設計一臥式單面多軸鉆孔組合機床動力滑臺的液壓系統(tǒng)

-.z.設計一臥式單面多軸鉆孔組合機床動力滑臺的液壓系統(tǒng)。1）工作循環(huán)：快進—工進—快退—停止。2）工作參數(shù)軸向切削力21000N，移動部件總重10000N，快進行程100mm，快進與快退速度4.2m／min，工進行程20mm，工進速度0.05m／min，加、減速時間為0.2s，靜摩擦系數(shù)0.2，動摩擦系數(shù)0.1，動力滑臺可在中途停止。一、負載分析負載分析中，暫不考慮回油腔的背壓力，液壓缸的密封裝置產(chǎn)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：切削力，導軌摩擦力和慣性力。導軌的正壓力等于動力部件的重力，設導軌的靜摩擦力為，動摩擦力為，則而慣性力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，則液壓缸在各工作階段的總機械負載可以算出，見表1。表1液壓缸各運動階段負載表運動階段計算公式總機械負載啟動2105加速1428快進1053工進23158快退1053根據(jù)負載計算結果和已知的各階段的速度，可繪制出負載圖（）和速度圖（），見圖1a、b。橫坐標以上為液壓缸活塞前進時的曲線，以下為液壓活塞退回時的曲線。a)b)圖1負載速度圖a）負載圖b）速度圖液壓系統(tǒng)方案設計1.確定液壓泵類型及調速方式參考同類組合機床,同時根據(jù)本題要求。選用雙作用葉片泵雙泵供油，同時這是調速閥進油調速的開式回路來滿足快進、快退和工進的功能?？爝M或快退時雙泵進行供油，工進時，小泵單獨供油，同時利用節(jié)流閥調速保證工進速度。整個回路采用溢流閥作定壓閥，起安全閥作用。為防止鉆孔鉆通時滑臺突然失去負載向前沖，回油路上設置背壓閥，初定背壓值為。2.選用執(zhí)行元件因系統(tǒng)循環(huán)要求正向快進和工作，反向快退，且快進、快退速度相等。實現(xiàn)快進快退速度相等有以下幾種方法：1）單活塞桿液壓缸，快進時差動連接，無桿腔面積等于有桿腔面積的兩倍。2）采用雙活塞桿液壓缸，因兩腔有效面積相等，即可滿足快進、快退速度相等的要求。差動連接可降低整個系統(tǒng)工作壓力，同時可選用更小規(guī)格的油泵。而且組合機床對工作壓力要求的供油壓力并不高，所以選擇方案一3.快速運動回路和速度換接回路根據(jù)題目運動方式和要求，采用方案一的快速回路系統(tǒng)，差動連接與雙泵供油兩種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。采用二位二通電磁閥的速度回路，控制由快進轉為工進。與采用行程閥相比，電磁閥可直接安裝在液壓站上，由工作臺的行程開關控制，管路較簡單，行程大小也容易調整，另外采用液控順序閥與單向閥來切斷差動油路。因此速度換接回路為行程與壓力聯(lián)合控制形式。4.換向回路的選擇本系統(tǒng)對換向的平穩(wěn)性沒有嚴格的要求，所以采用電磁換向閥的換向回路，采用三位五通閥。5.組成液壓系統(tǒng)繪原理圖將上述所選定的液壓回路進行組合，并根據(jù)要求作必要的修改補充，即組成如圖2所示的液壓系統(tǒng)圖。為便于觀察調整壓力，在液壓泵的進口處、背壓閥和液壓缸無桿腔進口處設置測壓點,并設置多點壓力表開關。這樣只需一個壓力表即能觀測各點壓力。圖2組合機床動力滑臺液壓系統(tǒng)原理圖液壓系統(tǒng)中各電磁鐵的動作順序如表2所示。表2電磁鐵動作順序表1Y2Y3Y快進+--工進+-+快退-+-停止---三、液壓系統(tǒng)的參數(shù)計算（一）液壓缸參數(shù)計算1.初選同類型組合機床，初定液壓缸的工作壓力為。2.確定液壓缸的主要結構尺寸要求動力滑臺的快進、快退速度相等，現(xiàn)采用活塞桿固定的單桿式液壓缸?？