专用卧式钻床液压设计

1、摘 要 随着现代机械制造工业的快速发展，制造装备的改进显得尤为重要，尤其是金属切削设备的改造是提高生产力一项重要因素。专用卧式铣床液压系统的设计，除了满足主机在动作和性能方面规定的要求外，还必须符合体积小、重量轻、成本低、效率高、结构简单、工作可靠、使用和维修方便等一些公认的普遍设计原则。铣床液压系统的设计主要是根据已知的条件，来确定液压工作方案、液压流量、压力和液压泵及其它元件的设计。通过对专用铣床进行改造实现液压夹紧和液压进给，使其在生产过程中据有降低成本、工作可靠平稳，易于实现过载保护等优点。关键词:液压系统，液压夹紧，液压进给目 录摘 要11、 明确液压系统的设计要求32、 负载与运动

2、分析43、 负载图和速度图的绘制64、 确定液压系统主要参数74.1确定液压缸工作压力74.2计算液压缸主要结构参数74.3绘制液压缸工况图95、 液压系统方案设计105.1确定调速方式及供油形式105.2快速运动回路和速度换接方式的选择105.3换向回路的选择115.4调压和卸荷回路的选择115.5组成液压系统原理图125.6系统图的原理136、 液压元件的选择166.1确定液压泵的规格和电动机功率166.2确定其它元件及辅件176.3主要零件强度校核197、 液压系统性能验算217.1验算系统压力损失并确定压力阀的调整值217.2油液温升验算22设计小结24参考文献261 明确液压系统的设

3、计要求设计一台专用卧式钻床的液压系统，要求液压系统完成“快进工进快退停止”的工作循环。已知：最大轴向钻削力为14000N，动力滑台自重为15000N，工作台快进行程为100mm，工进行程为50mm，快进、快退速度为5.5m/min，工进速度为51990mm/min，加、减速时间为0.1s，动力滑台为平导轨，静摩擦系数为0.2，动摩擦系数为0.1。2 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：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

4、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）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 （2）惯性负载最大惯性负载取决于移动部件的质量和最大加速度，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0.05s，工作台最大移动速度，即快进、快退速度为5.5m/min，因此惯性负载可表示为 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=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

5、压缸所需推力情况，如表1所示。表1 液压缸总运动阶段负载表（单位：N）工况计算公式负载值F/N推力启动30003333加速29023224快进15001667工进1550017222快退150016673 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，已知快进和快退速度5.5 m/min、快进行程L1=100 mm、工进行程L2=50 mm、快退行程L3=150 mm，工进速度51990 mm/min。根据上述已知数据绘制组合机床动力滑台液压系统,液压缸负载图(图1）和速度

6、图（图2）如下所示：图1 液压缸FL图图2 液压缸VL图4 确定液压系统主要参数4.1确定液压缸工作压力由表2和表3可知，组合机床液压系统在最大负载约为17222 N时宜取2.5MP。表2 按负载选择工作压力负载/ KN50工作压力/MPa 0.811.522.5334455表3 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/MPa0.823528810101820324.2计算液压缸主要结构参数由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

7、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。 因此，根据已知参数，液压缸无杆腔的有效作用面积可计算为 则活塞直径为 mm由于有前述差动液压缸缸筒和活塞杆直径之间的关系，d = 0.707D，因此活塞杆直径为d=0.70792.3=66.3 mm，根据GB/T23481993对液压缸缸筒内径尺寸和液压缸活塞杆外径尺寸的规定，圆整后取液压缸缸筒直径为D=10

8、0mm，活塞杆直径为d=70mm。此时液压缸两腔的实际有效面积分别为：根据计算出的液压缸的尺寸，参考文献执行元件背压的估计值，本系统的背压值估计可在0.60.8范围内选取，故暂定：工进时0.8，快速运动时，0.6，回油管路压力损失液压缸在工作循环各阶段的工作压力。即可按参考文献计算:进一步计算液压缸在各个工作阶段中的压力、流量和功率值，如表4所示。表4 各工况下的主要参数值工况推力F/N进油腔压力P1/MPa回油腔压力P2/MPa输入流量q/L.min-1输入功率P/Kw计算公式快进16670.950.621.180.20工进172222.590.80.407.770.02 0.38 快退16

