卧式单面多轴钻孔组合机床动力滑台的液压系统.docx

湖南农业大学工学院课程设计说明书 课程名称： 液压与气压传动 题目名称：卧式单面多轴钻孔组合机床动力滑台的液压系统班 级：20 10级 机械设计及其自动化 专业 4 班姓 名： 曾志平 学 号： 201041739203 指导教师： 刘忠伟 评定成绩：教师评语： 指导老师签名： 2013年 月 日目 录1、 设计任务. 12、 负载与运动分析. 12.1、工作负载.12.2、惯性负载.12.3、阻力负载. . .23、 液压系统参数计算. 3 3.1、液压缸参数计算.33.2、液压泵和电动机参数计算. 54、 液压系统方案设计. . 64.1、确定液压泵类型及调试方式. 64.2、选用执行元件. 74.3、速度换接回路的选择. 74.4、选择快速运动和换向回路. 84.5、组成液压系统原理图. . 85、 液压元件的选择. 95.1、阀类元件及辅助元件的选择.95.2、油管的选择. 95.3、油箱的选择. 106、 液压系统性能验算. 116.1、压力损失的验算及泵压力的调整.116.2、确定油液的流动状态. 126.3、液压系统的发热和温升验算. 137、 设计小结. 13参考文献. 13卧式单面多轴钻孔组合机床动力滑台的液压系统一、设计任务设计组合机床动力滑台液压系统，该动力滑台为卧式单面多轴钻孔机床，以实现“快进工进快退停止”的工作循环。已知：机床上设有16根主轴，加工13.9 mm的孔14个，加工8.5 mm的孔2个；选用刀具材料为高速钢，工件材料为铸铁，硬度为240HBS；机床工作部件总重量G=9810N；快进、快退速度1=3 =7 m/min，快进行程长度为l1 =100 mm，工进行程长度为l2 = 50 mm，往复运动的加速、减速时间不超过0.2s；动力滑台采用平导轨，其静摩擦因数为fs=0.2,动摩擦因数为fd=0.1；液压系统的执行元件使用液压缸。二、负载与运动分析负载分析中，暂不考虑回油腔的背压力，液压缸的密封装置产生的摩擦阻力在机械效率中加以考虑。因工作部件是卧式放置，重力的水平分力为零，这样需要考虑的力有：切削力，导轨摩擦力，惯性力。在对液压系统进行工况分析时，本设计实例只考虑组合机床动力滑台所受到的工作负载、惯性负载和机械摩擦阻力负载，其他负载可忽略。2.1、工作负载 Ft 由金属切削原理可知，高速钢钻头钻铸铁孔时的轴向切削力Ft与钻头直径D（mm）、每转进给量 f (mm/r)和铸件硬度HBS之间的经验算式为Ft=25.5Df0.8(HBS) 0.6 (2-1)式中Ft 轴向切削力（N）； D 钻头直径D（mm）； HBS工件材料硬度； f 每转进给量，对13.9mm的孔，可选n1=360r/min， f 1=0.147mm/r，对8.5 mm的孔，可选n2=550r/min， f 2=0.096mm/r。代入式(2-1)求得 Ft=1425.513.90.1470.82400.6+225.58.50.0960.82400.6=30468N2.2、惯性负载Fm由Fm=ma (2-2)式中 Fm 惯性负载力（N）； m 运动部件的质量（kg）； a 运动部件的加速度（m/s2）。已知往复运动的加速、减速时间不超过0.2s，工作台最大移动速度，即快进、快退速度1=3 =7 m/min，代入式(2-2)求得Fm=mvt=98109.817600.2N=583N2.3、阻力负载Ff阻力负载主要是工作台的机械摩擦阻力，分为静摩擦阻力和动摩擦阻力两部分。导轨的正压力等于动力部件的重力，设导轨的静摩擦力为，则静摩擦阻力 Ffs=fsG=0.29810N=1962N动摩擦阻力 Ffd=fdG=0.19810N=981N 忽略切削力引起的颠覆力矩对导轨摩擦力的影响，并设液压缸的机械效率 =0.90，根据上述负载力计算结果，可得出液压缸在各个工况下所受到的总机械负载可以算出，如表2-1所示。表2-1液压缸在各工作阶段的总机械负载（单位：N）工况负载组成负载值F/N推力F/N启动19622180加速15641738快进9811090工进3144934943反向启动19622180加速15641738快退9811090制动398442根据负载计算结果和已知的各阶段的速度，可绘制出负载图（F-L）和速度图（V-L）,见图（1-1）。