设计一台钻镗两用组合机床的液压系统Word文档格式.docx
《设计一台钻镗两用组合机床的液压系统Word文档格式.docx》由会员分享，可在线阅读，更多相关《设计一台钻镗两用组合机床的液压系统Word文档格式.docx（23页珍藏版）》请在冰点文库上搜索。
启动换向时间（s）
液压缸机械效率
2执行元件的选择
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
5000N
5556N
加速
6250N
6944N
快进
2500N
2778N
工进
20500N
22778N
快退
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
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=4.5m/min、快进行程L1=400-180=220mm、工进行程L2=180mm、快退行程L3=400mm，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
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22778N，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
~1
~2
~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
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=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=。
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
~
回油路带调速阀的系统
回油路设置有背压阀的系统
用补油泵的闭式回路
回油路较复杂的工程机械
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≈。
快退时回油腔中也是有背压的，这时选取被压值
=。
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=，因此活塞杆直径为d=×
106=74.95mm，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
≤
≥
d/D
表6按速比要求确定d/D
2/
1
2
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=22.59L/min
工作台在快退过程中所需要的流量为
q快退=A2×
v2=20.16L/min
工作台在工进过程中所需要的流量为
q工进=A1×
v1’=~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
推力F’/N
回油腔压力P2/MPa
进油腔压力P1/MPa
输入流量q/
输入功率P/Kw
计算公式
5556
——
P1=
q=（A1-A2）v1
P=p1q
p2=p1+Δp
6944
恒速
2778
22778
P1=（F’+p2A2）/A1
q=A1v2
起动
P1=（F’+p2A1）/A2
q=A2v3
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。
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。
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22.59L/min降为~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
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=1=
工进时P=pqmax==
快退时P==
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==
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
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
4液压元件的选择
本设计所使用液压元件均为标准液压元件，因此只需确定各液压元件的主要参数和规格，然后根据现有的液压元件产品进行选择即可。
确定液压泵和电机规格
4.1.1计算液压泵的最大工作压力
由于本设计采用双泵供油方式，根据图2-3液压系统的工况图，大流量液压泵只需在快进和快退阶段向液压缸供油，因此大流量泵工作压力较低。
小流量液压泵在快速运动和工进时都向液压缸供油，而液压缸在工进时工作压力最大，因此对大流量液压泵和小流量液压泵的工作压力分别进行计算。
根据液压泵的最大工作压力计算方法，液压泵的最大工作压力可表示为液压缸最大工作压力与液压泵到液压缸之间压力损失之和。
对于调速阀进口节流调速回路，选取进油路上的总压力损失
，同时考虑到压力继电器的可靠动作要求压力继电器动作压力与最大工作压力的压差为，则小流量泵的最高工作压力可估算为
大流量泵只在快进和快退时向液压缸供油，图2-3表明，快退时液压缸中的工作压力比快进时大，如取进油路上的压力损失为，则大流量泵的最高工作压力为：
4.1.2计算总流量
表2-5表明，在整个工作循环过程中，液压油源应向液压缸提供的最大流量出现在快进工作阶段，为22.59L/min，若整个回路中总的泄漏量按液压缸输入流量的10%计算，则液压油源所需提供的总流量为：
工作进给时，液压缸所需流量约为1.9L/min，但由于要考虑溢流阀的最小稳定溢流量3L/min，故小流量泵的供油量最少应为4.9L/min。
