1、本節(jié)以一臺(tái)臥式單面多軸鉆孔組合機(jī)床為例，設(shè)計(jì)出驅(qū)動(dòng)動(dòng)力滑臺(tái)的液壓系統(tǒng)。,設(shè)計(jì)要求滑臺(tái)實(shí)現(xiàn)“快進(jìn)工進(jìn)快退停止”的工作循環(huán)。 已知：機(jī)床上有主軸16個(gè)，加工13.9的孔14個(gè)、8.5mm的孔2個(gè)。刀具材料為高速鋼，工件材料為鑄鐵，硬度為240HBS，機(jī)床工作部件總質(zhì)量m=1000kg；快進(jìn)、快退v1、v3均為5.5m/min，快進(jìn)行程長(zhǎng)l1=100mm，工進(jìn)行程長(zhǎng)l2=500mm，往復(fù)運(yùn)動(dòng)的加速、減速時(shí)間不希望超過(guò)0.157s；動(dòng)力滑臺(tái)采用平導(dǎo)軌，其靜摩擦因數(shù)fs=0.2，動(dòng)摩擦因數(shù)fd=0.1；液壓系統(tǒng)中的執(zhí)行元件使用液壓缸。,8.3.1 分析負(fù)載,1. 外負(fù)載,高速鋼鉆頭鉆鑄鐵孔時(shí)的軸向切削力

2、Ft（單位為N）為,（8-28）,式中 D鉆頭直徑，單位為mm； s每轉(zhuǎn)進(jìn)給量，單位為mm/r； HBS鑄件硬度，HBS=240。,代入式（8-28），得外負(fù)載Fg為,根據(jù)組合機(jī)床加工特點(diǎn)，鉆孔時(shí)主軸轉(zhuǎn)速n和每轉(zhuǎn)進(jìn)給量s按“組合機(jī)床設(shè)計(jì)手冊(cè)”取 對(duì)13.9mm的孔：n1=360r/min，s1=0.147mm/r； 對(duì)8.5mm的孔：n2=550r/min，s2=0.096mm/r。,2. 慣性負(fù)載,機(jī)床工作部件的總質(zhì)量m=1000kg，取t=0.157s,3. 阻力負(fù)載,機(jī)床工作部件對(duì)動(dòng)力滑臺(tái)導(dǎo)軌的法向力為Fn=mg=9810N,靜摩擦阻力： Ffs=fsFn=0.29810N=1962N

3、動(dòng)摩擦阻力： Ffd=fdFn=0.19810N=981N,由此得出液壓缸在各工作階段的負(fù)載如表8-20所示。,表8-20 液壓缸在各工作階段的負(fù)載F （單位：N）,注：不考慮動(dòng)力滑臺(tái)上顛復(fù)力矩的作用。,圖8-11 組合機(jī)床液壓缸負(fù)載圖和速度圖 a）負(fù)載圖 b）速度圖,按上表數(shù)值繪制負(fù)載圖如圖8-11a所示。,由于是v1=v3=5.5m/min、l1=100mm、l2=50mm、快退行程l3=l1+l2=150mm，工進(jìn)速度v2=n1s1=n2s253mm/min，由此可繪出速度圖如圖8-11b所示。,8.3.2 確定執(zhí)行元件主要參數(shù),由表8-7和表8-8可知，組合機(jī)床在最大負(fù)載約為32000

4、N時(shí)液壓系統(tǒng)宜取壓力p1=4MPa。,鑒于動(dòng)力滑臺(tái)要求快進(jìn)、快退速度相等，這里的液壓缸可選用單活塞桿式的，并在快進(jìn)時(shí)作差動(dòng)連接。這種情況下液壓缸無(wú)桿腔的工作面積A1應(yīng)為有桿腔工作面積A2的兩倍，即=A1/A2=2，而活塞桿直徑d與缸筒直徑D成d=0.707D的關(guān)系。,在鉆孔加工時(shí)，液壓缸回油路上必須具有背壓p2，以防止孔鉆通時(shí)滑臺(tái)突然前沖。按表8-3取p2=0.6MPa。快進(jìn)時(shí)液壓缸作差動(dòng)連接，管路中有壓力損失，有桿腔的壓力應(yīng)略大于無(wú)桿腔，但其差值較小，可先按0.3MPa考慮。快退時(shí)回油腔中是有背壓的，這時(shí)p2也可按0.6MPa估算。,表8-7 按負(fù)載選擇液壓執(zhí)行元件的工作壓力（適用于中、低壓