横坐标以上为液压缸活塞前进时的曲线，横坐标以下为液压缸活塞退回时的曲线。图1-1负载速度图a）负载图 b）速度图三、液压系统参数计算3.1、液压缸的参数计算（1）初选液压缸的工作压力由表3-1和表3-2可知，组合机床液压系统在最大负载约为31449N时宜取4MP。表3-1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/MPa0.82352881010182032表3-2按负载选择工作压力负载/ KN50工作压力/MPa9.46cm2,满足最低速度的要求。（3）计算液压缸的负载图和速度图以及液压缸的有效面积，可以计算出液压缸工作过程各阶段的压力、流量和功率值在计算工进是背压按pb=0.8Mpa代入，快退是背压按pb=0.5Mpa代入，计算公式和计算结果列于表3-4所示。表3-4 液压缸所需的实际流量、压力和功率工况推力F(N)回油腔压力p2(MPa)进油腔力 p1(MPa)输入流量q（L/min）输入功率P(Kw)计算式差动快进启动2180p10.434p1=(F+ p2A2)/A1q =(A1-A2)v1P =p1q1加速1738p1+p（p =0.5MPa)0.791恒速10900.66235.190.39工进349430.84.0540.50.034p1=(F+ p2A2)/A1q =A1v2P =p1q快退启动218000.487p1=(F+ p2A1)/A2q =A2v3P =p1q加速17380.51.45恒速10901.30531.340.68备注：差动连接时，液压缸的回油口到进油口之间的压力损失P=0.5Mpa,而pb=pi+P快退时，液压缸有杆进油，压力为pi，无杆腔回油，压力为pb3.2.液压泵与电动机的参数计算液压缸在整个工作循环中的最大工作压力为4.054MPa，若取进油路上的压力损失为0.8MPa，压力继电器调整压力高出系统最大工作压力之值为0.5MPa，则小流量泵的最大工作压力应为：PP1=4.054+0.8+0.5= 5.354 MPa；大流量泵是在快速运动时才向液压缸供油的，由表4 可知，快退时液压缸中的工作压力比快进时大，若取进油路上的压力损失为0.5MPa，则大流量泵的最高工作压力为：PP2=(1.305+0.5)=1.805 MPa。 由表4可知，液压缸的最大流量为 35.19 Lmin是由双联液压泵同时提供的。若回路中的泄漏按液压缸输入流量的 10%估算，则双联泵的总流量应为 qP=1.135.19Lmin=38.71Lmin。由于溢流阀的最小稳定溢流量为3L/min，而工进时输入液压缸的流量为0.5 L/min，所以小流量泵的流量规格最少应为3.5Lmin。根据压力和流量的数值查阅产品目录，最后确定选取PV2R12型双联叶片泵，其额定压力14MPa，大流量泵的额定流量36L/min和小流量泵的额定流量6L/min。驱动电机所需的功率可以根据液压缸在快退时输入的功率，即相当于液压泵输出压力 1.805MPa、流量 38.71L/min时的情况。如取双联叶片泵的总效率为P=0.75，则驱动液压泵电机所需的功率为：P=ppqpp=1.805106（38.7110-3/60）0.75103=1.55KW根据此数值查阅电机产品目录，最后选定Y100L1-4型电动机，其额定功率为P=2.2 kW。四、液压系统方案设计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。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。4.1、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。从工况图中可以清楚地看到，在这个液压系统的工作循环内，液压要求油源交替地提供低压大流量和高压小流量的油液。