1、題目：臥式單面多軸鉆孔組合機床動力滑臺的液壓系統姓名：學號：班級： 第一章 液壓系統的設計要求設計一臥式單面多軸鉆孔組合機床動力滑臺的液壓系統，動力滑臺的工作循環是：快進工進快退停止。液壓系統的主要參數與性能要求如下：軸向切削力為用21000N,移動部件總重力為10000N，快進行程為 100mm，快進與快退速度均為 4.2mmin，工進行程為 20mm，工進速度為 0.05mmin，加速、減速時間為0.2s，利用平導軌，靜摩擦系數為0.2，動摩擦系數為0.1，動力滑臺可以隨時在中途停止運動，試設計該組合機床的液壓傳動系統。第二章 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

2、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。1.工作負載工作負載是在工作過程中由于機器特定的工作情況而產生的負載，對于金屬切削機床液壓系統來說，沿液壓缸軸線方向的切削力即為工作負載，即2.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3.慣性負載最大慣性負載取決于移動部件的質量和最大加

3、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4.2m/min，因此慣性負載可表示為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壓缸所需推力情況，如表1所示。工況計算公式缸的負載F/N缸的推力F/cm啟動20002222.22加速1357.141507.93快進10001111.11工進2200024444快退10001111.11第三章 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，可繪制出工作循環圖如

4、圖1（a）所示，所設計組合機床動力滑臺液壓系統的速度循環圖可根據已知的設計參數進行繪制已知快進速度與快退速度：快進行程：工進行程：快退行程：工進速度： 工作循環圖負載圖速度圖：第4章 確定液壓系統主要參數4.1 初選液壓缸工作壓力 表2 各種機械常用的系統工作壓力機械類型機 床農業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/MPa0.82352881010182032表3 按負載選擇工作壓力負載/ KN<5510102020303050>50工作壓力/MPa< 0.811.522.5334455參考節選表 2 和表

5、 3，所設計的動力滑臺在工進時負載最大，在其它工況負載都不太高，初選液壓缸的工作壓力 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。快進時液壓缸差動連接。工進過程中，當孔被鉆通時，由于負載突然消失，液壓缸有可能會發生前沖的現象，因此液壓缸的回油腔應設置一定的背壓通

6、過設置背壓閥的方式，選取此背壓值為p2=0.8MPa。快進時液壓缸雖然作差動連接,但連接管路中不可避免地存在著壓降，且有桿腔的壓力必須大于無桿腔，估算取0.5MPa。快退時回油腔中也是有背壓的，這時選取被壓值=0.6MPa。4.2 計算液壓缸主要尺寸1 計算液壓缸面積: 因為有所以有d=0.707D=65.75按照參考文獻【2】 液壓系統設計簡明手冊）中 P11 中的表 2-5 的 GB/234880 和表 5、表 6 將這些直徑圓整成就進標準值時得： D=90mm d=70mm。 由此求得液壓缸兩腔的實際有效面積為：經檢驗，活塞桿的強度和穩定性均符合要求。2 根據上述 D 和 d 的值，估算

7、液壓缸在各個工作階段中的壓力、流量和功 率，如表 7 所示，并據此繪出工況圖如圖 4 所示。工 況負載F（N）液 壓 缸計 算 公 式回油腔壓力流入流量q/L.min-1進油腔壓力P1/MPa輸入功率P/Kw快進（差動）啟動2222.20-0.578-加速1507.91.211-0.711-恒速1111.11.11515.390.6150.158工 進244440.80.3183.8430.0204快退啟動2222.20-0.885-加速1507.90.6-2.11-恒速1111.10.610.051.9620.3373 第五章 液壓系統方案設計根據組合機床液壓系統的設計任務和工況分析，所設計

8、機床對調速范圍、低速穩定性有一定要求，因此速度控制是該機床要解決的主要問題。速度的換接、穩定性和調節是該機床液壓系統設計的核心。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，節約能源，工作可靠。5.1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過程中所需要的功率較小，系統的效率和發熱問題并不突出，因此考慮采用節流調速回路即可。雖然節流調速回路效率低，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，即進口節流調速、出口節流調速、限壓式變量泵加調速閥的容積節流調速。

