組合機床液壓系統設計

目錄TOC\o"1-5"\h\z0、序言……………… 1\o"CurrentDocument"一、 設計的技術要求和設計參數 2\o"CurrentDocument"二、 工況分析 2確定執(zhí)行元件………..……………2分析系統工況……………………2確定系統主要參數…..…………...4\o"CurrentDocument"三、擬定液壓系統原理圖 6速度控制回路的選擇……………..6\o"CurrentDocument"2換向和速度換接回路的選擇 63壓力控制回路的選擇……………..7\o"CurrentDocument"四、液壓元件的選擇 8確定液壓泵和電機規(guī)格..…..…….8電機的選擇…………………..…...9閥類元件和輔助元件的選擇………………..…..10油管的選擇。?！?.………….11油箱的設計…..…………………..12五、液壓系統性能的驗算 12管路壓力損失演算…..…………..12系統溫升的驗算…………………14六、 液壓缸主要尺寸的確定 15參考文獻…………..………….16

0序言作為一種高效率的專用機床，組合機床在大批、大量機械加工生產中應用廣泛。本次課程設計將以組合機床動力滑臺液壓系統設計為例，介紹該組合機床液壓系統的設計方法和設計步驟，其中包括組合機床動力滑臺液壓系統的工況分析、主要參數確定、液壓系統原理圖的擬定、液壓元件的選擇以及系統性能驗算等。組合機床是以通用部件為基礎，配以按工件特定外形和加工工藝設計的專用部件和夾具而組成的半自動或自動專用機床。組合機床一般采用多軸、多刀、多工序、多面或多工位同時加工的方式，生產效率比通用機床高幾倍至幾十倍。組合機床兼有低成本和高效率的優(yōu)點，在大批、大量生產中得到廣泛應用，并可用以組成自動生產線。組合機床通常采用多軸、多刀、多面、多工位同時加工的方式，能完成鉆、擴、鉸、鏜孔、攻絲、車、銃、磨削及其他精加工工序，生產效率比通用機床高幾倍至幾十倍。液壓系統由于具有結構簡單、動作靈活、操作方便、調速范圍大、可無級連讀調節(jié)等優(yōu)點，在組合機床中得到了廣泛應用。快進快退液壓系統在組合機床上主要是用于實現工作臺的直線運動和回轉運動，如圖1所示，如果動力滑臺要實現二次進給，則動力滑臺要完成的動作循環(huán)通常包括：原位停止€快進€1工進€11工進€死擋鐵停留€快退€原位停止?？爝M快退工進死擋鐵停留圖1組合機床動力滑臺工作循環(huán)設計的技術要求和設計參數設計一臺臥式單面多軸鉆孔組合機床動力滑臺的液壓系統，其實現的工作循環(huán)是：快進一工進一快退一停止。主要參數：軸向切削阻力為30000N；移動部件總重力為10000N；快進行程為150mm,快進和快退速度均為/min，工進行程30mm，工進速度為/min,加速、減速時間均為，利用平導軌，靜摩擦系數為0.2，動摩擦系數為0.1.要求活塞桿固定，油缸與工作臺連接。設計該組合機床的液壓傳動系統。二工況分析1確定執(zhí)行元件金屬切削機床的工作特點要求液壓系統完成的主要是直線運動，因此液壓系統的執(zhí)行元件確定為液壓缸。2分析系統工況在對液壓系統進行工況分析時，本設計實例只考慮組合機床動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。工作負載FW工作負載是沿液壓缸軸線方向的切削力，即Fw=30000N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0.2s，工作臺最大移動速度，即快進、快退速度為m/min，因此慣性負載可表示為廠GAPF= Lg加摩擦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。靜摩擦阻力Ffj=fjxN=0.2*10000=2000N動摩擦阻力Ffd=fdxN=0.1*10000=1000N

設液壓缸的機械效率n=0.9，得出液壓缸在各工作階段的負載和推力，如表1所示:表1液壓缸在各工作階段的負載（單位：N）工況負載組成負載值F液壓缸推力F'=F/€m啟動F=Ffs2000NN加速F=F+Ffd mN快進F=Ffd1000NN工進F=F+Ffd t31000NN反向起動F=Ffs2000NN加速F=F+Ffd mNN快退F=Ffd1000NN根據液壓缸在上述各階段內的負載，即可繪制出負載循環(huán)圖和速度循環(huán)圖，如下圖所示。

