卧式单面多液压与气压传动课程设计任务书轴钻孔组合机床动力滑台的液压系统

1、题目：卧式单面多轴钻孔组合机床动力滑台的液压系统姓名：学号：班级： 第一章 液压系统的设计要求设计一卧式单面多轴钻孔组合机床动力滑台的液压系统，动力滑台的工作循环是：快进工进快退停止。液压系统的主要参数与性能要求如下：轴向切削力为用21000N,移动部件总重力为10000N，快进行程为 100mm，快进与快退速度均为 4.2mmin，工进行程为 20mm，工进速度为 0.05mmin，加速、减速时间为0.2s，利用平导轨，静摩擦系数为0.2，动摩擦系数为0.1，动力滑台可以随时在中途停止运动，试设计该组合机床的液压传动系统。第二章 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

2、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：夹紧力，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。1.工作负载工作负载是在工作过程中由于机器特定的工作情况而产生的负载，对于金属切削机床液压系统来说，沿液压缸轴线方向的切削力即为工作负载，即2.阻力负载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，则静摩擦阻力动摩擦阻力3.惯性负载最大惯性负载取决于移动部件的质量和最大加

3、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0.2s，工作台最大移动速度，即快进、快退速度为4.2m/min，因此惯性负载可表示为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=0.9，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负载力和液压缸所需推力情况，如表1所示。工况计算公式缸的负载F/N缸的推力F/cm启动20002222.22加速1357.141507.93快进10001111.11工进2200024444快退10001111.11第三章 负载图和速度图的绘制根据负载计算结果和已知的个阶段的速度，可绘制出工作循环图如

4、图1（a）所示，所设计组合机床动力滑台液压系统的速度循环图可根据已知的设计参数进行绘制已知快进速度与快退速度：快进行程：工进行程：快退行程：工进速度： 工作循环图负载图速度图：第4章 确定液压系统主要参数4.1 初选液压缸工作压力 表2 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 按负载选择工作压力负载/ KN<5510102020303050>50工作压力/MPa< 0.811.522.5334455参考节选表 2 和表

5、 3，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，初选液压缸的工作压力 于工作进给速度与快速运动速度差别较大，且快进、快退速度要求相等，从降低总流量需求考虑，应确定采用单杆双作用液压缸的差动连接方式。通常利用差动液压缸活塞杆较粗、可以在活塞杆中设置通油孔的有利条件，最好采用活塞杆固定，而液压缸缸体随滑台运动的常用典型安装形式。这种情况下，应把液压缸设计成无杆腔工作面积是有杆腔工作面积两倍的形式，即活塞杆直径d与缸筒直径D呈d = 0.707D的关系。快进时液压缸差动连接。工进过程中，当孔被钻通时，由于负载突然消失，液压缸有可能会发生前冲的现象，因此液压缸的回油腔应设置一定的背压通

6、过设置背压阀的方式，选取此背压值为p2=0.8MPa。快进时液压缸虽然作差动连接,但连接管路中不可避免地存在着压降，且有杆腔的压力必须大于无杆腔，估算取0.5MPa。快退时回油腔中也是有背压的，这时选取被压值=0.6MPa。4.2 计算液压缸主要尺寸1 计算液压缸面积: 因为有所以有d=0.707D=65.75按照参考文献【2】 液压系统设计简明手册）中 P11 中的表 2-5 的 GB/234880 和表 5、表 6 将这些直径圆整成就进标准值时得： D=90mm d=70mm。 由此求得液压缸两腔的实际有效面积为：经检验，活塞杆的强度和稳定性均符合要求。2 根据上述 D 和 d 的值，估算

7、液压缸在各个工作阶段中的压力、流量和功 率，如表 7 所示，并据此绘出工况图如图 4 所示。工 况负载F（N）液 压 缸计 算 公 式回油腔压力流入流量q/L.min-1进油腔压力P1/MPa输入功率P/Kw快进（差动）启动2222.20-0.578-加速1507.91.211-0.711-恒速1111.11.11515.390.6150.158工 进244440.80.3183.8430.0204快退启动2222.20-0.885-加速1507.90.6-2.11-恒速1111.10.610.051.9620.3373 第五章 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

8、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。5.1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。

9、 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亦即是=20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

10、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3所示。图3 双泵供油油源5.2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

11、杆腔面积A2的两倍。5.3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23.07 L/min降0.318 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

12、死挡块加压力继电器的行程终点转换控制。 a.换向回路 b.速度换接回路图4 换向和速度切换回路的选择参考同类组合机床，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。5.4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

13、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。5.5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5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：启动加速快进减速工进快退停止。则可得出液压系统中各电磁铁的动作顺序如表5所示。表中“+”号表示电磁铁通电或行程阀压下；“”号表示电

