组合机床动力滑台液压系统

1、1序言作为一种高效率地专用机床，组合机床在大批、大量机械加工生产中应用广泛本次课程设计将以组合机床动力滑台液压系统设计为例，介绍该组合机床液压系统地设计 方法和设计步骤，其中包括组合机床动力滑台液压系统地工况分析、主要参数确定、液 压系统原理图地拟定、液压元件地选择以及系统性能验算等.组合机床是以通用部件为基础，配以按工件特定外形和加工工艺设计地专用部件和 夹具而组成地半自动或自动专用机床组合机床一般采用多轴、多刀、多工序、多面或 多工位同时加工地方式，生产效率比通用机床高几倍至几十倍组合机床兼有低成本和高效率地优点，在大批、大量生产中得到广泛应用，并可用以组成自动生产线组合机床 通常采用多轴

2、、多刀、多面、多工位同时加工地方式，能完成钻、扩、铰、镗孔、攻丝、车、铣、磨削及其他精加工工序，生产效率比通用机床高几倍至几十倍液压系统由于具有结构简单、动作灵活、操作方便、调速范围大、可无级连读调节等优点，在组合机床中得到了广泛应用.b5E2RGbCAP液压系统在组合机床上主要是用于实现工作台地直线运动和回转运动，如图1所示,如果动力滑台要实现二次进给，则动力滑台要完成地动作循环通常包括：原位停止快快进快退进一 I工进-II工进一死挡铁停留一快退一原位停止.plEanqFDPw工进=死挡铁 停留图1组合机床动力滑台工作循环2设计地技术要求和设计参数工作循环：快进一;工进一;快退一;停止；系统

3、设计参数如表1所示，动力滑台采用平面导轨，其静、动摩擦系数分别为fs =0.2、fd = 0.1 .DXDiTa9E3d表1设计参数参数数值切削阻力10000快进、快退速度（m/min4工进速度（mm/min30-120最大仃程（mm250工进行程（mm50启动换向时间s）0.2液压缸机械效率0.953工况分析3.1确定执行元件金属切削机床地工作特点要求液压系统完成地主要是直线运动，因此液压系统地执行元件确定为液压缸.3.2分析系统工况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地工作负 载、惯性负载和机械摩擦阻力负载，其他负载可忽略.RTCrpUDGiT1）工作负载Fw

4、工作负载是在工作过程中由于机器特定地工作情况而产生地负载，对于金属切削机床液压系统来说，沿液压缸轴线方向地切削力即为工作负载，即5PCzVD7HxAFw=20000N2 ）惯性负载最大惯性负载取决于移动部件地质量和最大加速度，其中最大加速度可通过工作台最大移动速度和加速时间进行计算已知启动换向时间为 0.1s,工作台最大移动速度 即快进、快退速度为5m/min,因此惯性负载可表示为jLBHrnAlLgN= x动摩擦阻力Ffd= fdXN二N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地负载力和液压缸所 需推力情况，如表2所示.表2液压缸在各工作阶段地负载 ,选取此背压值为p2=0.8

5、MPa.dvzfvkwMI1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地来油连接），但连接管路中不可避免地存在着压降I ,且有杆腔地压力必须大于无杆腔，估算时取I 0.5MPa.快退时回油腔中也是有背压地，这时选取被压值二=0.6MPa.rqyn14ZNXI工进时液压缸地推力计算公式为式中：F负载力m液压缸机械效率A1液压缸无杆腔地有效作用面积A2液压缸有杆腔地有效作用面积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，液压缸无杆腔地有效作用面积可计算为液压缸缸筒直径为mm由于有前述差动液压缸缸筒和活塞杆直径之间地关系,d = 0.707D,因此活塞杆直径为d=0.707

6、 X04.06=73.56mm根据GB/T2348 1993对液压缸缸筒内径尺寸和液压缸活 塞杆外径尺寸地规定,圆整后取液压缸缸筒直径为D=110mm,活塞杆直径为d=80mm.Emxvxotoco此时液压缸两腔地实际有效面积分别为：I1m23.4.3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，此时系统所需要地流量为q 快进=F /N回油腔压力 P2/MPa进油腔压力 PMPa输入流量q/L.min-1输入功率P/Kw计算公式快进启动201800.86P1=q=(A 1-A 2v1P=P1qP2=P1 + A p加速14111.230.73恒速10531.160.6620.080.

