1、1 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

2、、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、銑、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、可無級連讀調節等優點，在組合機床中得到了廣泛應用。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通常包括：原位停止®快進®I工進®II工進®死擋鐵停留®快退®原位停止。圖1 組合機床動力滑臺工作循環2 設計的技術要求和設計參數工作循環：快進®工進®快

3、退®停止；系統設計參數如表1所示，動力滑臺采用平面導軌，其靜、動摩擦系數分別為fs = 0.2、fd = 0.1。表1 設計參數參 數數 值切削阻力（N）20000滑臺自重 (N)10000快進、快退速度(m/min)4工進速度(mm/min)30-120最大行程(mm)250工進行程(mm)50啟動換向時間（s）0.2液壓缸機械效率0.953 工況分析3.1 確定執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，因此液壓系統的執行元件確定為液壓缸。3.2 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

4、負載，其他負載可忽略。 （1）工作負載FW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FW=20000N（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0.1s，工作臺最大移動速度，即快進、快退速度為5m/min，因此慣性負載可表示為（3）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 = fj×N=動摩擦阻力 Ffd= fd×N =N根據上述負載力計算結

5、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2所示。表2 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/起動=2000N2105 N加速=+1340 N1411 N快進=1000N1053N工進=+21000 N22105 N反向起動=2000N2105 N加速=+1340 N1411 N快退=1000 N1053 N注：此處未考慮滑臺上的顛覆力矩的影響。3.3 負載循環圖和速度循環圖的繪制 根據表2中計算結果，繪制組合機床動力滑臺液壓系統的負載循環圖如圖2所示。圖2 組合機床動力滑臺液壓系統負載循環圖圖2表明，當組合機床動力滑臺處于工作進給狀

6、態時，負載力最大為19111N，其他工況下負載力相對較小。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，已知快進和快退速度、快進行程200mm、工進行程、快退行程mm，工進速度 mm/min。根據上述已知數據繪制組合機床動力滑臺液壓系統的速度循環圖如圖3所示。圖3 組合機床液壓系統速度循環圖3.4 確定系統主要參數3.4.1 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，其值為22105N，其它工況時的負載都相對較低，參考第2章表3和表4按照負載大小或按照液壓系統應用場合來選擇工作壓力的方法，初選液壓缸的工作壓力p1=3.0MPa。3.4.2 確定液壓缸主要尺寸

7、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。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（即有桿腔與無桿腔均與

8、液壓泵的來油連接），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，估算時取0.5MPa。快退時回油腔中也是有背壓的，這時選取被壓值=0.6MPa。工進時液壓缸的推力計算公式為，式中：F 負載力 hm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 液壓缸缸筒直徑為 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=0.707×104.06=73.56mm，根據GB/T23481993對液壓缸缸筒內

9、徑尺寸和液壓缸活塞桿外徑尺寸的規定，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： m2 m2 3.4.3 計算最大流量需求工作臺在快進過程中，液壓缸采用差動連接，此時系統所需要的流量為q快進 =（A1-A2）×v1=20.08L/min工作臺在快退過程中所需要的流量為q快退 =A2×v2=17.92/min工作臺在工進過程中所需要的流量為q工進 =A1×v1=0.95 L/min 其中最大流量為快進流量為25.2L/min。根據上述液壓缸直徑及流量計算結果，進一步計算液壓缸在各個工作階段中的壓力、流量和功率

10、值，如表3所示。表3 各工況下的主要參數值工況推力F/N回油腔壓力P2/MPa進油腔壓力P1/MPa輸入流量q/L.min-1輸入功率P/Kw計算公式快進啟動201500.86P1=q=(A1-A2)v1P=p1qp2=p1+p加速14111.230.73恒速10531.160.6620.080.22工進221050.82.70.950.04P1=(F+p2A2)/A1q=A1v2P=p1q快退起動210500.47P1=(F+p2A1)/A2q=A2v3P=p1q加速14110.61.59恒速10530.61.5017.920.448把表3中計算結果繪制成工況圖，如圖4所示。圖4 液壓系統工

11、況圖3.5 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。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，節約能源，工作可靠。3.5.1 速度控制回路的選擇工況圖4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

12、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。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。3.5.2 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

13、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25.1 L/min降為0.95 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 b.速度換接回路圖5 換向和速度切換回路的選擇3.5.3 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

14、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7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10，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性，圖中添置了一個單向閥11。考慮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。

