单面多轴钻孔组合机床动力滑台液压系统优秀课程设计.doc

单面多轴钻孔组合机床动力滑台液压系统
摘  要
制造业是一个国家或地域经济发展关键支柱，其发展水平标志着该国家或地域经济实力、科技水平、生活水准和国防实力。而制造业生产能力关键取决于制造装备——机床优异程度。

关键词：组合机床，动力滑台，主轴箱

Abstract
The 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 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 equipment－machine tool ..

Keyword: Modular Powen-sliding plat, The main axle box

一、设计要求及工况分析
1．设计要求
要求设计动力滑台实现工作循环是：快进 工进 快退 停止。关键性能参数和性能要求以下：切削阻力FL=30468N；运动部件所受重力G=9800N；快进、快退速度1= 3=0.1m/s，工进速度2=0.88×10-3m/s；快进行程L1=100mm，工进行程L2=50mm；往复运动加速时间Δt=0.2s；动力滑台采取平导轨，静摩擦系数μs=0.2，动摩擦系数μd=0.1。液压系统实施元件选为液压缸。
2．负载和运动分析
(1) 工作负载 工作负载即为切削阻力FL=30468N。
(2) 摩擦负载 摩擦负载即为导轨摩擦阻力：
静摩擦阻力
动摩擦阻力
(3) 惯性负载

(4) 运动时间
快进
工进
快退
设液压缸机械效率ηcm=0.9，得出液压缸在各工作阶段负载和推力，如表1所列。
表1液压缸各阶段负载和推力
工况
负载组成
液压缸负载F/N
液压缸推力F0=F/ηcm/N
启 动
加 速
快 进
工 进
反向开启
加 速
快 退

1960
1480
980
31448
1960
1480
980

2180
1650
1090
34942
2180
1650
1090

图1 F-t和-t图

依据液压缸在上述各阶段内负载和运动时间，即可绘制出负载循环图F-t 和速度循环图-t，图1所表示。
二、确定液压系统关键参数
1．初选液压缸工作压力
所设计动力滑台在工进时负载最大，在其它工况负载全部不太高，参考表2和表3，初选液压缸工作压力p1=4MPa。
2．计算液压缸关键尺寸
鉴于动力滑台快进和快退速度相等，这里液压缸可选择单活塞杆式差动液压缸（A1=2A2），快进时液压缸差动连接。工进时为预防孔钻通时负载忽然消失发生前冲现象，液压缸回油腔应有背压，参考表4选此背压为p2=0.6MPa。

表2 按负载选择工作压力
负载/ KN
<5
5~10
10~20
20~30
30~50
>50
工作压力/MPa
<0.8~1
1.5~2
2.5~3
3~4
4~5
≥5

表3 多种机械常见系统工作压力
机械类型
机 床
农业机械
小型工程机械
建筑机械
液压凿岩机
液压机
大中型挖掘机
重型机械
起重运输机械
磨床
组合机床
龙门刨床
拉床
工作压力/MPa
0.8~2
3~5
2~8
8~10
10~18
20~32

表4 实施元件背压力
系统类型
背压力/MPa
简单系统或轻载节流调速系统
0.2~0.5
回油路带调速阀系统
0.4~0.6
回油路设置有背压阀系统
0.5~1.5
用补油泵闭式回路
0.8~1.5
回油路较复杂工程机械
1.2~3
回油路较短且直接回油
可忽略不计

表5 按工作压力选择d/D
工作压力/MPa
≤5.0
5.0~7.0
≥7.0
d/D
0.5~0.55
0.62~0.70
0.7

表6 按速比要求确定d/D
2/1
1.15
1.25
1.33
1.46
1.61
2
d/D
0.3
0.4
0.5
0.55
0.62
0.71
注：1—无杆腔进油时活塞运动速度；
2—有杆腔进油时活塞运动速度。
由式得

