钻镗两用组合机床的液压系统

湖南工业大学液压与气压传动课程设计资料袋机械工程学院（系、部） 2014 ~ 2015 学年第 1 学期课程名称液压与气压传动指导教师刘忠伟职称教授学生姓名谭巧专业班级机械工程1204班学号 12405700610 题目钻镗两用组合机床的液压系统成绩起止日期 2015 年 01 月 5 日～ 2015 年 01 月 9 日目录清单课程设计任务书2014—2015学年第 1 学期机械工程学院（系、部）机械工程及其自动化专业1204 班级课程名称：液压与气压传动设计题目：钻镗两用组合机床的液压系统指导教师（签字）：2015 年月日系（教研室）主任（签字）：2015 年月日液压与气压传动课程设计设计说明书钻镗两用组合机床的液压系统起止日期：2015年01 月 5 日至2015 年01 月9 日学生姓名谭巧班级机工1204学号12405700610成绩指导教师(签字)机械工程学院（部）目录第一章设计要求及工况分析……………………………1.1液压系统使用要求…………………………………………1.2液压系统的工作条件和环境条……………………………1.3经济性与成本等方面的要求………………………………1.4负载与运动分析…………………………………………第二章主要参数的确定………………………………………2.1初选液压缸工作压力………………………………………2.2计算液压缸主要尺寸………………………………………第三章液压系统图的预定…………………3.1速度控制回路的选择………………………………………3.2换向回路和速度换接回路的选择…………………………3.3油源的选择和能耗控制……………………………………3.4压力控制回路的选择………………………………………第四章液压元件的计算与选用…………………………………4.1确定液压泵的最高工作压力…………………………………4.2确定液压泵的最大供油量p q…………………………………4.3选择液压泵的规格和类型……………………………………4.4选择电动机………………………………………4.5确定其他原件及辅件………………………………………4.6确定油管………………………………………4.7邮箱的设计………………………………………第五章液压系统性能验算……………………………………………5.1回路压力损失验算…………………………………………5.2发热温升验算………………………………………第六章液压设计总结……………………………………………第七章参考文献……………………………………………一、设计要求及工况分析1.1设计要求要求设计的钻镗两用组合机床的液压系统的工作循环是快进→工进→快退→停止。

液压系统的主要参数与性能要求如下：最大切削力18000N ，移动部件总重量G=25000N ；最大行程400mm ，工进行程mm l 1802=；快进、快退的速度为min /5.431m v v ==，工进速度应在（20~120）mm/min 范围内无级调速；启动换向时间△t ＝0.05s ，采用水平放置的导轨，静摩擦系数2.0=s f ；动摩擦系数1.0=d f 。

机械效率取0.9。

1.2液压系统的工作条件和环境条件 室内、常温。

1.3经济性与成本等方面的要求在最良好的经济性条件下使加工成本达到最低。

1.4负载与运动分析 （1)工作负载钻镗两用组合机床的液压系统中，钻镗的轴向切削力为t F ，根据设计要求，最大切削力为18000N ，所以t F =18000N （2)惯性负载由设计要求得，移动部件自重G=25000N ，快进、快退为4.5m/min ，启动换向时间△t ＝0.05s ，则()N t v g G ma F m 375005.0605.41025000=⎪⎭⎫⎝⎛⨯⨯⎪⎭⎫ ⎝⎛=⎪⎭⎫ ⎝⎛∆∆⨯⎪⎪⎭⎫ ⎝⎛==（3)摩擦负载：因采用水平放置的导轨，因此作用在其上的正压力N=G=25000N 。

静摩擦阻力： ()N N f F s fs 5000250002.0=⨯== 动摩擦阻力： ()N N f F d fd 2500250001.0=⨯==由设计要求得机械效率9.0=m η，由此可以得到液压缸各工作阶段的负载值如表1-4所示：根据液压缸上述各阶段的负载可绘制如图所示的负载循环图l F -。

速度图按已知数值min /5.431m v v ==，快退行程3l =最大行程=mm 400，工进行程长度mm l 1802=，快进行程长度mm l l l 220231=-=和工进速度()m in /12.0~02.02m v =等绘制。

5556F /Nm /m i n二、主要参数的确定2.1初选液压缸工作压力由负载图可得出在工进时负载最大，其值为N F 20500=，参照对比表2-1和表2-2，我初选液压缸工作压力MPa 31=p 。

表2-1 按负载选择系统工作压力表2-2各种设备常用系统工作压力2.2计算液压缸主要尺寸因为设计要求快进速度和快退速度min /5.431m v v ==，因此液压缸可选用单杠式的并在快进时作差动连接。

此时液压缸无缸腔工作面积A 1应为有杆腔A 2的两倍，因为采用的差动连接，且往返速度相等，所以有D d 707.0=。

其中：D -液压缸内径，d -活塞杆的外径。

在钻孔加工时，液压缸回油路上必须有背压2p ，以防被钻通时滑台突然前冲，可取MPa 8.02=p ；快进时液压缸虽然做差动连接，但是由于油管中有压降p ∆存在，有杆腔的压力必须大于无杆腔，估算MPa 5.0≈∆p ；快退时回油腔中有背压，这时也可估算MPa 5.02≈p 。

