臥式鉆鏜組合機床動力滑臺液壓系統(tǒng)設計

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1、 機械設計課程設計 16 臥式鉆鏜組合機床動力滑臺液壓系統(tǒng) 1．設計要求 要求設計的動力滑臺實現的工作循環(huán)是：快進?- 工進?-? 快退?– 原位停止。主要性能參數與性能要求如下：切削阻力FL（N）；運動部件所受重力G（N）；快進、快退速度 1、 3（m/min），工進速度 2（m/ min ）；快進行程L1（mm），工進行程L2（mm）；往復運動的加速時間Δt（s）；動力滑臺采用平導軌，靜摩擦系數μs=0.2，動摩擦系數μd=0.1。液壓系

2、統(tǒng)執(zhí)行元件選為液壓缸。 2．設計參數 30000 15000 6 1.2 6 250 100 0.3 0.2 0.1 3．完成工作量 液壓系統(tǒng)原理圖（A3）；零件圖和部件裝配圖各1張（A3）；設計說明書1份，零部件目錄表1份。 注：在進行零部件設計時，集成塊和油箱部件可以任選。 2．負載與運動分析 (1) 工作負載 工作負載即為切削阻力FL=30468N。 (2) 摩擦負載 摩擦負載即為導軌的摩擦阻力： 靜摩擦阻力???? 動摩擦阻力??? (3) 慣性負載 (4) 運動時間 快進?????

3、???????? 工進????????????? 快退????????????? 設液壓缸的機械效率ηcm=0.9，得出液壓缸在各工作階段的負載和推力，如表1所列。 表1液壓缸各階段的負載和推力 工況 負載組成 液壓缸負載F/N 液壓缸推力F0=F/ηcm/N 啟??? 動 加??? 速 快 ???進 工??? 進 反向啟動 加??? 速 快??? 退 ? 1960 1480 980 31448 1960 1480 980 ? 2180 1650 1090 34942 2180 1650 1090

4、 ? ? 根據液壓缸在上述各階段內的負載和運動時間，即可繪制出負載循環(huán)圖F-t 和速度循環(huán)圖 -t，如圖1所示。 2.2 ?確定液壓系統(tǒng)主要參數 1．初選液壓缸工作壓力 所設計的動力滑臺在工進時負載最大，在其它工況負載都不太高，參考表2和表3，初選液壓缸的工作壓力p1=4MPa。 2．計算液壓缸主要尺寸 鑒于動力滑臺快進和快退速度相等，這里的液壓缸可選用單活塞桿式差動液壓缸（A1=2A2），快進時液壓缸差動連接。工進時為防止孔鉆通時負載突然消失發(fā)生前沖現象，液壓缸的回油腔應有背壓，參考表4選此背壓為p2=0.6MPa。 ?表2 按負載選擇

5、工作壓力 負載/ KN <5 5~10 10~20 20~30 30~50 >50 工作壓力/MPa <0.8~1 1.5~2 2.5~3 3~4 4~5 ≥5 ? 表3 各種機械常用的系統(tǒng)工作壓力 機械類型 機 床 農業(yè)機械 小型工程機械 建筑機械 液壓鑿巖機 液壓機 大中型挖掘機 重型機械 起重運輸機械 磨床 組合機床 龍門刨床 拉床 工作壓力/MPa 0.8~2 3~5 2~8 8~10 10~18 20~32 ? 表4 執(zhí)行元件背壓力 系統(tǒng)類型 背壓

6、力/MPa 簡單系統(tǒng)或輕載節(jié)流調速系統(tǒng) 0.2~0.5 回油路帶調速閥的系統(tǒng) 0.4~0.6 回油路設置有背壓閥的系統(tǒng) 0.5~1.5 用補油泵的閉式回路 0.8~1.5 回油路較復雜的工程機械 1.2~3 回油路較短且直接回油 可忽略不計 表5 按工作壓力選取d/D 工作壓力/MPa ≤5.0 5.0~7.0 ≥7.0 d/D 0.5~0.55 0.62~0.70 0.7 ?表6 按速比要求確定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.

