单面多轴专用组合钻床液压系统设计

目录1、 负载分析- 22、 根据表中数据可画出系统负载图- 33、 拟定基本回路：- 54、 选择液压元件- 95、 液压系统的性能验算- 116、 调试维护说明书 - - 127、 液压缸的设计与计算-13设计题目：设计一台单面多轴专用组合钻床，钻削动力部件的水平运动采用液压传动。工作循环是：“快速进给工作进给快速退回原位停止“。已知数据如下：最大钻削进给抗力FL=31000N,动力滑台总质量m=1270Kg，工进行程S2=150mm，快速进给行程S3=300mm，快速进给、快退速度V1=90mm/s，工进速度v2不大于2mm/s。升速和降速时间在0.2s之内，滑台采用平导轨，滑台运动的静摩擦系数fa=0.2，动摩擦系数fd=0.1.执行元件用液压缸，液压缸固定，液压缸机械效率取0.95，试设计液压系统。设计计算说明书1、 负载分析：1）、切削负荷，FL=31000N，已知，2）、摩擦负载：静摩擦负载：Ffa=mgfa=12709.810.2=2491.74N动摩擦负载：Ffd=mgfd=12709.810.1=1245.87N根据上述计算结果可以得到各工作阶段的液压缸负载，如下表所示：工况负载组成负载值（N）启动F=Fn fa2491.74加速F= Fn fd+m v/ t1817.37快进F= Fnfd1245.87工进F= Fn fd+ FL32245.87快退F= Fn fd1245.87根据表中数据可画出系统负载图：根据已知条件可画出系统速度图如下：确定液压缸的主要参数参照同类机床选液压系统的工作压力P1=4Mpa，动力滑台要求快进、快退速度相等，选用单杆液压缸，快进时采用差动连接，此时液压缸无杆腔面积A1与有杆腔面积A2之比为2，即活塞杆直径d与活塞直径D有d=0.707D的关系，为防止空钻通后滑台产生前冲的现象，液压缸的回油油路应有背压压力P2，暂时选取P2=0.6Mpa，从负载循环图上可知，工进时有最大负载，按此负载要求设计液压缸尺寸。根据活塞力平衡关系可知：P1A1=(P2A2+FL)m，A1=2A2m为液压缸效率，根据已知为0.95所以A1= FLm(P1-P2/2)=96.5710-4m2D= =0.11md=0.707D=0.0784m按照GB2348-30圆整取近似标准值D=0.11M=110mm，d=0.0784m=80mm液压缸的实际有效面积为A1=D2/4=9510-4m2,A2=44.7710-4m2确定液压缸的结构尺寸后，就可以计算各工作阶段中压力、流量和功率，列表如下：工况负载N进油腔压力P1/MPa回油腔压力P2输入流量输入功率KW计算式快进差动启动2491.740.520-P1=(F/m+A2P)/(A1-A2)Q=(A1-A2)*V1P=P1*Q加速1817.370.714P1+P恒速1245.870.598P=0.30.4270.255工进32245.873.870.60.018990.073P1=( F/m+A2P2)/A1Q=A1*V2P=P1*Q快退启动2491.740.550P1=( F/m+A1P2)/A2Q=A2*V2P=P1*Q加速1817.371.600.6恒速1245.871.480.60.4270.62根据计算结果可画出工况图如下：3、拟定基本回路：从设计要求的工况可知，该液压系统具有快速运动，换向，速度换接和调压、卸荷等回路。为尽可能提高系统效率，可以选择变量液压泵或双泵供油回路，本次设计选用双泵供油的油源。1） 选择各基本回路：（1） 双泵供油的油源回路：双泵油源包括低压大流量泵和高压小流量泵。液压缸快速运动时，双泵供油，工坐进给时，高压小流量泵供油，低压大流量泵卸荷，由溢流阀调定系统工作压力。