5、液壓系統(tǒng)）,表8-8 按主機(jī)類型選擇液壓執(zhí)行元件的工作壓力,表8-3 背壓壓力,由工進(jìn)時(shí)的負(fù)載值按表8-9中的公式計(jì)算液壓缸面積,將這些直徑按GB/T23482001圓整成就近標(biāo)準(zhǔn)值得 D=0.11m、d=0.08m,=A1/A2=2,表8-9 液壓缸的主要技術(shù)參數(shù)及理論流量計(jì)算公式,表8-10 液壓缸空載起動(dòng)壓力及效率,由此求得液壓缸兩腔的實(shí)際有效面積為 A1=D2/4=95.0310-4m2,A2=(D2-d2)/4=44.7710-4m2。 經(jīng)驗(yàn)算，活塞桿的強(qiáng)度和穩(wěn)定性均符合要求。,根據(jù)上述D和d的值，可估算出液壓缸在各個(gè)工作階段中的壓力、流量和功率，如表8-21所示，并據(jù)此繪出工況圖如

6、圖8-12所示。,表8-21 液壓缸在不同工作階段的壓力、流量和功率值,注：液壓缸的機(jī)械效率取m=0.96。,圖8-12 液壓缸工況圖,8.3.3 設(shè)計(jì)液壓系統(tǒng)方案和擬定系統(tǒng)原理圖,1. 設(shè)計(jì)液壓系統(tǒng)方案,由于該機(jī)床是固定式機(jī)械，且不存在外負(fù)載對(duì)系統(tǒng)作功的工況，并由圖8-12知，這臺(tái)機(jī)床液壓系統(tǒng)的功率小，滑臺(tái)運(yùn)動(dòng)速度低，工作負(fù)載變化小。根據(jù)表8-5、表8-6該液壓系統(tǒng)以采用節(jié)流調(diào)速方式和開式循環(huán)為宜。現(xiàn)采用進(jìn)油路節(jié)流調(diào)速回路，為解決孔鉆通時(shí)滑臺(tái)突然前沖的問題，回油路上要設(shè)置背壓閥。,從工況圖中可以清楚地看到，在這個(gè)液壓系統(tǒng)的工作循環(huán)內(nèi)，液壓缸要求油源交替地提供低壓大流量和高壓小流量的油液。最大

7、流量約為最小流量的55倍，而快進(jìn)加快退所需的時(shí)間t1和工進(jìn)所需的時(shí)間t2分別為,表8-5 開式系統(tǒng)與閉式系統(tǒng)的比較,表8-6 三種調(diào)速回路主要性能比較,亦即是t2/t121。,因此從提高系統(tǒng)效率、節(jié)省能量的角度來(lái)看，采用單個(gè)定量液壓泵作為油源顯然是不合適的，而宜采用大、小兩個(gè)液壓泵自動(dòng)兩級(jí)并聯(lián)供油的油源方案（圖8-13a）。,圖8-13 油源及液壓回路 的選擇 a）液壓源,2. 選擇基本回路,由于不存在負(fù)載對(duì)系統(tǒng)作功的工況，也不存在負(fù)載制動(dòng)過(guò)程，故不需要設(shè)置平衡及制動(dòng)回路。但必須具有快速運(yùn)動(dòng)、換向、速度換接以及調(diào)壓、卸荷等回路。,選擇快速運(yùn)動(dòng)和換向回路,系統(tǒng)中采用節(jié)流調(diào)速回路后，不論采用何種油

8、源形式都必須有單獨(dú)的油路直接通向液壓缸兩腔，以實(shí)現(xiàn)快速運(yùn)動(dòng)。在本系統(tǒng)中，快進(jìn)、快退換向回路應(yīng)采用圖8-13b所示的形式。,圖8-13 油源及液壓回路 的選擇 b）換向回路,選擇速度換接回路,當(dāng)滑臺(tái)從快進(jìn)轉(zhuǎn)為工進(jìn)時(shí)，輸入液壓缸的流量由27.64L/min降至0.5L/min，滑臺(tái)的速度變化較大，可選用行程閥來(lái)控制速度的換接，以減小液壓沖擊（見圖8-13c）。,圖8-12 液壓缸工況圖,由工況圖（圖8-12）中的 q-l曲線可知：,當(dāng)滑臺(tái)由工進(jìn)轉(zhuǎn)為快退時(shí)，回路中通過(guò)的流量很大進(jìn)油路中通過(guò)24.62L/min，回油路中通過(guò)24.62(95.03/44.77) =52.26L/min。,為了保證換向平

