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1、單面多軸鉆孔組合機床液壓系統(tǒng)設計 摘要 現(xiàn)代機械一般多是機械、電氣、液壓三者緊密聯(lián)系，結合的一個綜合體。液壓傳動與機械傳動、電氣傳動并列為三大傳統(tǒng)形式，液壓傳動設計在現(xiàn)代機械設計工作中占有重要地位。因此，《液壓傳動》課程是工科機械類各專業(yè)都開設的一門重要課程。它既是一門理論課，也與生產實際有著緊密聯(lián)系。為了學好這門重要課程，除了在教學中系統(tǒng)講授外，還應設置課程設計教學環(huán)節(jié)，使學生理論聯(lián)系實際，掌握液壓傳動系統(tǒng)設計的技能和方法。 關鍵詞：現(xiàn)代機械 液壓傳動系統(tǒng) 液壓傳動課程設計 1、技術要求 自動線上的一臺單面多軸鉆孔組合機床的動力滑臺為臥式布置（導軌為水平導軌，其靜、動摩擦因數μ

2、s=0.2；μd=0.1），擬采用液壓缸驅動，以完成工件鉆削加工時的進給運動；工件的定位、夾緊均采用液壓控制方式，以保證自動化的要求。由液壓與電氣配合實現(xiàn)的自動循環(huán)要求為：定位→夾緊→快進→工進→快退→原位停止→夾具松開→拔定位銷。工作部件終點定位精度無特殊要求。工件情況及動力滑臺的已知參數如表1所列。 2、運動分析和負載分析 以下著重對動力滑臺的液壓缸進行分析計算。 ⑴ 運動分析 與相近金屬切削機床所類比，確定滑臺液壓缸快速進退的速度相等，且v1=v3=0.1m∕s；按D1=13.9mm孔的切削用量計 表1 工件情況及動力滑臺的已知參數 工件情況 動力滑臺 鉆孔直徑 D

3、∕mm 數量 切削用量 工況 行程 L∕mm 速度 v∕ms-1 運動部件重力G∕N 啟動、制動時間△t∕s 主軸轉速n∕rmin-1 進給量S∕mmr-1 D1:13.9 14 n1:360 S1:0.147 快進 L1:100 v1：待定 9800 0.2 D1:8.5 2 n2:550 S2:0.096 工進 L2:50 v2：待定 材料為鑄鐵，硬度HB240 快退 L3:150 v3：待定 算缸的工進速度為v2=n1=S1=3600.147∕60mm∕s=0.88mm∕s=0.8810-

4、3m∕s。 從而可計算出各工況的動作時間為：快進t1=L1∕v1=10010-3∕0.1=1s；工進t2=L2∕v2=5010-3∕（0.8810-3）=56.6s；快退t3=（L1+L3）∕v3=（100+50）10-3∕0.1=1.5s。 由表1及上述分析計算得到的各工況運動速度及動作時間可畫出滑臺液壓缸的行程-時間循環(huán)圖（L-t圖）和速度-時間循環(huán)圖（v-t圖）1所示。 ⑵ 負載分析 滑臺液壓缸的工作負載為鉆削阻力負載。利用如下鑄鐵工件鉆孔的軸向鉆削阻力經驗公式 Fe=25.5DS0.8HB0.6 計算得工作負載 Fe=1425.5D1S10.8HB0.6+225.5D

5、2S20.8HB0.6 =[1425.513.90.1470.82400.6+225.58.50.0960.82400.6 =30468N 式中，F(xiàn)e為軸向鉆削阻力，N；D為鉆孔孔徑，mm；S為進給量，mm∕r；HB為鑄件硬度。 表2 動力滑臺液壓缸外負載計算結果 工況 計算公式 外負載∕N 說明 啟動 Ffs 1960 靜摩擦負載：Ffs=μs（G+Fn）=0.2（9800+0）=1960N 動摩擦負載：Ffd=μd（G+Fn）=0.1（9800+0）=980N 慣性負載：Fi===500N ：平均加速度（m∕s2） 加速 Ffd+

6、1480 快進 Ffd 980 工進 Fe+Ffd 31448 反向啟動 Ffs 1960 加速 Ffd+ 1480 快退 Ffd 980 依據負載計算公式可計算出摩擦負載、慣性負載及各工況下的外 負載，計算過程及其結果一并列入表2 綜上分析計算結果，即可繪出圖1所示液壓缸的負載-時間循環(huán)圖（F-t圖）。 3、確定液壓缸主要參數 ⑴ 預選系統(tǒng)設計壓力 本鉆孔組合機床屬于半精加工機床，載荷最大時為慢速工進階段，其他工況時載荷都不大，預選液壓缸的設計壓力P1=4MP。 ⑵計算液壓缸的主要結構尺寸 為了滿足工作臺快速進退速度相等，并減小液壓泵的流

7、量，將液壓缸的無桿腔作為主工作腔，在快進時差動連接，則液壓缸無桿腔與有桿腔的有效面積A1與A2應滿足A1=A2（即液壓缸內徑D與活塞桿直徑d間應滿足D=d）。 為防止工進結束時發(fā)生前沖，液壓缸要保持一定回油背壓。暫取背壓0.6MPa，并取液壓缸機械效率ηcm=0.9，則可算得液壓缸無桿腔的有效面積 A1===9410-4（m2） 液壓缸內徑 D===0.109（m） 按GB∕T 2348-1993，將液壓缸內徑圓整為D=110mm=11cm。 因A1=A2，故活塞桿直徑為 d===78.1mm≈80mm（標準直徑） 則液壓缸實際有效面積為 A1===95（c

