1 设计要求及工况分析.doc

1 设计要求及工况分析1.1 设计要求一卧式钻镗组合机床动力头要完成快进工进快退原位停止的工作循环，最大轴向切削力为F30000N，动力头自重FG19600N，工作进给要求能在0.020.12m/min范围内无级调速，快进、快退速度为6m/min，工进行程为200mm，快进行程为200mm，导轨型设计该液压系统。2.2 负载与运动分析假定主轴转速n=360r/min，s=0.147mm/r（1）工作负载Ft=30000NGDv6 （2）惯性负载Fm=()()=19600 =999N （1-1）gDt600.2（3）摩擦负载 因为采用的动力滑台是平导轨，因此作用在其上的正压力N=G=19600N。静摩擦阻力 Ffs=fsN=0.219600=3920N （1-2） 动摩擦阻力 Ffd=fdN=0.119600=1960N （1-3） 取液压缸的机械效率hm=0.90，得出的液压缸在各个工作阶段的负载值如下表1-1所示。根据液压缸上述各阶段的负载可绘制负载循环图F-l。速度图按已知数值v1=v3=6m/min，快进行程长度为l1=200mm，工进行程长度为l2=200mm，快退行程长度l3=l1+l2=400mm和工进速度v2等绘图，其中v2由主轴转速及每转进给量求出。即：v2=ns53mm/min (1-4)2 主要参数的确定2.1 初选液压缸的工作压力所设计的动力头在工进时的负载最大，在其他工况负载都不太高，由课本表9-2和9-3初选液压缸工作压力p1=4MPa2.2 计算液压缸主要尺寸鉴于动力头要求快进、快退速度相等，液压缸可选单杠式的并在快进时作差动连接。此时液压缸无杆腔工作面积A1应为有杆腔A2的两倍，即活塞杆外径d与液压缸内径D有d=0.707D的关系。在钻孔加工时，液压缸回油路上必须有背压p2，以防被钻通时滑台突然前冲。可取p2=0.8MPa。快进时液压缸虽然作差动连接，但是由于油管中有压降Dp存在，有杆腔的压力必须大于无杆腔，估算时可取Dp约为0.5MPa估算。 由工进时的推力计算液压缸的面积AA1=F=A1p1-A2p2=A1p1-(1)p2 （2-1）m所以A1=(Fhm)/(p1-p2)=35511/(4-0.8)=0.0099m2=99cm2 2D=4A1/=11.23cm （2-2）d=0.707D=7.94cm （2-3）当按GB 2348-1980将这些直径圆整成接近标准值时得D=11cm,d=8cm。由此求得液压缸两腔实际的有效面积为：A1=pD2/4=95.03cm2 （2-4） A2=pA(D2-d2)/4=44.77cm2 （2-5） 经检查，活塞杆的强度和稳定性均符合要求。根据上述D与d的值，可以估算液压缸在不同工作阶段的压力、流量和功率，如表2-1.并据此绘出液压工况图，如图2.，其中虚线、细实线和双点划线分别表示P、q、p。表2-1 液压缸在不同工作阶段的压力、流量和功率值3 液压系统图的拟定3.1 选择基本回路（1）选择调速回路由功率曲线得知，这台机床液压系统的功率小，动力头运动速度低，工作负载变化小，可采用进口节流的调速形式。由于要求不高，考虑经济性，使用节流阀来进行进口节流调速。由于液压系统选用了节流调速的方式，系统中液压油的循环必须是开式的。 从工况图系统的工作循环内，液压缸交替地要求油源提供低压大流量和高压小流量的液压油。最大流量和最小流量之比约为60，而快进、快退所需的时间t1和工进所需时间t2分别为t1=（l1/v1）+(l3/v3)=(60x200)/(6x1000)+(60x400)/(6x1000)=6s （3-1）t2=l2/v2=(60x200)/53=226.4s （3-2）即t2/t1=38。因此从提高系统效率、节约能量的角度来看，采用单个定量泵作为油源是不合适的，应选用双联式定量叶片泵。(2)选择快速运动和换向回路系统在节流调速回路后，不管采用什么油源形式，都必须有单独的油路直接通向液压缸两腔，以实现快速运动。考虑快进速度与快退速度相等，因此在本系统中采用了单杆液压缸作差动连接，来实现液压缸的快进快退换向回路。在油路设计一个行程阀来控制快进与工进的转换。（3）选择速度换接回路由工况图得当动力头从快进转向工进时输入的液压缸的流量由30.16L/min降到0.504L/min，动力头速度变化很大，应该选用行程阀来控制速度的换接，以减少液压冲击。