其原理图如下：（2） 快速运动和换向回路：这一回路采用液压缸差动连接实现快速运动，用三位五通电液阀实现换向，并能实现快进时液压港的差动连接。原理图如下（3） 速度换接回路为提高换接的位置精度，减小液压冲击，应采用行程阀与调速阀并联的转换回路，同时电液换向阀的换向时间可调，保证换向过程平稳。原理图如下：（4） 卸荷回路在双泵供油的油源回路中，可以利用卸荷阀（外控顺序阀）实现低压大流量泵在工进和停止时卸荷2） 将各基本回路综合成液压系统： 图1把上述各基本回路组合画在一起，得到图1所示的液压系统原理图不包括图框内的元件。通过分析原理图对此图进行修正1、 滑台工进时液压缸的进、回油路互相接通，不能实现工进，应该在换向回路中串联单向阀a，将进、回油路隔断。2、 为实现液压缸的差动连接，应在回油路上串接一个液控顺序阀b，阻止油液流回油箱。3、 滑台工进后应能够自动转为快退，必须在调速阀出口处接压力继电器d4、 为阻止空气进入液压系统，应在回油箱的油路上接一单向阀c5、 将顺序阀b与背压阀的位置对调，将顺序阀与油源处的卸荷阀合并，省去一个元件。综合整理后得到图2所示的液压系统。 图(2)三、选择液压元件（1） 液压泵和驱动电机液压缸的最高工作压力为3.87Mpa，取进油路的压力损失为0.8MPa，压力继电器的动作压力比系统最大工作压力高0. 5MPa，据此可知高压小流量泵的最大工作压力为：PP=3.87+0.8+0.5=5.17MPa从工况图中可知，液压缸在快进、快退时的最大压力为1.48MPa，取进油路压力损失为0.5MPa，则低压大流量泵的最大压力为PP=1.48+0.5=1.98MPa2MPa从工况图可知，两泵同时供油时的最大流量为26.76L/min，取泄漏系数kl=1.05,则两泵合流时的实际流量为QP=1.0526.76=28.1L/min 溢流阀的最小稳定流量为3L/min，工进时的液压缸流量为1.14L/min,，因此高压小流量泵的流量应为4.14L/min根据以上的压力和流量数值查产品样本，选定双联叶片泵的型号为PVR12-8/26该液压泵的排量为分别8ml/r和26ml/r，当液压泵的转速nn=940r/min时，泵的理论流量为31.96L/min,取液压泵的容积效率0=0.9，则泵的实际流量为QP=31.960.9=28.8L/min 查液压缸工况图可知，液压缸快退时所需功率最大，液压缸的工作压力为2 MPa，流量为28.8L/min。则电动机功率为P=PPQP/p=228.8/600.75=1.28KW，查电机手册选用Y100L-2型电动机。（2） 阀类元件和辅助元件阀类元件和辅助元件按其在油路中的最大压力和元件的实际流量，选出元件的规格型号见下表：序号元件名称估计流量额定流量额定压力额定压降型号、规格1双联叶片泵34.716PVR12-8/262三位五通电磁阀6080160.535DYF3Y-E10B3行程阀5063160.3AXQF-E10B(单向行程调速阀)Qmax=100L/min 4调速阀0.50.07-50165单向阀6063161.26单向阀2563160.2AF3-Ea10B7液控顺序阀2563160.3XF-E10B8背压阀0.56316YF3-E10B9溢流阀56316YF3-E10B10单向阀2563160.2AF3-Ea10BQmax=80L/min 11滤油器3063160.02XU-J63X8012压力表开关16KF3-E3B 3测点13单向阀6063160.2AF3-Ea10BQmax=80L/min序号元件名称估计流量额定流量额定压力额定压降型号、规格14压力继电器14PF-B8L 8通径（3） 油管元件之间的连接管道规格按液压元件接口尺寸决定。