專用臥式鉆床液壓設計

1、摘 要 隨著現(xiàn)代機械制造工業(yè)的快速發(fā)展，制造裝備的改進顯得尤為重要，尤其是金屬切削設備的改造是提高生產力一項重要因素。專用臥式銑床液壓系統(tǒng)的設計，除了滿足主機在動作和性能方面規(guī)定的要求外，還必須符合體積小、重量輕、成本低、效率高、結構簡單、工作可靠、使用和維修方便等一些公認的普遍設計原則。銑床液壓系統(tǒng)的設計主要是根據已知的條件，來確定液壓工作方案、液壓流量、壓力和液壓泵及其它元件的設計。通過對專用銑床進行改造實現(xiàn)液壓夾緊和液壓進給，使其在生產過程中據有降低成本、工作可靠平穩(wěn)，易于實現(xiàn)過載保護等優(yōu)點。關鍵詞:液壓系統(tǒng)，液壓夾緊，液壓進給目 錄摘 要11、 明確液壓系統(tǒng)的設計要求32、 負載與運動

2、分析43、 負載圖和速度圖的繪制64、 確定液壓系統(tǒng)主要參數(shù)74.1確定液壓缸工作壓力74.2計算液壓缸主要結構參數(shù)74.3繪制液壓缸工況圖95、 液壓系統(tǒng)方案設計105.1確定調速方式及供油形式105.2快速運動回路和速度換接方式的選擇105.3換向回路的選擇115.4調壓和卸荷回路的選擇115.5組成液壓系統(tǒng)原理圖125.6系統(tǒng)圖的原理136、 液壓元件的選擇166.1確定液壓泵的規(guī)格和電動機功率166.2確定其它元件及輔件176.3主要零件強度校核197、 液壓系統(tǒng)性能驗算217.1驗算系統(tǒng)壓力損失并確定壓力閥的調整值217.2油液溫升驗算22設計小結24參考文獻261 明確液壓系統(tǒng)的設

3、計要求設計一臺專用臥式鉆床的液壓系統(tǒng)，要求液壓系統(tǒng)完成“快進工進快退停止”的工作循環(huán)。已知：最大軸向鉆削力為14000N，動力滑臺自重為15000N，工作臺快進行程為100mm，工進行程為50mm，快進、快退速度為5.5m/min，工進速度為51990mm/min，加、減速時間為0.1s，動力滑臺為平導軌，靜摩擦系數(shù)為0.2，動摩擦系數(shù)為0.1。2 負載與運動分析負載分析中，暫不考慮回油腔的背壓力，液壓缸的密封裝置產生的摩擦阻力在機械效率中加以考慮。因工作部件是臥式放置，重力的水平分力為零，這樣需要考慮的力有：夾緊力，導軌摩擦力，慣性力。 在對液壓系統(tǒng)進行工況分析時，本設計實例只考慮組合機床動

4、力滑臺所受到的工作負載、慣性負載和機械摩擦阻力負載，其他負載可忽略。（1）阻力負載阻力負載主要是工作臺的機械摩擦阻力，分為靜摩擦阻力和動摩擦阻力兩部分。導軌的正壓力等于動力部件的重力，設導軌的靜摩擦力為，則靜摩擦阻力 動摩擦阻力 （2）慣性負載最大慣性負載取決于移動部件的質量和最大加速度，其中最大加速度可通過工作臺最大移動速度和加速時間進行計算。已知啟動換向時間為0.05s，工作臺最大移動速度，即快進、快退速度為5.5m/min，因此慣性負載可表示為 如果忽略切削力引起的顛覆力矩對導軌摩擦力的影響，并設液壓缸的機械效率=0.9，根據上述負載力計算結果，可得出液壓缸在各個工況下所受到的負載力和液

5、壓缸所需推力情況，如表1所示。表1 液壓缸總運動階段負載表（單位：N）工況計算公式負載值F/N推力啟動30003333加速29023224快進15001667工進1550017222快退150016673 負載圖和速度圖的繪制 根據負載計算結果和已知的個階段的速度，可繪制出工作循環(huán)圖如圖1（a）所示，所設計組合機床動力滑臺液壓系統(tǒng)的速度循環(huán)圖可根據已知的設計參數(shù)進行繪制，已知快進和快退速度5.5 m/min、快進行程L1=100 mm、工進行程L2=50 mm、快退行程L3=150 mm，工進速度51990 mm/min。根據上述已知數(shù)據繪制組合機床動力滑臺液壓系統(tǒng),液壓缸負載圖(圖1）和速度