9、671.590.6220.585 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。此外，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确定调速方式及供油形式该组合机床工作时，要求低速运动平稳行性好，速度负载特性好。由工况图可知，液压缸快进和工进时功率都较小，负载变化也较小，故宜采用调速阀的进油节流调速方式及开式循环系统。为解决钻孔 通时滑台突然前冲的问题，回油路上要设置背压阀。由表4可知，液压系统的

10、工作循环主要由低压大流量和高压小流量两个阶段组成，从提高系统效率和节省能源的角度来看，采用单个定量液压泵作为油源显然是不合适的，而宜采用双泵或限压式变量泵供油方案。双泵共有方式因结构简单、噪声小、寿命长、成本低、故被采用。如图3所示。图3 双泵供油油源5.2快速运动回路和速度换接方式的选择由于采用差动连接和双泵供油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；快退时，由双泵供油。由于快进和工进之间速度需要换接，但对换接的位置精度要求不高，所以采用行程开关发讯控制二位二通电磁阀来实现速度的换接。5.3换向回路的选择 本系统会换向的平稳性没有严格的要求，所以选用电磁换

11、向阀的换向回路。为了便于实现差动连接，选用了三位五通换向阀。为提高换向的位置精度 ，采用死档铁和压力继电器的行程终点返程控制。 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5.4调压和卸荷回路的选择在双泵供油的油源回路中，没有溢流阀和顺序阀，实现系统压力的调节和大流量泵卸荷。即滑台工进时，高压小流量泵的出口压力有溢流阀调定；在滑台工进和停止时，低压大流量泵通过液控顺序阀卸荷，高压小流量泵在滑台停止时虽未卸荷，但因其功率损失小，故不需要再没卸荷回路。5.5组成液压系统原理图选择基本回路后，按拟定液压系统图的几个注意点，可以组成一个完整的系统图。图中为了使液压缸快进时实现差动连接，

12、工进时主油路和回油路隔离，在系统中增设一个单向阀6及液控顺序阀7，在液压泵和电磁换向阀2的出口处，增设单向阀13，以免当液压系统较长时间不工作时，压力油流回油箱，形成真空。为了过载保护或行程终了利用压力继电器14。组合成液压系统图组合的液压系统原理图。如图5所示。图5 液压系统原理图1-双联叶片泵 2-三位五通电液阀 3-行程阀 4-调速阀 5、6、10、13-单向阀 7-顺序阀 8-背压阀 9-溢流阀 11-过滤器 12-压力表开关 14-压力继电器要实现系统的动作，即要求实现的动作顺序为：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5所示。表中“+”号表示电磁铁通电；“”号表

13、示电磁铁断电。表5 电磁铁的动作顺序表动作名称信号来源1YA2YA背压阀8换向阀2电磁阀3快进启动按钮+-关闭左位下位工进挡块压下行程阀7+-打开左位下位停留滑块靠压死在挡块处+-打开左位上位快进时间继电器14发出信号-+关闭右位下位停止挡块压下终点开关-+关闭中位下位5.6系统图的原理1 快进 快进如图5所示，按下启动按钮，电磁铁通电，由泵输出地压力油经单向阀10，到三位五通换向阀2的左侧，这时的主油路为： 进油路：泵1 单向阀10三位五通换向阀2行程阀3液压缸右腔。 回油路：液压缸左腔三位五通换向阀2单向阀10行程阀3液压缸右腔。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