9、穩(wěn)起見，宜采用換向時(shí)間可調(diào)的電液換向閥式換接回路（見圖8-13b）。由于這一回路還要實(shí)現(xiàn)液壓缸的差動(dòng)連接，所以換向閥必須是五通的。,圖8-13 油源及 液壓回路的選擇 b）換向回路,選擇調(diào)壓和卸荷回路,油源中有溢流閥（見圖8-13a），調(diào)定系統(tǒng)工作壓力，因此調(diào)壓?jiǎn)栴}已在油源中解決，無(wú)須另外再設(shè)置調(diào)壓回路。而且，系統(tǒng)采用進(jìn)油節(jié)流調(diào)速，故溢流閥常開，即使滑臺(tái)被卡住，系統(tǒng)壓力也不會(huì)超過(guò)溢流閥的調(diào)定值，所以又起安全作用。,圖8-13 油源及液壓回路的選擇 a）液壓源 b）換向回路 c)速度換接回路,選擇調(diào)壓和卸荷回路,在圖8-13a所示的雙液壓泵自動(dòng)兩級(jí)供油的油源中設(shè)有卸荷閥，當(dāng)滑臺(tái)工進(jìn)和停止時(shí)，低壓

10、、大流量液壓泵都可經(jīng)此閥卸荷。由于工進(jìn)在整個(gè)工作循環(huán)周期中占了絕大部分時(shí)間，且高壓、小流量液壓泵的功率較小，故可以認(rèn)為卸荷問題已基本解決，就不需要再設(shè)置卸荷回路。,圖8-13 油源及液壓回路的選擇 a）液壓源 b）換向回路 c)速度換接回路,3. 將液壓回路綜合成液壓系統(tǒng),把上面選出的各種液壓回路組合畫在一起，就可以得到一張圖8-14所示的液壓系統(tǒng)原理圖（不包括點(diǎn)劃線圓框內(nèi)的元件）。將此圖仔細(xì)檢查一遍，可以發(fā)現(xiàn)，該圖所示系統(tǒng)在工作中還存在問題。 為了防止干擾、簡(jiǎn)化系統(tǒng)并使其功能更加完善，必須對(duì)圖8-14所示系統(tǒng)進(jìn)行如下修整：,圖8-14 液壓回路的綜合和整理 1雙聯(lián)葉片泵 1A小流量液壓泵1B

11、大流量液壓泵 2三位五通電液閥 3行程閥 4調(diào)速閥 5單向閥 6液壓缸 7卸荷閥8背壓閥 9溢流閥 10單向閥 11過(guò)濾器 12壓力表接點(diǎn) a單向閥 b順序閥 c單向閥 d壓力繼電器,3. 將液壓回路綜合成液壓系統(tǒng),1）為了解決滑臺(tái)工進(jìn)（閥2在左位）時(shí)圖中進(jìn)、回油路相互接通，系統(tǒng)無(wú)法建立壓力的問題，必須在換向回路中串接一個(gè)單向閥a，將進(jìn)、回油路隔斷。,2）為了解決滑臺(tái)快進(jìn)時(shí)回油路接通油箱，無(wú)法實(shí)現(xiàn)液壓缸差動(dòng)連接的問題，必須在回油路上串接一個(gè)液控順序閥b。這樣，滑臺(tái)快進(jìn)時(shí)因負(fù)載較小而系統(tǒng)壓力較低，使閥b關(guān)閉，便阻止了油液返回油箱。,3. 將液壓回路綜合成液壓系統(tǒng),3）為了解決機(jī)床停止工作后回路中

12、的油液流回油箱，導(dǎo)致空氣進(jìn)入系統(tǒng)，影響滑臺(tái)運(yùn)動(dòng)平穩(wěn)性的問題，必須在電液換向閥的回油口增設(shè)一個(gè)單向閥c。,4）為了在滑臺(tái)工進(jìn)后系統(tǒng)能自動(dòng)發(fā)出快退信號(hào)，須在調(diào)速閥輸出端增設(shè)一個(gè)壓力繼電器d。 5）若將順序閥b和背壓閥8的位置對(duì)調(diào)一下，就可以將順序閥與油源處的卸荷閥合并，從而省去一個(gè)閥。,圖8-15 整理后的液壓系統(tǒng)原理圖 1雙聯(lián)葉片液壓泵 2三位五通電液閥 3行程閥 4調(diào)速閥 5單向閥 6單向閥 7順序閥 8背壓閥 9溢流閥 10單向閥 11過(guò)濾器 12壓力表接點(diǎn) 13單向閥14壓力繼電器,經(jīng)過(guò)修改、整理后的液壓系統(tǒng)原理圖如圖8-15所示。,8.3.4 選擇液壓元件,1. 液壓泵,液壓缸在整個(gè)工作

