卧式单面多轴钻机组合机床滑台液压传动系统设计与计算 已知条件 1、工作循环:快进-工进-快退-停止 2、参数: 切削力2=2000 移动部件总重力G=10000; 快进行程:41=100 工进行程 L2=50m; 快退快进的速度为4m/min 工进速度为005m/min 加速、减速时间△t=0.28; 静摩擦力系数=02 动摩擦力系数/=01. 动力滑台采用水平放置的平导轨,可在任意位置停止。 二、负载分析 负载分析中,暂不考虑回油腔的压力,液压缸的密封装置产生的摩擦阻力在液压缸机械效率中考虑。这样考虑 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,即2x=1000设导轨的静摩擦 力为“,动摩擦力为“,惯性力为2m则有 bb=J2xy=0.2×1000200(02 Fa=Ja2y=01×1000=1000 =na 10009060 340( 9.8 0.2 如果忽略切削力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”m=095,则液压缸在个工作 阶段的总负载可以算出,如下表 运动阶段 计算公式 总机械负载F/N 启动 F 2105 F=(F+2m)/7n 14l1 F 1053
卧式单面多轴钻机组合机床滑台液压传动系统设计与计算 一、已知条件 1、工作循环：快进－工进－快退－停止 2、参数： 切削力 ； 移动部件总重力 ； 快进行程： ； 工进行程： ； 快退快进的速度为4m/min； 工进速度为0.05m/min； 加速、减速时间 ； 静摩擦力系数 ； 动摩擦力系数 ； 动力滑台采用水平放置的平导轨，可在任意位置停止。 二、负载分析 负载分析中，暂不考虑回油腔的压力，液压缸的密封装置产生的摩擦阻力在液压缸机械效率中考虑。这样考虑 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，即 ；设导轨的静摩擦 力为 ，动摩擦力为 ，惯性力为 则有： 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 ，则液压缸在个工作 阶段的总负载可以算出，如下表： 运动阶段 计算公式 总机械负载F／N 启动 2105 加速 1411 快速 1053
工进 F=(E+Frui 根据负载计算和已知的各阶段的速度,可绘出负载图和速度图。 F/N 21051413 501/0 1053 21D5 负载图 速度图 执行元件主要参数的确定 1、初选系统工作压力 各类设备常用的工作压力(《机械设计手册》卷5表21-2-11) 设备类型 压力范 压力等级说明 设备类型压力范压力等级说明 围/MPa 围/MPa 机床、压铸机 低压 低噪声,高油机、治21-315 空间有限、响应速 汽车 可靠性 金机械、挖 度高、大功率下降 掘机、重 机械 农业机械、工矿|7-21 中压 一般系统金刚石压 >31.5 超高压 追求大作用力,减 车辆、注塑机 机、耐压测 轻重量 船用机械、搬运 试机、飞 机械、工程机 玉机 械、冶金机械 具 系统工作压力,选用过大过小都不好,应参考类似产品、推荐值,经验选定。系统工作压力高,省材料,机构 紧凑,重量轻。参考同类型组合机床,初定系统工作压力为1=4Ma 2、确定液压缸的的主要结构尺寸 方法I 要求动力滑台的快进、快退速度相等,县采用缸体固定的单杆式液压缸,快进时采用差动连接,并取无杄腔有 效面积A等于有杆腔有效面积4的2倍,即4=2A2,为防止在钻孔钻通时滑台突然前冲,在回油路中有背压 阄,初选背压P2=8×103Pa 已知最大负载为工进阶段的负载F=22105N,则无杆腔面积4为
工进 22105 快退 1053 根据负载计算和已知的各阶段的速度，可绘出负载图和速度图。 三、执行元件主要参数的确定 1、初选系统工作压力 各类设备常用的工作压力（《机械设计手册》卷5表21-2-11） 设备类型 压力范 围/MPa 压力等级 说明 设备类型 压力范 围/MPa 压力等级 说明 机床、压铸机、 汽车 <7 低压 低噪声，高 可靠性 油压机、冶 金机械、挖 掘机、重型 机械 21~31.5 高压 空间有限、响应速 度高、大功率下降 低成本 农业机械、工矿 车辆、注塑机、 船用机械、搬运 机械、工程机 械、冶金机械 7~21 中压 一般系统 金刚石压 机、耐压测 试机、飞 机、液压机 具 >31.5 超高压 追求大作用力，减 轻重量 系统工作压力，选用过大过小都不好，应参考类似产品、推荐值，经验选定。系统工作压力高，省材料，机构 紧凑，重量轻。参考同类型组合机床，初定系统工作压力为 。 2、确定液压缸的的主要结构尺寸 方法Ⅰ： 要求动力滑台的快进、快退速度相等，县采用缸体固定的单杆式液压缸，快进时采用差动连接，并取无杆腔有 效面积 等于有杆腔有效面积 的2倍，即 。为防止在钻孔钻通时滑台突然前冲，在回油路中有背压 阀，初选背压 。 已知最大负载为工进阶段的负载 ，则无杆腔面积 为：