7、22工进221050.82.70.950.04P1=(F +p2A2/A 1 q=A 1V2P=p1q快退起动210500.47P1=(F +p2A1/A 2 q=A?V3P=P1q加速14110.61.59恒速10530.61.5017.920.448把表3中计算结果绘制成工况图，如图4所示.图4液压系统工况图3.5拟定液压系统原理图根据组合机床液压系统地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地主要问题.速度地换接、稳定性和调节是 该机床液压系统设计地核心.此外，与所有液压系统地设计要求一样，该组合机床液压系 统应尽可能结构简单，成本低，

8、节约能源，工作可靠.SixE2yXPq53.5.1速度控制回路地选择工况图4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地功率较小 系统地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、成本低该机床地进给运动要求有较好地 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地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，采用节流阀地节流调速回路 即可.但由于在钻头钻入铸件表面及孔被钻通时地瞬间，存在负载突变地可能，

9、因此考虑在工作进给过程中采用具有压差补偿地进口调速阀地调速方式，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.6ewMyirQFL3.5.2换向和速度换接回路地选择所设计多轴钻床液压系统对换向平稳性地要求不高，流量不大，压力不高,所以选用价格较低地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，应考虑选用丫型中位机能.由前述计算可 知,当工作台从快进转为工进时，进入液压缸地流量由25.1 L/min降为0.95 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

10、接过程中地液压冲击，如图5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，采用死挡块加图5换向和速度切换回路地选择3.5.3压力控制回路地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 压小流量泵地供油压力.为了便于观察和调整压力，在液压泵地出口处、背压阀和液压 缸无杆腔进口处设测压点.y6v3ALoS89将上述所选定地液压回路进行整理归并，并根据需要作必要地修改和调整，最后画 出液压系统原理图如图7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

11、动连接地问题，必须在回油 路上串接一个液控顺序阀10,以阻止油液在快进阶段返回油箱同时阀9起背压阀地作 用.M2ub6vSTnP为了避免机床停止工作时回路中地油液流回油箱，导致空气进入系统，影响滑台运动地平稳性，图中添置了一个单向阀IIOYujCfmUCw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 6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.eUts8ZQVRd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.1邛2和4+1+4f3ft图7液压系统原理图3.6液压元件地选

12、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地主要参数和规格，然后根据现有地液压元件产品进行选择即可.sQsAEJkW5T3.6.1确定液压泵和电机规格1）计算液压泵地最大工作压力由于本设计采用双泵供油方式，根据液压系统地工况图，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 液压泵地工作压力分别进行计算.GMslasNXkA根据液压泵地最大工作压力计算方法，液压泵地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.TIrR

13、GchYzg对于调速阀进口节流调速回路，选取进油路上地总压力损失I ，同时考虑到压力继电器地可靠动作要求压力继电器动作压力与最大工作压力地压差为 0.5MPa,则小流量泵地最高工作压力可估算为7EqZcWLZNX大流量泵只在快进和快退时向液压缸供油，图4表明，快退时液压缸中地工作压力比快 进时大，如取进油路上地压力损失为0.5MPa,则大流量泵地最高工作压力为：lzq7IGf02E2）计算总流量表3表明，在整个工作循环过程中，液压油源应向液压缸提供地最大流量出现在快进工作阶段，为20.08 L/min,若整个回路中总地泄漏量按液压缸输入流量地10%计算，则液压油源所需提供地总流量为：zvpge

14、qJ1hkIL/min工作进给时，液压缸所需流量约为0.95 L/min,但由于要考虑溢流阀地最小稳定溢流量3 L/mi n,故小流量泵地供油量最少应为 3.95 L/mi n.Nrpojac3v1据据以上液压油源最大工作压力和总流量地计算数值，上网或查阅有关样本，例如YUKEN日本油研液压泵样本，确定PV2R型双联叶片泵能够满足上述设计要求，因此选 取PV2R12-6/33型双联叶片泵，其中小泵地排量为6mL/r,大泵地排量为33mL/r,若取液 压泵地容积效率卜=0.9,则当泵地转速| =940r/min时,小泵地输出流量为1nowfTG4KIqp小=6 940 0.95/1000=5.3

15、58 L/min该流量能够满足液压缸工进速度地需要.大泵地输出流量为qp 大=33*940*0.95/1000=29.469 L/min双泵供油地实际输出流量为该流量能够满足液压缸快速动作地需要表4液压泵参数元件名称估计流量a规格额定流量额定压力MPa型号双联叶片泵一(5.1+27.9最高工作压力为21 MPaPV2R12 6/333 .电机地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209MPa,流量为34.827L/mi n.取泵地总效率-，则液压泵驱动电动机所需地功率为：fjnFLDa5Zo根据上述功率计算数据，此系统选取丫112M-6型电动机，其额定功率，额定转速3.6.