而快进快退所需的时间和工进所需的时间分别为t1=L1v1+L2v3=L1+L2v1=100+1501000760=2.14st2=L2v2=5010000.05360=56.6s亦即是t1t2=26因此从提高系统效率、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大，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4-1所示。图4-1 双泵供油油源4.2、选用执行元件因系统运动循环要求正向快进和工进，反向快退，且快进，快退速度相等，因此选用单活塞杆液压缸，快进时差动连接，无杆腔面积A1等于有杆腔面积A2的两倍。4.3、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35.19 L/min降0.5 L/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4-2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。图4-2 换向和速度切换回路的选择a.换向回路 b.速度换接回路 参考同类组合机床，选用双作用叶片泵双泵供油，调速阀进油节流阀调速的开式回路，溢流阀做定压阀。为了换速以及液压缸快退时运动的平稳性，回油路上设置背压阀，初定背压值Pb=0.8MPa。4.4、选择快速运动和换向回路 根据本设计的运动方式和要求，采用差动连接与双泵供油两种快速运动回路来实现快速运动。即快进时，由大小泵同时供油，液压缸实现差动连接。本设计采用二位二通电磁阀的速度换接回路，控制由快进转为工进。与采用行程阀相比，电磁阀可直接安装在液压站上，由工作台的行程开关控制，管路较简单，行程大小也容易调整，另外采用液控顺序阀与单向阀来切断差动油路。因此速度换接回路为行程与压力联合控制形式。4.5、组成液压系统原理图选定调速方案和液压基本回路后，再增添一些必要的元件和配置一些辅助性油路，如控制油路、润滑油路、测压油路等，并对回路进行归并和整理，就可将液压回路合成为液压系统，即组成如图4-3所示的液压系统图。为便于观察调整压力，在液压泵的进口处，背压阀和液压腔进口处设置测压点，并设置多点压力表开关，这样只需一个压力表即能观察各压力。要实现系统的动作，即要求实现的动作顺序为：启动快进工进快退停止。则可得出液压系统中各电磁铁的动作顺序如表4-1所示。表中“+”号表示电磁铁通电或行程阀压下；“”号表示电磁铁断电或行程阀复位。表4-1 电磁铁的动作顺序表1Y2Y3Y快进+-工进+-+快退-+-停止-图4-3 液压系统图1双联叶片泵 2、7、11单向阀 3三位五通电磁换向阀 4两位两通电磁换向阀5调速阀阀 6压力继电器 8背压阀 9卸荷阀 10、12溢流阀 13过滤器五、 液压元件的选择5.1、阀类元件及辅助元件的选择根据液压系统的工作压力和通过各个阀类元件和辅助元件的实际流量，可选出这些元件的型号及其规格，见表5-2所示。5.2、油管的选择在选定了液压泵后，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5-1所列。表5-1各工况实际运动速度、时间和流量流量、速度快进工进快退输入流量/(L/min）排出流量/(L/min）运动速度/(L/min）由表可以看出，液压缸在各阶段的实际运动速度符合设计要求。根据表中数值，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：取标准值16mm；取标准值15mm。因此与液压缸相连的两根油管可以按照标准选用公称通径为16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。5.3、油箱的选择油箱容积可按经验公式初步估算为 V=Kq (5-1)式中 V油箱的容积（L）： K经验系数（常取K=212）：q液压泵的总额定流量（L/min）。根据现场的情况，若取K=6时，可得其容积为V=642=252 L，按GB2876-81规定，取最靠近的标准值V=250L。