设计一台钻镗两用组合机床的液压系统.docx
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设计一台钻镗两用组合机床的液压系统
绪论
随着科学技术和工业生产的飞跃发展，国民经济各个部门迫切需要各种各样的质量优、性能好、能耗低、价格廉的液压机床产品。
其中，产品设计是决定产品性能、质量、水平、市场竞争能力和经济效益的重要环节。
产品的设计包括液压系统的功能分析、工作原理方案设计和液压传动方案设计等。
这些设计内容可作为液压传动课程设计的内容。
很明显，液压系统设计本身如果存在问题，常常属于根本性的问题，可能造成液压机床的灾难性的失误。
因此我们必须重视对学生进行液压传动设计能力的培养。
作为一种高效率的专用机床，组合机床在大批、大量机械加工生产中应用广泛。
本次课程设计将以组合机床动力滑台液压系统设计为例，介绍该组合机床液压系统的设计方法和设计步骤，其中包括组合机床动力滑台液压系统的工况分析、主要参数确定、液压系统原理图的拟定、液压元件的选择以及系统性能验算等。
组合机床是以通用部件为基础，配以按工件特定外形和加工工艺设计的专用部件和夹具而组成的半自动或自动专用机床。
组合机床一般采用多轴、多刀、多工序、多面或多工位同时加工的方式，生产效率比通用机床高几倍至几十倍。
组合机床兼有低成本和高效率的优点，在大批、大量生产中得到广泛应用，并可用以组成自动生产线。
组合机床通常采用多轴、多刀、多面、多工位同时加工的方式，能完成钻、扩、铰、镗孔、攻丝、车、铣、磨削及其他精加工工序，生产效率比通用机床高几倍至几十倍。
液压系统由于具有结构简单、动作灵活、操作方便、调速范围大、可无级连读调节等优点，在组合机床中得到了广泛应用。
1钻镗液压机床的设计
1.1机床的设计要求
设计一台钻镗两用组合机床的液压系统。
钻镗系统的工作循环时快进→工进→快退→停止。
液压系统的主要参数与性能要求如下：
最大切削力18000N，移动部件总重量22000N；最大行程432mm（其中工进行程166mm）；快进、快退的速度为4.25m/min，工进速度应在（20~120）mm/min范围内无级调速；启动换向时间△t＝0.05s，采用水平放置的导轨，静摩擦系数fs＝0.2；动摩擦系数fd＝0.1。
机械效率取0.9。
1.2机床的设计参数
系统设计参数如表1所示，动力滑台采用平面导轨，其静、动摩擦系数分别为fs=0.2、fd=0.1。
L1=220mm，L2=180mm，L3=400mm其主要设计参数如表1-1
表1-1设计参数
参数
数值
切削阻力（N）
18000
滑台自重（N）
22000
快进、快退速度（m/min）
4.25
工进速度（mm/min）
20—120
最大行程（mm）
423
工进行程（mm）
166
启动换向时间（s）
0.05
液压缸机械效率
0.9
2执行元件的选择
2.1分析系统工况
2.1.1工作负载
钻镗两用组合机床的液压系统中，钻镗的轴向切削力为Ft。
根据题意，最大切削力为18000N，则有
2.1.2惯性负载
惯性负载
2.1.3阻力负载
静摩擦阻力
动摩擦阻力
由此可得出液压缸的在各工作阶段的负载如表2-1
表2-1
工况
负载组成
负载值F
推力
启动
4400N
4888.9N
加速
5316.7N
5907.4N
快进
2200N
2444.4N
工进
20200N
22444.4N
快退
2200N
2444.4N
注：
1、此处未考虑滑台上的颠覆力矩的影响。
2、液压缸的机械效率取
2.2负载循环图和速度循环图的绘制
根据表2-1中计算结果，绘制组合机床动力滑台液压系统的负载循环图如图2-1所示。
图2-1
图2-1表明，当组合机床动力滑台处于工作进给状态时，负载力最大为22778N，其他工况下负载力相对较小。
所设计组合机床动力滑台液压系统的速度循环图可根据已知的设计参数进行绘制，已知快进和快退速度V1=V2=4.25m/min、快进行程L1=423-166=255mm、工进行程L2=166mm、快退行程L3=423mm，工进速度V2=100mm/min。
根据上述已知数据绘制组合机床动力滑台液压系统的速度循环图如图2-2所示。
2-2组合机床液压系统速度循环图
2.3主要参数的确定
2.3.1初选液压缸工作压力
所设计的动力滑台在工进时负载最大，其值为22444.4N，其它工况时的负载都相对较低，参考表2-2和表2-3按照负载大小或按照液压系统应用场合来选择工作压力的方法，初选液压缸的工作压力p1=3MPa。
表2-2按负载选择工作压力
负载/KN
<5
5~10
10~20
20~30
30~50
>50
工作压力/MPa
<0.8~1
1.5~2
2.5~3
3~4
4~5
≥5
表2-3各种机械常用的系统工作压力
机械类型
机床
农业机械
小型工程机械
建筑机械
液压凿岩机
液压机
大中型挖掘机
重型机械
起重运输机械