14、统压力低，变量泵输出最大流量。2 工进 快进终了时，行程阀得电，这时的主油路为：进油路：泵1 单向阀10三位五通换向阀2调速阀4液压缸右腔。回油路：液压缸左腔三位五通换向阀2背压阀8液控顺序阀7油箱。形成此时的原因是工进时进油压力大，油压把液控顺序阀7、背压阀8推开。3 快退工进到达终点时，时间继电器发出信号，使三位五通换向阀2的右侧得电 ，形成换向油路，这时的主油路为：进油路：泵1 单向阀10三位五通换向阀2液压缸左腔。回油路：液压缸右腔行程阀3三位五通换向阀2单向阀13油箱。4 停止当滑台退回到原位时，使三位五通换向阀右侧断电，换向阀处于中位，泵输出的油液被三位五通换向阀堵住，液压缸停止运

15、动。液压缸左侧的油液经单向阀13回到油箱，做到卸荷的作用。6 液压元件的选择6.1确定液压泵的规格和电动机功率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的主要参数和规格，然后根据现有的液压元件产品进行选择即可。（1）计算液压泵的最大工作压力由表4可知，液压缸在整个工作循环中的最大工作压力为2.59Mpa,本系统采用调速阀进油节流调速，选取进油路压力损失为。考虑到压力 继电器的动作可靠要求压差为，故泵的最高工作压力为：此压力即为小流量泵的最高工作压力，也即溢流阀的调整压力。 （2）计算总流量由表4可知，快进时需要最大供油量，其值为21.18L/min。计算液压泵的最大流量，因为

16、，取回路泄漏修正系数K=1.1，则两个泵的总流量为：最小流量在工进时，其值为0.40L/min。为保证工进时系统压力稳定，应考虑溢流阀有一定的最小溢流量，取其额定流量的10%，约为2.0L/min。故小流量泵的流量最小应为2.40L/min。根据以上压力和流量的数值查阅产品样本，最后确定选取PV2T12-6/33型双联叶片泵，其小流量泵和大流量泵的排量分别为 6mL/r和33mL/r，当液压泵的转速=940r/min时，该液压泵的理论流量为 36.66L/min，若取液压泵的容积效率率=0.9，则双泵供油时，液压泵的实际输出流量为：小流量泵单独供油时：（3）计算总流量由于液压缸在快退时输入功率

17、最大，其值为0.58KW，若取泵的总效率为，则液压泵驱动电动机所需的功率为：根据上述功率计算数据，此系统选取Y100L-6型电动机，其额定功率，额定转速。6.2确定其它元件及辅件(1) 确定阀类元件及辅件根据阀类及辅助元件所在油路的最大工作压力和通过该元件的最大实际流量，查阅产品样本，选出的阀类元件和辅件的型号及规格见表6。表中序号与图4元件标号相同。表6 液压元件规格及型号序号元件名称通过流量额定流量额定压力额定压降型号、规格1双联叶片泵-5.08/27.9216/14-Pv2R12-6/332单向阀28636.30.2I-53B3液控顺序阀28636.30.3XY-63B4溢流阀5.110

18、6.3Y-10B5单向阀33636.30.2I-63B6三位五通电液换向阀701006.30.335DY-100BY7单向阀701006.30.2I-100B8单向阀29.4636.30.2I-639液控顺序阀1636.30.3XY-63B10背压阀1636.30.3B-63B11二位二通电磁阀62.4636.30.3E22DH-6312调速阀1106.30.3Q-10B13压力继电器14PF-B8L14滤油器36.7806.30.2XU-8020015压力表开关K-6B*注：此为电动机额定转速为940r/min时的流量。(2) 确定油管在选定了液压泵后，液压缸在实际快进、工进和快退运动阶段的

19、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7所列。表7各工况实际运动速度和流量流量、速度快进工进快退输入流量/(L/min）取排出流量/(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。根据选定的液压阀的连接尺寸确定油管尺寸，也可接管路中允许流速计算。设管道内允许流速V=4m/s。根据表7中的数值，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20mm；由于本系统液压缸的差动连接快进时，油管内通油量最大，其实际流量为约泵额定流量的两倍，则液压缸进、出油管直径d按产品样本，选用内经20mm、外径为28mm的