6、圖（圖2）如下所示：圖1 液壓缸FL圖圖2 液壓缸VL圖4 確定液壓系統(tǒng)主要參數(shù)4.1確定液壓缸工作壓力由表2和表3可知，組合機床液壓系統(tǒng)在最大負載約為17222 N時宜取2.5MP。表2 按負載選擇工作壓力負載/ KN50工作壓力/MPa 0.811.522.5334455表3 各種機械常用的系統(tǒng)工作壓力機械類型機 床農業(yè)機械小型工程機械建筑機械液壓鑿巖機液壓機大中型挖掘機重型機械起重運輸機械磨床組合機床龍門刨床拉床工作壓力/MPa0.823528810101820324.2計算液壓缸主要結構參數(shù)由于工作進給速度與快速運動速度差別較大，且快進、快退速度要求相等，從降低總流量需求考慮，應確定采

7、用單桿雙作用液壓缸的差動連接方式。通常利用差動液壓缸活塞桿較粗、可以在活塞桿中設置通油孔的有利條件，最好采用活塞桿固定，而液壓缸缸體隨滑臺運動的常用典型安裝形式。這種情況下，應把液壓缸設計成無桿腔工作面積是有桿腔工作面積兩倍的形式，即活塞桿直徑d與缸筒直徑D呈d = 0.707D的關系。 因此，根據已知參數(shù)，液壓缸無桿腔的有效作用面積可計算為 則活塞直徑為 mm由于有前述差動液壓缸缸筒和活塞桿直徑之間的關系，d = 0.707D，因此活塞桿直徑為d=0.70792.3=66.3 mm，根據GB/T23481993對液壓缸缸筒內徑尺寸和液壓缸活塞桿外徑尺寸的規(guī)定，圓整后取液壓缸缸筒直徑為D=10

8、0mm，活塞桿直徑為d=70mm。此時液壓缸兩腔的實際有效面積分別為：根據計算出的液壓缸的尺寸，參考文獻執(zhí)行元件背壓的估計值，本系統(tǒng)的背壓值估計可在0.60.8范圍內選取，故暫定：工進時0.8，快速運動時，0.6，回油管路壓力損失液壓缸在工作循環(huán)各階段的工作壓力。即可按參考文獻計算:進一步計算液壓缸在各個工作階段中的壓力、流量和功率值，如表4所示。表4 各工況下的主要參數(shù)值工況推力F/N進油腔壓力P1/MPa回油腔壓力P2/MPa輸入流量q/L.min-1輸入功率P/Kw計算公式快進16670.950.621.180.20工進172222.590.80.407.770.02 0.38 快退16

9、671.590.6220.585 液壓系統(tǒng)方案設計根據組合機床液壓系統(tǒng)的設計任務和工況分析，所設計機床對調速范圍、低速穩(wěn)定性有一定要求，因此速度控制是該機床要解決的主要問題。速度的換接、穩(wěn)定性和調節(jié)是該機床液壓系統(tǒng)設計的核心。此外，與所有液壓系統(tǒng)的設計要求一樣，該組合機床液壓系統(tǒng)應盡可能結構簡單，成本低，節(jié)約能源，工作可靠。5.1確定調速方式及供油形式該組合機床工作時，要求低速運動平穩(wěn)行性好，速度負載特性好。由工況圖可知，液壓缸快進和工進時功率都較小，負載變化也較小，故宜采用調速閥的進油節(jié)流調速方式及開式循環(huán)系統(tǒng)。為解決鉆孔 通時滑臺突然前沖的問題，回油路上要設置背壓閥。由表4可知，液壓系統(tǒng)的

10、工作循環(huán)主要由低壓大流量和高壓小流量兩個階段組成，從提高系統(tǒng)效率和節(jié)省能源的角度來看，采用單個定量液壓泵作為油源顯然是不合適的，而宜采用雙泵或限壓式變量泵供油方案。雙泵共有方式因結構簡單、噪聲小、壽命長、成本低、故被采用。如圖3所示。圖3 雙泵供油油源5.2快速運動回路和速度換接方式的選擇由于采用差動連接和雙泵供油快速運動回路來實現(xiàn)快速運動，即快進時，由大小泵同時供油，液壓缸實現(xiàn)差動連接；快退時，由雙泵供油。由于快進和工進之間速度需要換接，但對換接的位置精度要求不高，所以采用行程開關發(fā)訊控制二位二通電磁閥來實現(xiàn)速度的換接。5.3換向回路的選擇 本系統(tǒng)會換向的平穩(wěn)性沒有嚴格的要求，所以選用電磁換

