臥式單面多軸鉆孔組合機床的液壓系統(tǒng)設(shè)計

1、目 錄1 機床液壓系統(tǒng)的設(shè)計任務(wù)分析與方案分析3 1.1設(shè)計任務(wù)分析.31.2方案分析32 分析系統(tǒng)工況，確定系統(tǒng)參數(shù)4 2.1確定執(zhí)行元件4 2.2分析系統(tǒng)工況4 2.2.1工作負載分析.4 2.2.2負載圖與速度圖的繪制5 2.2.3液壓缸主要參數(shù)的確定.63 液壓系統(tǒng)圖的擬定83.1液壓回路的選擇8 3.1.1選擇調(diào)速回路8 3.1.2選擇快速運動和換向回路8 3.1.3選擇速度換接回路8 3.1.4考慮壓力控制回路8 3.2液壓回路的綜合8 4 液壓元件的選擇10 4.1液壓泵及驅(qū)動電機規(guī)格選擇10 4.1.1大小流量泵最高工作壓力計算10 4.1.2總需供油量計算10 4.1.3電動

2、機的選擇104.2閥類元件及輔助元件選擇10 4.3油管的選擇114.4油箱的選擇和計算12 4.4.1油箱容積的計算12 4.4.2散熱量的計算12 4.4.3油箱長、寬、高計算12 4.4.4油箱結(jié)構(gòu)設(shè)計135 油壓系統(tǒng)性能驗算14 5.1驗算系統(tǒng)壓力損失并確定壓力閥的調(diào)整值14 5.1.1快進14 5.1.2工進14 5.1.3快退15 5.2油液油溫驗算15參考文獻17致 謝1819攀枝花學(xué)院本科課程設(shè)計（論文） 任務(wù)分析與方案設(shè)計1 機床液壓系統(tǒng)的設(shè)計任務(wù)分析與方案分析1.1設(shè)計任務(wù)分析設(shè)計一臥式單面多軸鉆孔組合機床液壓系統(tǒng)，要求液壓系統(tǒng)的工作循環(huán)是：快進工進快退停止。機床主軸上有3

3、6個孔，加工13.7mm的孔12個，6.5的孔24個；刀具材料硬度為230hbw；工作部件重量1000n快進、快退速度為7m/min,最大行程=360mm,工進行程=130mm,往復(fù)運動的加減速時間要求不大于0.2s，動力滑臺采用平面導(dǎo)軌，其靜、動摩擦系數(shù)分別為0.2、0.1。1.2方案分析 方案一:系統(tǒng)采用開式容積調(diào)速回路，液壓泵從油箱直接吸油，執(zhí)行元件的回油直接回油箱，油液在油箱中能夠得到充分的冷卻，雖油箱體積較大，空氣和臟物易進入油箱，但此回路效率比較高，發(fā)熱少。同時系統(tǒng)采用無級調(diào)壓，結(jié)構(gòu)簡單，壓力切換平穩(wěn),而且便于實現(xiàn)機床遠距離控制。由于液壓缸要求油源交替地提供低壓大流量和高壓小流量的

4、油液，故系統(tǒng)可采用大小液壓泵雙泵供油的油源方案。在卸荷回路中，回路可設(shè)置成m型中位機能的電液換向閥卸荷，以系統(tǒng)保持在0.3mpa左右的壓力，供控制油路之用。因系統(tǒng)要求快進，快退兩種運動的換接，故可采用蓄能器快速運動回路，以滿足要求。不過系統(tǒng)在整個工作循環(huán)內(nèi)必須有足夠長的停歇時間，以使液壓泵能對蓄能器充分進行充油。 方案二: 要求系統(tǒng)快進，快退速度相等，速度平穩(wěn)性要求較高，且速度低，故采用進口節(jié)流調(diào)速方案。系統(tǒng)采用大小流量泵雙泵供油回路，功率損耗小，系統(tǒng)效率高，應(yīng)用比較廣泛。同時采用外控順序閥與單向閥組成卸荷閥，在雙泵供油系統(tǒng)中構(gòu)成卸荷回路，可以減少在專門設(shè)置元件或油路，使系統(tǒng)簡單化，而且實用可