9、 鉆鏜加工屬于連續切削加工，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，采用節流閥的節流調速回路即可。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。由于選定了節流調速方案，所以油路采用開式循環回路，以提高散熱效率，防止油液溫升過高。從工況圖中可以清楚地看到，在這個液壓系統的工作循環內，液壓要求油源交替地提供低壓大流量和高壓小流量的油液。而快進快退所需的時間和工進所需的時間分別為亦即是=20因此從提高系統效率、節省能量角度來看，如果選用單個定量泵作為整個系統的油源，液壓系統會長時間

10、處于大流量溢流狀態，從而造成能量的大量損失，這樣的設計顯然是不合理的。如果采用一個大流量定量泵和一個小流量定量泵雙泵串聯的供油方式，由雙聯泵組成的油源在工進和快進過程中所輸出的流量是不同的，此時液壓系統在整個工作循環過程中所需要消耗的功率估大，除采用雙聯泵作為油源外，也可選用限壓式變量泵作油源。但限壓式變量泵結構復雜、成本高，且流量突變時液壓沖擊較大，工作平穩性差，最后確定選用雙聯液壓泵供油方案，有利于降低能耗和生產成本，如圖3所示。圖3 雙泵供油油源5.2選用執行元件因系統運動循環要求正向快進和工進，反向快退，且快進，快退速度相等，因此選用單活塞桿液壓缸，快進時差動連接，無桿腔面積A1等于有

11、桿腔面積A2的兩倍。5.3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23.07 L/min降0.318 L/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4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

12、死擋塊加壓力繼電器的行程終點轉換控制。 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參考同類組合機床，選用雙作用葉片泵雙泵供油，調速閥進油節流閥調速的開式回路，溢流閥做定壓閥。為了換速以及液壓缸快退時運動的平穩性，回油路上設置背壓閥，初定背壓值Pb=0.8MPa。5.4選擇快速運動和換向回路 根據本設計的運動方式和要求，采用差動連接與雙泵供油兩種快速運動回路來實現快速運動。即快進時，由大小泵同時供油，液壓缸實現差動連接。 本設計采用二位二通電磁閥的速度換接回路，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

13、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合控制形式。5.5組成液壓系統原理圖選定調速方案和液壓基本回路后，再增添一些必要的元件和配置一些輔助性油路，如控制油路、潤滑油路、測壓油路等，并對回路進行歸并和整理，就可將液壓回路合成為液壓系統，即組成如圖5所示的液壓系統圖。為便于觀察調整壓力，在液壓泵的進口處，背壓閥和液壓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察各壓力。要實現系統的動作，即要求實現的動作順序為：啟動加速快進減速工進快退停止。則可得出液壓系統中各電磁鐵的動作順序如表5所示。表中“+”號表示電磁鐵通電或行程閥壓下；“”號表示電

14、磁鐵斷電或行程閥復位。表5 電磁鐵的動作順序表圖 5 液壓系統圖5.5系統圖的原理1 快進 快進如圖所示，按下啟動按鈕，電磁鐵1YA通電，由泵輸出地壓力油經2三位五通換向閥的左側，這時的主油路為： 進油路：泵 向閥10三位五通換向閥2（1YA得電）行程閥3液壓缸左腔。 回油路：液壓缸右腔三位五通換向閥2（1YA得電）單向閥6行程閥3液壓缸左腔。由此形成液壓缸兩腔連通，實現差動快進，由于快進負載壓力小，系統壓力低，變量泵輸出最大流量。2 減速當滑臺快到預定位置時，此時要減速。擋塊壓下行程閥3，切斷了該通路，電磁閥繼續通電，這時，壓力油只能經過調速閥4，電磁換向閥16進入液壓缸的左腔。由于減速時系