据据以上液压油源最大工作压力和总流量的计算数值，查阅液压设计手册，确定PV2R型双联叶片泵能够满足上述设计要求，因此选取PV2R126/26型双联叶片泵，其中小泵的排量为6mL/r，大泵的排量为26mL/r，若取液压泵的容积效率
=，则当泵的转速
=940r/min时，小泵的输出流量为
qp小=69401000=5.076L/min
该流量能够满足液压缸工进速度的需要。
大泵的输出流量为
qp大=26*940*1000=22.00L/min
双泵供油的实际输出流量为
该流量能够满足液压缸快速动作的需要。
液压泵参数如表4-1所示。
表4-1液压泵参数
元件名称
估计流量
规格
额定流量
额定压力MPa
型号
双联叶片泵
—
+22）
最高工作压力为21MPa
PV2R12-6/26
4.1.3电机的选择
由于液压缸在快退时输入功率最大，这时液压泵工作压力为，流量为27.1L/min。
取泵的总效率
，则液压泵驱动电动机所需的功率为：
根据上述功率计算数据，按JB/T9616-1999，此系统选取Y100L-6型电动机，其额定功率
，额定转速
。
阀类元件和辅助元件的选择
图3-3液压系统原理图中包括调速阀、换向阀、单项阀等阀类元件以及滤油器、空气滤清器等辅助元件。
4.2.1．阀类元件的选择
根据上述流量及压力计算结果，对图3-3初步拟定的液压系统原理图中各种阀类元件及辅助元件进行选择。
其中调速阀的选择应考虑使调速阀的最小稳定流量应小于液压缸工进所需流量。
通过图3-3中4个单向阀的额定流量是各不相同的，因此最好选用不同规格的单向阀。
图3-3中溢流阀9、背压阀8和顺序阀7的选择可根据调定压力和流经阀的额定流量来选择阀的型式和规格，其中溢流阀2的作用是调定工作进给过程中小流量液压泵的供油压力，因此该阀应选择先导式溢流阀，连接在大流量液压泵出口处的顺序阀7用于使大流量液压泵卸荷，因此应选择外控式。
背压阀8的作用是实现液压缸快进和工进的切换，同时在工进过程中做背压阀，因此采用内控式顺序阀。
最后本设计所选择方案如表4-2所示，表中给出了各种液压阀的型号及技术参数。
表4-2阀类元件的选择
序号
通过的最大流量q/L/min
额定流量qn/L/min
额定压力Pn/MPa
额定压降Pn/MPa
22*
16
三位五通电液换向阀
35DY—E10B
80
3
行程阀
60
AXQF-E10B
63
4
调速阀
~50
单向阀
6
25
AF3-Ea10B
7
液控顺序阀
22
YF3—E10B
8
背压阀
9
溢流阀
10
26
11
滤油器
30
XU—63×
80-J
36
12
压力表开关
KF3-E3B
13
14
压力继电器
HED1KA/10
4.2.2过滤器的选择
按照过滤器的流量至少是液压泵总流量的两倍的原则，取过滤器的流量为泵流量的倍。
由于所设计组合机床液压系统为普通的液压传动系统，对油液的过滤精度要求不高，故有
因此系统选取通用型WU系列网式吸油过滤器，参数如表4-3所示。
表4-3通用型WU系列网式吸油中过滤器参数
通径
mm
公称流量
过滤精度
尺寸
M（d）
H
D
WU—65
32
120
4.2.3空气滤清器的选择
按照空气滤清器的流量至少为液压泵额定流量2倍的原则，即有
选用EF系列液压空气滤清器，其主要参数如表4-4所示。
表4-4液压空气滤清器
参数
过滤注油口径
注油流量
L/min
空气流量
油过滤面积
A
B
a
b
c
四只螺钉均布
空气过滤精度
油过滤精度
m
E
-28
28
105
100
47
59
64
M5
125
液压油过滤精度可以根据用户的要求进行调节。
油管的选择
图3-3中各元件间连接管道的规格可根据元件接口处尺寸来决定，液压缸进、出油管的规格可按照输入、排出油液的最大流量进行计算。
由于液压泵具体选定之后液压缸在各个阶段的进、出流量已与原定数值不同，所以应对液压缸进油和出油连接管路重新进行计算，如表4-5所示。
根据表4-5中数值，当油液在压力管中流速取3m/s时，可算得与液压缸无杆腔和有杆腔相连的油管内径分别为：
，
因此与液压缸相连的两根油管可以按照标准GB/T2351-2005选用公称通径为
和
的无缝钢管或高压软管。
如果液压缸采用缸筒固定式，则两根连接管采用无缝钢管连接在液压缸缸筒上即可。
如果液压缸采用活塞杆固定式，则与液压缸相连的两根油管可以采用无缝钢管连接在液压缸活塞杆上或采用高压软管连接在缸筒上。
表4-5液压缸的进、出油流量和运动速度
流量、速度
输入流量
排出流量
运动速度
油箱的设计
4.4.1油箱长宽高的确定
油箱的主要用途是贮存油液，同时也起到散热的作用，参考相关文献及设计资料，油箱的设计可先根据液压泵的额定流量按照经验计算方法计算油箱的体积，然后再根据散热要求对油箱的容积进行校核。
油箱中能够容纳的油液容积按JB/T7938—1999标准估算，取
时，求得其容积为
按JB/T7938—1999规定，取标准值V=250L。
依据
如果取油箱内长l1、宽w1、高h1比例为3：
2：
1，可得长为：
=1107mm，宽
=738mm，高为
=369mm。
对于分离式油箱采用普通钢板焊接即可，钢板的厚度分别为：
油箱箱壁厚3mm，箱底厚度5mm，因为箱盖上需要安装其他液压元件，因此箱盖厚度取为10mm。
为了易于散热和便于对油箱进行搬移及维护保养，取箱底离地的距离为160mm。
因此，油箱基体的总长总宽总高为：
长为：
宽为：
高为：
为了更好的清洗油箱，取油箱底面倾斜角度为
4.4.2隔板尺寸的确定
为起到消除气泡和使油液中杂质有效沉淀的作用，油箱中应采用隔板把油箱分成两部分。
根据经验，隔板高度取为箱内油面高度的3/4，根据上述计算结果，隔板的高度应为：
隔板的厚度与箱壁厚度相同，取为3mm。
4.4.3各种油管的尺寸
油箱上回油管直径可根据前述液压缸进、出油管直径进行选取，上述油管的最大内径为20mm，外径取为28mm。
泄漏油管的尺寸远小于回油管尺寸，可按照各顺序阀或液压泵等元件上泄漏油口的尺寸进行选取。
油箱上吸油管的尺寸可根据液压泵流量和管中允许的最大流速进行计算。
取吸油管中油液的流速为1m/s。
可得：
液压泵的吸油
升级会员 