组合机床的液压系统的设计.doc

摘 要组合机床以其独特的优点在机械设计中占有重要的地位。它以通用部件为基础，根据工件加工需要，配以少量的专用部件组成一种机床，它具有低成、高效率的优点。以现在的发展趋势来看，组合机床的多工为加工如果加入柔性系统则发展成今天的加工中心。在今天的发展趋势中，一台组合机床如果不能完成全部的工艺过程，这时往往把几台机床布置成流水线，大大缩短了加工时间。而液压系统在组合机床上的应用更使其显现出了新的春天。液压传动的优点很多：在同等的体积下，液压装置能比电气产生更大的动力；液压装置工作比较平稳；液压装置能在大范围内实现无级调速，它还可以在运转中进行调速；液压传动易于对液体压力、流量或流动方向进行调节或控制；液压装置易于实现过载保护；液压元件实现了标准化、系列化和通用化；用液压传动实现直线运动比用机械传动简单。关键词 立式加工组合机床，目 录2摘 要5目 录6第一章：方案分析及工况分析81.1方案比较81.2 方案确定81.3设计要求及工况分析81.3.1设计要求：81.3.2 负载与运动分析9第二章：确定液压系统的主要参数102.1 液压缸参数的确定112.1.1初选液压缸工作压力112.1.2计算液压缸主要尺寸112.2拟定液压系统原理图132.2.1选择基本回路13第三章：计算和选择液压元件153.1确定液压泵的规格和电动机功率153.2 确定其他元件及插件163.2.1确定阀类元件辅件163.2.2确定油管16第四章：验算液压系统性能174.1验算系统压力损失并确定压力阀的调整值174.1.1快进184.1.2.工进184.1.3 快退184.2油液温升验算19第五章： 油箱的设计205.1油箱容量的确定205.2估算油箱的长、宽、高205.3确定油箱壁厚205.4确定液位计的安装尺寸205.5隔板的尺寸计算215.6油箱其它附件的选择21结 论21参考文献21第一章 设计方案及工况分析1.1方案分析要求设计的动力滑台实现的工作循环是：快进工进快退停止。往复运动中的加速、减速时间t=0.05s；动力滑台采用平导轨，静摩擦系数=0.2，动摩擦系数=0.1. 系统的参数如下：滑台对导轨的法向作用力为（N） 4000N运动部件的重量（N） 97800最大切削力（N） 18800快进快退的速度（m/s） 0.083工进速度（mm/s） 50快进行程（mm） 100工进行程（mm） 50对设计液压系统进行分析，已知设计的是一立式组合机床的液压系统，要求液压系统完成的工作循环是：快进工进快退停止。在设计过程中要注意液压设计的注意事项：在滑台的速度变化较大，当滑台由工进转为快退时，以减少液压冲击，须使用背压阀等。1.1.1方案比较：方案一： 选用两个柱塞缸组合来实现工作循环所要求的快进、工进运动，在快进和快退时要求速度相等，通过差动连接来实现。系统在工作过程环境恶劣，时有冲击可通过在回油路上加背压阀来减少其对加工工件精度的影响。为了减少空间，油箱采用闭式油箱。由于其工况过程分段情况很大，节约能源，节约成本可采用变量泵来实现不同工况对油量的不同需要。闭式油箱，不易于散热，要附加散热器，增加了成本。方案二： 选用单杆活塞缸来实现工作循环所要求的快进、工进运动，借鉴经典的实现快进、快退的连接方式，差动连接来实现，而对于有大冲击，工作阻力不定对加工过程的影响，采用使用在回油路上接背压阀和在进油路上用调速阀和行程阀的组合来实现，对运动方向的改变可以二位二通电磁换向阀来、单向阀和调速阀来实现。液压泵选用变量泵，对于工况分段情况很大，借鉴同类机床多数采用双泵供油来节约能源。1.1.2 方案确定综合比较方案一和方案二，从经济成本、以往同类成功机床的例子和可操作性考虑后，选用方案二。方案二的具体设计过程如下。1.3设计要求及工况分析1.3.1设计要求：要求设计的动力滑台实现的工作循环是：快进工进快退停止。主要性能参数与性能要求如下：最大切削力; 运动部件所受重力G=97800N；滑台对导轨的法向作用力为=4000N,快进、快退速度1= =5m/min=0.083m/s，工进速度2=5010-3m/min=8.3310-4m/s快速前进行程L1=100mm，工作进给行程L2=50mm；往复运动中的加速、减速时间t=0.05s；动力滑台采用平导轨，静摩擦系数=0.2，动摩擦系数=0.1.2.1.2 负载与运动分析(1) 工作负载 工作负载即为钻削阻力Fe=18800N。