3確定系統主要參數（1） 選液壓缸工作壓力所設計的動力滑臺在工進時負載最大，其它工況時的負載都相對較低，初選液壓缸的工作壓力p=4MPa。1（2） 確定液壓缸主要尺寸由于動力滑臺快進和快退的速度相等，因此液壓缸課選用單活塞桿式差動液壓缸（A1=A2）,快進是液壓缸差動連接。工進過程中，當孔被鉆通時，由于負載突然消失，液壓缸有可能會發(fā)生前沖的現象，因此液壓缸的回油腔應設置一定的背壓（通過設置背壓閥的方式），選取此背壓值為p2=MPa?？爝M時液壓缸雖然作差動連接（即有桿腔與無桿腔均與液壓泵的來油連接），但連接管路中不可避免地存在著壓降€p，且有桿腔的壓力必須大于無桿腔，估算時取€p沁0.5MPa?？焱藭r回油腔中也是有背壓的，這時選取被壓值p=0.6MPa。2工進時液壓缸的推力計算公式為：F/,=Ap一Ap=Ap?(A/2)pm 1 1 2 2 1 1 1 2式中：F 負載力，m——液壓缸機械效率A1——液壓缸無桿腔的有效作用面積A2 液壓缸有桿腔的有效作用面積p1——液壓缸無桿腔壓力p2——液壓有無桿腔壓力因此，根據已知參數，液壓缸無桿腔的有效作用面積可計算為A= = 即訓叮05工液壓缸缸筒直徑為球哪球哪E=0」陽”=109mm由于有前述差動液壓缸缸筒和活塞桿直徑之間的關系，dD，因此活塞桿直徑為d=0.707x109=mm,根據GB/T2348—1993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=110mm，活塞桿直徑為d=80mm。此時液壓缸兩腔的實際有效面積分別為：Al=nD2/4=nX2tfA2=n(D2-d2)/4=nX(225根據計算出的液壓缸的尺寸，可以估算出液壓缸在工作循環(huán)中各階段的壓力、流量和功率、如下表所示，由此繪制也可繪制液壓缸工況圖。表：液壓缸在各階段的壓力、流量和功率值工況推力F'/N啟動快加速進恒速回油腔壓力P2/MPap1+App1+Ap工況推力F'/N啟動快加速進恒速回油腔壓力P2/MPap1+App1+Ap進油腔壓力P/MPa輸入流量-1輸入功率P/Kw計算公式嚴+3P1=TWq=(A1-A2)v1P=p】qP2=P1+ApP1=(F'+p2A2)/A1工進0.60.007931q=A1v2P=p】q啟動工進0.60.007931q=A1v2P=p】q啟動快加速退0.5恒速0.5P1=(F'+p2A1)/A2q=A2v3P=p1q液壓缸工況圖三擬定液壓系統原理圖根據組合機床液壓系統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)是該機床液壓系統設計的核心。此外，與所有液壓系統的設計要求一樣，該組合機床液壓系統應盡可能結構簡單，成本低，節(jié)約能源，工作可靠1速度控制回路的選擇工況圖表明，所設計組合機床液壓系統在整個工作循環(huán)過程中所需要的功率較小，系統的效率和發(fā)熱問題并不突出，因此考慮采用節(jié)流調速回路即可。雖然節(jié)流調速回路效率低，但適合于小功率場合，而且結構簡單、成本低。該機床的進給運動要求有較好的低速穩(wěn)定性和速度-負載特性，因此有三種速度控制方案可以選擇，即進口節(jié)流調速、出口節(jié)流調速、限壓式變量泵加調速閥的容積節(jié)流調速。鉆鏜加工屬于連續(xù)切削加工，加工過程中切削力變化不大，因此鉆削過程中負載變化不大，采用節(jié)流閥的節(jié)流調速回路即可。但由于在鉆頭鉆入鑄件表面及孔被鉆通時的瞬間，存在負載突變的可能，因此考慮在工作進給過程中采用具有壓差補償的進口調速閥的調速方式，且在回油路上設置背壓閥。由于選定了節(jié)流調速方案，所以油路采用開式循環(huán)回路，以提高散熱效率，防止油液溫升過高。2換向和速度換接回路的選擇所設計多軸鉆床液壓系統對換向平穩(wěn)性的要求不高，流量不大，壓力不高，所以選用價格較低的電磁換向閥控制換向回路即可。為便于實現差動連接，選用三位五通電磁換向閥。為了調整方便和便于增設液壓夾緊支路，應考慮選用Y型中位機能。由前述計算可知，當工作臺從快進轉為工進時，進入液壓缸的流量由25.1L/min降為0.95L/min,可選二位二通行程換向閥來進行速度換接，以減少速度換接過程中的液壓沖擊，如圖5所示。