当动力头由工进转向快退时，回路中通过的流量大，为了保证换向平稳，可采用电液换向阀式换接回路。（4）选择调压回路和卸荷回路系统的压力变化由工况图可知变化与流量变化相反，系统调压主要由高压小流量泵来调节供应，流量变化由另一个低压大流量泵来调节。两个泵互相作用一起调节油路的压力和流量供应。为了防止系统出现一些故障，导致系统压力在短时间内急剧上升，在泵的出口设计一个溢流阀与泵并联。当系统压力急剧上升，为了不让系统元件遭到破坏，也为了避免高压油从管道接口处爆出，溢流阀就会自动为系统卸荷，通向油箱，保护设备。（5）顺序动作通过以上的各个回路的设计以及组装，目的就是能够通过系统的开关得以能实现动力头的循环动作，并符合要求。动力头的顺序动作通过开关的通断来实现的，具体通断情况细节如下表:表3-1电磁铁和行程阀的动作顺序4 液压元件的计算与选择液压元件的计算主要是计算各个元件在工作中承受的压力和流量。根据计算得结果来选择元件的规格、型号，此外还要计算原动机的功率和油箱的容量，尽量选用标准元件，比较具有经济性。4.1 动力元件的选择液压缸整个工作循环中的最高工作压力为7.506Mpa，如果进油路上的压力损失为0.8Mpa，则高压小流量泵的最高的压力应为pp1=7.506+0.8=8.306Mpa。（5）顺序动作通过以上的各个回路的设计以及组装，目的就是能够通过系统的开关得以能实现动力头的循环动作，并符合要求。动力头的顺序动作通过开关的通断来实现的，具体通断情况细节如下表:表3-1电磁铁和行程阀的动作顺序4 液压元件的计算与选择液压元件的计算主要是计算各个元件在工作中承受的压力和流量。根据计算得结果来选择元件的规格、型号，此外还要计算原动机的功率和油箱的容量，尽量选用标准元件，比较具有经济性。4.1 动力元件的选择液压缸整个工作循环中的最高工作压力为7.506Mpa，如果进油路上的压力损失为0.8Mpa，则高压小流量泵的最高的压力应为pp1=7.506+0.8=8.306Mpa。低压大流量是在快速运动时才向液压缸供油，快退时液压缸中的工作压力比快进时大，如果取进油路的压力损失为0.5Mpa，则低压大流量泵的最高压力为pp2=1.55+0.5=2.05Mpa。两个液压泵向液压缸提供的最大流量为30.16L/min，若回路中的泄漏按液压q缸输入流量的10%估算，则两泵总流量应为p=1.1x30.16=33.18L/min。而溢流阀的最小稳定流量为3L/min，工进时输入液压缸的流量为0.5L/min，所以低压小流量的流量规格最小应为3.5L/min。根据以上的压力和流量的数值查得，最后选择PV2R12型双联叶片泵。 由于液压缸在快退时输入功率最大，这相当于液压泵输出压力2.05Mpa，流量为30L/min时的情况。若取双联叶片泵的总功率为hp=0.75，则液压泵的驱动原动机所需的功率为：P=ppqp/hp=2.05（30/6010-3)/(0.75103)=1.4kW （4-1） 根据此数据查得，选择J02-32-6型电动机，其额定功率为2.2kw。4.2 确定控制元件和辅助元件根据液压系统的工作压力和通过各个控制阀类元件和辅助元件的实际流量，可选用这些元件的规格和型号，见下表：4.3 确定油管各元件间管道的规格按元件接口处的尺寸确定，液压缸进、出油管按输入的最大流量计算。由于液压泵具体选定后液压缸在各个阶段的进、出流量已经与原定数据不同，所以要重新计算。当液压油的流速取3m/min时，可得到液压缸有杆腔和无杆腔相连的油管内径为： d=2x(62.7106)/(p310360)=21.1mm (4-2) d=2x(32106)/(p310360)=15.05mm (4-3) 为标准化，本系统所有的油管均为内径18mm,外径25mm的10号冷拔钢管。4.4 确定油箱油箱的容积V按是V=aqv估算，当经验系数取6时，V=aqv=6x30=180L 按国标规定，取靠近的值V=200L。5 回路压力损失验算压力损失包括管道内的沿程损失和局部损失以及阀类元件处的局部损失三项。阀类元件的局部压力损失则查出，当通过阀类元件的实际流量q不是公称流量qn时，它的实际压力损失Dp与其额定压力损失Dpn之间有以下近似关系： Dp=Dpn(q2) （4-5） qn5.1 热温升验算工进在整个工作循环过程中所占用的时间达96%，所以系统的发热和液压油温升主要计算工进时的。工进