设计一卧式单面多轴钻孔组合机床动力滑台的液压系统

1、下载可编辑设计一卧式单面多轴钻孔组合机床动力滑台的液压系统。1）工作循环 ：快进 工进 快退停止。2 ）工作参数轴向切削力21000N ，移动部件总重10000N ，快进行程100mm ，快进与快退速度4.2m min ，工进行程20mm ，工进速度0.05m min ，加、减速时间为 0.2s，静摩擦系数 0.2，动摩擦系数 0.1，动力滑台可在中途停止。一、负载分析负载分析中 ，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 ，导轨摩擦力和惯性力 。 导轨的正压力等于动力部件的重力

2、，设导轨的静摩擦力为 Ffs ，动摩擦力为 Ffd ，则F fsf sFN0.210000 N2000 NF fdf d FN0.110000 N1000N而惯性力Fmm vGv100004.2 / 60 N 357Ntgt9.80.2如果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m0.95 ，则液压缸在各工作阶段的总机械负载可以算出，见表 1。表 1液压缸各运动阶段负载表运动阶段计算公式总机械负载 F / N启动F F fs / m2105加速F ( F fd Fm) / m1428.专业 .整理 .下载可编辑快进FF fd /m1053工进F ( FtF fd ) /

3、 m23158快退FF fd /m1053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 （ Fl ）和速度图（ vl ），见图 1a、 b。 横坐标以上为液压缸活塞前进时的曲线，以下为液压活塞退回时的曲线 。a)b)图 1负载速度图a）负载图b）速度图二、液压系统方案设计1. 确定液压泵类型及调速方式参考同类组合机床 ,同时根据本题要求 。 选用双作用叶片泵双泵供油，同时.专业 .整理 .0.8MPa下载可编辑这是调速阀进油调速的开式回路来满足快进、快退和工进的功能。快进或快退时双泵进行供油，工进时 ，小泵单独供油，同时利用节流阀调速保证工进速度。整个回路采用溢流阀作定压阀，起安全阀作

4、用 。 为防止钻孔钻通时滑台突然失去负载向前冲 ，回油路上设置背压阀 ，初定背压值为pb。2. 选用执行元件因系统循环要求正向快进和工作，反向快退 ，且快进 、快退速度相等 。 实现快进快退速度相等有以下几种方法：1）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。2）采用双活塞杆液压缸 ，因两腔有效面积相等 ，即可满足快进 、快退速度相等的要求。差动连接 可降低整个系统工作压力，同时可选用更小规格的油泵。 而且组合机床对工作压力要求的供油压力并不高，所以选择方案一3. 快速运动回路和速度换接回路根据题目运动方式和要求，采用方案一的快速回路系统，差动连接与双泵

5、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 。采用二位二通电磁阀的速度回路，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. 换向回路的选择.专业 .整理 .下载可编辑本系统对换向的平稳性没有严格的要求，所以采用电磁换向阀的换向回路，采用三位五通阀 。5.组成液压系统绘原理图将上述所选定的液压回路进行组合，并根据要求作必要的修改补充，即组成如图 2 所示的液压系统图 。为便于观察调整压力

6、 ，在液压泵的进口处 、背压阀和液压缸无杆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测各点压力 。图 2组合机床动力滑台液压系统原理图.专业 .整理 .下载可编辑液压系统中各电磁铁的动作顺序如表2 所示。表 2电磁铁动作顺序表1Y2Y3Y快进+-工进+-+快退-+-停止-三、液压系统的参数计算（一）液压缸参数计算1. 初选同类型组合机床 ，初定液压缸的工作压力为p140105 Pa 。2. 确定液压缸的主要结构尺寸要求动力滑台的快进、快退速度相等，现采用活塞杆固定的单杆式液压缸。快进差动时，并取无杆腔有效面积 A1等于有杆腔有效面积 A2 的两倍，即A1 2 A2 。

7、 为了防止钻孔钻通时滑台突然失去负载向前冲，在油路上设置背压阀，按1 表8-2 ，初 ,选背压值 pb8105 Pa 。由表 1 克制最大负载为工进阶段的负载F23158N ，按此计算 A1 则A1F23158m26.43 10 3 m21515P12 Pb401028 10液压缸直径D4A14 64.3cm 9.05cm.专业 .整理 .下载可编辑由 A12A2 可知活塞杆直径d 0.707D 0.707 9.05cm 6.4cm按 GB/T2348 1993 将所计算得 D 与 d 值分别圆整打动相近的标准直径 ，以便采用标准的密封装置 。 圆整后得D10cmd7cm按标准直径算出A1D

8、2102 cm278.5cm244A2(D 2d 2 )(10272 )cm240.1cm244按最低工进速度演算液压缸尺寸，查产品样本 ，调速阀最小稳定流量qmin 0.05L / min ，因工进速度 v0.05m/ min 为最小速度 ，则由 1 式（8-11 ）A1qmin0.05103 cm2 10cm2vmin0.05102上述计算中 A1 78.5cm210cm2，满足最低速度的要求 。3. 计算液压缸各工作阶段的工作压力 、流量和功率根据液压缸的负载图和速度图以及液压缸的有效面积 ，可以算出液压缸工作过程中各阶段的压力 、流量和功率 ，在计算工进时按 pb 8 105 Pa 代