11、向閥的換向回路。為了便于實現(xiàn)差動連接，選用了三位五通換向閥。為提高換向的位置精度 ，采用死檔鐵和壓力繼電器的行程終點返程控制。 a.換向回路 b.速度換接回路圖4 換向和速度切換回路的選擇5.4調壓和卸荷回路的選擇在雙泵供油的油源回路中，沒有溢流閥和順序閥，實現(xiàn)系統(tǒng)壓力的調節(jié)和大流量泵卸荷。即滑臺工進時，高壓小流量泵的出口壓力有溢流閥調定；在滑臺工進和停止時，低壓大流量泵通過液控順序閥卸荷，高壓小流量泵在滑臺停止時雖未卸荷，但因其功率損失小，故不需要再沒卸荷回路。5.5組成液壓系統(tǒng)原理圖選擇基本回路后，按擬定液壓系統(tǒng)圖的幾個注意點，可以組成一個完整的系統(tǒng)圖。圖中為了使液壓缸快進時實現(xiàn)差動連接，

12、工進時主油路和回油路隔離，在系統(tǒng)中增設一個單向閥6及液控順序閥7，在液壓泵和電磁換向閥2的出口處，增設單向閥13，以免當液壓系統(tǒng)較長時間不工作時，壓力油流回油箱，形成真空。為了過載保護或行程終了利用壓力繼電器14。組合成液壓系統(tǒng)圖組合的液壓系統(tǒng)原理圖。如圖5所示。圖5 液壓系統(tǒng)原理圖1-雙聯(lián)葉片泵 2-三位五通電液閥 3-行程閥 4-調速閥 5、6、10、13-單向閥 7-順序閥 8-背壓閥 9-溢流閥 11-過濾器 12-壓力表開關 14-壓力繼電器要實現(xiàn)系統(tǒng)的動作，即要求實現(xiàn)的動作順序為：快進工進快退停止。則可得出液壓系統(tǒng)中各電磁鐵的動作順序如表5所示。表中“+”號表示電磁鐵通電；“”號表

13、示電磁鐵斷電。表5 電磁鐵的動作順序表動作名稱信號來源1YA2YA背壓閥8換向閥2電磁閥3快進啟動按鈕+-關閉左位下位工進擋塊壓下行程閥7+-打開左位下位停留滑塊靠壓死在擋塊處+-打開左位上位快進時間繼電器14發(fā)出信號-+關閉右位下位停止擋塊壓下終點開關-+關閉中位下位5.6系統(tǒng)圖的原理1 快進 快進如圖5所示，按下啟動按鈕，電磁鐵通電，由泵輸出地壓力油經單向閥10，到三位五通換向閥2的左側，這時的主油路為： 進油路：泵1 單向閥10三位五通換向閥2行程閥3液壓缸右腔。 回油路：液壓缸左腔三位五通換向閥2單向閥10行程閥3液壓缸右腔。由此形成液壓缸兩腔連通，實現(xiàn)差動快進，由于快進負載壓力小，系

14、統(tǒng)壓力低，變量泵輸出最大流量。2 工進 快進終了時，行程閥得電，這時的主油路為：進油路：泵1 單向閥10三位五通換向閥2調速閥4液壓缸右腔?；赜吐罚阂簤焊鬃笄蝗晃逋〒Q向閥2背壓閥8液控順序閥7油箱。形成此時的原因是工進時進油壓力大，油壓把液控順序閥7、背壓閥8推開。3 快退工進到達終點時，時間繼電器發(fā)出信號，使三位五通換向閥2的右側得電 ，形成換向油路，這時的主油路為：進油路：泵1 單向閥10三位五通換向閥2液壓缸左腔。回油路：液壓缸右腔行程閥3三位五通換向閥2單向閥13油箱。4 停止當滑臺退回到原位時，使三位五通換向閥右側斷電，換向閥處于中位，泵輸出的油液被三位五通換向閥堵住，液壓缸停止運