5、靠。不管采用什么油源形式供油，都必須有單獨的油路直接通向液壓缸兩腔，以實現(xiàn)快速運動，因此采用單桿液壓缸作差動連接構(gòu)成快進快退換向回路。在機床滑臺由工進轉(zhuǎn)為快退時，回路中通過的流量可能很大，為了保證換向平穩(wěn)可見，可采用電液換向閥式換接回路。系統(tǒng)調(diào)壓問題可在油源中解決，因此可不在專門考慮回路調(diào)壓問題。從設(shè)計要求、實際問題、成本問題以及油路的復(fù)雜程度等方面考慮，對比兩種方案可知，方案二最優(yōu)，因此本設(shè)計采用方案二。攀枝花學(xué)院本科課程設(shè)計（論文） 分析工況，確定參數(shù)2 分析系統(tǒng)工況，確定主要參數(shù)2.1確定執(zhí)行元件由于機床要求液壓系統(tǒng)完成的是直線運動，最大行程為：360mm,其屬于短行程，故選用執(zhí)行元件為

6、：液壓缸。(其具體的參數(shù)在后面經(jīng)計算后再確定)2.2分析系統(tǒng)工況2.2.1工作負載 高速鋼鉆頭鉆鑄鐵孔時的軸向切削力（單位為n）與鉆頭直徑d（單位為mm）、每轉(zhuǎn)進給量s（單位為mm/r）和鑄鐵硬度hbw之間的經(jīng)算式為 （1-1）鉆孔時的主軸轉(zhuǎn)速n和每轉(zhuǎn)進給量按液壓傳動第二版第十一章液壓系統(tǒng)的設(shè)計和計算第三節(jié)液壓系統(tǒng)設(shè)計計算舉例中的值（源參考組合機床設(shè)計手冊）選取：對13.7的孔，=367r/min =0.135mm/r 對6.5的孔，=620r/min =0.080mm/r代入式1-1求得： =35845n 慣性負載 m=kg=1020kg =1020=595n阻力負載 靜摩擦阻力=0.298

7、10n=1962n 動摩擦阻力=0.19810n=981n由此得出液壓缸在各工作階段的負載如下表2.1所示：表2.1液壓缸在各工作階段的負載值（單位：n）工況負載組成負載值f推力=f/起動=19622180加速=+15761751快進=9811090工進=+3682640918反向起動=19622180加速=+15761751快退=9811090攀枝花學(xué)院本科課程設(shè)計（論文） 分析工況，確定參數(shù)注:1.液壓缸的機械效率通常取0.90.95,此處取0.9。參考中國機械設(shè)計大典第42篇液壓傳動與控制中第四章液壓缸。攀枝花學(xué)院本科課程設(shè)計（論文） 分析工況，確定參數(shù)2.不考慮動力滑臺上顛覆力矩的作用

8、。2.2.2 負載圖和速度圖的繪制負載圖按上面表中數(shù)值繪制,如圖2-1。速度圖按已知數(shù)值=7m/min, 快進行程=360mm、工進行程=130mm，快退行程=+=490mm和工進速度等的繪制，如圖2-2，其中由主軸轉(zhuǎn)速及每轉(zhuǎn)進給量求出，即=49.5mm/min 圖2-1負載圖 圖2-2速度圖 2.2.3 液壓缸主要參數(shù)的確定a.初選系統(tǒng)工作壓力 由液壓傳動教材中表11-2可知，臥式單面多軸鉆孔組合機床液壓系統(tǒng)的最大負載為40918n時，可以取45mpa，參考中國機械設(shè)計大典中表42.45中推薦液壓系統(tǒng)的公稱壓力，取=4.5mpa。 b.確定液壓缸型式、規(guī)格及尺寸 由于工作進給速度與快速運動速

9、差較大，且快進、快退速度要求相等，從降低總流量需求考慮，確定采用最適的差動液壓缸。 由教材第五章知，這種情況下液壓缸無桿腔工作面積應(yīng)為有桿腔面積的兩倍，即活塞桿直徑d與缸筒直徑d呈的關(guān)系。鉆孔加工時，液壓缸回路上必須具有背壓，以防孔被鉆通時突然消失而造成滑臺突然前沖。根據(jù)現(xiàn)代機械設(shè)備設(shè)計手冊中推薦數(shù)值，可取回油腔背壓=0.8mpa?？爝M時液壓缸雖作差動連接，但由于油管中有壓降存在，有桿腔的壓力必須大于無桿腔，估算時可取mpa。快退時回油腔中是有背壓的，這時可按0.6mpa估算。可以算出工作腔需要的工作面積,由工進時的推力式（53）得： 故有 ；根據(jù)中國機械設(shè)計大典表42.42（液壓缸缸筒內(nèi)徑尺