9、入，快退时背压按 pb 5 105 Pa 代入计算公式和计算结果列于表 3 中。表 3 液压缸所需的实际流量 、压力和功率负载 F进油压力回油压力所需流量输入功率 P工作循环计算公式p jpbqNPaPaL/minkW.专业 .整理 .下载可编辑FPA2PjA2A17.9610512.9610516.10.174差动快进1053q v( A1A2 )PpjqFPb A2PjA133.61051050.021工进2315880. 39qA1vPpjqFPj A1PjA212.42105510516.80.281快退1053qA2vPpjq注： 1.差动连接时 ，液压缸的回油口到进油口之间的压力损

10、失p5 105Pa ，而 pbp j p 。2.快退时 ，液压缸有杆腔进油 ，压力为 p j ，无杆腔回油 ，压力为 pb 。（二）液压泵的参数计算由表 3 可知工进阶段液压缸工作压力最大，若取进油路总压力损失p 5 105 Pa ，则液压泵最高工作压力可按 1式（ 8-5 ）算出pPp1p(33.65)105 Pa38.6 105 Pa因此泵的额定压力可取pr1.2538.6105 Pa48 105 Pa 。由表 1-5 可知，工进时所需流量最小是0.39L / min ，设溢流阀最小溢流量为2.5L / min ，则小流量泵的流量按 1 式（8-16 ）应为q p1(1.1 0.392.5

11、) L / min2.93L / min ，快进快退时液压缸所需的最大流量是16.8L / min ，则泵的总流量为 qp1.1 16.8L / min18.5L / min 。 即大流量泵的流量q p2qpqp 1(18.52.93)L / min15.57L / min 。根据上面计算的压力和流量，查相关产品样本得 ，选用 YB-4/16 型双联叶片泵 。该泵额定压力 6.3MPa ，额定转速 960r / min 。.专业 .整理 .下载可编辑（三）电动机的选择系统为双泵供油系统 ，其中小泵 1 的电动机的选择流量qp1(4 10 3 / 60)m3 / s0.0667 10 3 m3

12、/ s ,大泵 2 流量 q(16 10 3 / 60)m3 / s0.267 10 3 m3 / s 。差动快进 、快退时两个p2泵同时向系统供油 ；工进时，小泵 1 向系统供油 ，大泵 2 卸载 。 下面分别计算三个阶段所需要的电动机功率P 。1.差动快进差动快进时 ，大泵 2 的出口压力油经单向阀后与小泵1 汇合，然后经单向阀2，三位五通 3，二位二通阀 4 进入液压缸无杆腔 ，无杆腔压力p p7.96105 Pa，查样本可知 ，小泵 2 的出口压力损失p1 4.5105 Pa ，1j大泵 2 出口到小泵 1 出口的压力损失p2 1.5 105 Pa 。于是计算可得小泵出压力 p12.4

13、6105 Pa （总效率 1 0.5），大泵 2 出口压力 p13.96105 PaP1P 2（总效率20.5 ）。电动机功率PP qP q(12.46 1050.0667 10313.961050.267 103P1 1P 2 2)W 912W10.50.5122.工进考虑到调速阀所需要的最小压力差 p1 5 105 Pa 。压力继电器可靠动作需要压力差 p2 5 105 Pa 。因此工进时小泵 1 的出口压力PP1p1p1p243.6105 Pa 。而大泵 2 的卸载压力取 PP12105 Pa 。（ 小泵1的总效率 10.565，大泵 2 总效率 20.3）。P2PP1q1PP2 q2(

14、 43.6105 0.0667 10 32105 0.2 10 3)W650W120.5650.3.专业 .整理 .下载可编辑3.快退类似差动快进分析知 ：小泵 1 的出口压力 PP116.9105 Pa （总效率10.5）：大泵 2 出口压力 pP218.4105 Pa （总效率20.51 ）。电动机功率P3PP1q1PP 2 q2(16.9 105 0.0667 10318.4105 0.210 3)W 947W120.50.51综合比较 ，快退时所需功率最大 。据此查样本选用 Y90L-66封闭式三相异步电动机，电动机功率 1.1kW 。额定转速 940r/ min 。四、液压元件的选择

15、1.液压阀及过滤器的选择根据液压阀在系统中的最高工作压力与通过该阀的最大流量，可选出这些元件的型号及规格 。本系统中所有阀的额定压力都为63 105 Pa ，额定流量根据各阀通过的流量 ，确定为 10L / min ， 25L / min 和 63L / min 三种规格 ，所有元件的型号列于表4 中。过滤器按液压泵额定流量的两倍选取吸油用线隙式过滤器。表中序号与系统原理图中的序号一致。表 4 液压元件明细表序号元件名称最大通过流量 / L min 1型号1双联叶片泵20YB-4/162单向阀201-25B3三位五通阀4035D 1-63BY.专业 .整理 .下载可编辑4二位二通阀4022D