磨床
组合机床
龙门刨床
拉床
工作压力/MPa
0.8~2
3~5
2~8
8~10
10~18
20~32
2.3.2确定液压缸主要尺寸
由于工作进给速度与快速运动速度差别较大，且快进、快退速度要求相等，从降低总流量需求考虑，应确定采用单杆双作用液压缸的差动连接方式。
通常利用差动液压缸活塞杆较粗、可以在活塞杆中设置通油孔的有利条件，最好采用活塞杆固定，而液压缸缸体随滑台运动的常用典型安装形式。
这种情况下，应把液压缸设计成无杆腔工作面积A1是有杆腔工作面积A2两倍的形式，即活塞杆直径d与缸筒直径D呈d=0.707D的关系。
工进过程中，当孔被钻通时，由于负载突然消失，液压缸有可能会发生前冲的现象，因此液压缸的回油腔应设置一定的背压（通过设置背压阀的方式），执行元件的背压力如表2-4，从表中选取此背压值为p2=0.8MPa。
表2-4执行元件背压力
系统类型
背压力/MPa
简单系统或轻载节流调速系统
0.2~0.5
回油路带调速阀的系统
0.4~0.6
回油路设置有背压阀的系统
0.5~1.5
用补油泵的闭式回路
0.8~1.5
回油路较复杂的工程机械
1.2~3
回油路较短且直接回油
可忽略不计
快进时液压缸虽然作差动连接（即有杆腔与无杆腔均与液压泵的来油连接），但连接管路中不可避免地存在着压降△P，且有杆腔的压力必须大于无杆腔，估算时取△P≈0.5MPa。
快退时回油腔中也是有背压的，这时选取被压值
=0.6MPa。
工进时液压缸的推力计算公式为
，
式中：
F——负载力
m——液压缸机械效率
A1——液压缸无杆腔的有效作用面积
A2——液压缸有杆腔的有效作用面积
p1——液压缸无杆腔压力
p2——液压有无杆腔压力
因此，根据已知参数，液压缸无杆腔的有效作用面积可计算为
液压缸缸筒直径为
由于有前述差动液压缸缸筒和活塞杆直径之间的关系，d=0.707D，因此活塞杆直径为d=0.707×109=77.063mm，根据GB/T2348—1993对液压缸缸筒内径尺寸和液压缸活塞杆外径尺寸的规定，查表2-5和表2-6圆整后取液压缸缸筒直径为D=110mm，活塞杆直径为d=80mm。
表5按工作压力选取d/D
工作压力/MPa
≤5.0
5.0~7.0
≥7.0
d/D
0.5~0.55
0.62~0.70
0.7
表6按速比要求确定d/D
2/
1
1.15
1.25
1.33
1.46
1.61
2
d/D
0.3
0.4
0.5
0.55
0.62
0.71
注：
1—无杆腔进油时活塞运动速度；2—有杆腔进油时活塞运动速度。
此时液压缸两腔的实际有效面积分别为：
2.3.3计算最大流量需求
工作台在快进过程中，液压缸采用差动连接，此时系统所需要的流量为
q快进=（A1-A2）×v1=21.335L/min
工作台在快退过程中所需要的流量为
q快退=A2×v2=19.04L/min
工作台在工进过程中所需要的流量为
q工进=A1×v1’=0.19~1.14L/min
其中最大流量为快进流量为22.59L/min。
根据上述液压缸直径及流量计算结果，进一步计算液压缸在各个工作阶段中的压力、流量和功率值，如表3所示。
表2-5各工况下的主要参数值
工况
推力F’/N
回油腔压力P2/MPa
进油腔压力P1/MPa
输入流量q/L.min-1
输入功率P/Kw
计算公式
快进
启动
4888.9
0
1.55
——
——
P1=
q=（A1-A2）v1
P=p1q
p2=p1+Δp
加速
5907.4
2.05
1.83
——
——
恒速
2444.4
2.05
1.00
21.335
21.335
工进
22444.4
0.8
2.78
0.19~1.14
0.088~
0.528
P1=（F’+p2A2）/A1
q=A1v2
P=p1q
快退
起动
4888.9
0
1.24
——
——
P1=（F’+p2A1）/A2
q=A2v3
P=p1q
加速
5907.4
0.6
2.88
——
——
恒速
2444.4
0.6
1.89
19.04
35.99
把表2-5中计算结果绘制成工况图，如图2-3所示。
图2-3组合机床液压缸工况图
3拟定液压系统原理图
根据组合机床液压系统的设计任务和工况分析，所设计机床对调速范围、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。
速度的换接、稳定性和调节是该机床液压系统设计的核心。
此外，与所有液压系统的设计要求一样，该组合机床液压系统应尽可能结构简单，成本低，节约能源，工作可靠。
3.1速度控制回路的选择
工况图2-3表明，所设计组合机床液压系统在整个工作循环过程中所需要的功率较小，系统的效率和发热问题并不突出，因此考虑采用节流调速回路即可。
虽然节流调速回路效率低，但适合于小功率场合，而且结构简单、成本低。