液压泵选定之后，需重新计算液压缸工作各阶段的进、回油流量，见下表快 进工 进快 退输入流量（L*MIN-1）Q1=(A1QP)/(A1-A2)=54.5Q1=1.14Q1=QP=28.8排出流量（L*MIN-1）Q2=(A2Q1)/A1=25.68Q2=(A2Q1)/A1=0.54Q2=(A1Q1)/A2=61.11运动速度M/MINV1= QP/(A1-A2)=5.7V2= Q1/A1=0.12V3= Q1/ A2=6.43(4)油箱油箱的容积按液压泵的流量计算，取=7V=QP=728.8=201.6按GB2876-81规定，就近选标准值，V=250L四、液压系统的性能验算（1） 液压系统的压力损失估算由于本设计不涉及管路布置，因此只对阀类元件的压力损失进行估算。1） 快进快进时液压缸差动联接，可知进油路上有单向阀10，其通过流量为22L/MIN,电液换向阀2，其流量为28.8L/MIN，由于此时液压缸为差动联接，故通过行程阀3的流量为54.5L/MIN，其油路总损失为PV=PN1（Q0/QN）2+PN2（Q0/QN）2+PN3（Q0/QN）2=0.2（22/63）2+0.5（28.8/80）2+0.3（54.5/63）2=0.024+0.0648+0.224=0.31MPaPN-阀的额定压力损失Q0-阀的实际过流量QN-阀的额定流量回油路上液压缸有杆腔的油液通过电液换向阀2和单向阀6的流量均为25.68L/MIN，然后与液压泵供油汇合，通过行程阀进入无杆腔，据此可以推断出有杆腔与无杆腔之压力差P=P1-P2=0.5(25.68/80)2+0.2(25.68/63)2+0.3(54.5/63)2=0.051+0.033+0.224=0.31MPa2)工进工进时，进油路上电液换向阀2的流量为1.14L/MIN，调速阀4的压力损失为0.5 MPa，回油路上通过换向阀2的流量为0.54 L/MIN，背压阀的压力损失为0.6 MPa，顺序阀的流量为0.54+22=22.54 L/MIN，折算到油路的总损失为PV=0.5（1.14/80）2+0.5+0.5（0.54/80）2+0.6+0.3（22.54/63）2 （44.77/95）=0.52 MPa液压缸回油腔的压力P2为P2=0.5（1.14/80）2+0.6+0.3（22.54/63）2=0.637 MPa考虑到压力继电器的动作压力比系统工作压力高0.5 MPa，因此溢流阀的调定压力为PYP1+P1+Pe=3.87+0.5（1.14/80）2+0.5+0.5=4.87 MPa3） 快退快退时，进油路通过单向阀10的流量为22 L/MIN，通过换向阀2的流量为28.8 L/MIN，回油路上通过单向阀5，换向阀2和单向阀3的流量相同，均为61.11 L/MIN，回油路上总压力损失为Pv1=0.2(22/63)2+0.5(28.8/80)2=0.024+0.0648=0.089 MPa回油路总压力损失为Pv2=0.2（61.11/80）2+0.5（61.11/80）2+0.2（61.11/63）2=0.116+0.291+0.188=0.595 MPa则快退阶段的液压泵的工作压力PP为PP=P1+Pv1=1.48+0.089=1.569 MPa此值即为卸荷顺序阀的压力调定值。（2） 温升验算已工进时的消耗功率计算温升。工进时液压缸的有效功率为Pe=Fv2=32245.870.12/（10360）=0.064kw双泵供油在工进时，两泵的输出功率应分别计算。低压大流量泵的输出功率：P1=PP2QP2,此时大流量泵的压力为卸荷阀的调定压力，其值为：P=0.3（22/63）2=0.037 MPa，则PP2=P。