16、1-63BH5调速阀0.39Q-10B6压力继电器DP1-36B7单向阀201-25B8液控顺序阀0.16XY-25B9背压阀0.16B-10B10液控顺序阀 （卸载16XY-25B用）11单向阀161-25B12溢流阀4Y-10B13过滤器40XY-B32x10014压力表开关K-6B2. 油管的选择根据选定的液压阀的连接油口齿轮确定管道尺寸。液压缸的进 、出油管按输入、排出的最大流量来计算。由于本系统液压缸差动连接快进快退时，油管内通油量最大 ，其实际流量为泵的额定流量的两倍达40L / min ，则液压缸进 、出油管直径 d 按产品样本 ，选用内径为 15mm ，外径为 19mm 的 1

17、0 号冷拔钢管 。3. 油箱容积的确定中压系统的油箱容积一般取液压泵额定流量的5 到 7 倍，本系统取 7 倍，故油箱容积为V(716) L112L.专业 .整理 .下载可编辑五、验算液压系统性能（一）压力损失的验算及泵压力的调整1.工进时的压力损失验算和小流量泵压力的调整工进时管路中的流量仅为0.39L / min ，因此流速很小 ，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 。 这是进油路上仅考虑调速阀的压力损失p15105 Pa ，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时液压缸的工作压力p1 加上进油路压差p1 则Ppp1p15 105 Pa43.6Pa即小

18、流量泵的溢流阀12 应按此压力调整 。1.快退时压力损失验算及大流量泵卸载压力的调整因快退时 ，液压缸无杆腔的回油量是进油量的两倍，起压力损失比快进时要大，因此必须计算快退时的进油路与回油路的压力损失，仪表确定大流量泵的卸载压力 。已知：快退时进油管和回油管长度均为l 2m，油管直径 d15 10 3 m ，通过的流量为进油路 q1 20L / min 0.333m3/ s ，回油路q240L / min0.667m3 / s 。 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粘度v1.5st1.5cm2 / s ，油的密度900kg / m3 ，液压系统

19、元件采用集成块似的配置形式。（ 1）确定油流的流动状态按1 式（1-30 ）经单位换算为Revd104 1.2732q 104dv.专业 .整理 .下载可编辑式中v 平均流速 （ m/ s ）；d 油管内径 （ m ）； 油的运动粘度 （ cm2 / s ）；q 通过的流量 （ m3 / s ）。则进油路中液流的雷诺数为Re11.27320.33310 310 4188.423001510 31.5回油路中液流的雷诺数为Re21.27320.66710 310 4376.923001510 31.5由上可知 ，进回油路的流动都是层流 。（ 2）沿程压力损失p由1 式（1-37 ）可算出进油路和

20、回油路的压力损失 。在进油路上 ，流速 v4q140.33310 3m / s1.88m / s则压力损失为d23.1415210 6p 164lv2642900 1.882Pa0.72 105 PaRe1 d2188.41510 32在会有路上 ，流速为进油路流速的两倍即 v3.76m / s ，则压力损失为p 264lv 2642 900 3.762Pa5Re1d2376.91510 321.44 10 Pa（ 3）局部压力损失由于采用集成块式的液压装置，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1 式（1-39 ）计算，结果列于表 5 中 。表 5阀类元件局

21、部压力损失.专业 .整理 .下载可编辑元件名称额定流量实际通过的流量额定压力损失实际压力损失qn / L min 1q / L min 1pn /( 10 5 Pa)p /( 105 Pa)单向阀 2252021.025三位五通电磁阀36320/4040.325/1.2875二位二通电磁阀4634041.2875单向阀 11251620.575注：快退时经过三位五通阀的两油道流量不同，压力损失也不同 。若取集成块进油路的压力损失p j10.3 105 Pa ，回油路压力损失为p j 20.5 105 Pa ，则进油路和回油路的总的压力损失为p1pp2p12pp j1(0.72 1.025 0.

22、5750.3)105 Pa2.62 105 Papp j 2(1.44 1.025 1.28750.5)105 Pa4.2525 105 Pa查表 1-1知快退时液压缸负载 F 1052.6 N ；则快退时液压缸的工作压力为p1 ( Fp2 A1 ) / A2(1052.6 4.2525 1057.85 10 3 ) / 4.01 10 3 Pa10.96105 Pa因此 ，大流量泵卸荷阀 2的调整压力应大于 10.96105 Pa 。从以上验算结果可以看出，各种工况下的实际压力损失都小于初选的压力损失值，而且比较接近 ，说明液压系统的油路结构、元件的参数是合理的，满足要求 。（二）液压系统的发热和温升验算工进时液压泵的输入功率如前面计算P650W1工进时液压缸的输出功率P2Fv(23158 0.05 / 60)W 19.3W系统总的发热功率P1P2 (65019.3)W630.7W已知油箱容积 V 90L9010 3 m3 ，则按 1式（ 8-12 ）油箱近似散热面积A 为.专业 .整理 .下载可编辑A0.0653 V 20.0653902 m21.51m2假定通风良好 ，取油箱散热系数 CT 1510 3 kW /(m2