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1、1设计内容: 设计一台单面多轴钻孔组合机床，动力滑台的工作循环是：快进工进快退停止。液压系统的主要性能参数要求如下，轴向切削力为 24000N；滑台移动部件总质量为 510kg；加、减速时间为 0.2s；采用平导轨，静摩擦系数为 0.2，动摩擦系数为 0.1；快进行程为 200mm，工进行程为100mm，快进与快退速度相等，均为 3.5mmin，工进速度为 3040mmmin。工作时要求运动平稳，且可随时停止运动。试设计动力滑台的液压系统。1 设计方案拟定1.1 方案分析对设计液压系统进行分析，已知设计的是一卧式单面多轴钻孔组合机床的液压系统，要求液压系统完成的工作循环是：快进工进快退停止。在
2、设计过程中要注意液压设计的注意事项：在滑台的速度变化较大，当滑台由工进转为快退时，以减少液压冲击，须使用背压阀等。方案一：选用两个柱塞缸组合来实现工作循环所要求的快进、工进运动，在快进和快退时要求速度相等，通过差动连接来实现。系统在工作过程环境恶劣，时有冲击可通过在回油路上加背压阀来减少其对加工工件精度的影响。为了减少空间，油箱采用闭式油箱。由于其工况过程分段情况很大，节约能源，节约成本可采用变量泵来实现不同工况对油量的不同需要。闭式油箱，不易于散热，要附加散热器，增加了成本。方案二：选用单杆活塞缸来实现工作循环所要求的快进、工进运动，借鉴经典的实现快进、快退的连接方式，差动连接来实现，而对于
3、有大冲击，工作阻力不定对加工过程的影响，采用使用在回油路上接背压阀和在进油路上用调速阀和行程阀的组合来实现。对于工况分段情况很大，借鉴同类机床多数采用双泵供油来节约能源。为减少热变形对加工精度的影响，减少热源，选用远离机床床身的开式油箱。方案三:选用单杆活塞缸来实现工作环循环所要求的快进、工进运动，对运动方向的改变可以二位二通电磁换向阀来、单向阀和调速阀来实现。液压泵选用变量泵，2这种方案就是在快进的时候油液流经阀的速度快，流量大，局部损失大，油液发热高，使液压液的粘性降低，影响系统的稳定性 。1.2 方案确定综合比较方案一、方案二和方案三，从经济成本、以往同类成功机床的例子和可操作性考虑后，
4、选用方案二。方案二的具体设计过程如下。2 负载分析计算2.1 压系统的要求由于设计一单面多轴钻孔组合机床的液压系统，要求液压系统完成的工作循环是：快进工进快退停止，动力滑台采用平面导轨，其静，动摩擦系数分别为 0.2，0.1 往复运动的加减速时间要求不大于 0.2s。2.2 分析系统工况，确定主要参数2.2.1 确定执行元件由于机床要求液压系统完成的是直线运动，最大行程为：300mm,其属于短行程，故选用执行元件为：液压缸。(其具体的参数在后面经计算后再确定)2.2.2 分析系统工况工作负载 =22000NWF惯性负载 751029.56.avmNt阻力负载: 静摩擦阻力 .8.6fs动摩擦阻
5、力 01594fdF此得出液压缸在各工作阶段的负载如下表 21 所示：表 2-1 液压缸在各工作阶段的负载 （单位：N）工况 负载组成 负载值 F 推力 /mF起动 fsF999.6 1110.67加速 fda797.3 885.89快进 f 499.8 555.333注:1 液压缸的机械效率通常取 0.90.95,此处取 0.9。2 不考虑动力滑台上颠覆力矩的作用。 2.2.3 负载图和速度图的绘制负载图按上面表中数值绘制,如图 11。速度图按已知数, 、 ，快退行程 和13.5/minv120S20sm3120mS工进速度 等的绘制，如图，V2=0.030m/min2S/m起 动 加 速