由于工作壓力較低，控制閥均用普通滑閥式結構即可。由工進轉為快退時，在回路上并聯了一個單向閥以實現速度換接。為了控制軸向加工尺寸，提高換向位置精度，采用死擋塊加壓力繼電器的行程終點轉換控制。a.換向回路圖5換向和速度切換回路的選擇3壓力控制回路的選擇由于采用雙泵供油回路，故采用液控順序閥實現低壓大流量泵卸荷，用溢流閥調整高壓小流量泵的供油壓力。為了便于觀察和調整壓力，在液壓泵的出口處、背壓閥和液壓缸無桿腔進口處設測壓點。將上述所選定的液壓回路進行整理歸并，并根據需要作必要的修改和調整,最后畫出液壓系統原理圖如圖所示。為了解決滑臺快進時回油路接通油箱，無法實現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io,以阻止油液在快進階段返回油箱。同時閥9起背壓閥的作用。為了避免機床停止工作時回路中的油液流回油箱，導致空氣進入系統，影響滑臺運動的平穩(wěn)性，圖中添置了一個單向閥11?？紤]到這臺機床用于鉆孔（通孔與不通孔）加工，對位置定位精度要求較高,圖中增設了一個壓力繼電器6。當滑臺碰上死擋塊后，系統壓力升高，壓力繼電器發(fā)出快退信號，操縱電液換向閥換向。在進油路上設有壓力表開關和壓力表，鉆孔行程終點定位精度不高，采用行行程開關控制即可。圖7液壓系縊匣理囹」四液壓元件的選擇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和規(guī)格，然后根據現有的液壓元件產品進行選擇即可。1確定液壓泵和電機規(guī)格計算液壓泵的最大工作壓力由于本設計采用雙泵供油方式，根據液壓系統的工況圖，大流量液壓泵只需在快進和快退階段向液壓缸供油，因此大流量泵工作壓力較低。小流量液壓泵在快速運動和工進時都向液壓缸供油，而液壓缸在工進時工作壓力最大，因此對大流量液壓泵和小流量液壓泵的工作壓力分別進行計算。根據液壓泵的最大工作壓力計算方法，液壓泵的最大工作壓力可表示為液壓缸最大工作壓力與液壓泵到液壓缸之間壓力損失之和。對于調速閥進口節(jié)流調速回路，選取進油路上的總壓力損失》△,同時考慮到壓力繼電器的可靠動作要求壓力繼電器動作壓力與最大工作壓力的壓差為0.5MPa,則小流量泵的最高工作壓力可估算為p屛>呂+Ap+ =^3,96+0.6+0.5^MPa=5.01MPa大流量泵只在快進和快退時向液壓缸供油，圖中表明，快退時液壓缸中的工作壓力比快進時大，如取進油路上的壓力損失為0.3MPa，則大流量泵的最高工作壓力為：I+工Ap=f.43+03^MPa=UOMPa計算總流量表3表明，在整個工作循環(huán)過程中，液壓油源應向液壓缸提供的最大流量出現在快進工作階段，為27L/min,若整個回路中總的泄漏量按液壓缸輸入流量的10%計算，則液壓油源所需提供的總流量為：q±X27=L/min工作進給時，液壓缸所需流量約為L/min，但由于要考慮溢流閥的最小穩(wěn)定溢流量3L/min,故小流量泵的供油量最少應為L/min。確定液壓泵的規(guī)格和電動機功率據據以上液壓油源最大工作壓力和總流量的計算數值，上網或查閱有關樣本，確定PV2R12-6/33型雙聯葉片泵能夠滿足上述設計要求，因此選取PV2R12-6/33型雙聯葉片泵，其中小泵的排量為6mL/r，大泵的排量為33mL/r，若取液壓泵的容積效率n=0.9,則當泵的轉速n=940r/min時，雙泵供油的實際v p輸出流量為=(6x940x0.9/1000+33x940x0.9/WOO)L/mm=(5』+27.9)L/min=33Umin該流量能夠滿足液壓缸快速動作的需要。表3液壓泵參數選擇元件名稱估計流量L/min_1規(guī)格額定流量L/min1額定壓力MPa型號雙聯葉片泵——/27.9)最高工作壓力為21MPaPV2R12—6/33由于液壓缸在快退時輸入功率最大，若取泵的總效率n,則液壓泵驅動電動機所需的功率為：pqL70x10&x33xIftAP>上斗= =——?KW=IJ7KW帀 605雷就1(卩P根據上述功率計算數據，此系統選取Y100M-6型電動機，其額定功率，額定轉速nn€940r/min3.閥類元件和輔助元件的選擇圖7液壓系統原理圖中包括調速閥、換向閥、單項閥等閥類元件以及濾油器、空氣濾清器等輔助元件。（1）．閥類元件的選擇根據上述流量及壓力計算結果，對圖7初步擬定的液壓系統原理圖中各種閥類元件及輔助元件進行選擇。