15、當滑臺碰上死擋塊后，系統壓力升高，壓力繼電器發出快退信號，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 液壓系統原理圖3.6 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格，然后根據現有的液壓元件產品進行選擇即可。3.6.1 確定液壓泵和電機規格 （1）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

16、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大流量泵只在快進和快退時向液壓缸供油，圖4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0.5MPa，則大流量泵的最高工作壓力為：  （2）計算總流量 表3表明，在整個工作循環過程中，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

17、20.08 L/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：L/min 工作進給時，液壓缸所需流量約為0.95 L/min，但由于要考慮溢流閥的最小穩定溢流量3 L/min，故小流量泵的供油量最少應為3.95 L/min。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，例如YUKEN日本油研液壓泵樣本，確定PV2R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=0.9，則當泵的轉速=940r/min時，小泵的輸出流量為qp小

18、=6´940´0.95/1000=5.358 L/min該流量能夠滿足液壓缸工進速度的需要。大泵的輸出流量為qp大=33*940*0.95/1000=29.469 L/min雙泵供油的實際輸出流量為該流量能夠滿足液壓缸快速動作的需要。表4 液壓泵參數元件名稱估計流量規格額定流量額定壓力MPa型號雙聯葉片泵(5.1+27.9)最高工作壓力為21 MPaPV2R126/333電機的選擇由于液壓缸在快退時輸入功率最大，這時液壓泵工作壓力為209MPa，流量為34.827L/min。取泵的總效率，則液壓泵驅動電動機所需的功率為： 根據上述功率計算數據，此系統選取Y112M-6型電動

19、機，其額定功率，額定轉速3.6.2 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

20、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5 閥類元件的選擇序號元件名稱估計流量規格型號1三位五通電磁閥66/8235D-100B2行程閥49.5/61.522C-63BH3調速閥<1AQF3-10B4單向閥66/82AF3-Ea10B5單向閥816.5/20.5I-25B6背壓閥90.475/0.6FBF3-6B7溢流閥4.13/5YF-10B8單向閥1166/82I-100B9單向閥327.92/34.7

21、I-63B10單向閥45.1/5.1I-10B11順序閥28.4/35.2XY-63B3.6.3 油管的選擇圖7中各元件間連接管道的規格可根據元件接口處尺寸來決定，液壓缸進、出油管的規格可按照輸入、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8所示。表8 液壓缸的進、出油流量和運動速度流量、速度快進工進快退輸入流量排出流量運動速度根據表8中數值，當油液在壓力管中流速取3m/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：，取標準值20mm；，取標準值15mm。因此與液壓缸相連的兩根油管

22、可以按照標準選用公稱通徑為和的無縫鋼管或高壓軟管。如果液壓缸采用缸筒固定式，則兩根連接管采用無縫鋼管連接在液壓缸缸筒上即可。如果液壓缸采用活塞桿固定式，則與液壓缸相連的兩根油管可以采用無縫鋼管連接在液壓缸活塞桿上或采用高壓軟管連接在缸筒上。3.6.4 油箱的設計 1油箱長寬高的確定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 按JB/T79381999規定，取標準值V=250L。 依據

23、 如果取油箱內長l1、寬w1、高h1比例為3：2：1，可得長為：=1107mm，寬=738mm，高為=369mm。 對于分離式油箱采用普通鋼板焊接即可，鋼板的厚度分別為：油箱箱壁厚3mm，箱底厚度5mm，因為箱蓋上需要安裝其他液壓元件，因此箱蓋厚度取為10mm。為了易于散熱和便于對油箱進行搬移及維護保養，取箱底離地的距離為160mm。因此，油箱基體的總長總寬總高為：長為：寬為：高為：為了更好的清洗油箱，取油箱底面傾斜角度為。3.7 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環節及相關防沖擊措施，因此不必進行沖擊驗算。這里僅驗算

24、系統的壓力損失，并對系統油液的溫升進行驗算。7.1管路系統壓力損失驗算 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：已知：進油管、回油管長約為l=1.5m，油管內徑d=1.5×10-3m，通過流量 =0.95 Lmin（0.0158×10-3m3s），選用LHM32全損耗系統用油，考慮最低溫度為15，v=1.52s。7.1.1 判斷油流類型 利用下式計算出雷諾數 Re=1.273×104=1.273×0.0158×10-3×1041.5×10-3/1.5160<2000為層流。7.1.2 沿程壓力損失P1 利用公式分別算出進、回油壓力損失，然后相加即得到總的沿程損失。 進油路上P1=4.4×1012vqvd4=4.3×1012×1.5×1.5×0.0158