7、71 注： 1—無桿腔進油時活塞運動速度； 2—有桿腔進油時活塞運動速度。 由式 得 ???????????????????????? ? 則活塞直徑????????? 參考表5及表6，得d 0.71D =77mm，圓整后取標準數值得 D=110mm， d=80mm。 由此求得液壓缸兩腔的實際有效面積為 根據計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7所列，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 F0/N 回油腔壓力 p2/MPa 進油腔壓力

8、p1/MPa 輸入流量 q×10-3/m3/s 輸入功率 P/KW 計算公式 快進 啟動 2180 — 0.43 — — 加速 1650 p1+Δp 0.77 — — 恒速 1090 p1+Δp 0.66 0.5 0.33 工進 34942 0.6 3.96 0.84×10-2 0.033 快退 啟動 2180 — 0.49 — — 加速 1650 0.5 1.43 — — 恒速 1090 0.5 1.31 0.45 0.59 注：1.? Δp為液壓缸差動連接時，

9、回油口到進油口之間的壓力損失，取Δp=0.5MPa。 2． 快退時，液壓缸有桿腔進油，壓力為p1，無桿腔回油，壓力為p2。 2.3 ?擬定液壓系統(tǒng)原理圖 1．選擇基本回路 (1) 選擇調速回路 由圖2可知，這臺機床液壓系統(tǒng)功率較小，滑臺運動速度低，工作負載為阻力負載且工作中變化小，故可選用進口節(jié)流調速回路。為防止孔鉆通時負載突然消失引起運動部件前沖，在回油路上加背壓閥。由于系統(tǒng)選用節(jié)流調速方式，系統(tǒng)必然為開式循環(huán)系統(tǒng)。 (2) 選擇油源形式 從工況圖可以清楚看出，在工作循環(huán)內，液壓缸要求油源提供快進、快退行程的低壓大流量和工進行程的高壓小流量的油液。最大流量與最

10、小流量之比qmax/qmin=0.5/(0.84×10-2) 60；其相應的時間之比(t1+t3)/t2=(1+1.5)/56.8=0.044。 這表明在一個工作循環(huán)中的大部分時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?？紤]到前者流量突變時液壓沖擊較大，工作平穩(wěn)性差，且后者可雙泵同時向液壓缸供油實現快速運動，最后確定選用雙聯(lián)葉片泵方案，如圖2a所示。 (3) 選擇快速運動和換向回路 本系統(tǒng)已選定液壓缸差動連接和雙泵供油兩種快速運動回路實現快速運動?？紤]到從工進轉快退時回油路流量較大，故選用換向時間可

11、調的電液換向閥式換向回路，以減小液壓沖擊。由于要實現液壓缸差動連接，所以選用三位五通電液換向閥，如圖2b所示。 (4) 選擇速度換接回路 由于本系統(tǒng)滑臺由快進轉為工進時，速度變化大（ 1/ 2=0.1/(0.88×10-3) 114），為減少速度換接時的液壓沖擊，選用行程閥控制的換接回路，如圖2c所示。 (5) 選擇調壓和卸荷回路 在雙泵供油的油源形式確定后，調壓和卸荷問題都已基本解決。即滑臺工進時，高壓小流量泵的出口壓力由油源中的溢流閥調定，無需另設調壓回路。在滑臺工進和停止時，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雖未卸荷，但功率損失較小，故可不需再設卸荷回路。

12、 2．組成液壓系統(tǒng) 將上面選出的液壓基本回路組合在一起，并經修改和完善，就可得到完整的液壓系統(tǒng)工作原理圖，如圖3所示。在圖3中，為了解決滑臺工進時進、回油路串通使系統(tǒng)壓力無法建立的問題，增設了單向閥6。為了避免機床停止工作時回路中的油液流 回油箱，導致空氣進入系統(tǒng)，影響滑臺運動的平穩(wěn)性，圖中添置了一個單向閥13?？紤]到這臺機床用于鉆孔（通孔與不通孔）加工，對位置定位精度要求較高，圖中增設了一個壓力繼電器14。當滑臺碰上死擋塊后，系統(tǒng)壓力升高，它發(fā)出快退信號，操縱電液換向閥換向。 2.4 ?計算和選擇液壓件 1．確定液壓泵的規(guī)格和電動機功率 (1) 計算液壓泵的最大工作壓

