3～5
表6-1
6.1.2确定液压泵的流量qB
泵的流量qB根据执行元件动作循环所需最大流量qmax和系统的泄漏确定。
①多液压缸同时动作时，液压泵的流量要大于同时动作的几个液压缸（或马达）所需的最大流量，并应考虑系统的泄漏和液压泵磨损后容积效率的下降，即
qB≥K（Σq）max（m3/s）
式中：
K为系统泄漏系数，一般取1.1～1.3，大流量取小值，小流量取大值；（Σq）max为同时动作的液压缸（或马达）的最大总流量（m3/s）。
②采用差动液压缸回路时，液压泵所需流量为：
qB≥K（A1-A2）vmax（m3/s）
式中：
A1，A2为分别为液压缸无杆腔与有杆腔的有效面积（m2）；vmax为活塞的最大移动速度（m/s）。
③当系统使用蓄能器时，液压泵流量按系统在一个循环周期中的平均流量选取，即qB=
ViK/Ti
式中：
Vi为液压缸在工作周期中的总耗油量（m3）；Ti为机器的工作周期（s）；Z为液压缸的个数。
6.1.3选择液压泵的规格：
根据上面所计算的最大压力pB和流量qB，查液压元件产品样本，选择与PB和qB相当的液压泵的规格型号。
上面所计算的最大压力pB是系统静态压力，系统工作过程中存在着过渡过程的动态压力，而动态压力往往比静态压力高得多，所以泵的额定压力pB应比系统最高压力大25%～60%，使液压泵有一定的压力储备。
若系统属于高压范围，压力储备取小值；若系统属于中低压范围，压力储备取大值。
6.1.4确定驱动液压泵的功率。
①当液压泵的压力和流量比较衡定时，所需功率为：
p=pBqB/103ηB（kW）
式中：
pB为液压泵的最大工作压力（N/m2）；qB为液压泵的流量（m3/s）；ηB为液压泵的总效率，各种形式液压泵的总效率可参考表6-2估取，液压泵规格大，取大值，反之取小值，定量泵取大值，变量泵取小值。
液压泵的总效率
液压泵类型
齿轮泵
螺杆泵
叶片泵
柱塞泵
总效率
0.6～0.7
0.65～0.80
0.60～0.75
0.80～0.85
表6-2
②在工作循环中，泵的压力和流量有显著变化时，可分别计算出工作循环中各个阶段所需的驱动功率，然后求其平均值，即：
p=
式中：
t1，t2，…，tn为一个工作循环中各阶段所需的时间（s）；P1，P2，…，Pn为一个工作循环中各阶段所需的功率（kW）。
按上述功率和泵的转速，可以从产品样本中选取标准电动机，再进行验算，使电动机发出最大功率时，其超载量在允许范围内。
6.2阀类元件的选择
6.2.1选择依据
选择依据为：
额定压力，最大流量，动作方式，安装固定方式，压力损失数值，工作性能参数和工作寿命等。
6.2.2.选择阀类元件应注意的问题
（1）应尽量选用标准定型产品，除非不得已时才自行设计专用件。
（2）阀类元件的规格主要根据流经该阀油液的最大压力和最大流量选取。
选择溢流阀时，应按液压泵的最大流量选取；选择节流阀和调速阀时，应考虑其最小稳定流量满足机器低速性能的要求。
（3）一般选择控制阀的额定流量应比系统管路实际通过的流量大一些，必要时，允许通过阀的最大流量超过其额定流量的20%。
6.3蓄能器的选择
1.蓄能器用于补充液压泵供油不足时，其有效容积为：
V=ΣAiLiK-qBt（m3）
式中：
A为液压缸有效面积（m2）；L为液压缸行程（m）；K为液压缸损失系数，估算时可取Ｋ＝1.2；qB为液压泵供油流量（m3/s）；t为动作时间（s）。
2.蓄能器作应急能源时，其有效容积为：
V=ΣAiLiK（m3）
当蓄能器用于吸收脉动缓和液压冲击时，应将其作为系统中的一个环节与其关联部分一起综合考虑其有效容积。
根据求出的有效容积并考虑其他要求，即可选择蓄能器的形式。
6.4管道的选择
6.4.1油管类型的选择
液压系统中使用的油管分硬管和软管，选择的油管应有足够的通流截面和承压能力，同时，应尽量缩短管路，避免急转弯和截面突变。
（1）钢管：
中高压系统选用无缝钢管，低压系统选用焊接钢管，钢管价格低，性能好，使用广泛。
（2）铜管：
紫铜管工作压力在6.5～10MPa以下，易变曲，便于装配；黄铜管承受压力较高，达25MPa，不如紫铜管易弯曲。
铜管价格高，抗震能力弱，易使油液氧化，应尽量少用，只用于液压装置配接不方便的部位。