15、動。液壓缸左側的油液經單向閥13回到油箱，做到卸荷的作用。6 液壓元件的選擇6.1確定液壓泵的規(guī)格和電動機功率本設計所使用液壓元件均為標準液壓元件，因此只需確定各液壓元件的主要參數(shù)和規(guī)格，然后根據現(xiàn)有的液壓元件產品進行選擇即可。（1）計算液壓泵的最大工作壓力由表4可知，液壓缸在整個工作循環(huán)中的最大工作壓力為2.59Mpa,本系統(tǒng)采用調速閥進油節(jié)流調速，選取進油路壓力損失為?？紤]到壓力 繼電器的動作可靠要求壓差為，故泵的最高工作壓力為：此壓力即為小流量泵的最高工作壓力，也即溢流閥的調整壓力。 （2）計算總流量由表4可知，快進時需要最大供油量，其值為21.18L/min。計算液壓泵的最大流量，因為

16、，取回路泄漏修正系數(shù)K=1.1，則兩個泵的總流量為：最小流量在工進時，其值為0.40L/min。為保證工進時系統(tǒng)壓力穩(wěn)定，應考慮溢流閥有一定的最小溢流量，取其額定流量的10%，約為2.0L/min。故小流量泵的流量最小應為2.40L/min。根據以上壓力和流量的數(shù)值查閱產品樣本，最后確定選取PV2T12-6/33型雙聯(lián)葉片泵，其小流量泵和大流量泵的排量分別為 6mL/r和33mL/r，當液壓泵的轉速=940r/min時，該液壓泵的理論流量為 36.66L/min，若取液壓泵的容積效率率=0.9，則雙泵供油時，液壓泵的實際輸出流量為：小流量泵單獨供油時：（3）計算總流量由于液壓缸在快退時輸入功率

17、最大，其值為0.58KW，若取泵的總效率為，則液壓泵驅動電動機所需的功率為：根據上述功率計算數(shù)據，此系統(tǒng)選取Y100L-6型電動機，其額定功率，額定轉速。6.2確定其它元件及輔件(1) 確定閥類元件及輔件根據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，查閱產品樣本，選出的閥類元件和輔件的型號及規(guī)格見表6。表中序號與圖4元件標號相同。表6 液壓元件規(guī)格及型號序號元件名稱通過流量額定流量額定壓力額定壓降型號、規(guī)格1雙聯(lián)葉片泵-5.08/27.9216/14-Pv2R12-6/332單向閥28636.30.2I-53B3液控順序閥28636.30.3XY-63B4溢流閥5.110

18、6.3Y-10B5單向閥33636.30.2I-63B6三位五通電液換向閥701006.30.335DY-100BY7單向閥701006.30.2I-100B8單向閥29.4636.30.2I-639液控順序閥1636.30.3XY-63B10背壓閥1636.30.3B-63B11二位二通電磁閥62.4636.30.3E22DH-6312調速閥1106.30.3Q-10B13壓力繼電器14PF-B8L14濾油器36.7806.30.2XU-8020015壓力表開關K-6B*注：此為電動機額定轉速為940r/min時的流量。(2) 確定油管在選定了液壓泵后，液壓缸在實際快進、工進和快退運動階段的

19、運動速度、時間以及進入和流出液壓缸的流量，與原定數(shù)值不同，重新計算的結果如表7所列。表7各工況實際運動速度和流量流量、速度快進工進快退輸入流量/(L/min）取排出流量/(L/min）運動速度/(L/min）由表可以看出，液壓缸在各階段的實際運動速度符合設計要求。根據選定的液壓閥的連接尺寸確定油管尺寸，也可接管路中允許流速計算。設管道內允許流速V=4m/s。根據表7中的數(shù)值，可算得與液壓缸無桿腔和有桿腔相連的油管內徑分別為：取標準值20mm；由于本系統(tǒng)液壓缸的差動連接快進時，油管內通油量最大，其實際流量為約泵額定流量的兩倍，則液壓缸進、出油管直徑d按產品樣本，選用內經20mm、外徑為28mm的