13、力 小流量泵在快進和工進時都向液壓缸供油，由表7可知，液壓缸在工進時工作壓力最大，最大工作壓力為p1=3.96MPa，如在調速閥進口節(jié)流調速回路中，選取進油路上的總壓力損失∑?p=0.6MPa，考慮到壓力繼電器的可靠動作要求壓差Dpe=0.5MPa，則小流量泵的最高工作壓力估算為 ? 大流量泵只在快進和快退時向液壓缸供油，由表7可見，快退時液壓缸的工作壓力為p1=1.43MPa，比快進時大?？紤]到快退時進油不通過調速閥，故其進油路壓力損失比前者小，現取進油路上的總壓力損失∑?p=0.3MPa，則大流量泵的最高工作壓力估算為 ? (2) 計算液壓泵的流量 由表7可知，油源向液壓缸輸入

14、的最大流量為0.5×10-3 m3/s ，若取回路泄漏系數K=1.1，則兩個泵的總流量為 考慮到溢流閥的最小穩(wěn)定流量為3L/min，工進時的流量為0.84×10-5 m3/s =0.5L/min，則小流量泵的流量最少應為3.5L/min。 (3) 確定液壓泵的規(guī)格和電動機功率 根據以上壓力和流量數值查閱產品樣本，并考慮液壓泵存在容積損失，最后確定選取PV2R12-6/33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33mL/r，當液壓泵的轉速np=940r/min時，其理論流量分別為5.6 L/min和31L/min，若取液壓泵容積效率ηv=0.9，則液壓泵的實際輸出流

15、量為 由于液壓缸在快退時輸入功率最大，若取液壓泵總效率ηp=0.8，這時液壓泵的驅動電動機功率為 根據此數值查閱產品樣本，選用規(guī)格相近的Y100L—6型電動機，其額定功率為1.5KW，額定轉速為940r/min。 2．確定其它元件及輔件 (1) 確定閥類元件及輔件 根據系統(tǒng)的最高工作壓力和通過各閥類元件及輔件的實際流量，查閱產品樣本，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，調速閥4選用Q—6B型，其最小穩(wěn)定流量為0.03 L/min，小于本系統(tǒng)工進時的流量0.5L/min。 表8液壓元件規(guī)格及型號 序號 元件名稱 通過的最大流量q/

16、L/min 規(guī)格 型號 額定流量qn/L/min 額定壓力Pn/MPa 額定壓降?Pn/MPa 1 雙聯(lián)葉片泵 — PV2R12-6/33 5.1/27.9* 16 — 2 三位五通電液換向閥 70 35DY—100BY 100 6.3 0.3 3 行程閥 62.3 22C—100BH 100 6.3 0.3 4 調速閥 <1 Q—6B 6 6.3 — 5 單向閥 70 I—100B 100 6.3 0.2 6 單向閥 29.3 I—100B 100 6.3 0.2 7 液控順序閥 28.1

17、XY—63B 63 6.3 0.3 8 背壓閥 <1 B—10B 10 6.3 — 9 溢流閥 5.1 Y—10B 10 6.3 — 10 單向閥 27.9 I—100B 100 6.3 0.2 11 濾油器 36.6 XU—80×200 80 6.3 0.02 12 壓力表開關 — K—6B — — — 13 單向閥 70 I—100B 100 6.3 0.2 14 壓力繼電器 — PF—B8L — 14 — *注：此為電動機額定轉速為940r/min時的流量。 (2) 確定油管

18、在選定了液壓泵后，液壓缸在實際快進、工進和快退運動階段的運動速度、時間以及進入和流出液壓缸的流量，與原定數值不同，重新計算的結果如表9所列。 表9各工況實際運動速度、時間和流量 快進 工進 快退 ? 表10允許流速推薦值 管道 推薦流速/(m/s) 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 回油管道 1. 5～3 ? 由表9可以看出，液壓缸在各階段的實際運動速度符合設計要求。 根據表9數值，按表10推薦的管道內允許速度取 =4 m/s，由式 計算得與液壓缸無桿腔和