6、快 进 工 进 制 动加 速快 退制 动FN工进 fdwF24499.8 27222.00快退 f 499.8 555.334S/mV(m/in)3.53.50启 动加 速 快 进 工 进 加速快 退制动速度图2.2.4 液压缸主要参数的确定a 初选系统工作压力由上表 2-1 可知，卧式单面多轴钻孔组合机床液压系统的最大负载为28000N 时，可以取 34MPa，参考教材表 9-3 中推荐液压系统的公称压力 ，1P取 =3.5MPa。1Pb 确定液压缸型式、规格及尺寸由于工作进给速度与快速运动速差较大，且快进、快退速度要求相等，从降低总流量需求考虑，确定采用最适的差动液压缸。利用这时活塞杆较粗
7、可以通油的有利条件，沿用活塞杆固定，缸体随滑台运动的常用典型安装形式。由于快进、快退的速度相等，故可以知 2Dd，推出液压缸特征：12A。钻孔加工时，液压缸回路上必须具有背压 P，以防孔被钻通时 tF突然消失而造成滑台突然前冲而设置的回油腔背压 0.8MPa。快进时液压缸虽作差动联接，但由于油管中有压降 存在，有杆腔的压力必须大于无杆腔，估算时P可取 。快退时回油腔中是有背压的，这时 可按 0.6MPa 估算。可0.5PMa 25以算出工作腔需要的工作面积 1A由工进时的推力式得： 12112mFApp故有 62211 0.8/7/35.7Pm14/0.8/.14.DA0.7.dm根据教材表
8、4-4 和表 4-6,将这些直径圆整成就近标准值得;D=100mm,d=70mm。由此求得液压缸两腔的实际有效面积为：2242143.1078.510Am2422/.410Dd经检验，活塞杆的强度和稳定性均符合要求。c 计算最大流量需求： 44max12max78.05103.5/60.4/.5/qAv LS此流量较为适中，可以接受。根据以上 D 与 d 的值，可估算液压缸在各个工作阶段中的压力、流量和功率值，如表 2-2 所示。表 22 液压缸在各个工作阶段中的压力、流量和功率值工况 计算公式推力 /FN回油腔压力 2pMPa进油腔压力 1输入流量 1/minqL输入功率 /PKW起动111
9、0.67 0 0.288 _ _加速885.89 0.73 0.23 _ _快进恒速1212pFAp()qv1P2p555.33 0.514 0.014 13.48 0.003工进 121FAqv,Ppq27222 0.8 3.47 0.24 0.0146起动1110.67 0 0.278 加速885.89 0.6 2.21 快退恒速121pFA3qv1P555.33 0.6 1.39 12 0.278并根据此绘出工况图如图 231.483 液压系统原理图的拟定3.1 液压回路的选择钻削负载为阻力负载，在钻入铸件表面及钻通孔时的开始和结束时间存在先后等因素影响下，负载存在突变的可能。但从工况图
10、 2.3 中可知功率较小，故工作进给采用具有压差补偿的进口调速阀的调速方式。由于液压系统选用了节流节流调速的方式和为了更好的散热，系统中油液的循环选项取是开式的。3.2 流量和方向控制设计快进、工进采用与调节器速阀并联的两位二通阀换接实现。差动液压缸实现快进时，需要能利用回流的差动回路配合，故选用三位五7通阀实现通断、换向、差动连接等功能。由于流量及功率均较小，控制阀均用普通滑阀式结构。另外尚需要采用单向阀配合控制油流方向。3.3 压力控制设计系统工作压力由溢流阀控制调节。负载阻力在钻削过程中的突变，特别是加工完毕后负载突然消失，采用附有压差补偿控制的调速阀，而不用节流阀，再在回流路上附加可调