F 22105 A = 000614(m2)=6140(2 4×10--×8×105 则液压缸内径: 由4=242可知活塞杆直径4=0707D=0707×884=625mm 由(《机械设计手册》卷表21-6-2),圆整为D=90mm),此值不是第一系列数。d=63mm) 所以4≈x 636cm)鸟=02-a=324cm) 方法I: D= (《机械设计手册》卷5表21-6-8) 式中:F_活塞杆上的作用力,F=221030 P一系统工作压力,P=4MPa 一液压缸总效率,7=pma;其中,7m—机械效率,常取7m=0.9-095 容积效率,当活塞密封为弹性材料时y=1,活塞密封为金属环时,y=098;7a_作用力效 率,当有直接回油箱时=1 4F 4×22105 则有 n2314×0.9×4×10° =0.0884(m)=884(m2m) 由(《机械设计手册》卷5表21-6-2),圆整为D=90m),此值不是第一系列数。 (《机械设计手册》卷5表21-6-3)。 工作油压(MPa)P≤10 125<P≤20 p>20 1.33 146~2 Φ一速比系数,主要是为了确定活塞杆的直径和是否设置缓冲装置。速比不宜过大或过小,以免产生过大的 11 背压或造成活塞杆太细,如无速比要求,也可取35,根据手册选用标佳值 d=D ④值确定后,则可算出 33 由(《机械设计手册》卷5表21-6-2或表21-616),圆整为=45(mm),此值不是第一系列数
则液压缸内径： 由 可知活塞杆直径 由（《机械设计手册》卷5表21－6－2），圆整为 ，此值不是第一系列数。 。 所以 ， 。 方法Ⅱ： （《机械设计手册》卷5表21-6-8） 式中： —活塞杆上的作用力， ； —系统工作压力， ； —液压缸总效率， ；其中， ——机械效率，常取 ——容积效率，当活塞密封为弹性材料时 ，活塞密封为金属环时， ； ——作用力效 率，当有直接回油箱时 。 则有： 由（《机械设计手册》卷5表21－6－2），圆整为 ，此值不是第一系列数。 （《机械设计手册》卷5表21-6-3）。 工作油压（MPa） 1.33 1.46～2 2 —速比系数，主要是为了确定活塞杆的直径和是否设置缓冲装置。速比不宜过大或过小，以免产生过大的 背压或造成活塞杆太细。如无速比要求，也可取 ，根据手册选用标准值。 值确定后，则可算出 。 由（《机械设计手册》卷5表21－6－2或表21-6-16），圆整为 ，此值不是第一系列数
按最低工进速度验算液压缸尺寸,查产品样本,调速阀最小稳定流量nm=005/mn,工进速度 0.05×10 A v=0.05m/mn为最小速度,则有 005×102 ,满足要求 3、计算液压缸各工作阶段的压力、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,可以计算出液压缸工作时各阶段的压力、流量和功率, 在计算时背压按P2=8×10Pa代入,快退时背压按P2=5×10P代入,计算公式和计算结果列于下表: 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 F/N Ap:/MPa Ap/MPa g/(/min)P/KW P;=(F+4P4)(4-4) 快进=V4-4) 1053 0.86 0.180 P=P (F+P2A2)(A1-A2) 工进Q=v(4-A) 221053.88 0.8 0.32 0.021 P=P =(F+P1A4)(A1-A2) 快退Q=v(4-A) 1053 1.31 0.5 13.0 0.281 P=P 注意:1、差动连接时,液压缸的回油路到进油路之间的压力损失为4=05MPa; 2、快退时,液压缸有杆腔进油,无杆腔回油 四、拟定液压传动系统原理图 1、确定调速方式及供油飛式 在液压缸的初步计算前已确定了采用调速阀的进口节流调速,因此相应采用开式循环系统,这种调速回路具有 较好的低速稳定性和速度负载特性 由表8-2可知,液压系统的工作循环主要由低压大流量和髙压小流量两个阶段组成。如采用单个定量泵供油, 功率损失太大,而选用双泵或限压式变量泵作为油源就比较合理,其中双泵油源的结构简单、噪声小、寿命长、成 本低。经比较后,在此选用双泵供油形式。 2、快速运动回路和速度切换回路 根据本例的运动方式和要求,采用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,有大小 泵同时供油,液压缸实现差动连接。 这里采用二位二通电磁阀的速度换接回路,控制由快进转为工进,与采用行程阀相比,电磁阍可直接安装在液压站 上,有工作台的行程开关控制,管路焦简单,行程大小也比较容易调整,另外采用液控顺序阍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飛式。 3、换向回路的选择 本系统对换向的平稳性没有严格的要求,所以选用电磁换向阀的换向回路。为便于实现差动连接,选用了三位 五通换向阀,为提高换向的位置精度,采用死挡铁和压力继电器的行程终点返程控制