20、10號冷拔鋼管。（3）油箱的設計 油箱的主要用途是貯存油液，同時也起到散熱的作用，參考相關文獻及設計資料，油箱的設計可先根據液壓泵的額定流量按照經驗計算方法計算油箱的體積，然后再根據散熱要求對油箱的容積進行校核。油箱中能夠容納的油液容積按JB/T79381999標準估算，取時，求得其容積為6.3主要零件強度校核1 缸筒壁厚=4因為方案是低壓系統(tǒng)，校核公式, 式中：缸筒壁厚（） 實驗壓力 ,其中是液壓缸的額定工作壓力 D缸筒內徑 D=0.11M 缸筒材料的許用應力。，為材料抗拉強度（MPa）,n為安全系數(shù)，取n=5。對于P116MPa.材料選45號調質鋼，對于低壓系統(tǒng)因此滿足要求。2 缸底厚度=

21、11對于平缸底，厚度 有兩種情況：a. 缸底有孔時：其中b. 缸底無孔時，用于液壓缸快進和快退；其中 7 液壓系統(tǒng)性能驗算 7.1驗算系統(tǒng)壓力損失的驗算及泵壓力的調整由于系統(tǒng)的管路布置尚未具體確定，所以只能估算系統(tǒng)壓力損失。估算時，首先確定管道內液體的流動狀態(tài)，然后計算各種工況下的總的壓力損失。已知：系統(tǒng)采用N32液壓油，室溫為20C時，油液密度。設進、回油管的長度均為2m。（1）判斷流動狀態(tài) 在快進、工進、快退、三種工況下，進、回油管路中所通過的流量以快退時回油流量 為最大，此時油液流動具有最大雷諾數(shù)，為：由此可推斷，各工況下的進、回油路中的油液的流動狀態(tài)均為層流。（2）計算系統(tǒng)壓力損失層流

22、流動狀態(tài)下沿程壓力損失的表達式為：由于管道結構尚未確定，管道的局部壓力損失按經驗公式計算，即：閥類元件的局部壓力損失按式（8-15）計算，即：其中，由產品樣本查出，和q數(shù)值由表6和表7列出。利用上面公式，滑臺在快進、工進和快退工況下的壓力損失計算如下：1）快進滑臺快進時，液壓缸通過電液換向閥差動連接。在進油路上，油液通過單向閥2和5、電液換向閥6，然后與液壓缸有桿腔的回油匯合后通過電磁換向閥11進入無桿腔。在進油路上，壓力損失計算為：在回油路上，壓力損失分別為：將回油中上的壓力損失折算到進油路上去，便得到快進運動的總的壓力損失 ： 由快進工況下壓力損失計算過程可以看出，在總的壓力損失中 ，閥類

23、元件的局部壓力損失所占份額較大，而沿程壓力損失和管道局部壓力損失則較小。2）工進工進時管路中流速很小，所以沿程壓力損失和局部壓力損失夠非常小，可以忽略不計。這時進油路僅需考慮調速閥的壓力損失=0.5Mpa，小流量泵的調整壓力應等于工進時液壓缸的工作壓力加上進油路壓差，并考慮壓力繼電器的動作需要，則 ： 此即溢流閥4調定壓力。3）快退滑臺快退時，在進油路上，油液通過單向閥2、單向閥5、電液換向閥6進人液壓缸有桿腔。在回油路上，油液通過電磁換向閥11、電液換向閥6和單向閥7返回油箱。忽略沿程壓力損失和管道局部壓力損失 ，則進油路上總的壓力損失為 ：回油路上總的壓力損失為：此值略小于估計值，故不必重算。 則大流量泵的工作壓力為：此值是調整液控順序閥3調整壓力的主要參考數(shù)據。7.2油液溫升驗算在整個工作循環(huán)中 ，工進階段所占用的時間最長，所以系統(tǒng)的發(fā)熱主要是工進階段造成的，故按工進工況驗算系統(tǒng)溫升。工進時，大流量泵經液控順序閥3卸荷，其中出口壓力即為油液通過液控順序閥的壓力損失。液壓系統(tǒng)的總的輸人功率即為液壓泵的輸人功率：液壓系統(tǒng)輸出有效功率即為液壓缸輸出有效功率：液壓系統(tǒng)總效率為：則由式（8-16）計算系統(tǒng)的發(fā)熱功率為：由式（8-20）近似計算油箱散熱面積：假定通風良好，取油箱散熱系數(shù)則利用式（8-19）計算油液