1、單面多軸鉆孔組合機床動力滑臺液壓系統摘  要制造業是一個國家或地區經濟開展的重要支柱，其開展水平標志著該國家或地區的經濟實力、科技水平、生活水準和國防實力。而制造業的生產能力主要取決于制造裝備機床的先進程度。關鍵詞：組合機床，動力滑臺，主軸箱AbstractThe Manufacture is an important support of economic development in a country or area. Its level of development stands for the economic power, technical and scientific

2、 level, living standard and national defensive power of the country or area. While the capability of production in trade of manufacture mostly depends on the advanced producing equipmentmachine tool .Keyword: Modular Powen-sliding plat, The main axle box一、設計要求及工況分析1設計要求要求設計的動力滑臺實現的工作循環是：快進 工進 快退 停止。

3、主要性能參數與性能要求如下：切削阻力FL=30468N；運動部件所受重力G=9800N；快進、快退速度1= 3=0.1m/s，工進速度2=0.88×10-3m/s；快進行程L1=100mm，工進行程L2=50mm；往復運動的加速時間t=0.2s；動力滑臺采用平導軌，靜摩擦系數s=0.2，動摩擦系數d=0.1。液壓系統執行元件選為液壓缸。2負載與運動分析(1) 工作負載 工作負載即為切削阻力FL=30468N。(2) 摩擦負載 摩擦負載即為導軌的摩擦阻力：靜摩擦阻力 動摩擦阻力 (3) 慣性負載 (4) 運動時間 快進 工進 快退 設液壓缸的機械效率cm=0.9，得出液壓缸在各工作階段

4、的負載和推力，如表1所列。表1液壓缸各階段的負載和推力工況負載組成液壓缸負載F/N液壓缸推力F0=F/cm/N啟 動加 速快 進工 進反向啟動加 速快 退19601480980314481960148098021801650109034942218016501090圖1 F-t與-t圖根據液壓缸在上述各階段內的負載和運動時間，即可繪制出負載循環圖F-t 和速度循環圖-t，如圖1所示。二、確定液壓系統主要參數1初選液壓缸工作壓力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，參考表2和表3，初選液壓缸的工作壓力p1=4MPa。2計算液壓缸主要尺寸鑒于動力滑臺快進和快退速度相等，這里的液

5、壓缸可選用單活塞桿式差動液壓缸A1=2A2，快進時液壓缸差動連接。工進時為防止孔鉆通時負載突然消失發生前沖現象，液壓缸的回油腔應有背壓，參考表4選此背壓為p2=0.6MPa。表2 按負載選擇工作壓力負載/ KN<5510102020303050>50工作壓力/MPa<0.811.522.5334455表3 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4 執行元件背壓力系統類型背壓力/MPa簡單系統或輕載節流調速系統0.20.5

6、回油路帶調速閥的系統0.40.6回油路設置有背壓閥的系統0.51.5用補油泵的閉式回路0.81.5回油路較復雜的工程機械1.23回油路較短且直接回油可忽略不計表5 按工作壓力選取d/D工作壓力/MPa5.05.07.07.0d/D0.50.550.620.700.7表6 按速比要求確定d/D2/11.151.251.331.461.612d/D0.30.40.50.550.620.71注：1無桿腔進油時活塞運動速度；2有桿腔進油時活塞運動速度。由式得 那么活塞直徑 參考表5及表6，得d0.71D =77mm，圓整后取標準數值得 D=110mm， d=80mm。由此求得液壓缸兩腔的實際有效面積為

7、根據計算出的液壓缸的尺寸，可估算出液壓缸在工作循環中各階段的壓力、流量和功率，如表7所列，由此繪制的液壓缸工況圖如圖2所示。表7液壓缸在各階段的壓力、流量和功率值工況推力F0/N回油腔壓力p2/MPa進油腔壓力p1/MPa輸入流量q×10-3/m3/s輸入功率P/KW計算公式快進啟動21800.43加速1650p1+p0.77恒速1090p1+p0.660.50.33工進349420.63.960.84×10-20.033快退啟動21800.49加速16500.51.43恒速10900.51.310.450.59注：1. p為液壓缸差動連接時，回油口到進油口之間的壓力損失，