（3）软管：
用于两个相对运动件之间的连接。
高压橡胶软管中夹有钢丝编织物；低压橡胶软管中夹有棉线或麻线编织物；尼龙管是乳白色半透明管，承压能力为2.5～8MPa，多用于低压管道。
因软管弹性变形大，容易引起运动部件爬行，所以软管不宜装在液压缸和调速阀之间。
6.4.2油管尺寸的确定
（1）油管内径d按下式计算：
d=
式中：
q为通过油管的最大流量（m3/s）；v为管道内允许的流速（m/s）。
一般吸油管取0.5～5（m/s）；压力油管取2.5～5（m/s）；回油管取1.5～2（m/s）。
（2）油管壁厚δ按下式计算：
δ≥p·d/2〔σ〕
式中：
p为管内最大工作压力；〔σ〕为油管材料的许用压力，〔σ〕=σb/n；σb为材料的抗拉强度；n为安全系数，钢管p＜7MPa时，取n=8；p＜17.5MPa时，取n=6；p＞17.5MPa时，取n=4。
根据计算出的油管内径和壁厚，查手册选取标准规格油管。
6.5油箱的设计
油箱的作用是储油，散发油的热量，沉淀油中杂质，逸出油中的气体。
其形式有开式和闭式两种：
开式油箱油液液面与大气相通；闭式油箱油液液面与大气隔绝。
开式油箱应用较多。
6.5.1油箱设计要点
（1）油箱应有足够的容积以满足散热，同时其容积应保证系统中油液全部流回油箱时不渗出，油液液面不应超过油箱高度的80%。
（2）吸箱管和回油管的间距应尽量大。
（3）油箱底部应有适当斜度，泄油口置于最低处，以便排油。
（4）注油器上应装滤网。
（5）油箱的箱壁应涂耐油防锈涂料。
6.5.2油箱容量计算
油箱的有效容量V可近似用液压泵单位时间内排出油液的体积确定。
V=KΣq
式中：
K为系数，低压系统取2～4，中、高压系统取5～7；Σq为同一油箱供油的各液压泵流量总和。
6.6滤油器的选择
选择滤油器的依据有以下几点：
（1）承载能力：
按系统管路工作压力确定。
（2）过滤精度：
按被保护元件的精度要求确定，选择时可参阅表8。
（3）通流能力：
按通过最大流量确定。
（4）阻力压降：
应满足过滤材料强度与系数要求。
滤油器过滤精度的选择
系统
过滤精度（μm）
元件
过滤精度（μm）
低压系统
100～150
滑阀
1/3最小间隙
70×105Pa系统
50
节流孔
1/7孔径（孔径小于1.8mm）
100×105Pa系统
25
流量控制阀
2.5～30
140×105Pa系统
10～15
安全阀溢流阀
15～25
电液伺服系统
5
高精度伺服系统
2.5
表6-3
6.7本系统液压元件的选择
6.7.1选择液压泵
由表6-3可知工进阶段液压缸工作压力最大，若取进油路总压力损失
，则液压泵最高工作压力可按公式算出，即
因此，泵的额定压力可取（3.81+3.81x25%）MPa=4.76MPa。
将表8中的流量值代入公式，可分别求出快速进给以及工进阶段泵的供油量。
快进、快退时的流量为
工进时泵的流量为
考虑到节流调速系统中溢流阀的性能特点，尚须加上溢流阀稳定工作的最小溢流量，一般取为3L/min,所以小流量泵的流量为
查产品样本，选用小泵排量为V=6mL/r的YB1型双联叶片泵，额定
转速n=960r/min,则小泵的额定流量为
因此，大流量泵的流量为
查产品样本，选用大泵排量为V=16mL/r的YB1型双联叶片泵，额定转速n=960r/min，则大泵的额定流量为
接近于
基本可以满足要求。
故本系统选用一台YB1-16/6型双联叶片泵。
由表8可见快退阶段的功率最大，故按快退阶段估算电动机功率。
若取快退时进油路的压力损失
，液压泵的总效率
，则电动机的功率为
查电动机产品样本，选用Y90L-6型异步电动机，P=1.1kW，n=910r/min。
6.7.2选择液压阀
根据所拟定的液压系统原理图，计算分析通过各液压阀油液的最高压力和最大流量，选择各液压阀的型号规格，列于表9。
6.7.3选择辅助元件
油管内径一般可参照所接元件接口尺寸确定，也可按管路允许流速进行设计，本系统油管选18mm
1.5mm无缝钢管。
油箱容量按公式确定，即：
其他辅助元件型号规格列于表6-4中。
液压元件的型号规格
序号
元件名称
通过流量
型号规格
1
双联叶片泵
19
升级会员 