20、10号冷拔钢管。（3）油箱的设计 油箱的主要用途是贮存油液，同时也起到散热的作用，参考相关文献及设计资料，油箱的设计可先根据液压泵的额定流量按照经验计算方法计算油箱的体积，然后再根据散热要求对油箱的容积进行校核。油箱中能够容纳的油液容积按JB/T79381999标准估算，取时，求得其容积为6.3主要零件强度校核1 缸筒壁厚=4因为方案是低压系统，校核公式, 式中：缸筒壁厚（） 实验压力 ,其中是液压缸的额定工作压力 D缸筒内径 D=0.11M 缸筒材料的许用应力。，为材料抗拉强度（MPa）,n为安全系数，取n=5。对于P116MPa.材料选45号调质钢，对于低压系统因此满足要求。2 缸底厚度=

21、11对于平缸底，厚度 有两种情况：a. 缸底有孔时：其中b. 缸底无孔时，用于液压缸快进和快退；其中 7 液压系统性能验算 7.1验算系统压力损失的验算及泵压力的调整由于系统的管路布置尚未具体确定，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的总的压力损失。已知：系统采用N32液压油，室温为20C时，油液密度。设进、回油管的长度均为2m。（1）判断流动状态 在快进、工进、快退、三种工况下，进、回油管路中所通过的流量以快退时回油流量 为最大，此时油液流动具有最大雷诺数，为：由此可推断，各工况下的进、回油路中的油液的流动状态均为层流。（2）计算系统压力损失层流

22、流动状态下沿程压力损失的表达式为：由于管道结构尚未确定，管道的局部压力损失按经验公式计算，即：阀类元件的局部压力损失按式（8-15）计算，即：其中，由产品样本查出，和q数值由表6和表7列出。利用上面公式，滑台在快进、工进和快退工况下的压力损失计算如下：1）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2和5、电液换向阀6，然后与液压缸有杆腔的回油汇合后通过电磁换向阀11进入无杆腔。在进油路上，压力损失计算为：在回油路上，压力损失分别为：将回油中上的压力损失折算到进油路上去，便得到快进运动的总的压力损失 ： 由快进工况下压力损失计算过程可以看出，在总的压力损失中 ，阀类

23、元件的局部压力损失所占份额较大，而沿程压力损失和管道局部压力损失则较小。2）工进工进时管路中流速很小，所以沿程压力损失和局部压力损失够非常小，可以忽略不计。这时进油路仅需考虑调速阀的压力损失=0.5Mpa，小流量泵的调整压力应等于工进时液压缸的工作压力加上进油路压差，并考虑压力继电器的动作需要，则 ： 此即溢流阀4调定压力。3）快退滑台快退时，在进油路上，油液通过单向阀2、单向阀5、电液换向阀6进人液压缸有杆腔。在回油路上，油液通过电磁换向阀11、电液换向阀6和单向阀7返回油箱。忽略沿程压力损失和管道局部压力损失 ，则进油路上总的压力损失为 ：回油路上总的压力损失为：此值略小于估计值，故不必重算。 则大流量泵的工作压力为：此值是调整液控顺序阀3调整压力的主要参考数据。7.2油液温升验算在整个工作循环中 ，工进阶段所占用的时间最长，所以系统的发热主要是工进阶段造成的，故按工进工况验算系统温升。工进时，大流量泵经液控顺序阀3卸荷，其中出口压力即为油液通过液控顺序阀的压力损失。液压系统的总的输人功率即为液压泵的输人功率：液压系统输出有效功率即为液压缸输出有效功率：液压系统总效率为：则由式（8-16）计算系统的发热功率为：由式（8-20）近似计算油箱散热面积：假定通风良好，取油箱散热系数则利用式（8-19）计算油液