16、2阀类元件和辅助元件地选择图7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.1 .阀类元件地选择根据上述流量及压力计算结果，对图7初步拟定地液压系统原理图中各种阀类元件 及辅助元件进行选择.其中调速阀地选择应考虑使调速阀地最小稳定流量应小于液压缸 工进所需流量.通过图7中5个单向阀地额定流量是各不相同地，因此最好选用不同规格 地单向阀.tfnNhnE6e5溢流阀2、背压阀9和顺序阀10地选择可根据调定压力和流经阀地额定流量来选 择阀地型式和规格，其中溢流阀2地作用是调定工作进给过程中小流量液压泵地供油压 力，因此该阀应选择先导式溢流阀，连接在大流量液压

17、泵出口处地顺序阀10用于使大流量液压泵卸荷，因此应选择外控式.背压阀9地作用是实现液压缸快进和工进地切换，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5所示,表中给出了各种液压阀地型号及技术参数.HbmVN777sL表5阀类元件地选择序号元件名称估计流量规格型号1三位五通电磁阀66/8235D-100B2行程阀49.5/61.522C-63BH3调速阀1AQF3-10B4单向阀66/82AF3-Ea10B5单向阀816.5/20.5I-25B6背压阀90.475/0.6FBF3-6B7溢流阀4.13/5YF-10B8单向阀1166/82I-100B9单向阀327.

18、92/34.7I-63B10单向阀45.1/5.1I-10B11顺序阀28.4/35.2XY-63B363油管地选择图7中各元件间连接管道地规格可根据元件接口处尺寸来决定，液压缸进、出油管地规格可按照输入、排出油液地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 阶段地进、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8所示.V7l4jRB8Hs表8液压缸地进、出油流量和运动速度流量、速度快进工进快退输入流量aI 1=1排出流量到S运动速度到0a根据表8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 腔相连地油管内径分别为：，取标准值2

19、0mm； ,取标准值15mm.因此与液压缸相连地两根油管可以按照标准选用公称通径为丄I和旦 地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，则与液压缸相连地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.83ICPA59W9364油箱地设计1油箱长宽高地确定油箱地主要用途是贮存油液，同时也起到散热地作用，参考相关文献及设计资料，油 箱地设计可先根据液压泵地额定流量按照经验计算方法计算油箱地体积，然后再根据散热要求对油箱地容积进行校核.mZkklkzaaP油箱中能够容纳地油液容积按JB/T793

20、8 1999标准估算,取时，求得其容积按JB/T79381999规定，取标准值 V=250L.如果取油箱内长11、宽 wi、高hi比例为3 : 2: 1,可得长为：=1107mm,宽=738mm,高为=369mmAVktR43bpw对于分离式油箱采用普通钢板焊接即可，钢板地厚度分别为：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，取箱底离地地距离为160mm.因此，油箱基体地总长总宽总高为：ORjBnOwcEd长为：I_宽为：高为： 为了更好地清洗油箱，取油箱底面倾斜角度为I3.7液压系统性能地验算

21、本例所设计系统属压力不高地中低压系统，无迅速起动、制动需求，而且设计中已考虑 了防冲击可调节环节及相关防冲击措施，因此不必进行冲击验算.这里仅验算系统地压力损失，并对系统油液地温升进行验算.2MiJTy0dTT7.1管路系统压力损失验算由于有同类型液压系统地压力损失值可以参考，故一般不必验算压力损失值下面以工进时地管路压力损失为例计算如下：gliSpiue7A已知：进油管、回油管长约为l=1.5m,油管内径d=1.5 x 10-3m,通过流量=0.95 L/ mi n0.0158 x 10-3m / s ),选用L HM32全损耗系统用油,考虑最低温度为215C ,V=1.5 cm /S. uEh0U1Yfmh7.1.1判断油流类型利用下式计算出雷诺数4343Re=1.273 J x 104/ 冋=1.273 x 0.0158 x 10- x 10 /1.5 x 10-/1.5 1602000Ag9qLsgBx 为层流.7.1.2沿程压力损失P1利用公式分别算出进、回油压力损失，然后相加即得到总地沿程损失.进油路上 P1=4.4 x1012vE qv /d4=4.3x1012x 1.5 x 1.5 x 0.0158 x10-3/412 PaWwghWvVhPE=0.076 x 105Pa回油路上,其流量 qv=0.75 L / min0.0125 x 10