其中調速閥的選擇應考慮使調速閥的最小穩(wěn)定流量應小于液壓缸工進所需流量。通過圖7中5個單向閥的額定流量是各不相同的，因此最好選用不同規(guī)格的單向閥。溢流閥2、背壓閥9和順序閥10的選擇可根據調定壓力和流經閥的額定流量來選擇閥的型式和規(guī)格，其中溢流閥2的作用是調定工作進給過程中小流量液壓泵的供油壓力，因此該閥應選擇先導式溢流閥，連接在大流量液壓泵出口處的順序閥10用于使大流量液壓泵卸荷，因此應選擇外控式。背壓閥9的作用是實現液壓缸快進和工進的切換，同時在工進過程中做背壓閥，因此采用內控式順序閥。最后本設計所選擇方案如表5所示，表中給出了各種液壓閥的型號及技術參數。表4閥累元件的選擇序號元件名稱通過的流量L/min1規(guī)格型號1三位五通電液閥66/8235DY-100BY2行程閥22C-100BH3調速閥<1Q-6B4單向閥66/82I-100B5單向閥8I-100B6背壓閥9<1B-10B7溢流閥Y-10B8單向閥1166/82I-100B9單向閥3I-63B10單向閥4I-10B11順序閥XY-63B4.油管的選擇圖7中各元件間連接管道的規(guī)格可根據元件接口處尺寸來決定，液壓缸進、出油管的規(guī)格可按照輸入、排出油液的最大流量進行計算。由于液壓泵具體選定之后液壓缸在各個階段的進、出流量已與原定數值不同，所以應對液壓缸進油和出油連接管路重新進行計算，如表5所示。流量速度，快】進工進快退~1jrai jis<j表流量速度，快】進工進快退~1jrai jis<j表5液壓缸的進、出油流量和運動速度qi輸入流量L/min—195x(5J+27.9)排出流量L/min—1運動速度m/min95-44.7=62JLAiiin=62.3x—L/min95=293Vmin十齊2A~A2(5.1+279)>10'60x(95-44.7)>：IO-"0J09m/sTTI?Sq2=(A2qi)/Ai=/min=(5J+27r9)L/min-33L/rnin旳=%T95=33x——L/min44.7—70L/min35x10' 『= m/s60x44.7x1O'*=0.123m/s根據表8中數值，當油液在壓力管中流速取4m/s時，可算得與液壓缸無桿腔和有桿腔相連的油管內徑分別為:K_卜^&23xl0K_卜^&23xl0JJTPV60x3.14^4陽-14x70x1ft-160x3.14x4乂10"mm=193mmx10mni=1^.2mm為了統一規(guī)格，按產品樣本選取所有管子均為內徑20mm、外徑28mm的10號冷拔鋼管。

5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/T7938—1999標準估算，取g=6時，求得其容積為V=gq=6X(5.6+31)按JB/T7938—1999規(guī)定，取標準值V=220L。液壓系統性能的驗算本例所設計系統屬壓力不高的中低壓系統，無迅速起動、制動需求，而且設計中已考慮了防沖擊可調節(jié)環(huán)節(jié)及相關防沖擊措施，因此不必進行沖擊驗算。這里僅驗算系統的壓力損失，并對系統油液的溫升進行驗算。1管路系統壓力損失演算由于有同類型液壓系統的壓力損失值可以參考，故一般不必驗算壓力損失值。下面以工進時的管路壓力損失為例計算如下：設：進油管、回油管長約為l=2m，油管內徑d=X10-3m，通過流量qv=LX10-3m3/s),選用L-HM32全損耗系統用油，考慮最低溫度為15°C,v=1.5cm2/s。(1)工作進給時進油路壓力損失:運動部件工作近給時的是、最大速度為m/min,進給時的最大流量為L/min,則液壓油在管內流速v為1d24d244x0.392x1033.14x1.22cm/min=346cm/min=5.78cm/s管道流動雷洛數Re為1=743R_ud_ _ 4x70xl0_J=743cv7idv60xx20x10~Jx1x10~4Re<2300，可見有野在管道內流態(tài)為層流，其沿程阻力系數1入=75/Re,11進油管的沿程壓力損失,p1-1為

Ap1?1九Ap1?1九l…1.2