8、取p=0.5MPa。2 快退時，液壓缸有桿腔進油，壓力為p1，無桿腔回油，壓力為p2。三、擬定液壓系統原理圖1選擇根本回路圖2 液壓缸工況圖(1) 選擇調速回路 由圖2可知，這臺機床液壓系統功率較小，滑臺運動速度低，工作負載為阻力負載且工作中變化小，故可選用進口節流調速回路。為防止孔鉆通時負載突然消失引起運動部件前沖，在回油路上加背壓閥。由于系統選用節流調速方式，系統必然為開式循環系統。(2) 選擇油源形式 從工況圖可以清楚看出，在工作循環內，液壓缸要求油源提供快進、快退行程的低壓大流量和工進行程的高壓小流量的油液。最大流量與最小流量之比qmax/qmin=0.5/(0.84×10-

9、2)60；其相應的時間之比(t1+t3)/t2=(1+1.5)/56.8=0.044。這說明在一個工作循環中的大局部時間都處于高壓小流量工作。從提高系統效率、節省能量角度來看，選用單定量泵油源顯然是不合理的，為此可選用限壓式變量泵或雙聯葉片泵作為油源?？紤]到前者流量突變時液壓沖擊較大，工作平穩性差，且后者可雙泵同時向液壓缸供油實現快速運動，最后確定選用雙聯葉片泵方案，如圖2a所示。(3) 選擇快速運動和換向回路 本系統已選定液壓缸差動連接和雙泵供油兩種快速運動回路實現快速運動?？紤]到從工進轉快退時回油路流量較大，應選用換向時間可調的電液換向閥式換向回路，以減小液壓沖擊。由于要實現液壓缸差動連接

10、，所以選用三位五通電液換向閥，如圖2b所示。(4) 選擇速度換接回路 由于本系統滑臺由快進轉為工進時，速度變化大1/2=0.1/(0.88×10-3)114，為減少速度換接時的液壓沖擊，選用行程閥控制的換接回路，如圖2c所示。圖2 選擇的根本回路(5) 選擇調壓和卸荷回路 在雙泵供油的油源形式確定后，調壓和卸荷問題都已根本解決。即滑臺工進時，高壓小流量泵的出口壓力由油源中的溢流閥調定，無需另設調壓回路。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，但功率損失較小，故可不需再設卸荷回路。2組成液壓系統將上面選出的液壓根本回路組合在一起，并經修改和

11、完善，就可得到完整的液壓系統工作原理圖，如圖3所示。在圖3中，為了解決滑臺工進時進、回油路串通使系統壓力無法建立的問題，增設了單向閥6。為了防止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性，圖中添置了一個單向閥13?？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14。當滑臺碰上死擋塊后，系統壓力升高，它發出快退信號，操縱電液換向閥換向。 圖3 整理后的液壓系統原理圖四、計算和選擇液壓件1確定液壓泵的規格和電動機功率(1) 計算液壓泵的最大工作壓力小流量泵在快進和工進時都向液壓缸供油，由表7可知，液壓缸在工進時工作壓力最大，

12、最大工作壓力為p1=3.96MPa，如在調速閥進口節流調速回路中，選取進油路上的總壓力損失p=0.6MPa，考慮到壓力繼電器的可靠動作要求壓差Dpe=0.5MPa，那么小流量泵的最高工作壓力估算為 大流量泵只在快進和快退時向液壓缸供油，由表7可見，快退時液壓缸的工作壓力為p1=1.43MPa，比快進時大?？紤]到快退時進油不通過調速閥，故其進油路壓力損失比前者小，現取進油路上的總壓力損失p=0.3MPa，那么大流量泵的最高工作壓力估算為 (2) 計算液壓泵的流量由表7可知，油源向液壓缸輸入的最大流量為0.5×10-3 m3/s ，假設取回路泄漏系數K=1.1，那么兩個泵的總流量為考慮到

13、溢流閥的最小穩定流量為3L/min，工進時的流量為0.84×10-5 m3/s =0.5L/min，那么小流量泵的流量最少應為3.5L/min。(3) 確定液壓泵的規格和電動機功率根據以上壓力和流量數值查閱產品樣本，并考慮液壓泵存在容積損失，最后確定選取PV2R12-6/33型雙聯葉片泵。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np=940r/min時，其理論流量分別為5.6 L/min和31L/min，假設取液壓泵容積效率v=0.9，那么液壓泵的實際輸出流量為由于液壓缸在快退時輸入功率最大，假設取液壓泵總效率p=0.8，這時液壓泵的驅動電動機功率為根