15、統壓力升高，變量泵的輸出油量便自動減小，且與調速閥4開口向適應，此時液控順序7打開，單向閥6關閉，切斷了液壓缸的差動連接油路，液壓缸右腔的回油經背壓閥8流回油箱，這樣經過調速閥就實現了液壓油的速度下降，從而實現減速，其主油路為： 進油路：泵 向閥10三位五通換向閥2（1YA得電）調速閥4電磁換向閥16液壓缸左腔。回油路：液壓缸右腔三位五通換向閥2背壓閥8液控順序閥7油箱。3 工進 減速終了時，擋塊還是壓下，行程開關使3YA通電，二位二通換向閥將通路切斷，這時油必須經調速閥4和15才能進入液壓缸左腔，回油路和減速回油完全相同，此時變量泵輸出地流量自動與工進調速閥15的開口相適應，故進給量大小由調

16、速閥15調節，其主油路為：進油路：泵 向閥10三位五通換向閥2（1YA得電）調速閥4調速閥15液壓缸左腔。回油路：液壓缸右腔三位五通換向閥2背壓閥8液控順序閥7油箱。4 死擋鐵停留 當滑臺完成工進進給碰到死鐵時，滑臺即停留在死擋鐵處，此時液壓缸左腔的壓力升高，使壓力繼電器14發出信號給時間繼電器，滑臺停留時間由時間繼電器調定。5 快退滑臺停留時間結束后，時間繼電器發出信號，使電磁鐵1YA、3YA斷電，2YA通電，這時三位五通換向閥2接通右位，因滑臺返回時的負載小，系統壓力下降，變量泵輸出流量又自動恢復到最大，滑快速退回，其主油路為：進油路：泵 向閥10三位五通換向閥2（2YA得電）液壓缸右腔。

17、回油路：液壓缸左腔單向閥5三位五通換向閥2（右位）油箱。6 原位停止 當滑臺退回到原位時，擋塊壓下原位行程開關，發出信號，使2YA斷電，換向閥處于中位，液壓兩腔油路封閉，滑臺停止運動。這時液壓泵輸出的油液經換向2直接回油箱，泵在低壓下卸荷。系統圖的動作順序表如表5所示。五、元件選擇5.1 確定液壓泵的容量及電動機功率1.液壓泵的選擇取進油壓力損失 ，賄賂泄露系數 K1.1，則液壓泵最高工作壓力 。按表 7 取 則 根據上述計算選用單作用葉片泵，其型號規格為 YB120排量 V20mL/r，其流量 Qp=n×v=850r/min4ml/r=17L/min。2、確定電機的功率在快速時為最

18、大功率 式中： 液壓泵總效率，取 。查電機手冊，可選用 Y 系列 Y90L-6 電動機 P1.1KW（n=940r/min）。5.2 選擇液壓控制閥 根據液壓泵的工作壓力和通過閥的實際流量選取本設計采用國產 GE 系列液壓閥，各閥選定規格如表 85.3 確定油管直徑及管接頭在選定了液壓泵后，液壓缸在實際快進、工進和快退運動階段的運動速度、時間以及進入和流出液壓缸的流量，與原定數值不同，重新計算的結果如表 9所示由表 9 可以看出，液壓缸在各階段的實際運動速度符合設計要求進入無桿腔的流量在快退及差動連接時為 2qp 所以流量為取壓油速度 v=3m/s，則取吸油速度 v=1m/s，則為了統一規格，

19、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5.4 確定油箱流量取標準值 V=250L六、液壓系統性能驗算6.1 驗算系統壓力損失 由于系統管路布置尚未確定，所以只能估算系統壓力損失。估算時，首先確定管道內液體的流動狀態，然后計算各種工況下總的壓力損失。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 4、電液換向閥 5，然后與液壓缸有桿腔的回油匯合通過行程閥 9 進入無桿腔。在進油路上，壓力損失分別為在回油路上，壓力損失分別為將回油路上的壓力損失折算到進油路上去，便得出差動快速運動時的總的壓力損失。2.工進 滑臺工進時，在進油路上，油液通過單向閥 4、電液換向閥 5 進入液壓缸無桿腔。在回油路上，油液通過電液換向閥 8、單向節流閥 4 和大流量泵的卸荷油液一起返回油箱，在調速閥 7 處的壓力損失為 0.5MPa。因此這時液壓缸回油腔的壓力 P2 為可見此值小于