13、循環(huán)中的最大工作壓力為3.73MPa，如取進(jìn)油路上的壓力損失為0.8MPa，為使壓力繼電器能可靠地工作，取其調(diào)整壓力高出系統(tǒng)最大工作壓力0.5MPa，則小流量液壓泵的最大工作壓力應(yīng)為 ： pp1=(3.73+0.8+0.5)MPa=5.03MPa,大流量液壓泵在快進(jìn)、快速運(yùn)動(dòng)時(shí)才向液壓缸輸油，由圖8-12可知，快退時(shí)液壓缸的工作壓力比快進(jìn)時(shí)大，如取進(jìn)油路上的壓力損失為0.5MPa（因?yàn)榇藭r(shí)進(jìn)油不經(jīng)調(diào)速閥故壓力損失減小），則大流量液壓泵的最高工作壓力為： pp2=(1.5+0.5)MPa=2MPa,由圖8-12可知，兩個(gè)液壓泵應(yīng)向液壓缸提供的最大流量為27.64L/min，因系統(tǒng)較簡(jiǎn)單，取泄漏系

14、數(shù)KL=1.05，則兩個(gè)液壓泵的實(shí)際流量應(yīng)為：qp=1.0527.64L/min=29.02L/min,由于溢流閥的最小穩(wěn)定溢流量為3L/min，而工進(jìn)時(shí)輸入液壓缸的流量為0.5L/min，由小流量液壓泵單獨(dú)供油，所以小液壓泵的流量規(guī)格最少應(yīng)為3.5L/min。,根據(jù)以上壓力和流量的數(shù)值查閱產(chǎn)品樣本，最后確定選取PV2R12-6/26型雙聯(lián)葉片液壓泵，其小液壓泵和大液壓泵的排量分別為6mL/r和26mL/r，當(dāng)液壓泵的轉(zhuǎn)速np=940r/min時(shí)該液壓泵的理論流量為30.08L/min，若取液壓泵的容積效率v=0.9，則液壓泵的實(shí)際輸出流量為：qp=(6+26)9400.9/1000L/min

15、=(5.1+22)L/min=27.1L/min,由于液壓缸在快退時(shí)輸入功率最大，這時(shí)液壓泵工作壓力為 2MPa、流量為27.1L/min。按表8-13取液壓泵的總效率p=0.75，則液壓泵驅(qū)動(dòng)電動(dòng)機(jī)所需的功率為,根據(jù)此數(shù)值查閱電動(dòng)機(jī)產(chǎn)品樣本選取Y100L-6型電動(dòng)機(jī)，其額定功率Pn=1.5kW，額定轉(zhuǎn)速nn=940r/min。,2. 閥類元件及輔助元件,根據(jù)閥類及輔助元件所在油路的最大工作壓力和通過(guò)該元件的最大實(shí)際流量，可選出這些液壓元件的型號(hào)及規(guī)格見表8-22。表中序號(hào)與圖8-15的元件相同。,3. 油管,各元件連接管道的規(guī)格按液壓元件接口處的尺寸決定，液壓缸進(jìn)、出油管則按輸入、排出的最大

16、流量計(jì)算。由于液壓泵選定之后液壓缸在各個(gè)工作階段的進(jìn)、出流量已與原定數(shù)值不同，所以要重新計(jì)算如表8-23所示。,由上表可以看出，液壓缸在各個(gè)工作階段的實(shí)際運(yùn)動(dòng)速度符合設(shè)計(jì)要求。,表8-22 元件的型號(hào)及規(guī)格, 此為電動(dòng)機(jī)額定轉(zhuǎn)速nn=940r/min時(shí)液壓泵輸出的實(shí)際流量。,表8-23 液壓缸的進(jìn)、出流量,根據(jù)表8-23中數(shù)值，并按第二章第七節(jié)推薦取油液在壓油管的速度v=3m/s，按式（2-30）算得與液壓缸無(wú)桿腔及有桿腔相連的油管內(nèi)徑分別為,這兩根油管都按GB/T23511993選用內(nèi)徑15、外徑18的冷拔無(wú)縫鋼管。,4. 油箱,油箱容積按式（2-19）估算，取經(jīng)驗(yàn)數(shù)據(jù)=7，故其容積為 V=