19、有桿腔相連的油管內徑分別為 為了統(tǒng)一規(guī)格，按產品樣本選取所有管子均為內徑20mm、外徑28mm的10號冷拔鋼管。 (3) 確定油箱 油箱的容量按式 估算，其中α為經驗系數，低壓系統(tǒng)，α=2～4；中壓系統(tǒng)，α=5～7；高壓系統(tǒng)，α=6～12?，F取α=6，得 2.5 ?驗算液壓系統(tǒng)性能 1．驗算系統(tǒng)壓力損失 由于系統(tǒng)管路布置尚未確定，所以只能估算系統(tǒng)壓力損失。估算時，首先確定管道內液體的流動狀態(tài)，然后計算各種工況下總的壓力損失?，F取進、回油管道長為l=2m，油液的運動粘度取 =1′10-4m2/s，油液的密度取r=0.9174′103kg/m3。 (1) 判斷流動狀態(tài)

20、在快進、工進和快退三種工況下，進、回油管路中所通過的流量以快退時回油流量q2=70L/min為最大，此時，油液流動的雷諾數 也為最大。因為最大的雷諾數小于臨界雷諾數（2000），故可推出：各工況下的進、回油路中的油液的流動狀態(tài)全為層流。 (2) 計算系統(tǒng)壓力損失 將層流流動狀態(tài)沿程阻力系數 和油液在管道內流速 同時代入沿程壓力損失計算公式 ，并將已知數據代入后，得 可見，沿程壓力損失的大小與流量成正比，這是由層流流動所決定的。 在管道結構尚未確定的情況下，管道的局部壓力損失?pζ常按下式作經驗計算 各工況下的閥類元件的局部壓力損失可根據下式計算 其中的

21、Dpn由產品樣本查出，qn和q數值由表8和表9列出。滑臺在快進、工進和快退工況下的壓力損失計算如下： 1．快進 滑臺快進時，液壓缸通過電液換向閥差動連接。在進油路上，油液通過單向閥10、電液換向閥2，然后與液壓缸有桿腔的回油匯合通過行程閥3進入無桿腔。在進油路上，壓力損失分別為 在回油路上，壓力損失分別為 將回油路上的壓力損失折算到進油路上去，便得出差動快速運動時的總的壓力損失 2．工進 滑臺工進時，在進油路上，油液通過電液換向閥2、調速閥4進入液壓缸無桿腔，在調速閥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、背壓閥8和大流量泵的卸

22、荷油液一起經液控順序閥7返回油箱，在背壓閥8處的壓力損失為0.6MPa。若忽略管路的沿程壓力損失和局部壓力損失，則在進油路上總的壓力損失為 此值略小于估計值。 在回油路上總的壓力損失為 該值即為液壓缸的回油腔壓力p2=0.66MPa，可見此值與初算時參考表4選取的背壓值基本相符。 按表7的公式重新計算液壓缸的工作壓力為 此略高于表7數值。 考慮到壓力繼電器的可靠動作要求壓差Dpe=0.5MPa，則小流量泵的工作壓力為 此值與估算值基本相符，是調整溢流閥10的調整壓力的主要參考數據。 3．快退 滑臺快退時，在進油路上，油液通過單向閥10、電液換向閥2進入液壓缸有

23、桿腔。在回油路上，油液通過單向閥5、電液換向閥2和單向閥13返回油箱。在進油路上總的壓力損失為 此值遠小于估計值，因此液壓泵的驅動電動機的功率是足夠的。 在回油路上總的壓力損失為 此值與表7的數值基本相符，故不必重算。 大流量泵的工作壓力為 此值是調整液控順序閥7的調整壓力的主要參考數據。 2．驗算系統(tǒng)發(fā)熱與溫升 由于工進在整個工作循環(huán)中占96%，所以系統(tǒng)的發(fā)熱與溫升可按工進工況來計算。在工進時，大流量泵經液控順序閥7卸荷，其出口壓力即為油液通過液控順序閥的壓力損失 液壓系統(tǒng)的總輸入功率即為液壓泵的輸入功率 液壓系統(tǒng)輸出的有效功率即為液壓缸輸出的有效功率 由此可計算出系統(tǒng)的發(fā)熱功率為 按式 計算工進時系統(tǒng)中的油液溫升，即 °C 其中傳熱系數K=15 W/（m2·°C）。 設環(huán)境溫T2=25°C，則熱平衡溫度為 °C??????????????????????????? 油溫在允許范圍內，油箱散熱面積符合要求，不必設置冷卻器。 ?