按最低工进速度验算液压缸尺寸，查产品样本，调速阀最小稳定流量 ，工进速度 为最小速度，则有 ，满足要求。 3、计算液压缸各工作阶段的压力、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，可以计算出液压缸工作时各阶段的压力、流量和功率， 在计算时背压按 代入，快退时背压按 代入，计算公式和计算结果列于下表： 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 F/N P/KW 差动 快进 1053 0.86 1.36 12.5 0.180 工进 22105 3.88 0.8 0.32 0.021 快退 1053 1.31 0.5 13.0 0.281 注意：1、差动连接时，液压缸的回油路到进油路之间的压力损失为 ； 2、快退时，液压缸有杆腔进油，无杆腔回油。 四、拟定液压传动系统原理图 1、确定调速方式及供油形式 在液压缸的初步计算前已确定了采用调速阀的进口节流调速，因此相应采用开式循环系统，这种调速回路具有 较好的低速稳定性和速度负载特性。 由表8－2可知，液压系统的工作循环主要由低压大流量和高压小流量两个阶段组成。如采用单个定量泵供油， 功率损失太大，而选用双泵或限压式变量泵作为油源就比较合理，其中双泵油源的结构简单、噪声小、寿命长、成 本低。经比较后，在此选用双泵供油形式。 2、快速运动回路和速度切换回路 根据本例的运动方式和要求，采用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，有大小 泵同时供油，液压缸实现差动连接。 这里采用二位二通电磁阀的速度换接回路，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，有工作台的行程开关控制，管路焦简单，行程大小也比较容易调整，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。 3、换向回路的选择 本系统对换向的平稳性没有严格的要求，所以选用电磁换向阀的换向回路。为便于实现差动连接，选用了三位 五通换向阀，为提高换向的位置精度，采用死挡铁和压力继电器的行程终点返程控制
组成液压系统 在液压泵的进出口,背压阀和液压缸无杆腔口处设置测压点,并设置多点压力表开关。这样只需一个压力表就 能观测到各点的压力。 AILIA 1D1 2DT 8 ---110 N 13 l双联叶片泵;2、7、11单向阀;3三位五通电磁阀;4二位二通电磁换向阀;5调速阀;6压力继电器;8液控顺序 阀;9背压阀;10外控溢流阀;12溢流阀;13进油过滤器;14压力表 组合机床动力滑台液压系统原理图 五、选择液压元件 1、选择液压泵 工进阶段液压缸工作压力最大,若取进油路总压力损失2A=5×10MFa,压力继电器可靠动作需要压力差 5×10MPa,则液压泵最高工作压力可以算出 Py=P1+24p=(38.8+5+5)×10=488×10(2a) 因此泵的额定压力取 ,=(125-1.6)2=125×448×10=61M 工进时所需最小流量是0.32Lmin,设溢流阀最小流量为2.5L/min,则小流量泵的流量应为 qn21.1×032+25=2852(/mn) ,快进快退时液压缸所需的最大流量是129L/min,则泵的总流量为 21129=1419(/mn),即大泵流量为p29p-9p=1133m) 根据上面计算的压力和流量,查产品样本,选用YB-412型的双联叶片泵,该泵额定压力为6.3MPa。额定转速 为960rpr 2、电机的选择
4、组成液压系统 在液压泵的进出口，背压阀和液压缸无杆腔口处设置测压点，并设置多点压力表开关。这样只需一个压力表就 能观测到各点的压力。 1双联叶片泵；2、7、11单向阀；3三位五通电磁阀；4二位二通电磁换向阀；5调速阀；6压力继电器；8液控顺序 阀；9背压阀；10外控溢流阀；12溢流阀；13进油过滤器；14压力表 组合机床动力滑台液压系统原理图 五、选择液压元件 1、选择液压泵 工进阶段液压缸工作压力最大，若取进油路总压力损失 ，压力继电器可靠动作需要压力差 ，则液压泵最高工作压力可以算出： 因此泵的额定压力取 工进时所需最小流量是0.32L/min，设溢流阀最小流量为2.5L/min，则小流量泵的流量应为 ，快进快退时液压缸所需的最大流量是12.9L/min，则泵的总流量为 ，即大泵流量为 。 根据上面计算的压力和流量，查产品样本，选用YB-4/12型的双联叶片泵，该泵额定压力为6.3MPa。额定转速 为960rpm。 2、电机的选择