则活塞直径
参考表5及表6，得d0.71D =77mm，圆整后取标准数值得 D=110mm， d=80mm。
由此求得液压缸两腔实际有效面积为

依据计算出液压缸尺寸，可估算出液压缸在工作循环中各阶段压力、流量和功率，如表7所列，由此绘制液压缸工况图图2所表示。

表7液压缸在各阶段压力、流量和功率值
工况
推力
F0/N
回油腔压力
p2/MPa
进油腔压力
p1/MPa
输入流量
q×10-3/m3/s
输入功率
P/KW
计算公式
快进
开启
2180
—
0.43
—
—

加速
1650
p1+Δp
0.77
—
—
恒速
1090
p1+Δp
0.66
0.5
0.33
工进
34942
0.6
3.96
0.84×10-2
0.033

快退
开启
2180
—
0.49
—
—

加速
1650
0.5
1.43
—
—
恒速
1090
0.5
1.31
0.45
0.59
注：1. Δp为液压缸差动连接时，回油口到进油口之间压力损失，取Δp=0.5MPa。
2． 快退时，液压缸有杆腔进油，压力为p1，无杆腔回油，压力为p2。
三、确定液压系统原理图
1．选择基础回路
图2 液压缸工况图

(1) 选择调速回路 由图2可知，这台机床液压系统功率较小，滑台运动速度低，工作负载为阻力负载且工作中改变小，故可选择进口节流调速回路。为预防孔钻通时负载忽然消失引发运动部件前冲，在回油路上加背压阀。因为系统选择节流调速方法，系统肯定为开式循环系统。
(2) 选择油源形式 从工况图能够清楚看出，在工作循环内，液压缸要求油源提供快进、快退行程低压大流量和工进行程高压小流量油液。最大流量和最小流量之比qmax/qmin=0.5/(0.84×10-2)60；其对应时间之比(t1+t3)/t2=(1+1.5)/56.8=0.044。这表明在一个工作循环中大部分时间全部处于高压小流量工作。从提升系统效率、节省能量角度来看，选择单定量泵油源显然是不合理，为此可选择限压式变量泵或双联叶片泵作为油源。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，最终确定选择双联叶片泵方案，图2a所表示。
(3) 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，故选择换向时间可调电液换向阀式换向回路，以减小液压冲击。因为要实现液压缸差动连接，所以选择三位五通电液换向阀，图2b所表示。
(4) 选择速度换接回路 因为本系统滑台由快进转为工进时，速度改变大（1/2=0.1/(0.88×10-3)114），为降低速度换接时液压冲击，选择行程阀控制换接回路，图2c所表示。
图2 选择基础回路

(5) 选择调压和卸荷回路 在双泵供油油源形式确定后，调压和卸荷问题全部已基础处理。即滑台工进时，高压小流量泵出口压力由油源中溢流阀调定，无需另设调压回路。在滑台工进和停止时，低压大流量泵经过液控次序阀卸荷，高压小流量泵在滑台停止时虽未卸荷，但功率损失较小，故可不需再设卸荷回路。
2．组成液压系统
将上面选出液压基础回路组合在一起，并经修改和完善，就可得到完整液压系统工作原理图，图3所表示。在图3中，为了处理滑台工进时进、回油路串通使系统压力无法建立问题，增设了单向阀6。为了避免机床停止工作时回路中油液流回油箱，造成空气进入系统，影响滑台运动平稳性，图中添置了一个单向阀13。考虑到这台机床用于钻孔（通孔和不通孔）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14。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。
图3 整理后液压系统原理图

四、计算和选择液压件
1．确定液压泵规格和电动机功率
(1) 计算液压泵最大工作压力
小流量泵在快进和工进时全部向液压缸供油，由表7可知，液压缸在工进时工作压力最大，最大工作压力为p1=3.96MPa，如在调速阀进口节流调速回路中，选择进油路上总压力损失∑∆p=0.6MPa，考虑到压力继电器可靠动作要求压差Dpe=0.5MPa，则小流量泵最高工作压力估算为

大流量泵只在快进和快退时向液压缸供油，由表7可见，快退时液压缸工作压力为p1=1.43MPa，比快进时大。考虑到快退时进油不经过调速阀，故其进油路压力损失比前者小，现取进油路上总压力损失∑∆p=0.3MPa，则大流量泵最高工作压力估算为

