钻镗两用组合机床动力滑台的课程设计文档格式.docx

钻镗两用组合机床动力滑台的课程设计文档格式.docx

《钻镗两用组合机床动力滑台的课程设计文档格式.docx》由会员分享，可在线阅读，更多相关《钻镗两用组合机床动力滑台的课程设计文档格式.docx（18页珍藏版）》请在冰点文库上搜索。

设计一台钻镗两用组合机床的液压系统。

钻镗系统要求实现的动作顺序为：

快进→工进→快退→原位停止。

液压系统的主要参数与性能要求如下：

轴向切削力总和F=12000N，移动部件总重量G＝20000N；

行程长度200mm（工进和快进行程均为100mm）快进、快退的速度为6m/min，工进速度（20~1200）mm/min范围内无级调节；

往返运动加速减速时间△t=0.2s；

该动力滑台采用水平放置的平导轨；

静摩擦系数fs＝0.2；

动摩擦系数fd＝0.1。

1.2机床的相关设计参数

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=100mm，l2=100mm，l3=200mm其主要设计参数如下表。

参数

数值

切削阻力（N）

12000

滑台自重（N）

20000

最大行程（mm）

200

快进l1、工进行程l2（mm）

100

快退行程l3（mm）

快进、快退速度（m/min）

工进速度（mm/min）

20~1200

加速、减速时间Δt（s）

0.2

静摩擦系数fs

动摩擦系数fd

0.1

2工况分析及液压缸的选择

2.1系统工况分析

2.1.1工作负载计算

钻镗两用组合机床的液压系统中，钻镗的轴向切削力为Ft。

则最大切削力为12000N，有

2.1.2惯性负载计算

惯性负载

2.1.3阻力负载计算

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下表

工况

负载组成

负载值F

推力

启动

4000N

4444N

加速

3000N

3333N

快进（匀速）

2000N

2222N

工进（受切削力）

14000N

15556N

反向启动

-4000N

-4444N

反向加速

-3000N

-3333N

快退（匀速）

-2000N

-2222N

注：

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

根据上表中计算结果，绘制组合机床动力滑台液压系统的负载循环图如下图所示。

（负号表示反向退回）

组合机床负载循环图

上图表明，当组合机床动力滑台处于工作进给状态时，负载力最大为14000N。

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=6m/min、快进行程L1=100mm、工进行程L2=100mm、快退行程L3=200mm，工进速度（0.020~1.200）m/min范围内无级调节。

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。

1.20

0.02

图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15556N，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=2.8MPa。

表2-2按负载选择工作压力

负载/KN

<

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

0.8~2

3~5

2~8

8~10

10~18

20~32

2.3.2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。

经查资料，一般采用杆定的安装形式，因此确定采用单杆双作用液压缸的差动连接方式。

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。

经计算，应将活塞杆直径d与缸筒直径D设置成d=0.707D的关系。

注意到，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（我通过设置背压阀的方式），经查资料，执行元件的背压力如下表，从表中选取工进背压值为

=1.0MPa。

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，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，这时选取背压值

=0.8MPa。

工进时液压缸的推力=

，

式中：

F——负载力（最大14000N）

m——液压缸机械效率=0.9

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=工作压力2.8MPa

p2——液压缸有杆腔压力=工进背压1.0MPa

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×

93=65.8mm，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圆整后取液压缸缸筒直径为D=100mm，活塞杆直径为d=70mm。

表2-5按工作压力选取d/D

≤5.0

5.0~7.0

≥7.0

d/D

0.5~0.55

0.62~0.70

0.7

2.3.3最大流量需求的计算

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=23.097L/min

工作台在快退过程中所需要的流量为

q快退=A2×

v2=24L/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

其中最大流量为快退流量为24L/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，如下表。

各工况下的主要参数值

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

4444

1.154

——

P1=

q=（A1-A2）v1

P=p1q

p2=p1+Δp

3333

1.116

0.886

恒速

2222

0.578

23.079

0.1334

工进

15556

1.0

1.98

0.157~

9.42

0.037~

0.528

P1=（F’+p2A2）/A1

q=A1v2

快退

起动

1.111

P1=（F’+p2A1）/A2

q=A2v3

0.8

0.849

0.571

24

0.635

把上表中计算结果绘制成工况图，如下图所示。

组合机床液压缸工况图

3液压系统原理图的绘制

根据组合机床液压系统的设计任务和工况分析，要实现工进速度（20~1200）mm/min范围内无级调节，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。

并且要求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。

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。

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。

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23.079L/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，如下图所示。

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

换向和速度切换回路的选择

3.3油源的选择和能耗控制

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//=23.097/0.157=147，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=0.57823.079=13.34Kw

工进时P=pqmax=1.9823.079=45.696Kw

快退时P=0.57123.079=13.178Kw

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：

工进时，大泵卸荷，大泵出口供油压力几近于零，因此

P=pqmax=1.9823.079=45.696Kw

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。

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A3图所示。

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。

电磁铁和阀的动作表

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

4液压系统性能的验算

4.1系统压力损失

因为不知道油管布局，所以只能估算系统压力损失。

首先确定管道内液体的流动状态，然后计算各种工况下总的压力损失。

现取进、回油管道长为l=2m，油液的运动粘度取

=1x10-4m2/s，油液的密度取ρ=0.9174x103kg/m3。

4.1.1判断流动状态

在快进、工进和快退三种工况下，进、回油管路中所通过的流量以快进时回油流量q1=23.079L/min为最大，此时，油液流动的雷诺数

也为最大。

因为最大的雷诺数小于临界雷诺数（2000），故可推出：

各工况下的进、回油路中的油液的流动状态全为层流。

4.1.2系统压力损失的计算

将层流流动状态沿程阻力系数

和油液在管道内流速

同时代入沿程压力损失计算公式

，并将已知数据代入后，得

可见，沿程压力损失的大小与流量成正比，这是由层流流动所决定的。

在管道结构尚未确定的情况下，管道的局部压力损失∆pζ常按下式作经验计算

滑台在快进、工进和快退工况下的压力损失计算如下：

1．快进

滑台快进时，液压缸通过电液换向阀差动连接。

由表8和表9可知，进油路上油液通过单向阀10的流量是22L/min，通过电液换向阀2的流量是27.1L/min，然后与液压缸有杆腔的回油汇合，以流量51.24L/min通过行程阀3并进入无杆腔。

由此进油路上的总压降为：

此值不大，不会使压力阀开启，帮能确保两个泵的流量全部进入液压缸。

在回油路上，液压缸有杆腔中的油液通过电液换向阀2和单向阀6的流量都是24.14L/min，然后与液压泵的供油合并，经行程阀3流入无杆腔。

由此可算出快进时有杆腔压力

与无杆腔压力

之差。

此值小于原估计值0.5MPa，所以是安全的。

2．工进

滑台工进时，在进油路上，油液通过电液换向阀2、调速阀4进入液压缸无杆腔，在调速阀4处的压力损失为0.5MPa。

在回油路上，油液通过电液换向阀2、背压阀8和大流量泵的卸荷油液一起经液控顺序阀7返回油箱，在背压阀8处的压力损失为0.5MPa。

通过顺序阀7的流量为（0.25+22）=22.25L/min，因此这时液压缸回油腔的压力

为：