17、qp=727.1L=189.7L 按JB/T7938-1999規(guī)定，取最靠近的標(biāo)準(zhǔn)值V=200L。,Part 8.3.5 驗(yàn)算液壓系統(tǒng)性能,1. 驗(yàn)算系統(tǒng)壓力損失并確定壓力閥的調(diào)整值,由于系統(tǒng)的管路布置尚未具體確定，整個(gè)系統(tǒng)的壓力損失無(wú)法全面估算，故只能先按式（8-13）估算閥類元件的壓力損失，待設(shè)計(jì)好管路布局圖后，加上管路的沿程損失和局部損失即可。但對(duì)于中小型液壓系統(tǒng)，管路的壓力損失甚微，可以不予考慮。壓力損失的驗(yàn)算應(yīng)按一個(gè)工作循環(huán)中不同階段分別進(jìn)行。,快進(jìn),滑臺(tái)快進(jìn)時(shí)，液壓缸差動(dòng)連接，由表8-22和表8-23可知，進(jìn)油路上油液通過(guò)單向閥10的流量是22L/min、通過(guò)電液換向閥2的流量是2

18、7.1L/min，然后與液壓缸有桿腔的回油匯合，以流量51.25L/min通過(guò)行程閥3并進(jìn)入無(wú)桿腔。因此進(jìn)油路上的總壓降為：,此值不大，不會(huì)使壓力閥開啟，故能確保兩個(gè)泵的流量全部進(jìn)入液壓缸。,回油路上，液壓缸有桿腔中的油液通過(guò)電液換向閥2和單向閥6的流量都是24.15L/min，然后與液壓泵的供油合并，經(jīng)行程閥3流入無(wú)桿腔。由此可算出快進(jìn)時(shí)有桿腔壓力p2與無(wú)桿腔壓力p1之差。,此值與原估計(jì)值0.3MPa（見表8-21）基本相符。,工進(jìn),工進(jìn)時(shí)，油液在進(jìn)油路上通過(guò)電液換向閥2的流量為0.5L/min，在調(diào)速閥4處的壓力損失為0.5MPa；油液在回油路上通過(guò)換向閥2的流量是0.24L/min，在背

19、壓閥8處的壓力損失為0.6MPa，通過(guò)順序閥7的流量為（0.24+22）L/min=22.24L/min，因此這時(shí)液壓缸回油腔的壓力p2為：,可見此值略大于原估計(jì)值0.6MPa。故可按表8-21中公式重新計(jì)算工進(jìn)時(shí)液壓缸進(jìn)油腔壓力p1，即：,此值略高于表8-21中數(shù)值。,考慮到壓力繼電器可靠動(dòng)作需要壓差pe=0.5MPa，故溢流閥9的調(diào)壓pplA應(yīng)為：,快退,快退時(shí)，油液在進(jìn)油路上通過(guò)單向閥10的流量為22L/min、通過(guò)換向閥2的流量為27.1L/min；油液在回油路上通過(guò)單向閥5、換向閥2和單向閥13的流量都是57.51L/min。因此進(jìn)油路上總壓降為：,此值與表8-21中的估計(jì)值相近，故不必重算。所以，快退時(shí)液壓泵的工作壓力pp應(yīng)為：,此值較小，所以液壓泵驅(qū)動(dòng)電動(dòng)機(jī)功率是足夠的。 回油路上總壓降為：,因此大流量液壓泵卸荷的順序閥7的調(diào)壓應(yīng)大于1.582MPa。,2. 驗(yàn)算油液溫升,工進(jìn)在整個(gè)工作循環(huán)過(guò)程中所占的時(shí)間比例達(dá)95%（見前），所以系統(tǒng)發(fā)熱和油液溫升可按工進(jìn)時(shí)的工況來(lái)計(jì)算。為簡(jiǎn)便起見，本例采用上述“系統(tǒng)的發(fā)熱功率計(jì)算方法之二”來(lái)進(jìn)行計(jì)算。,工進(jìn)時(shí)液壓缸的有效功率：,這時(shí)大流量液壓泵經(jīng)順序閥7卸荷，小流量液壓泵在高壓下供油。大液壓泵通過(guò)順序閥7的流量