14、據此數值查閱產品樣本，選用規格相近的Y100L6型電動機，其額定功率為1.5KW，額定轉速為940r/min。2確定其它元件及輔件(1) 確定閥類元件及輔件根據系統的最高工作壓力和通過各閥類元件及輔件的實際流量，查閱產品樣本，選出的閥類元件和輔件規格如表8所列。其中，溢流閥9按小流量泵的額定流量選取，調速閥4選用Q6B型，其最小穩定流量為0.03 L/min，小于本系統工進時的流量0.5L/min。表8液壓元件規格及型號序號元件名稱通過的最大流量q/L/min規格型號額定流量qn/L/min額定壓力Pn/MPa額定壓降Pn/MPa1雙聯葉片泵PV2R12-6/335.1/27.9*162三位五

15、通電液換向閥7035DY100BY1006.30.33行程閥62.322C100BH1006.30.34調速閥<1Q6B66.35單向閥70I100B1006.30.26單向閥29.3I100B1006.30.27液控順序閥28.1XY63B636.30.38背壓閥<1B10B106.39溢流閥5.1Y10B106.310單向閥27.9I100B1006.30.211濾油器36.6XU80×200806.30.0212壓力表開關K6B13單向閥70I100B1006.30.214壓力繼電器PFB8L14*注：此為電動機額定轉速為940r/min時的流量。(2) 確定油管在

16、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所列。表9各工況實際運動速度、時間和流量快進工進快退表10允許流速推薦值管道推薦流速/(m/s)吸油管道0. 51.5，一般取1以下壓油管道36，壓力高，管道短，粘度小取大值回油管道1. 53 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。根據表9數值，按表10推薦的管道內允許速度取=4 m/s，由式計算得與液壓缸無桿腔和有桿腔相連的油管內徑分別為為了統一規格，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。(3) 確定油箱油箱的

17、容量按式估算，其中為經驗系數，低壓系統，=24；中壓系統，=57；高壓系統，=612?，F取=6，得五、驗算液壓系統性能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?，F取進、回油管道長為l=2m，油液的運動粘度取=1´10-4m2/s，油液的密度取r=0.9174´103kg/m3。(1) 判斷流動狀態在快進、工進和快退三種工況下，進、回油管路中所通過的流量以快退時回油流量q2=70L/min為最大，此時，油液流動的雷諾數也為最大。因為最大的雷諾數小于臨界雷諾數2000，故可推出：各

18、工況下的進、回油路中的油液的流動狀態全為層流。(2) 計算系統壓力損失將層流流動狀態沿程阻力系數和油液在管道內流速同時代入沿程壓力損失計算公式，并將數據代入后，得可見，沿程壓力損失的大小與流量成正比，這是由層流流動所決定的。在管道結構尚未確定的情況下，管道的局部壓力損失p常按下式作經驗計算各工況下的閥類元件的局部壓力損失可根據下式計算其中的Dpn由產品樣本查出，qn和q數值由表8和表9列出?；_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10、電液換向閥2，然后與液壓缸有桿腔的回油集合通過行程閥3進入無桿腔。在進油路上，

19、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，油液通過電液換向閥2、調速閥4進入液壓缸無桿腔，在調速閥4處的壓力損失為0.5MPa。在回油路上，油液通過電液換向閥2、背壓閥8和大流量泵的卸荷油液一起經液控順序閥7返回油箱，在背壓閥8處的壓力損失為0.6MPa。假設忽略管路的沿程壓力損失和局部壓力損失，那么在進油路上總的壓力損失為此值略小于估計值。在回油路上總的壓力損失為該值即為液壓缸的回油腔壓力p2=0.66MPa，可見此值與初算時參考表4選取的背壓值根本相符。按表7的公式重新計算液壓缸的工作壓力為此略高于表7數值。考慮到壓力繼電器的可靠動作要求壓差Dpe=0.5MPa，那么小流量泵的工作壓力為此值與估算值根本相符，是調整溢流閥10的調整壓力的主要參考數據。3快退滑臺快退時，在進油路上，油液通過單向閥10、電液換向閥2進入液壓缸有桿腔。在回油路上，油液通過單向閥5、電液換向閥2和單向閥13返回油箱。在進油路上總的壓力損失為此值遠小于估計值，因此液壓泵的驅動電動機的功率是足夠的。在回油路上總的壓力損失為此值與表7的數值根本相符，故不必重算。大