10、寸系列）和表42.43（液壓缸活塞桿外徑尺寸系列）將這些直徑圓整成就近標準值時得：d=110mm,d=80mm。由此求得液壓缸兩腔的實際有效面積為： 經(jīng)檢驗，活塞桿的強度和穩(wěn)定性均符合要求。 根據(jù)上述d與d的值，可估算液壓缸在各個工作階段中的壓力、流量和功率 ，如表2.2所示，并繪制工況圖如圖2-3所示 表2.2液壓缸在不同工作階段的壓力、流量和功率值工況計算公式推力回油腔壓力 進油腔壓力輸入流量輸入功率攀枝花學(xué)院本科課程設(shè)計（論文） 液壓系統(tǒng)圖的擬定 快 進起動218000.434加速17510.794恒速10900.66235.20.388 工進, 409180.84.680.4740.0

11、37 快 退起動218000.487加速17510.61.665恒速10890.61.51731.340.792圖 2-3 組合機床液壓缸工況圖3 液壓系統(tǒng)圖的擬定 3.1液壓回路的選擇3.1.1選擇調(diào)速回路。由圖2-3知，這臺液壓系統(tǒng)的功率小，滑臺運動速度低，工作負載變化小，可采用進口節(jié)流的調(diào)速形式。為了解決進口節(jié)流調(diào)速回路在孔鉆通時的滑臺突然前沖現(xiàn)象，回油路上要設(shè)置背壓閥。由于液壓系統(tǒng)選用了節(jié)流調(diào)速的方式，系統(tǒng)中油液的循環(huán)必然是開式的。從工況圖中可以清楚地看到，在這個液壓系統(tǒng)的工作循環(huán)內(nèi)，液壓缸要求油源交替地提供低壓大流量和高壓小流量的油液。最大流量和最小流量之比約為74。而快進和快退所需

12、的時間和工進所需的時間分別為 亦是22。因此從提高系統(tǒng)效率、節(jié)省能量的角度上來看，采用單個定量泵作為油源顯然是不合適的，而宜選用大小兩個液壓泵自動并聯(lián)供油的油源方案。3.1.2選擇快速運動和換向回路。系統(tǒng)中采用節(jié)流調(diào)速回路后，不管采用什么油源形式都必須有單獨的油路直接通向液壓缸兩腔，以實現(xiàn)快速運動。在本系統(tǒng)中，單桿液壓缸要作差動連接，所以它的快進快退換向回路采用三位五通的換向閥與油缸連通。3.1.3選擇速度換接回路。由工況圖ql曲線知，當(dāng)滑臺從快進轉(zhuǎn)為工進時，輸入液壓缸的流量由35.2l/min降為0.474l/min,滑臺的速度變化較大，宜采用行程閥來控制速度的換接，以減少液壓沖擊。當(dāng)滑臺從

13、工進轉(zhuǎn)為快退時，回路通過的流量很大，回油路中通過31.34 (95.03/44.77)l/min=66.5l/min。為了換向平穩(wěn)起見，可采用電液換向閥式換接回路。由于這一回路要實現(xiàn)液壓缸的差動連接，換向閥必須是五通的。3.1.4考慮壓力控制回路。在雙泵供油系統(tǒng)中，用順序閥和單向閥構(gòu)成卸荷回路，用溢流構(gòu)成調(diào)壓回路，除此之外，無需再設(shè)置專用的元件或油路來進行調(diào)壓。3.2液壓回路的綜合 把上面的各種回路組合畫在一起，并考慮以下問題，和優(yōu)化系統(tǒng)后，得到圖3-1的液壓系統(tǒng)原理圖?？紤]問題如下： 1)為了解決滑臺工進時進油路、出油路相互接通，系統(tǒng)無法建立壓力的問題，必須在換向回路中串接一個單向閥，將工進