爝M差動時，并取無桿腔有效面積等于有桿腔有效面積的兩倍，即。為了防止鉆孔鉆通時滑臺突然失去負載向前沖，在油路上設置背壓閥，按[1]表8-2，初,選背壓值。由表1克制最大負載為工進階段的負載，按此計算則液壓缸直徑由可知活塞桿直徑按GB/T2348——1993將所計算得D與d值分別圓整打動相近的標準直徑，以便采用標準的密封裝置。圓整后得按標準直徑算出按最低工進速度演算液壓缸尺寸，查產(chǎn)品樣本，調速閥最小穩(wěn)定流量，因工進速度為最小速度，則由[1]式（8-11）上述計算中，滿足最低速度的要求。3.計算液壓缸各工作階段的工作壓力、流量和功率根據(jù)液壓缸的負載圖和速度圖以及液壓缸的有效面積，可以算出液壓缸工作過程中各階段的壓力、流量和功率，在計算工進時按代入，快退時背壓按代入計算公式和計算結果列于表3中。表3液壓缸所需的實際流量、壓力和功率工作循環(huán)計算公式負載進油壓力回油壓力所需流量輸入功率NPaPaL/minkW差動快進工進快退注：1.差動連接時，液壓缸的回油口到進油口之間的壓力損失，而。2.快退時，液壓缸有桿腔進油，壓力為，無桿腔回油，壓力為。（二）液壓泵的參數(shù)計算由表3可知工進階段液壓缸工作壓力最大，若取進油路總壓力損失，則液壓泵最高工作壓力可按[1]式（8-5）算出因此泵的額定壓力可取。由表1-5可知，工進時所需流量最小是，設溢流閥最小溢流量為，則小流量泵的流量按[1]式（8-16）應為，快進快退時液壓缸所需的最大流量是，則泵的總流量為。即大流量泵的流量。根據(jù)上面計算的壓力和流量，查相關產(chǎn)品樣本得，選用YB-4/16型雙聯(lián)葉片泵。該泵額定壓力，額定轉速。（三）電動機的選擇系統(tǒng)為雙泵供油系統(tǒng)，其中小泵1的電動機的選擇流量,大泵2流量。差動快進、快退時兩個泵同時向系統(tǒng)供油；工進時，小泵1向系統(tǒng)供油，大泵2卸載。下面分別計算三個階段所需要的電動機功率。1.差動快進差動快進時，大泵2的出口壓力油經(jīng)單向閥后與小泵1匯合，然后經(jīng)單向閥2，三位五通3，二位二通閥4進入液壓缸無桿腔，無桿腔壓力，查樣本可知，小泵2的出口壓力損失，大泵2出口到小泵1出口的壓力損失。于是計算可得小泵出壓力（總效率），大泵2出口壓力（總效率）。電動機功率2.工進考慮到調速閥所需要的最小壓力差。壓力繼電器可靠動作需要壓力差。因此工進時小泵1的出口壓力。而大泵2的卸載壓力取。（小泵1的總效率，大泵2總效率）。3.快退類似差動快進分析知：小泵1的出口壓力（總效率）：大泵2出口壓力（總效率）。電動機功率綜合比較，快退時所需功率最大。據(jù)此查樣本選用Y90L-66封閉式三相異步電動機，電動機功率。額定轉速。四、液壓元件的選擇1.液壓閥及過濾器的選擇根據(jù)液壓閥在系統(tǒng)中的最高工作壓力與通過該閥的最大流量，可選出這些元件的型號及規(guī)格。本系統(tǒng)中所有閥的額定壓力都為，額定流量根據(jù)各閥通過的流量，確定為，和三種規(guī)格，所有元件的型號列于表4中。過濾器按液壓泵額定流量的兩倍選取吸油用線隙式過濾器。表中序號與系統(tǒng)原理圖中的序號一致。表4液壓元件明細表序號元件名稱最大通過流量/型號1雙聯(lián)葉片泵20YB-4/162單向閥201-25B3三位五通閥4035D1-63BY4二位二通閥4022D1-63BH5調速閥0.39Q-10B6壓力繼電器DP1-36B7單向閥201-25B8液控順序閥0.16*Y-25B9背壓閥0.16B-10B10液控順序閥（卸載用）16*Y-25B11單向閥161-25B12溢流閥4Y-10B13過濾器40*Y-B32*10014壓力表開關K-6B2.油管的選擇根據(jù)選定的液壓閥的連接油口齒輪確定管道尺寸。液壓缸的進、出油管按輸入、排出的最大流量來計算。