d€16.29x(2,0.3)1.2x10?2920x0.057822Pa€4798Pa€0.004798MPa查得換向閥35EF30-E10B的壓力損失Ap1-2X106Pa,調速閥QF3-E10B的壓力損失Ap13=0.5MPa,單向閥AF3-Eb10B的壓力損失Ap14=0.1MPa。忽略油液通過管接頭、油路板等處的局部壓力損失，則進油路總壓力損失AP1為Ap€Ap,Ap,Ap,Ap二0.004798+0..05,0.5,0.1=0.655MPa1 1?1 1?2 1?3 1?4工作進給時間回油路的壓力損失：由于選用單活塞桿液壓缸，且液壓缸有感腔的工作面積為無感強的工作面積的二分之一，則回油管道的流量為進油管道的二分之一，則v=v/2=cm/s21Re=vd/v=X22入=75/Re=75/回油管道的沿程壓力損失Ap2-1為：Ap2?1Ap2?1€32.4x41.2x10?2920x0.028922Pa€0.0041x106Pa查產品樣本知換向閥35EF30-E10B勺壓力損失Ap2-25X106Pa,背壓閥FBF3-6B和順序閥XF3-10E的壓力損失共為Ap23=0.3X106Pao回油路總壓力損失Ap2為Ap2=Ap2-1+Ap2-2+Ap2-3=()X106Pa=0.327X106Pa變量泵出口處的壓力pp：p=F/H+AAp A/31000/0.95+40.05x0.027x102pp= cm22+Ap€( +0.15x106)PaA 1 7854x10-61=X106Pa快進時的壓力損失：快進時液壓缸為差動連接，流量為液壓泵出口流量的兩倍即34L/min。4x4x34x1033.14x1.22x60cm/s€501cm/sRe1.d€Re1.d€u501x1.213€40175 7575€丄5€0.1871Re4011沿AD管程壓力損失Ap1-1為：lpv 2 920x5.012Ap=入 2€0.187x x Pa€0.36x106Pa1-1 d2 1.2x10-2 2沿AB管程壓力損失Ap1-4為：,p1-4,p1-4l?v 2d20.31.2x10-2920x5.0122Pa=0.05x106Pa同樣可求管道FC及AF段的沿程壓力損失,p1-2和,p1-3為4x4x17x1033.14x1.22x60cm/s=251cm/sRe2vd251x1.2二201Re2vd251x1.2二2017575Re201=0.37,p1,p1-20.37x2 920x2"1.2x10-2 2Pa=0.18x106Pa,p1-,p1-3=0.37x1.2 920x2.5121.2x10-2 2Pa=0.18x106PaF+——A<F+——A<2cm二[(2x0.36+0.05+0.18+0.18+2x617+0.1+0.05))x106100040.05x10-4x0.95]Pa查產品樣本知，流經各閥的局部壓力損失為:換向閥35EF30-E10B的壓力損失,p2-1X106Pa單向閥AF3-Eb10B的壓力損失,p2-2=行程閥AXLF3-E10B的壓力損失,p2-3=據分析在差動連接中，泵的出口p=2,p +Ap +Ap +,p +2,p +2,p +2,pp 1-1 1-2 1-3 1-4 2-1 2-2 2-3二1.74x106Pa快退時壓力損失驗算從略。上述驗算表明，無需修改原設計。2系統溫升的驗算在整個工作循環(huán)中，工進階段所占的時間最長，為了簡化計算，主要考慮工進時的發(fā)熱量。一般情況下，工進速度大時發(fā)熱量較大，由于限壓式變量泵在流量不同時，效率相差極大，所以分別計算最大、最小時的發(fā)熱量，然后加以比較，取最大者進行分析。當v=5cm時兀 兀q=D2v二 x0.12x0.05m3/min=0.3925L/min4此時泵的效率為0.1，泵的出口壓力為5.2Mpa，則有5.2x0.3925P二 kw二0.34kw輸入60x0.1P€Fv€31000x—x10-2x10-3kw=0.026kw輸出60此時的功率損失為AP€p—p€(0.34—0.026)kw=0.314kw輸入輸出可見在工進速度低時，功率損失為kw，發(fā)熱量大。假定系統的散熱狀況一般，取K€10x10-3kw/(cm2??C),油箱的散熱面積A為A€0.0653V2€1.92m2系統溫升為At€竺€ 0314 ?C€16.35?CKA 10x10，3x1.92驗算表明系統的溫升在許可范圍內。液壓缸主要尺寸的確定1由上述計算液壓缸得：液壓缸工作壓力：P=4MPa液壓缸內徑： D=110mm活塞桿直徑： d=80mm2液壓缸壁厚和外徑計算：在工程機械中，液壓缸的壁厚由