14、時的進油路、回油路隔斷。 2)為了解決滑臺快進時回油路接通油箱，無法實現(xiàn)液壓缸差動連接的問題，必須在回油路上串接一個液控順序閥，以阻止油液在快進階段返回油箱。3)為了解決機床停止工作時系統(tǒng)中的油液流回油箱，導(dǎo)致空氣進入系統(tǒng)，影響滑臺運動平衡性問題，必須在電液換向閥的出口外增設(shè)一個單向閥。攀枝花學(xué)院本科課程設(shè)計（論文） 液壓元件的選擇4)為了便于系統(tǒng)自動發(fā)出快退信號起見，在調(diào)速閥輸出端須增設(shè)一個壓力繼電器。圖3-1液壓系統(tǒng)原理圖4 液壓元件的選擇 4.1液壓泵及驅(qū)動電機規(guī)格選擇4.1.1大、小流量泵最高工作壓力計算 設(shè)小流量泵進油路上的壓力損失為0.8mpa，壓力繼電器壓力高出系統(tǒng)最大工作壓力的

15、值為0.5mpa，故有=4.68+0.8+0.5=5.98mpa設(shè)大流量泵進油管路壓降為0.5mpa,故有=1.517+0.5=2.017 mpa4.1.2總需供油量計算 設(shè)系統(tǒng)內(nèi)泄為10%，則兩個泵的總流量為： =1.135.2l/min=38.72工進時輸入液壓缸的流量為0.474,但不得不考慮溢流閥的最小穩(wěn)定溢流量3,故小流量泵的供油量最少應(yīng)為3.474。據(jù)據(jù)以上壓力和流量的數(shù)值，查閱機械設(shè)計手冊，最后決定選取pv2r1-6型葉片泵和選取pv2r2-33型葉片泵，其小泵的排量為6ml/r，大泵的排量為33.3ml/r，若取液壓泵的容積效率=0.9，則當(dāng)泵的轉(zhuǎn)速=940r/min時，液壓泵

16、的實際輸出流量為： l/min=33.2 l/min由于液壓缸在快退時輸入功率最大，這時液壓泵泵工作壓力為2.017 mpa流量為33.2l/min。取泵的總效率=0.75，則液壓泵驅(qū)動電動機所需的功率為： =kw=1.49kw4.1.3電動機的選擇根據(jù)此數(shù)值，查機械設(shè)計課程設(shè)計中表939，選取y112m6型電動機，其額定功率=2.2kw，額定轉(zhuǎn)速=940r/min。4.2閥類元件及輔助元件的選擇 根據(jù)閥類及輔助元件所在油路的最大工作壓力和通過該元件的最大實際流量，可選出這些元件的型號及規(guī)格見表4.1與表中序號與圖3-1中情況相同表4.1元件的型號及規(guī)格序號元件名稱估計通過流量額定流量額定壓力

17、mpa額定壓降mpa型號、規(guī)格1pv2r型葉片泵33216/14pv2r1-6pv2r2-332三位五通電液閥6080160.535dyf3ye10b3行程閥5063160.3axqfe10b=100l/min4調(diào)速閥050.0750165單向閥6063161.26單向閥256316 02af3ea10b7液控順序閥2563160.3xf3e10b8背壓閥056316yf3e10b9溢流閥516316yf3e10b10單向閥2263160.2af3ea10b=80l/min11過濾器3063160.02xu63 80j12壓力表開關(guān)16kf3e3b3測點13單向閥6063160.2af3ea1

18、0b=80l/min14壓力繼電器14hed1ka/104.3油管的選擇各元件間連接管道的規(guī)格按元件接口處尺寸決定，液壓缸進、出油管則按輸入、排出的最大流量計算。由于液壓泵具體按選定之后液壓缸在各個階段的進出流量已與原定數(shù)值不同，所以要重新計算如表4.2所示。表中數(shù)值說明，液壓缸快進、快退速度、與設(shè)計要求相近。這表明所選液壓泵的型號、規(guī)格是適宜的。表4.2 液壓缸的進、出流量和運動速度流量速度快進工進快退流入流量l/min=( 95.0333.2)/(95.03-44.77)=62.8排出流量l/min=(44.7762.8)/95.03=29.6=0.47444.77/95.03=0.22=

19、(33.295.03)/44.77=70.5運動速度l/min=(33.210)/(95.03-44.77)=6.6=(0.47410)/95.03=0.04998=(33.210)/44.77=7.41根據(jù)表中數(shù)值，當(dāng)油液在壓力管中流速取3m/min時，按教材式（7-9）算得液壓缸無桿腔和有桿腔相連的油管內(nèi)徑分別為 =mm=21.08mm mm=15.3mm這兩根油管都按gb/t2351-1993選用外徑20mm, 內(nèi)徑16mm的無縫鋼管。4.4油箱的的選擇和設(shè)計4.4.1油箱容積的計算油箱容積按教材式（7-8）估算，當(dāng)取為7時，求得其容積為v=733.2l=232.4l按jb/t79381