表5-2元件的型号及规格序号元件名称估计通过流量Lmin-1型 号规 格1双联叶片泵-PV2R1214MPa，36和6Lmin2单向阀12AF3-Ea20B16 MPa，16通径3三位五通电磁阀39DEF3-E10B16 MPa，10通径4两位两通电磁阀39AXQF3-E10B16 MPa，10通径5调速阀0.5AXQF3-E10B16 MPa，10通径6压力继电器-KF3-E3B14 MPa，8通径7单向阀12AF3-Ea10B8背压阀0.5FBF3-6B16 MPa，10通径9卸荷阀3YJF3-6B16 MPa，10通径10溢流阀3.5YJF3-6B16 MPa，10通径11单向阀3.5AF3-Ea10B16 MPa，10通径12溢流阀-YJF3-6B14 MPa，10通径13过滤器40YLX-630.5LC21 MPa,90，L/min14液压缸六、液压系统性能验算6.1、压力损失的验算级泵压力的调整（1）工进是的压力损失验算和小流量泵压力的调整工进管路中的流量仅为0.5L/min,因此流量较小，所以沿程压力损失和局部压力损失都非常小，可以忽略不计。这时进油路上仅考虑调速阀的压力损失p1=5105Pa，回油路上只有背压阀的压力损失，小流量泵的调整压力应等于工进上液压缸的工作压力p1加上进油路压力差p1，并考虑压力继电器工作需要，则pp=p1+p1+5105Pa=40.54+5+5105Pa=50.54105Pa即小流量泵的溢流阀9应按此压力调整。（2）快退时的压力损失验算和大流量泵卸载压力的调整快退时，液压缸无杆腔的回油量是进油量的两倍，其压力损失比快进是要大，因此必须计算快退是的进油路与回油路的压力损失，以便确定大流量泵的卸载压力。已知：快退时的进油管和回油管长度均为l=1.8m，油管的直径d=1610-3m或1510-3m,通过的流量为进油路q1=6L/min回油路q2=36L/min,。液压系统选用N32号液压油，考虑最低工作温度为15，由手册查出此时油的运动黏度为=1.5cm2/s，油都密度=900kg/m3，液压系统元件采用集成块式的配置形式。6.2、确定油液的流动状态根据公式Re=vd104=1.2732qd104式中：v为平均速度（m/s）；d为油管直径（m）；为油的运动黏度（cm2/s）；q为通过的流量（m3/s）则进油路中液流的雷诺数为Re1=1.27320.2410-31510-31.5104135.812300回油路中液流的雷诺数为Re2=1.27320.510-31510-31.5104282.932300由上可知，进、回油路中的流动都是层流。（1） 沿程压力损失p在进油路上，流速v=4q1d2=40.510-33.1416210-6m/s2.49m/s，则压力损失为p1=64Re1d22=641.89002.492135.811610-32Pa=5.60105Pa回油路上，流速为进油路流速的两倍，即v=4.98 m/s,则压力损失为p2=64Re2d22=641.89004.982282.931510-32Pa=3.03105Pa（2）局部压力损失由于采用集成块式的液压的装置，所以只考虑阀类元件和集成块内油路的压力损失。通过各阀的局部压力损失按p=ps(qqs)2计算，结果列于下表6-1中表6-1阀局部压力损失元件名称额定流量qn/Lmin-1实际流量qn/Lmin-1额定压力损失pn/105Pa实际压力损失p/105Pa单向阀2161221.13三位五通电磁阀38039/3240.64/0.95两位两通电磁阀4803940.95单向阀1116820.5若取集成块进油路的压力损失pj1=0.3105Pa,回油路的压力损失pj2=0.5105Pa，则进油路和回油路总的压力损失为p1=p1+p+pj1=5.60+1.13+0.64+0.3105Pa=7.67105Pap2=p2+p+pj2=3.03+0.95+0.95+0.5105Pa=5.43105Pa查表1可知快退是液压缸负载F=981N，则快退时液压缸的工作压力为p1=F+p2A1A1=13.72105Pa快退时泵的工作压力为pp=p1+p1=19.15105Pa因此，大流量泵的卸载阀调整压力应大