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4.2m／min，工进行程20mm，工进速度0.05m／min，加、减速时间为0.2s，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fsF，动摩擦力为fdF，则NNFfFNsfs2000100002.0NNFfFNdfd1000100001.0而惯性力NNtvgGtvmFm3572.08.960/2.410000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95.0m，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NF/启动mfsFF/2105加速mmfdFFF/)(1428快进mfdFF/1053工进mfdtFFF/)(23158快退mfdFF/1053根据负载计算结果和已知的各阶段的速度，可绘制出负载图（lF）和速度图（lv），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MPapb8.0。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，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1A等于有杆腔面积2A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，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1Y2Y3Y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Pap511040。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1A等于有杆腔有效面积2A的两倍，即212AA。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Papb5108。由表1克制最大负载为工进阶段的负载NF23158，按此计算1A则23255111043.61082110402315821mmPPFAb液压缸直径cmcmAD05.93.64441由212AA可知活塞杆直径cmcmDd4.605.9707.0707.0按GB/T2348——1993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cmD10cmd7按标准直径算出22225.7810441cmcmDA2222221.40)710(4)(42cmcmdDA按最低工进速度演算液压缸尺寸，查产品样本，调速阀最小稳定流量min/05.0minLq，因工进速度min/05.0mv为最小速度，则由[1]式（8-11）2223minmin1101005.01005.0cmcmvqA上述计算中221105.78cmcmA，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Papb5108代入，快退时背压按Papb5105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Pap5105，而pppjb。2.快退时，液压缸有杆腔进油，压力为jp，无杆腔回油，压力为bp。（二）液压泵的参数计算由表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Pap5105，则液压泵最高工作压力可按[1]式（8-5）算出PaPapppP55106.3810)56.33(1因此泵的额定压力可取PaPapr551048106.3825.1。由表1-5可知，工进时所需流量最小是min/39.0L，设溢流阀最小溢流量为min/5.2L，则小流量泵的流量按[1]式（8-16）应为min/93.2min/)5.239.01.1(1LLqp，快进快退时液压缸所需的最大流量是min/8.16L，则泵的总流量为min/5.18min/8.161.1LLqp。即大流量泵的流量min/57.15min/)93.25.18(12LLqqqppp。工作循环计算公式负载F进油压力jp回油压力bp所需流量q输入功率PNPaPaL/minkW差动快进212AAPAFPj)(21AAvqqpPj105351096.751096.121.16174.0工进12AAPFPbjvAq1qpPj231585106.33510839.0021.0快退21AAPFPjjvAq2qpPj105351042.1251058.16281.0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MPa3.6，额定转速min/960r。（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smsmqp/100667.0/)60/104(33331,大泵2流量smsmqp/10267.0/)60/1016(33332。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P。1.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Pappj51096.71，查样本可知，小泵2的出口压力损失Pap51105.4，大泵2出口到小泵1出口的压力损失Pap52105.1。于是计算可得小泵出压力PapP51046.121（总效率5.01），大泵2出口压力PapP51096.132（总效率5.02）。电动机功率WWqPqPPPP912)5.010267.01096.135.0100667.01046.12(353522211112.工进考虑到调速阀所需要的最小压力差Pap51105。压力继电器可靠动作需要压力差Pap52105。因此工进时小泵1的出口压力PapppPP52111106.43。而大泵2的卸载压力取PaPP51102。（小泵1的总效率565.01，大泵2总效率3.02）。WWqPqPPPP650)3.0102.0102565.0100667.0106.43(353522211123.快退类似差动快进分析知：小泵1的出口压力PaPP51109.16（总效率5.01）：大泵2出口压力PapP52104.18（总效率51.02）。电动机功率WWqPqPPPP947)51.0102.0104.185.0100667.0109.16(35352221113综合比较，快退时所需功率最大。据此查样本选用Y90L-66封闭式三相异步电动机，电动机功率kW1.1。额定转速min/940r。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Pa51063，额定流量根据各阀通过的流量，确定为min/10L，min/25L和min/63L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/1minL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-6B2.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min/40L，则液压缸进、出油管直径d按产品样本，选用内径为mm15，外径为mm19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LLV112)167(五、验算液压系统性能（一）压力损失的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min/39.0L，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Pap51105，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1p加上进油路压差1p则PaPappPp6.43105511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ml2，油管直径md31015，通过的流量为进油路smLq/333.0min/2031，回油路smLq/667.0min/4032。液压系统选用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scmstv/5.15.12，油的密度3/900