高压小流量泵工作压力PP1=4.87 MPa，流量Q1为6.7L/MIN,因此总输入功率为PP=（PP1Q1+P Q2）/P=（4.871066.7/6010-3+0.03710622/6010-3）/0.75103=0.743KW则发热功率为P= PP- Pe=0.743-0.064=0.679 KW油箱散热面积为 A=2.58M2温升T=P/KA=0.679/(92.58) 103=29.2度取散热系数K=9温升在允许范围内可不设冷却装置调试维护说明书1， 调试和试用转1） 泵站调试 启动液压泵，进油压力应符合说明书的规定，泵进口油温不得大于60，且不得低于15。过滤器不得吸入空气，先空转10-20min，再调整溢流阀逐渐分档升压到溢流阀调定值。升压中应多次开启系统放气口将空气排出。2） 系统压力调试 系统的压力调试应从压力调定值最高的主溢流阀开始，逐次调整每个分支回路的各种压力阀。压力调定后，需将调整螺杆锁紧。压力调定值及以压力联锁的动作和信号应与设计相符。3） 流量调试 速度调试应在正常工作压力和正常工作油温下进行;遵循先低速后高速的原则。4） 液压缸的速度调试 液压缸的速度调试在空载状态下先点动，在从低速到高速逐步调试并注意空载排气，然后反向运转。同时检查温升和噪音是否正常。待空载运转正常后，在停机将液压缸与工作机构连接，再次启动液压缸并从低速至高速负载运转。如出现爬行现象，可检查工作机构的润滑是否充分，系统排气是否彻底，或有无其他机械干扰 。液压系统日常使用和维护液压设备通常采用日常检查，日常检查项目和内容分别见下表检查时间项目内容检查时间项目内容在设备运行中监视工况压力噪音油温漏油电压 系统压力是否稳定和在规定范围内有无异常。一般系统压力为噪音75dB是否在35-55范围内， 不得大于60全系统有无漏油是否保持在额定电压的+5%-15%范围内在启动前检查液位行程开关和限位块手动自动电磁阀做到液压系统的合理使用， 还必须注意以下事项。1， 油箱中的液压油也应经常保持正常液面。2， 液压油应经常保持清洁 。检查油液的清洁应经常和检查油液面同时进行。3， 温度应适当。油箱的油温不能超过60，一般液压机械在35-60范围内工作比较合适。从维护的角度看，也应避免油温过高。若油温有异常的上升时，应进行检查。 4， 回路的空气应完全清除掉。回路进入空气后，因为气体的体积和压力成反比，所以随着载荷的变动，液压缸的运动也要受到影响。另外空气又是造成油液变质和发热的重要原因。5， 在液压泵启动和停止时应使溢流阀卸荷6， 溢流阀的调定压力不得超过液压系统的最高压力。7， 应尽量保持电磁阀的电压稳定，否则可能会导致线圈过热。8， 易损零件，如密封圈等，应经常有备品，以便及时更换。 液压缸设计计算负载分析：1）、切削负荷，FL=31000N，已知，2）、摩擦负载：静摩擦负载：Ffa=mgfa=12709.810.2=2491.74N动摩擦负载：Ffd=mgfd=12709.810.1=1245.87N根据上述计算结果可以得到各工作阶段的液压缸负载，如下表所示：工况负载组成负载值（N）启动F=Fn fa2491.74加速F= Fn fd+m v/ t1817.37快进F= Fnfd1245.87工进F= Fn fd+ FL32245.87快退F= Fn fd1245.87根据表中数据可画出系统负载图：根据已知条件可画出系统速度图如下：确定液压缸的主要参数参照同类机床选液压系统的工作压力P1=4Mpa，动力滑台要求快进、快退速度相等，选用单杆液压缸，快进时采用差动连接，此时液压缸无杆腔面积A1与有杆腔面积A2之比为2，即活塞杆直径d与活塞直径D有d=0.707D的关系，为防止空钻通后滑台产生前冲的现象，液压缸的回油油路应有背压压力P2，暂时选取P2=0.6Mpa，从负载循环图上可知，工进时有最大负载，按此负载要求设计液压缸尺寸。