(2) 摩擦负载 摩擦负载即为导轨的摩擦阻力：静摩擦阻力 动摩擦阻力 (3) 惯性负载 (4)运动时间快进 工进 快退 设液压缸的机械效率m=0.9，得出液压缸在各工作阶段的负载和推力，如表1所列：表1：液压缸在各工作阶段的负载和推力工况负载组成液压缸负载F/N液压缸推力F0=F/m/N启 动800888.89加 速1696618851.11快 进400444.44工 进1920021333.33快 退400444.44根据液压缸在上述各阶段内的负载和运动时间，即可绘制出负载循环图F-t（如图1所示）和速度循环图-t，（如图1所示）：图1.1 负载循环图F-t1.2速度循环图-t第二章：确定液压系统的主要参数2.1液压缸参数的确定2.1.1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，在其它工况负载都不太高，参考表2和表3，初选液压缸的工作压力p1=4MPa。表2：按负载选择工作压力负载/ KN50工作压力/MPa0.811.522.5334455表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/MPa0.823528810101820322.1.2计算液压缸主要尺寸鉴于动力滑台快进和快退速度相等，这里的液压缸可选用单活塞杆式差动液压缸（A1=2A2），快进时液压缸差动连接。工进时为防止孔钻通时负载突然消失发生前冲现象，液压缸的回油腔应有背压，参考4选此背压为p2=0.8MPa，快进时液压缸虽作差动连接，但由于油路中存在压降，有杆腔的压力必须大于无杆腔，取。快退时回油腔中是有背压的，这时以p2=0.6MPa计算。表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0.20.5回油路带调速阀的系统0.40.6回油路设置有背压阀的系统0.51.5用补油泵的闭式回路0.81.5回油路较复杂的工程机械1.23回油路较短且直接回油可忽略不计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。由式得： 则活塞直径为 参考表5及表6，得d 0.71D =61.69mm，圆整后取标准数值得 D=90mm， d=65mm。表5：按工作压力选取工作压力/MPa5.05.07.07.0d/D0.50.550.620.700.7表6：按速比要求确定2/11.151.251.331.461.612d/D0.30.40.50.550.620.71由此求得液压缸两腔的实际有效面积为： 根据计算出的液压缸的尺寸，可估算出液压缸在工作循环中各阶段的压力、流量和功率，如表7所列，由此绘制的液压缸工况图如图2所示。表7：液压缸在各阶段的压力、流量和共率值工 况推力F0/N回油腔压力p2/MPa进油腔压力p1/MPa输入流量q10-4/m3/s输入功率P/KW计算公式快进启动888.890.703加速18851.11p1+p（p=0.5MPa）5.986恒速444.44p1+p（p=0.5MPa）0.5722.8220.161工进21333.330.83.3710.0530.018快退启动888.892.003加速18851.110.67.990恒速444.440.61.8555.3120.9852.2拟定液压系统原理图2.2.1选择基本回路(1) 选择调速回路 由图2可知，这台机床液压系统功率较小，滑台运动速度低，工作负载为阻力负载且工作中变化小，故可选用进口节流调速回路。为防止孔钻通时负载突然消失引起运动部件前冲，在回油路上加背压阀。由于系统选用节流调速方式，系统必然为开式循环系统。(2) 选择油源形式 从工况图可以清楚看出，在工作循环内，液压缸要求油源提供快进、快退行程的低压大流量和工进行程的高压小流量的油液。最大流量与最小流量之比qmax/qmin=4.15/0.07952；其相应的时间之比(t1+t3)/t2=(1.2+1.8)/60=0.05。这表明在一个工作循环中的大部分时间都处于高压小流量工作。从提高系统效率、节省能量角度来看，选用单定量泵油源显然是不合理的，为此可选用限压式变量泵或双联叶片泵作为油源。考虑到前者流量突变时液压冲击较大，工作平稳性差，且后者可双泵同时向液压缸供油实现快速运动，最后确定选用双联叶片泵方案，如图2a所示。(3) 选择快速运动和换向回路 本系统已选定液压缸差动连接和双泵供油两种快速运动回路实现快速运动。考虑到从工进转快退时回油路流量较大，故选用换向时间可调的电液换向阀式换向回路，以减小液压冲击。由于要实现液压缸差动连接，所以选用三位五通电液换向阀，如图2b所示。(4) 选择速度换接回路 由于本系统滑台由快进转为工进时，速度变化大（1/2=0.12/(0.8810-3)136），为减少速度换接时的液压冲击，选用行程阀控制的换接回路，如图2c所示。