20、999規(guī)定，取標準值v=250l。4.4.2散熱量的計算 忽略系統(tǒng)中其它地方的散熱，只考慮油箱散熱時，顯然系統(tǒng)的總發(fā)熱功率h全部由油箱散熱來考慮。由油箱散熱面積公式 ，代入數(shù)據(jù)h=613.3w, =,k=16,計算得到a=1.09。4.4.3油箱長、寬、高計算 設(shè)長：寬：高=a:b:h=1.3：1：0.93，而v=abh=250l，所以箱長a=769箱寬b=590mm,箱體高h=550mm。4.4.4油箱的結(jié)構(gòu)設(shè)計根據(jù)油箱容積，在考慮油箱的散熱、分離氣泡、沉淀雜質(zhì)等問題，油箱設(shè)計成開式油箱，箱中液面與大氣相通，且在油箱蓋上裝有空氣過濾器。取油箱箱壁厚取8mm取箱底厚度為6mm，箱蓋厚度應(yīng)為箱壁

21、的34倍，取箱蓋厚度為24mm。在設(shè)計液位計時，要考慮液位計的顯示最大刻度與最小刻度之間的差值和油箱的高度。油箱內(nèi)的液面高度為油箱的80%，所以：選擇液位計xyw100，最大刻度與最小刻度之間為96mm。安裝時，液位計的中心位置與上述的液面高度在同一水平面。隔板的長度由油箱的內(nèi)部尺寸可以確定，主要計算隔板的高度。隔板的高度一般為油箱內(nèi)液面高度的3/4。但是也要考慮到當(dāng)油箱內(nèi)的油液降到最低位置時，液壓油也能流入到吸油腔，避免液壓系統(tǒng)吸入空氣。所以隔板的高度為攀枝花學(xué)院本科課程設(shè)計（論文） 液壓系統(tǒng)性能的驗算其設(shè)計結(jié)構(gòu)見油箱圖紙。5 液壓系統(tǒng)性能的驗算5.1驗算系統(tǒng)壓力損失并確定壓力閥的調(diào)整值 由

22、于系統(tǒng)的管路布置尚未具體確定，整個系統(tǒng)的壓力損失無法全面估算，故只能按材式（36）估算閥類元件的壓力損失，待設(shè)計好管路布置后，加上管路的沿程損失和局部損失即可。但對于中小型液壓系統(tǒng)，管路的壓力損失甚微?？梢圆挥杩紤]。壓力損失的驗算應(yīng)按一個工作循環(huán)中不同階段分別進行。5.1.1快進滑臺快進時，液壓缸差動連接，由表（3）和表（4）可知，進油路上油液通過單向閥10的流量是22l/min，通過電液換向閥2的流量是33.2l/min，然后與液壓缸有桿腔的的回油匯合，以流量62.8l/min通過行程閥3并進入無桿腔。因此進油路上的總壓降為mpa =(0.024+0.086+0.298)mpa =0.408

23、mpa此值不大不會使壓力閥開啟，故能確保兩個泵的流量全部進入液壓缸?；赜吐飞?，液壓缸有桿腔中的油液通過電液換向閥2和單向閥6的流量都是29.6l/min,然后與液壓泵的供油合并，經(jīng)行程閥3流入無桿腔。由此可算出快進時有桿腔壓力與無桿腔壓力之差。 =(0.068+0.044+0.298)mpa =0.410mpa0.474mpa所以是偏安全的。5.1.2工進 工進時，油液在進油路上通過電液換向閥2的流量為0.474l/min,，在調(diào)速閥4處的壓力損失為0.5mpa；油液在回油路上通過換向閥2的流量是.24l/min,在背壓閥8處的壓力損失為0.5mpa,通過順序閥7的流量(25+ 0.24)l/min=25.24l/min, 因此這時液壓缸回油腔的壓力為 =(0.0000045+0.474+0.048)mpa =0.522mpa 可見此時略大于原估算值0.5mpa。故可按表（2）中公式重新計算工進時液壓缸進油腔壓力即 =4.552mpa此值與表（2）中4.68mpa相近?？紤]到壓力繼電器可靠動作需要壓差，故溢流閥9的調(diào)應(yīng)為 =5.552mpa5.1.3快退 快退時，油液在進油路上通過單向閥10的流量為22l/min,通過換向閥2的流量為