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1、Four short words sum up what has lifted most successful individuals above the crowd: a little bit more.-author-date设计一卧式单面多轴钻孔组合机床动力滑台的液压系统。设计一卧式单面多轴钻孔组合机床动力滑台的液压系统。设计一卧式单面多轴钻孔组合机床动力滑台的液压系统。 1）工作循环：快进工进快退停止。 2）工作参数轴向切削力21000N，移动部件总重10000N，快进行程 100mm，快进与快退速度 4.2mmin，工进行程 20mm，工进速度 0.05mmin，加、减速时间为0.2
2、s，静摩擦系数0.2，动摩擦系数0.1，动力滑台可在中途停止。 一、负载分析负载分析中，暂不考虑回油腔的背压力，液压缸的密封装置产生的摩擦阻力在机械效率中加以考虑。因工作部件是卧式放置，重力的水平分力为零，这样需要考虑的力有：切削力，导轨摩擦力和惯性力。导轨的正压力等于动力部件的重力，设导轨的静摩擦力为，动摩擦力为，则 而惯性力 如果忽略切削力引起的颠覆力矩对导轨摩擦力的影响，并设液压缸的机械效率，则液压缸在各工作阶段的总机械负载可以算出，见表1。表1 液压缸各运动阶段负载表运动阶段计算公式总机械负载启动2105加速1428快进1053工进23158快退1053根据负载计算结果和已知的各阶段的
3、速度，可绘制出负载图（）和速度图（），见图1a、b。横坐标以上为液压缸活塞前进时的曲线，以下为液压活塞退回时的曲线。 a) b) 图1 负载速度图 a）负载图 b）速度图二、 液压系统方案设计1. 确定液压泵类型及调速方式参考同类组合机床,同时根据本题要求。选用双作用叶片泵双泵供油，同时这是调速阀进油调速的开式回路来满足快进、快退和工进的功能。快进或快退时双泵进行供油，工进时，小泵单独供油，同时利用节流阀调速保证工进速度。整个回路采用溢流阀作定压阀，起安全阀作用。为防止钻孔钻通时滑台突然失去负载向前冲，回油路上设置背压阀，初定背压值为。2. 选用执行元件因系统循环要求正向快进和工作，反向快退，
4、且快进、快退速度相等。实现快进快退速度相等有以下几种方法：1）单活塞杆液压缸，快进时差动连接，无杆腔面积等于有杆腔面积的两倍。2）采用双活塞杆液压缸，因两腔有效面积相等，即可满足快进、快退速度相等的要求。 差动连接可降低整个系统工作压力，同时可选用更小规格的油泵。而且组合机床对工作压力要求的供油压力并不高，所以选择方案一 3. 快速运动回路和速度换接回路根据题目运动方式和要求，采用方案一的快速回路系统，差动连接与双泵供油两种快速运动回路来实现快速运动。即快进时，由大小泵同时供油，液压缸实现差动连接。采用二位二通电磁阀的速度回路，控制由快进转为工进。 与采用行程阀相比，电磁阀可直接安装在液压站上
5、，由工作台的行程开关控制，管路较简单，行程大小也容易调整，另外采用液控顺序阀与单向阀来切断差动油路。因此速度换接回路为行程与压力联合控制形式。 4. 换向回路的选择本系统对换向的平稳性没有严格的要求，所以采用电磁换向阀的换向回路，采用三位五通阀。 5.组成液压系统绘原理图将上述所选定的液压回路进行组合，并根据要求作必要的修改补充，即组成如图2所示的液压系统图。为便于观察调整压力，在液压泵的进口处、背压阀和液压缸无杆腔进口处设置测压点,并设置多点压力表开关。这样只需一个压力表即能观测各点压力。图2 组合机床动力滑台液压系统原理图液压系统中各电磁铁的动作顺序如表2所示。表2 电磁铁动作顺序表1Y2
6、Y3Y快进+-工进+-+快退-+-停止-三、液压系统的参数计算（一）液压缸参数计算 1. 初选同类型组合机床，初定液压缸的工作压力为。2. 确定液压缸的主要结构尺寸 要求动力滑台的快进、快退速度相等，现采用活塞杆固定的单杆式液压缸。快进差动时，并取无杆腔有效面积等于有杆腔有效面积的两倍，即 。为了防止钻孔钻通时滑台突然失去负载向前冲，在油路上设置背压阀，按1表8-2，初,选背压值。由表1克制最大负载为工进阶段的负载，按此计算则液压缸直径由可知活塞杆直径 按GB/T23481993将所计算得D与d值分别圆整打动相近的标准直径，以便采用标准的密封装置。圆整后得 按标准直径算出 按最低工进速度演算液
7、压缸尺寸，查产品样本，调速阀最小稳定流量，因工进速度为最小速度，则由1式（8-11）上述计算中，满足最低速度的要求。 3. 计算液压缸各工作阶段的工作压力、流量和功率根据液压缸的负载图和速度图以及液压缸的有效面积，可以算出液压缸工作过程中各阶段的压力、流量和功率，在计算工进时按代入，快退时背压按代入计算公式和计算结果列于表3中。表3液压缸所需的实际流量、压力和功率工作循环计算公式负载进油压力回油压力所需流量输入功率NPaPaL/minkW差动快进工进快退注：1.差动连接时，液压缸的回油口到进油口之间的压力损失，而。2.快退时，液压缸有杆腔进油，压力为，无杆腔回油，压力为。（二）液压泵的参数计算