(5) 选择调压和卸荷回路 在双泵供油的油源形式确定后，调压和卸荷问题都已基本解决。即滑台工进时，高压小流量泵的出口压力由油源中的溢流阀调定，无需另设调压回路。在滑台工进和停止时，低压大流量泵通过液控顺序阀卸荷，高压小流量泵在滑台停止时虽未卸荷，但功率损失较小，故可不需再设卸荷回路。3.2.2.组成液压系统将上面选出的液压基本回路组合在一起，并经修改和完善，就可得到完整的液压系统工作原理图，如图3所示。在图3中，为了解决滑台工进时进、回油路串通使系统压力无法建立的问题，增设了单向阀6。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，图中添置了一个单项阀13。考虑到这台机床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，它发出快退信号，操纵电液换向阀换向。图三：系统工作原理图 第三章：计算和选择液压元件3.1确定液压泵的规格和电动机功率3.1.1.计算液压泵的最大工作压力小流量泵在快进和工进时都向液压缸供油，由表7可知，液压缸在工进时工作压力最大，最大工作压力为p1=5.337MPa，如在调速阀进口节流调速回路中，选取进油路上的总压力损失p=0.8MPa，考虑到压力继电器的可靠动作要求压差Dpe=0.5MPa，则小流量泵的最高工作压力估算为 3.371+0.8+0.5=4.671MPa大流量泵只在快进和快退时向液压缸供油，由表7可见，快退时液压缸的最大工作压力为p1=1.855MPa，比快进时大。考虑到快退时进油不通过调速阀，故其进油路压力损失比前者小，现取进油路上的总压力损失p=0.4MPa，则大流量泵的最高工作压力估算为 1.855+0.4=2.26MPa3.1.2计算液压泵的流量由表7可知，油源向液压缸输入的最大流量为0.531210-3 m3/s ，取回路泄漏系数K=1.1，则两个泵的总流量为 考虑到溢流阀的最小稳定流量为3L/min，工进时的流量为0.05310-4 m3/s =0.318L/min，则小流量泵的流量最少应为3.318L/min,取为3.5L/min。3.1.3确定液压泵的规格和电动机功率根据以上压力和流量数值查阅产品样本，并考虑液压泵存在容积损失，最后确定选取PV2R12-6/33型双联叶片泵。其小流量泵和大流量泵的排量分别为6mL/r和33mL/r，当液压泵的转速np=940r/min时，其理论流量分别为5.6 L/min和31L/min，若取液压泵容积效率v=0.9，则液压泵的实际输出流量为： 由于液压缸在快退时输入功率最大，若取液压泵总效率p=0.8，这时液压泵的驱动电动机功率为根据此数值查阅产品样本，选用规格相近的Y100L6型电动机，其额定率为1.6KW，额定转速为940r/min。3.2 确定其他元件及插件3.2.1确定阀类元件辅件根据系统的最高工作压力和通过各阀类元件及辅件的实际流量，查阅产品样本，选出的阀类元件和辅件规格如表8所列。其中，溢流阀9按小流量泵的额定流量选取，调速阀4选用Q6B型，其最小稳定流量为0.03 L/min，小于本系统工进时的流量0.474L/min。表8：液压元件规格及型号序号元件名称通过的最大流量q/L/min规格型号额定流量qn/L/min额定压力Pn/MPa额定压降Pn/MPa1双联叶片泵PV2R12-6/335.1/27.9*162三位五通电液换向阀7035DY100BY1006.30.33行程阀62.322C100BH1006.30.34调速阀1Q6B66.35单向阀70I100B1006.30.26单向阀29.3I100B1006.30.27液控顺序阀28.1XY63B636.30.38背压阀1B10B106.39溢流阀5.1Y10B106.310单向阀27.9I100B1006.30.211滤油器36.6XU80200806.30.0212压力表开关K6B13单向阀70I100B1006.30.214压力继电器PFB8L143.2.2确定油管在选定了液压泵后，液压缸在实际快进、工进和快退运动阶段的运动速度、时间以及进入和流出液压缸的流量，与原定数值不同，重新计算的结果如表9所列。表9：各工况实际运动速度、时间和流量参数快进工进快退输入流量排除流量运动速度表10：允许流速推荐值管道推荐流速/(m/s)吸油管道0. 51.5，一般取1以下压油管道36，压力高，管道短，粘度小取大值回油管道1. 