(2) 计算液压泵流量
由表7可知，油源向液压缸输入最大流量为0.5×10-3 m3/s ，若取回路泄漏系数K=1.1，则两个泵总流量为

考虑到溢流阀最小稳定流量为3L/min，工进时流量为0.84×10-5 m3/s =0.5L/min，则小流量泵流量最少应为3.5L/min。
(3) 确定液压泵规格和电动机功率
依据以上压力和流量数值查阅产品样本，并考虑液压泵存在容积损失，最终确定选择PV2R12-6/33型双联叶片泵。其小流量泵和大流量泵排量分别为6mL/r和33mL/r，当液压泵转速np=940r/min时，其理论流量分别为5.6 L/min和31L/min，若取液压泵容积效率ηv=0.9，则液压泵实际输出流量为

因为液压缸在快退时输入功率最大，若取液压泵总效率ηp=0.8，这时液压泵驱动电动机功率为

依据此数值查阅产品样本，选择规格相近Y100L—6型电动机，其额定功率为1.5KW，额定转速为940r/min。
2．确定其它元件及辅件
(1) 确定阀类元件及辅件
依据系统最高工作压力和经过各阀类元件及辅件实际流量，查阅产品样本，选出阀类元件和辅件规格如表8所列。其中，溢流阀9按小流量泵额定流量选择，调速阀4选择Q—6B型，其最小稳定流量为0.03 L/min，小于本系统工进时流量0.5L/min。
表8液压元件规格及型号
序号
元件名称
经过最大流量q/L/min
规格
型号
额定流量qn/L/min
额定压力Pn/MPa
额定压降∆Pn/MPa
1
双联叶片泵
—
PV2R12-6/33
5.1/27.9*
16
—
2
三位五通电液换向阀
70
35DY—100BY
100
6.3
0.3
3
行程阀
62.3
22C—100BH
100
6.3
0.3
4
调速阀
<1
Q—6B
6
6.3
—
5
单向阀
70
I—100B
100
6.3
0.2
6
单向阀
29.3
I—100B
100
6.3
0.2
7
液控次序阀
28.1
XY—63B
63
6.3
0.3
8
背压阀
<1
B—10B
10
6.3
—
9
溢流阀
5.1
Y—10B
10
6.3
—
10
单向阀
27.9
I—100B
100
6.3
0.2
11
滤油器
36.6
XU—80×200
80
6.3
0.02
12
压力表开关
—
K—6B
—
—
—
13
单向阀
70
I—100B
100
6.3
0.2
14
压力继电器
—
PF—B8L
—
14
—
*注：此为电动机额定转速为940r/min时流量。
(2) 确定油管
在选定了液压泵后，液压缸在实际快进、工进和快退运动阶段运动速度、时间和进入和流出液压缸流量，和原定数值不一样，重新计算结果如表9所列。
表9各工况实际运动速度、时间和流量
快进
工进
快退

表10许可流速推荐值
管道
推荐流速/(m/s)
吸油管道
0. 5～1.5，通常取1以下
压油管道
3～6，压力高，管道短，粘度小取大值
回油管道
1. 5～3

由表9能够看出，液压缸在各阶段实际运动速度符合设计要求。
依据表9数值，按表10推荐管道内许可速度取=4 m/s，由式计算得和液压缸无杆腔和有杆腔相连油管内径分别为

为了统一规格，按产品样本选择全部管子均为内径20mm、外径28mm10号冷拔钢管。
(3) 确定油箱
油箱容量按式估算，其中α为经验系数，低压系统，α=2～4；中压系统，α=5～7；高压系统，α=6～12。现取α=6，得

五、验算液压系统性能
1．验算系统压力损失
因为系统管路部署还未确定，所以只能估算系统压力损失。估算时，首先确定管道内液体流动状态，然后计算多种工况下总压力损失。现取进、回油管道长为l=2m，油液运动粘度取=1´10-4m2/s，油液密度取r=0.9174´103kg/m3。
(1) 判定流动状态
在快进、工进和快退三种工况下，进、回油管路中所经过流量以快退时回油流量q2=70L/min为最大，此时，油液流动雷诺数