由工进时的推力计算液压缸的面积：()211121112//p A p A p A p A F m -=-=η所以 22211880088.028.03227782cm m p p F A m ==⎪⎭⎫ ⎝⎛-=⎪⎭⎫ ⎝⎛-⎪⎪⎭⎫⎝⎛=η 59.1041==πA D49.7707.0==D d当按GB2348-1980将这些直径圆整成接近标准值时得cm D 11=，cm d 8=。

由此求的液压缸两腔的实际有效面积为2203.9541cm D A ==π，()22277.4442cm d D A =-=π.工作台在快速前进的过程中，液压缸采用差动连接，此时系统所需要的流量为：min /62.22121L v A A q =-=）（快进 工作台在快速退回的过程中系统所需流量为： min /15.2032L v A q ==快退 工作台在工作进给的过程中系统所需流量为： m in /14.1~19.01L v A q ==工进工进其中最大流量为快速前进流量min /62.22L q =快速前进 根据上述液压缸内径D 与活塞杆外径d 的值，可以估算液压缸在不同工作阶段中的压力、流量和功率值，如表2-3所示。

并根据此绘出如图2-3所示的液压缸工况图，其中粗实线、细实线和双点画线分别表示P、q、p。

表2-3 液压缸在不同工作阶段的压力、流量和功率值图2-3组合机床液压缸的工况图三、液压系统图的预定3.1 速度控制回路的选择工况图2-3表明，这次设计的组合机床液压系统在整个工作循环过程中所需要的功率较小，系统的效率和发热问题并不突出，因此可采用节流调速回路。

虽然节流调速回路效率低，但适合于小功率场合，而且结构简单、成本低。

该机床的进给运动要求有较好的低速稳定性和速度-负载特性，因此有三种速度控制方案可以选择，即进口节流调速、出口节流调速、限压式变量泵加调速阀的容积节流调速。

钻镗加工属于连续切削加工，加工过程中切削力变化不大，因此钻削过程中负载变化不大，采用节流阀的节流调速回路即可。

但由于在钻头钻入铸件表面及孔被钻通时的瞬间，存在负载突变的可能，因此考虑在工作进给过程中采用具有压差补偿的进口调速阀的调速方式，且在回油路上设置背压阀。

由于选定了节流调速方案，所以油路采用开式循环回路，以提高散热效率，防止油液温升过高。

3.2 换向回路和速度换接回路的选择所设计多轴钻床液压系统对换向平稳性的要求不高，流量不大，压力不高，所以选用价格较低的电磁换向阀控制换向回路即可。

为便于实现差动连接，选用三位五通电磁换向阀。

为了调整方便和便于增设液压夹紧支路，应考虑选用Y型中位机能。

由前述计算可知，当工作台从快进转为工进时，进入液压缸的流量由22.62L/min降为0.19~1.14 L/min，可选二位二通行程换向阀来进行速度换接，以减少速度换接过程中的液压冲击，如图3-2所示。

由于工作压力较低，控制阀均用普通滑阀式结构即可。

当由工进转为快退时，在回路上并联了一个单向阀以实现速度换接。

为了控制轴向加工尺寸，提高换向位置精度，采用死挡块加压力继电器的行程终点转换控制。

（a)换向回路(b)速度换接回路图3-2 换向回路和速度切换回路的选择3.3 油源的选择和能耗控制表2.2表明，本设计多轴钻床液压系统的供油工况主要为快进、快退时的低压大流量供油和工进时的高压小流量供油两种工况，若采用单个定量泵供油，显然系统的功率损失大、效率低。

在液压系统的流量、方向和压力等关键参数确定后，还要考虑能耗控制，用尽量少的能量来完成系统的动作要求，以达到节能和降低生产成本的目的。

在图2-3工况图的一个工作循环内，液压缸在快进和快退行程中要求油源以低压大流量供油，工进行程中油源以高压小流量供油。

其中最大流量与最小流量之比11919.062.22min max ≈=q q ，而快进、快退所需的时间t 1和工进所需的时间t 2分别为：()()()()()()sv l v l t 27.810005.44006010005.42206033111=⨯⨯+⨯⨯=+=()()s v l t 540~90120~2018060222=⨯==即65~1012≈t t ，上述数据表明，在一个工作循环中，液压油源在大部分时间都处于高压小流量供油状态，只有小部分时间工作在低压大流量供油状态。

从提高系统效率、节省能量角度来看，如果选用单个定量泵作为整个系统的油源，液压系统会长时间处于大流量溢流状态，从而造成能量的大量损失，这样的设计显然是不合理的。

如果采用单个定量泵供油方式，液压泵所输出的流量假设为液压缸所需要的最大流量22.62L/min ，假设忽略油路中的所有压力和流量损失，液压系统在整个工作循环过程中所需要消耗的功率估算为快进时 KW 085.062.22377.0max =⨯=⨯=q p P 工进时KW 627.062.2277.2max =⨯=⨯=q p P 快退时 KW 127.062.2256.0max =⨯=⨯=q p P如果采用一个大流量定量泵和一个小流量定量泵双泵串联的供油方式，由双联泵组成的油源在工进和快进过程中所输出的流量是不同的，此时液压系统在整个工作循环过程中所需要消耗的功率估算为快进时KW 085.062.22377.0max =⨯=⨯=q p P工进时，大泵卸荷，大泵出口供油压力几近于零，因此 KW 627.062.2277.2max =⨯=⨯=q p P 快退时KW 127.062.2256.0max =⨯=⨯=q p P除采用双联泵作为油源外，也可选用限压式变量泵作油源。