53 根据表9数值，按表10推荐的管道内允许速度取，由式计算与液压缸无杆腔和有杆腔相连的油管内径分别为： 为了统一规格，按产品样本选取所有管子均为内径15mm、外径20mm的无缝钢管。第四章：验算液压系统性能4.1验算系统压力损失并确定压力阀的调整值由于系统的管路布置尚未具体确定，整个系统的压力损失无法全面估算，故只能先按教材（346）估算阀类元件的压力损失，待设计好管路布局图后，加上管路的沿程损失和局部损失即可。但对于中小型液压系统，管路的压力损失甚微，可以不予考虑。压力损失的验算应按一个工作循环中不同阶段分别进行。4.1.1快进滑台快进时，液压缸通过电液换向阀差动连接。在进油路上，油液通过单向阀10、电液换向阀2，然后与液压缸有杆腔的回油汇合通过行程阀3进入无杆腔。在进油路上，压力损失分别为： 此值不大，不会使压力阀开启，故能确保两个泵的流量全部进入液压缸。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29.7L/min然后与液压泵的供油合并，经行程阀3流入无杆腔。由此算出快进时有杆腔压力与无杆浅压力之差： 此值小于原估计值0.5MPa，所以是安全的。4.1.2.工进 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0.6MPa。若忽略管路的沿程压力损失和局部压力损失，则在进油路上总的压力损失为：此值大于原估计值。故需重新计算液压缸的工作压力此值与表7中数值3.371MPa相近。考虑到压力继电器的可靠动作要求压差Dpe=0.5MPa，则小流量泵的工作压力为：此值与估算值基本相符，是调整溢流阀10的调整压力的主要参考数据。4.1.3 快退滑台快退时，在进油路上，油液通过单向阀10、电液换向阀2进入液有杆腔。在回油路上，油液通过单向阀5、电液换向阀2和单向阀13返回油箱。在进油路上总的压力损失为：此值远小于估计值，因此液压泵的驱动电动机的功率是足够的。在回油路上总的压力损失为： 此值与表7的数值基本相符，故不必重算。所以，快退时液压泵的最大工作压力应为： 此值是调整液控顺序阀7的调整压力的主要参考数据。4.2油液温升验算由于工进在整个工作循环中占96%，所以系统的发热与油液温升可按工进工况来计算。工进时液压缸的有效功率（即系统输出功率）为： 这时大流量泵通过顺序阀7卸荷，小流量泵在高压下供油，所以两个泵的总输出功率（即系统输入功率）为： 由此可计算出系统的发热功率为： 按式计算工进时系统中的油液温升，即 设环境温T2=25C，则热平衡温度为： 油温在允许范围内，油箱散热面积符合要求，不必设置冷却器。第五章： 油箱的设计5.1油箱容量的确定中压系统中，油箱有效容积可按泵每分钟内公称流量的57倍来确定，即油箱的容积V=（57 按JB/T19381999规定取油箱的公称容量为250L。5.2估算油箱的长、宽、高设油箱的长、宽、高比值范围为1：1：13：2：1，则根据油箱的容量可算出油箱的长、宽、高分别为a=1010mm ，b=500mm ，c=500mm由于，在选择油箱的容量时系数选的较大，在此就不在考虑油箱的壁厚，即油箱的壁厚包括在上面计算的长、宽、高中。5.3确定油箱壁厚400L以下容量的油箱箱壁厚取3mm。箱底厚度应大于箱壁，取箱底厚度为6mm，箱盖厚度应为箱壁的34倍，取箱盖厚度为9mm。5.4确定液位计的安装尺寸在设计液位计时，要考虑液位计的显示最大刻度与最小刻度之间的差值和油箱的高度。油箱内的液面高度为油箱的80%，所以：选择液位计XYW100，最大刻度与最小刻度之间为70mm。安装时，液位计的中心位置与上述的液面高度在同一水平面。5.5隔板的尺寸计算隔板的长度由油箱的内部尺寸可以确定，主要计算隔板的高度。隔板的高度一般为油箱内液面高度的3/4。但是也要考虑到当油箱内的油液降到最低位置时，液压油也能流入到吸油腔，避免液压系统吸入空气。所以隔板的高度为回油腔一侧的隔板要考虑吸油腔快速吸油时，油箱底部的沉淀杂质不能流入吸油腔中，再此取隔板离油箱底的尺寸为150mm。5.6油箱其它附件的选择油箱的其它附件可根据中国机械设计大典上选择。结 论经过对组合机床的液压系统的设计，上述设计结果可以实现该课题所给的要求，即组合机床在铣削加工零件时需要的动作循环。液压传动课程的设计，使我对液压系统有进一步的认识，进一步掌握了液压元件的工作原理和在所设计液压系统时对液压元件的选用。在设计过程中，对其它所学课程的知识加深和巩固。参考文献1 王积伟液压传动北京：机械工业出版社，20062 俞启荣机床液压传动北京：机械工业出版社，19833 席伟光机械设计课程设计北京：高等教育出版社，2