也为最大。因为最大雷诺数小于临界雷诺数（），故可推出：各工况下进、回油路中油液流动状态全为层流。
(2) 计算系统压力损失
将层流流动状态沿程阻力系数

和油液在管道内流速

同时代入沿程压力损失计算公式，并将已知数据代入后，得

可见，沿程压力损失大小和流量成正比，这是由层流流动所决定。
在管道结构还未确定情况下，管道局部压力损失∆pζ常按下式作经验计算

各工况下阀类元件局部压力损失可依据下式计算

其中Dpn由产品样本查出，qn和q数值由表8和表9列出。滑台在快进、工进和快退工况下压力损失计算以下：
1．快进
滑台快进时，液压缸经过电液换向阀差动连接。在进油路上，油液经过单向阀10、电液换向阀2，然后和液压缸有杆腔回油汇合经过行程阀3进入无杆腔。在进油路上，压力损失分别为

在回油路上，压力损失分别为

将回油路上压力损失折算到进油路上去，便得出差动快速运动时总压力损失
2．工进
滑台工进时，在进油路上，油液经过电液换向阀2、调速阀4进入液压缸无杆腔，在调速阀4处压力损失为0.5MPa。在回油路上，油液经过电液换向阀2、背压阀8和大流量泵卸荷油液一起经液控次序阀7返回油箱，在背压阀8处压力损失为0.6MPa。若忽略管路沿程压力损失和局部压力损失，则在进油路上总压力损失为

此值略小于估量值。
在回油路上总压力损失为

该值即为液压缸回油腔压力p2=0.66MPa，可见此值和初算时参考表4选择背压值基础相符。
按表7公式重新计算液压缸工作压力为

此略高于表7数值。
考虑到压力继电器可靠动作要求压差Dpe=0.5MPa，则小流量泵工作压力为

此值和估算值基础相符，是调整溢流阀10调整压力关键参考数据。
3．快退
滑台快退时，在进油路上，油液经过单向阀10、电液换向阀2进入液压缸有杆腔。在回油路上，油液经过单向阀5、电液换向阀2和单向阀13返回油箱。在进油路上总压力损失为

此值远小于估量值，所以液压泵驱动电动机功率是足够。
在回油路上总压力损失为

此值和表7数值基础相符，故无须重算。
大流量泵工作压力为

此值是调整液控次序阀7调整压力关键参考数据。
2．验算系统发烧和温升
因为工进在整个工作循环中占96%，所以系统发烧和温升可按工进工况来计算。在工进时，大流量泵经液控次序阀7卸荷，其出口压力即为油液经过液控次序阀压力损失

液压系统总输入功率即为液压泵输入功率

液压系统输出有效功率即为液压缸输出有效功率

由此可计算出系统发烧功率为

按式计算工进时系统中油液温升，即
°C
其中传热系数K=15 W/（m2·°C）。
设环境温T2=25°C，则热平衡温度为
°C
油温在许可范围内，油箱散热面积符合要求，无须设置冷却器。

六、设计小结
课程设计是机械设计当中很关键一环，此次课程设计时间一周略显得仓促部分。不过经过此次天天全部过得很充实课程设计，从中得到收获还是很多。 
  这次课程设计，因为理论知识不足，再加上平时没有什么设计经验，一开始时候有些手忙脚乱，不知从何入手。在老师谆谆教导，和同学们热情帮助下，使我找到了信心。现在想想其实课程设计当中每一天全部是很累，其实正向老师说得一样，机械设计课程设计没有那么简单，你想copy或你想自己胡乱蒙两个数据上去来骗骗老师全部不行，因为你每一个数据全部要从机械设计书上或机械设计手册上找到出处。即使种种困难我全部已经克服，不过还是难免我有些疏忽和遗漏地方。完美总是可望而不可求，不在同一个地方跌倒两次才是最关键。抱着这个心理我一步步走了过来，最终完成了我任务。