11、背压阀，就可使工作速度稳定和避免发生前冲现象。3.4 能耗控制设计在流量、方向和压力液压系统关键参数决定后，还要考虑能耗控制，用尽量少的能量来实现控制，以达到节能的目的和降低生产成本的目的。由工况图知： maxin13.48/56.20q(快进所花时间 )12/103.4tsvs(工进所花时间)3/.2（快退所花时间）3063.5.tsvs2134123t数据表明： 即 ，这表明在一个工作循环中的大部20/.8t分时间都处于高压小流量工作。从提高系统效率、节省能量角度来看，选用单定量泵油源显然是不合理的，为此可选用限压式变量泵或双联叶片泵作为油源。此系统大部分时间在高压小流量下工作显然采用单定
12、量泵溢流动力源，长时大流量溢流会造成能量大量损失，是不可取的。考虑到前者流量突变时液压冲击较大，工作平稳性差，且后者可双泵同时向液压缸供油实现快速运动，最后确定选用双联叶片泵方案， 。故在此采用双泵供油动力源，有得于降低度能耗，有利于生产成本。如图 3.1-a 所示。8（a）油源 （b）换向回路 （c）速度换接回路图 3.1 液压回路的选择元件为了防止快进转工进时速差变化太大，达 倍而产生123.5017v压力冲击，选择快速运动和换向回路 本系统已选定液压缸差动连接和双泵供油两种快速运动回路实现快速运动。考虑到从工进转快退时回油路流量较大，故选用换向时间可调的电液换向阀式换向回路，以减小液压冲
13、击。由于要实现液压缸差动连接，所以选用三位五通电液换向阀，选用电液控制型，以利于按要求调节换向过和的时间，防止压力冲击。如图 3.1-b 所示。切换速度用的二位二通阀先用行程式开关控制型。如图 3.1-c 所示。背压阀选用可调的，以备根据工作需要调节。为了解决滑台工进时进、回油路串通使系统压力无法建立的问题，增设了单向阀 a。为了解决滑台快进的时候回油路接通油箱，无法实现液压缸差动连接的问题，必须在回油路上串接一个液控顺序阀，这里作背压阀。以阻止油液在快进阶段返回油箱。为了避免机床停止工作时回路中的油液流回油箱，导致空气进入系统，影响滑台运动的平稳性，图中添置了一个单向阀。考虑到这台机床用于钻
14、孔（通孔与不通孔）加工，对位置定位精度要求较高，图中增设了一个压力继电器。当滑台碰上死挡块后，系统压力升高，它发出快退信号，操纵电液换向阀换向。在进油路上设有压力表开关和压力表。钻孔行程终点定位精度不高，采用行行程开关控制即可。综合以上设计和优化后可给出 3.2 液压系统原理图：912 346857901 122YA1YA4 液压元件的选择4.1 液压泵及驱动电机规格选择4.1.1 大、小泵最高工作压力计算液压缸在整个工作循环中的最大工作压力为 3.47Mpa，由表 11-4 得，进油路压力损失的范围为 0.51.5Mpa，取进油路上的压力损失为 0.8Mpa，压力继电器调整压力高出系统工作压
15、力之值为 0.5Mpa则小泵的最大工作压力为 13.4708.54.7pMpa大泵快退时液压缸的工作压力比快进大，取进油路上的压力损失为 0.5MPa,则大流量的最高工作压力为 20.5139.8ppa104.1.2 总需供油量两个泵应向液压缸提供最大的流量为 14L/min,若回路中的泄露按液压缸输入流量的 10%计算，则两缸的总流量为：1.4min15.4inpqL工进进给时需流量为 ),但不得不考虑溢流阀的最小稳定溢流量0.,故小流量泵的供油量最少应为 。3inL3.5minL据据以上压力和流量的数值，上网查 YUKEN 日本油研 PV2R 型双联叶片泵,选取 PV2R126/26 型双联叶片泵，其小泵的排量为 ，大泵的排量为6lr，若取液压泵的容积效率 =0.9，则当泵的转速 =940r/min 时，液压26mlrvpn泵的实际输出流量为： 26940.1min27.0ipqLL由于液压缸在快退时输入功率最大，这时液压泵泵工作压力为 1.89 MPa流量为 。取泵的总效率 =0.75，则液压泵驱动电动机所需的功7.1inLp率为： 8927.1.382605pqPKW4.1.3 电动机的选择根据此数值，选取 Y90L4