该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，因此有三种速度控制方案可以选择，即进口节流调速、出口节流调速、限压式变量泵加调速阀的容积节流调速。
钻镗加工属于连续切削加工，加工过程中切削力变化不大，因此钻削过程中负载变化不大，采用节流阀的节流调速回路即可。
但由于在钻头钻入铸件表面及孔被钻通时的瞬间，存在负载突变的可能，因此考虑在工作进给过程中采用具有压差补偿的进口调速阀的调速方式，且在回油路上设置背压阀。
由于选定了节流调速方案，所以油路采用开式循环回路，以提高散热效率，防止油液温升过高。
3.2换向和速度换接回路的选择
所设计多轴钻床液压系统对换向平稳性的要求不高，流量不大，压力不高，所以选用价格较低的电磁换向阀控制换向回路即可。
为便于实现差动连接，选用三位五通电磁换向阀。
为了调整方便和便于增设液压夹紧支路，应考虑选用Y型中位机能。
由前述计算可知，当工作台从快进转为工进时，进入液压缸的流量由21.335L/min降为0.19~1.14L/min，可选二位二通行程换向阀来进行速度换接，以减少速度换接过程中的液压冲击，如图3-1所示。
由于工作压力较低，控制阀均用普通滑阀式结构即可。
由工进转为快退时，在回路上并联了一个单向阀以实现速度换接。
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。
a.换向回路
b.速度换接回路
图3-1换向和速度切换回路的选择
3.3油源的选择和能耗控制
表2-5表明，本设计多轴钻床液压系统的供油工况主要为快进、快退时的低压大流量供油和工进时的高压小流量供油两种工况，若采用单个定量泵供油，显然系统的功率损失大、效率低。
在液压系统的流量、方向和压力等关键参数确定后，还要考虑能耗控制，用尽量少的能量来完成系统的动作要求，以达到节能和降低生产成本的目的。
在图4工况图的一个工作循环内，液压缸在快进和快退行程中要求油源以低压大流量供油，工进行程中油源以高压小流量供油。
其中最大流量与最小流量之比
，而快进和快退所需的时间
与工进所需的时间
分别为：
上述数据表明，在一个工作循环中，液压油源在大部分时间都处于高压小流量供油状态，只有小部分时间工作在低压大流量供油状态。
从提高系统效率、节省能量角度来看，如果选用单个定量泵作为整个系统的油源，液压系统会长时间处于大流量溢流状态，从而造成能量的大量损失，这样的设计显然是不合理的。
如果采用单个定量泵供油方式，液压泵所输出的流量假设为液压缸所需要的最大流量25.1L/min，假设忽略油路中的所有压力和流量损失，液压系统在整个工作循环过程中所需要消耗的功率估算为
快进时P=121.335=21.335Kw
工进时P=pqmax=2.7821.335=59.3Kw
快退时P=1.8921.335=18.99Kw
如果采用一个大流量定量泵和一个小流量定量泵双泵串联的供油方式，由双联泵组成的油源在工进和快进过程中所输出的流量是不同的，此时液压系统在整个工作循环过程中所需要消耗的功率估算为
快进时P=121.335=21.335Kw
工进时，大泵卸荷，大泵出口供油压力几近于零，因此
P=pqmax=2.7821.335=59.3Kw
快退时P=1.8921.335=18.99Kw
除采用双联泵作为油源外，也可选用限压式变量泵作油源。
但限压式变量泵结构复杂、成本高，且流量突变时液压冲击较大，工作平稳性差，最后确定选用双联液压泵供油方案，有利于降低能耗和生产成本，如图3-2所示。
图3-2双泵供油油源
3.4压力控制回路的选择
由于采用双泵供油回路，故采用液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。
为了便于观察和调整压力，在液压泵的出口处、背压阀和液压缸无杆腔进口处设测压点。
将上述所选定的液压回路进行整理归并，并根据需要作必要的修改和调整，最后画出液压系统原理图如图3-3所示。
为了解决滑台快进时回油路接通油箱，无法实现液压缸差动连接的问题，必须在回油路上串接一个液控顺序阀7，以阻止油液在快进阶段返回油箱。
同时阀8起背压阀的作用。
为了避免机床停止工作时回路中的油液流回油箱，导致空气进入系统，影响滑台运动的平稳性，图中添置了一个单向阀13。
考虑到这台机床用于钻孔（通孔与不通孔）加工，对位置定位精度要求较高，图中增设了一个压力继电器14。
当滑台碰上死挡块后，系统压力升高，压力继电器发出快退信号，操纵电液换向阀换向。
在进油路上设有压力表开关和压力表，钻孔行程终点定位精度不高，采用行行程开关控制即可。
图3-3（a）电磁铁和阀的动作
图3-3（b）液压系统原理图
1—双联叶片泵2—三位五通电液阀3—行程阀
4—调速阀5、6、10、13—单向阀7—顺序阀
8—背压阀9—溢流阀11—过滤器
12—压力开关14—压力继电器
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