根据活塞力平衡关系可知：P1A1=(P2A2+FL)m，A1=2A2m为液压缸效率，根据已知为0.95所以A1= FLm(P1-P2/2)=96.5710-4m2D= =0.11md=0.707D=0.0784m按照GB2348-30圆整取近似标准值活塞直径D=0.11m=110mm，活塞杆d=0.0784m=80mm液压缸的实际有效面积为A1=D2/4=9510-4m2,A2=44.7710-4m2根据GB/T2349-1980和实际工况要求选择液压缸最大行程L=480mm最小导向长度的确定对一般的液压缸，最小导向长度H应满足以下要求HL/20+D/2=480/20+110/2=22.5+55=77.5mmH77.5mm其中 L液压缸最大行程480mm；D 缸筒内径即活塞直径110mm活塞宽度的确定活塞的宽度，一般取B=(0.61.0)D取B=0.8D=0.8110mm=88mm导向套滑动面长度的确定导向套滑动面长度A在D大于80mm时取A=(0.61.0)d取A=0.8d=0.880=64mm结构强度计算和稳定校核1，缸筒外径缸筒内径确定后，由强度条件计算壁厚，然后求出缸筒外径 PD/2 式中 P液压缸最大工作压力，P=4MP缸筒材料的需用拉应力，= b/nb缸筒材料的抗拉强度极限 n安全系数，一般取n=5缸筒材料却为20#优质碳素结构钢b=410MPPD/2=4110/2(410/5)=2.73mm缸筒壁厚确定之后 ，即可求出液压缸的外径 D1=D+2=110+22.73=115.46mm根据GB/T2348-1993选取圆整D1值为125mm2， 液压缸的稳定性和活塞杆强度验算1） 液压缸的稳定性验算，按材料力学的理论，一根受压的直杆在其轴向负载F超过稳定临界力FK时，即失去原有直线状态下的平衡，或称之为失稳。对液压缸 其稳定条件为 FFK/nK 式中 F液压缸的最大推力，F=FR=32245.87N FK液压缸的稳定临界力； nK稳定性安全系数，一般取nK=24。液压缸的稳定临界力FK值与活塞杆和缸体的材料、长度、刚度、及其两端支撑状况等因素有关 。FK=2EI/(L)2 式中 长度折算系数，取决于液压缸的支撑情况=1E活塞杆材料的纵向弹性模量，对硬钢，E=20.591010PaL活塞杆伸出总长1095mmI-活塞杆断面的最小惯性距FK=2EI/(L)2=112860.54NFFK/nK当nK取3时 FK/nK=1328860.54/3=442953.51F液压缸稳定液压缸的效率液压缸的总效率包括容积效率V和机械效率m两部分即 =VmV=Q-Q/Q m=FP-Ff/ FP=F/ FP式中 Q进入液压缸的流量； Q液压缸的泄漏量，主要指活塞处的内泄漏，与活塞处的密封形式及活塞两端的压力差有关 F活塞杆上的推力 FP作用在活塞上的液压力Ff活塞与缸体、活塞杆与缸头支撑处的磨擦力，与密封有关当活塞与缸体之间采用密封圈时，液压缸的内泄漏量很小，一般可以忽略不记。所以=Vm=m=FP-Ff/ FP=F/ FP=32245.87/37994=84.86% 由于受液体阻力和泄漏的影响，液压传动的传动效率不够高，一般为75%-85%左右，液压缸使用正常。根据以上计算选择标准液压缸HSG型双作用单活塞杆液压缸型号：HSG L-110/80 E-2 1-1 480其中 L外螺纹连接 110液压缸内径，80活塞杆外径 E压力等级16MP 2缸盖耳环带关节轴承1 杆端外螺纹1 油口连接形式内螺纹 480行程480mm 液压缸结构示意图附图 18山东广播电视大学 第 页