由于本系統(tǒng)液壓缸差動連接快進快退時，油管內通油量最大，其實際流量為泵的額定流量的兩倍達，則液壓缸進、出油管直徑按產(chǎn)品樣本，選用內徑為，外徑為的10號冷拔鋼管。3.油箱容積的確定中壓系統(tǒng)的油箱容積一般取液壓泵額定流量的5到7倍，本系統(tǒng)取7倍，故油箱容積為五、驗算液壓系統(tǒng)性能（一）壓力損失的驗算及泵壓力的調整1.工進時的壓力損失驗算和小流量泵壓力的調整工進時管路中的流量僅為，因此流速很小，所以沿程壓力損失和局部壓力損失都非常小，可以忽略不計。這是進油路上僅考慮調速閥的壓力損失，回油路上只有背壓閥的壓力損失，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則即小流量泵的溢流閥12應按此壓力調整。快退時壓力損失驗算及大流量泵卸載壓力的調整因快退時，液壓缸無桿腔的回油量是進油量的兩倍，起壓力損失比快進時要大，因此必須計算快退時的進油路與回油路的壓力損失，儀表確定大流量泵的卸載壓力。已知：快退時進油管和回油管長度均為，油管直徑，通過的流量為進油路，回油路。液壓系統(tǒng)選用N32號液壓油，考慮最低工作溫度為15℃，由手冊查出此時油的運動粘度，油的密度，液壓系統(tǒng)元件采用集成塊似的配置形式。確定油流的流動狀態(tài)按[1]式（1-30）經(jīng)單位換算為式中——平均流速（）；——油管內徑（）；——油的運動粘度（）；——通過的流量（）。則進油路中液流的雷諾數(shù)為回油路中液流的雷諾數(shù)為由上可知，進回油路的流動都是層流。沿程壓力損失由[1]式（1-37）可算出進油路和回油路的壓力損失。在進油路上，流速則壓力損失為在會有路上，流速為進油路流速的兩倍即，則壓力損失為局部壓力損失由于采用集成塊式的液壓裝置，所以只考慮閥類元件和集成塊內油路的壓力損失。通過各閥的局部壓力損失按[1]式（1-39）計算，結果列于表5中。表5閥類元件局部壓力損失元件名稱額定流量實際通過的流量額定壓力損失實際壓力損失單向閥2252021.025三位五通電磁閥36320/4040.325/1.2875二位二通電磁閥4634041.2875單向閥11251620.575注：快退時經(jīng)過三位五通閥的兩油道流量不同，壓力損失也不同。若取集成塊進油路的壓力損失，回油路壓力損失為，則進油路和回油路的總的壓力損失為查表1-1知快退時液壓缸負載；則快退時液壓缸的工作壓力為因此，大流量泵卸荷閥2的調整壓力應大于。從以上驗算結果可以看出，各種工況下的實際壓力損失都小于初選的壓力損失值，而且比較接近，說明液壓系統(tǒng)的油路結構、元件的參數(shù)是合理的，滿足要求。液壓系統(tǒng)的發(fā)熱和溫升驗算工進時液壓泵的輸入功率如前面計算工進時液壓缸的輸出功率系統(tǒng)總的發(fā)熱功率已知油箱容積，則按[1]式（8-12）油箱近似散熱面積為假定通風良好，取油箱散熱系數(shù)，則利用[1]式（8-11）可得油液溫升為設環(huán)境溫度，則熱平衡溫度為所以油箱散熱基本可達到要求。參考文獻【1】《液壓與氣壓傳動（第3版）許福玲陳堯明編著工業(yè)機械2007設計題目2：設計多軸鉆鏜組合機床動力滑臺液壓系統(tǒng)。已知滑臺工作循環(huán)：快進工進快退停止，滑臺采用水平放置的平導軌，可隨時在任意位置停止，靜摩擦系數(shù)f1=0.2，動摩擦系數(shù)f2=0.1；工進速度2=100—1200mm/min無級調速，快進1、快退速度3相等；加、減速時間t=0.30s，其余設計參數(shù)見表2。表2設計參數(shù)序號1234567891011121314151617181920F1012304055601518253523253545485258122020G1018161520222530103640324525202028