8、由表3可知工进阶段液压缸工作压力最大，若取进油路总压力损失，则液压泵最高工作压力可按1式（8-5）算出 因此泵的额定压力可取。 由表1-5可知，工进时所需流量最小是，设溢流阀最小溢流量为，则小流量泵的流量按1式（8-16）应为，快进快退时液压缸所需的最大流量是，则泵的总流量为。即大流量泵的流量。根据上面计算的压力和流量，查相关产品样本得，选用YB-4/16型双联叶片泵。该泵额定压力，额定转速。 （三）电动机的选择系统为双泵供油系统，其中小泵1的电动机的选择流量 ,大泵2流量。差动快进、快退时两个泵同时向系统供油；工进时，小泵1向系统供油，大泵2卸载。下面分别计算三个阶段所需要的电动机功率。 1
9、.差动快进 差动快进时，大泵2的出口压力油经单向阀后与小泵1汇合，然后经单向阀2，三位五通3，二位二通阀4进入液压缸无杆腔，无杆腔压力，查样本可知，小泵2的出口压力损失，大泵2出口到小泵1出口的压力损失。于是计算可得小泵出压力（总效率），大泵2出口压力（总效率）。电动机功率 2.工进 考虑到调速阀所需要的最小压力差。压力继电器可靠动作需要压力差。因此工进时小泵1的出口压力。而大泵2的卸载压力取。（小泵1的总效率，大泵2总效率）。 3.快退 类似差动快进分析知：小泵1的出口压力（总效率）：大泵2出口压力（总效率）。电动机功率综合比较，快退时所需功率最大。据此查样本选用Y90L-66封闭式三相异步
10、电动机，电动机功率。额定转速。 四、液压元件的选择 1.液压阀及过滤器的选择根据液压阀在系统中的最高工作压力与通过该阀的最大流量，可选出这些元件的型号及规格。本系统中所有阀的额定压力都为，额定流量根据各阀通过的流量，确定为，和三种规格，所有元件的型号列于表4中。过滤器按液压泵额定流量的两倍选取吸油用线隙式过滤器。表中序号与系统原理图中的序号一致。表4液压元件明细表序号元件名称最大通过流量/型号1双联叶片泵20YB-4/162单向阀201-25B3三位五通阀4035D1-63BY4二位二通阀4022D1-63BH5调速阀0.39Q-10B6压力继电器DP1-36B7单向阀201-25B8液控顺序
11、阀0.16XY-25B9背压阀0.16B-10B10液控顺序阀（卸载用）16XY-25B11单向阀161-25B12溢流阀4Y-10B13过滤器40XY-B32x10014压力表开关K-6B 2. 油管的选择 根据选定的液压阀的连接油口齿轮确定管道尺寸。液压缸的进、出油管按输入、排出的最大流量来计算。由于本系统液压缸差动连接快进快退时，油管内通油量最大，其实际流量为泵的额定流量的两倍达，则液压缸进、出油管直径按产品样本，选用内径为，外径为的10号冷拔钢管。 3. 油箱容积的确定 中压系统的油箱容积一般取液压泵额定流量的5到7倍，本系统取7倍，故油箱容积为 五、验算液压系统性能 （一）压力损失的
12、验算及泵压力的调整 1.工进时的压力损失验算和小流量泵压力的调整 工进时管路中的流量仅为，因此流速很小，所以沿程压力损失和局部压力损失都非常小，可以忽略不计。这是进油路上仅考虑调速阀的压力损失，回油路上只有背压阀的压力损失，小流量泵的调整压力应等于工进时液压缸的工作压力加上进油路压差则即小流量泵的溢流阀12应按此压力调整。1. 快退时压力损失验算及大流量泵卸载压力的调整 因快退时，液压缸无杆腔的回油量是进油量的两倍，起压力损失比快进时要大，因此必须计算快退时的进油路与回油路的压力损失，仪表确定大流量泵的卸载压力。已知：快退时进油管和回油管长度均为，油管直径，通过的流量为进油路，回油路。液压系统
13、选用N32号液压油，考虑最低工作温度为15，由手册查出此时油的运动粘度，油的密度，液压系统元件采用集成块似的配置形式。（1） 确定油流的流动状态 按1式（1-30）经单位换算为式中 平均流速（）； 油管内径（）； 油的运动粘度（）； 通过的流量（）。则进油路中液流的雷诺数为回油路中液流的雷诺数为由上可知，进回油路的流动都是层流。（2） 沿程压力损失由1式（1-37）可算出进油路和回油路的压力损失。在进油路上，流速则压力损失为在会有路上，流速为进油路流速的两倍即，则压力损失为（3） 局部压力损失由于采用集成块式的液压装置，所以只考虑阀类元件和集成块内油路的压力损失。通过各阀的局部压力损失按1式（
14、1-39）计算，结果列于表5中。表5 阀类元件局部压力损失元件名称额定流量实际通过的流量额定压力损失实际压力损失单向阀2252021.025三位五通电磁阀36320/4040.325/1.2875二位二通电磁阀4634041.2875单向阀11251620.575注：快退时经过三位五通阀的两油道流量不同，压力损失也不同。若取集成块进油路的压力损失，回油路压力损失为，则进油路和回油路的总的压力损失为查表1-1知快退时液压缸负载；则快退时液压缸的工作压力为因此，大流量泵卸荷阀2的调整压力应大于。从以上验算结果可以看出，各种工况下的实际压力损失都小于初选的压力损失值，而且比较接近，说明液压系统的油路结构、元件的参数是合理的，满足要求。（二） 液压系统的发热和温升验算工进时液压泵的输入功率如前面计算工进时液压缸的输出功率系统总的发热功率已知油箱容积，则按1式（8-12）油箱近似散热面积为假定通风良好，取油箱散热系数，则利用1式（8-11）可得油液温升为设环境温度，则热平衡温度为所以油箱散热基本可达到要求。参考文献【1】 液压与气压传动（第3版）许福玲 陈尧明 编著 工业机械出版社 2007 -