14、磁铁断电或行程阀复位。表5 电磁铁的动作顺序表图 5 液压系统图5.5系统图的原理1 快进 快进如图所示，按下启动按钮，电磁铁1YA通电，由泵输出地压力油经2三位五通换向阀的左侧，这时的主油路为： 进油路：泵 向阀10三位五通换向阀2（1YA得电）行程阀3液压缸左腔。 回油路：液压缸右腔三位五通换向阀2（1YA得电）单向阀6行程阀3液压缸左腔。由此形成液压缸两腔连通，实现差动快进，由于快进负载压力小，系统压力低，变量泵输出最大流量。2 减速当滑台快到预定位置时，此时要减速。挡块压下行程阀3，切断了该通路，电磁阀继续通电，这时，压力油只能经过调速阀4，电磁换向阀16进入液压缸的左腔。由于减速时系

15、统压力升高，变量泵的输出油量便自动减小，且与调速阀4开口向适应，此时液控顺序7打开，单向阀6关闭，切断了液压缸的差动连接油路，液压缸右腔的回油经背压阀8流回油箱，这样经过调速阀就实现了液压油的速度下降，从而实现减速，其主油路为： 进油路：泵 向阀10三位五通换向阀2（1YA得电）调速阀4电磁换向阀16液压缸左腔。回油路：液压缸右腔三位五通换向阀2背压阀8液控顺序阀7油箱。3 工进 减速终了时，挡块还是压下，行程开关使3YA通电，二位二通换向阀将通路切断，这时油必须经调速阀4和15才能进入液压缸左腔，回油路和减速回油完全相同，此时变量泵输出地流量自动与工进调速阀15的开口相适应，故进给量大小由调

16、速阀15调节，其主油路为：进油路：泵 向阀10三位五通换向阀2（1YA得电）调速阀4调速阀15液压缸左腔。回油路：液压缸右腔三位五通换向阀2背压阀8液控顺序阀7油箱。4 死挡铁停留 当滑台完成工进进给碰到死铁时，滑台即停留在死挡铁处，此时液压缸左腔的压力升高，使压力继电器14发出信号给时间继电器，滑台停留时间由时间继电器调定。5 快退滑台停留时间结束后，时间继电器发出信号，使电磁铁1YA、3YA断电，2YA通电，这时三位五通换向阀2接通右位，因滑台返回时的负载小，系统压力下降，变量泵输出流量又自动恢复到最大，滑快速退回，其主油路为：进油路：泵 向阀10三位五通换向阀2（2YA得电）液压缸右腔。

17、回油路：液压缸左腔单向阀5三位五通换向阀2（右位）油箱。6 原位停止 当滑台退回到原位时，挡块压下原位行程开关，发出信号，使2YA断电，换向阀处于中位，液压两腔油路封闭，滑台停止运动。这时液压泵输出的油液经换向2直接回油箱，泵在低压下卸荷。系统图的动作顺序表如表5所示。五、元件选择5.1 确定液压泵的容量及电动机功率1.液压泵的选择取进油压力损失 ，贿赂泄露系数 K1.1，则液压泵最高工作压力 。按表 7 取 则 根据上述计算选用单作用叶片泵，其型号规格为 YB120排量 V20mL/r，其流量 Qp=n×v=850r/min4ml/r=17L/min。2、确定电机的功率在快速时为最

18、大功率 式中： 液压泵总效率，取 。查电机手册，可选用 Y 系列 Y90L-6 电动机 P1.1KW（n=940r/min）。5.2 选择液压控制阀 根据液压泵的工作压力和通过阀的实际流量选取本设计采用国产 GE 系列液压阀，各阀选定规格如表 85.3 确定油管直径及管接头在选定了液压泵后，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所示由表 9 可以看出，液压缸在各阶段的实际运动速度符合设计要求进入无杆腔的流量在快退及差动连接时为 2qp 所以流量为取压油速度 v=3m/s，则取吸油速度 v=1m/s，则为了统一规格，

19、按产品样本选取所有管子均为内径 20mm、外径 28mm 的 10号冷拔钢5.4 确定油箱流量取标准值 V=250L六、液压系统性能验算6.1 验算系统压力损失 由于系统管路布置尚未确定，所以只能估算系统压力损失。估算时，首先确定管道内液体的流动状态，然后计算各种工况下总的压力损失。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 4、电液换向阀 5，然后与液压缸有杆腔的回油汇合通过行程阀 9 进入无杆腔。在进油路上，压力损失分别为在回油路上，压力损失分别为将回油路上的压力损失折算到进油路上去，便得出差动快速运动时的总的压力损失。2.工进 滑台工进时，在进油路上，油液通过单向阀 4、电液换向阀 5 进入液压缸无杆腔。在回油路上，油液通过电液换向阀 8、单向节流阀 4 和大流量泵的卸荷油液一起返回油箱，在调速阀 7 处的压力损失为 0.5MPa。因此这时液压缸回油腔的压力 P2 为可见此值小于