8、m2） A2=（D2-d2）=（112-82）=44.7（cm2） A=A1-A2=50.3（cm2） 差動連接快進時，液壓缸有桿腔壓力P2必須大于無桿腔壓力P1，其差值估取△P=P2-P1=0.5MPa，并注意到啟動瞬間液壓缸尚未移動，此時△P=0,；另外，取快退時的回油壓力損失為0.7MPa。 ⑶ 編制液壓缸的工況圖 根據上述條件計算得到液壓缸工作循環(huán)中各階段的壓力、流量和功率（見表3），并可編制其工況圖（見圖2）。 4、擬定液壓系統(tǒng)圖 ⑴ 制定液壓回路方案 ① 調速回路 由工況圖可以看到，液壓系統(tǒng)功率較小，負載為阻力負載且工作中變化小，故采用調速閥的進油節(jié)流調速

9、回路。為防止在鉆孔通時負載突然消失引起滑臺前沖，回油路設置背壓閥。由于已選用節(jié)流高速回路，故系統(tǒng)必然為開式循環(huán)。 表3 液壓缸工作循環(huán)中各階段的壓力、流量和功率 工作階段 計算公式 負載 F∕N 回油腔壓力 P2∕MPa 工作腔壓力 P1∕MPa 輸入流量q∕（10-3m3∕s） 輸入功率 P∕W 快進 啟動 P1= q=Av1；P=P1q 1960 __ 0.48 __ __ 加速 1480 1.27 0.77 __ __ 恒速 980 1.16 0.66 0.5 330 工進 P1= q=A1v2;

10、P=P1q 31448 0.6 3.96 0.8310-2 33 快退 啟動 P1= q=A2v1;P=P1q 1960 __ 0.48 __ __ 加速 1480 0.7 1.86 __ __ 恒速 980 0.7 1.73 0.45 780 ② 油源型式 由工況圖可知，系統(tǒng)在快速進、退階段為低壓、大流量的工況且持續(xù)時間短，而工進階段為高壓、小流量的工況且持續(xù)時間長，兩種工況的最大流量與最小流量之間比約達60，從提高系統(tǒng)效率和節(jié)能角度，宜選用高低壓雙泵組合供油或采用限壓式變量泵供油。兩者各有利

11、弊，現(xiàn)決定采用雙聯(lián)葉片泵供油方案。 圖3 鉆孔組合機床液壓系統(tǒng)圖 1-雙聯(lián)葉片泵；2-三位五通電液動換向閥；3-二位二通機動換向閥（行程閥）；4-調速閥；5,6,10,13-單向閥；7-外控順序閥；8,9溢流閥；11-過濾器；14-壓力繼電器 ③ 換向與速度換接回路 系統(tǒng)已選定差動回路作快速回路，同時考慮到工進→快退時回油量較大，為保證換向平穩(wěn)，故選用三位五通Y型中位機能的電液動換向閥作主換向閥并實現(xiàn)差動連接。由于本機床工作部件終點的定位精度無特殊要求，故采用行程控制即活動擋塊壓下電氣行程開關，控制換向閥電磁鐵的通斷電即可實現(xiàn)自動化換向和速度換接。 ④ 壓力控制回路 在高壓泵

12、出口并聯(lián)一溢流閥，實現(xiàn)系統(tǒng)的溢流定壓；在低壓泵出口并聯(lián)一外控順序閥，實現(xiàn)系統(tǒng)高壓工作階段的卸荷。 ⑤ 定位夾緊回路 為了保證工件的夾緊力可靠且能單獨調節(jié)，在該回路上串接減壓閥和單向閥；為保證定位→夾緊的順序動作，采用壓力控制方式，即在夾緊缸進油路上接單向順序閥，只有當定位缸達到順序閥的調壓值時，夾緊缸才動作；為保證工件確已夾緊后滑臺液壓缸才能動作，在夾緊缸進油口處裝一壓力繼電器。 ⑥ 輔助回路 在液壓泵進口設置一過濾器以保證吸入液壓泵的油液清潔。 ⑵ 擬定液壓系統(tǒng)圖 在選定各種回路的基礎上，經整理所組成的液壓系統(tǒng)圖如圖3所示。 5、液壓元件的選擇 ⑴ 液壓泵及其驅動電機計算與選

13、定 ① 液壓泵的最高工作壓力的計算 由工況圖2或表3可以查得液壓缸的最高工作壓力出現(xiàn)在工進階段，即P1=3.96MPa，而壓力繼電器的調整壓力應比液壓缸最高工作壓力大0.5MPa。此時缸的輸入流量較小，且進油路元件較少，故泵至缸間的進油路壓力損失估取△P=0.8MPa.則小流量泵的最高工作壓力PP1為 PP1=3.96+0.5+0.8=5.26（MPa） 大流量泵僅在快速進退時向液壓缸供油，由圖2可知，快退時液壓缸的工作壓力比快進時大，取進油路壓力損失為△P=0.4MPa，則大流量泵最高工作壓力PP2為 PP2=1.86+0.4=2.26（MPa） ② 液壓泵的流量計算 雙泵最小

14、供油量qp按液壓缸的最大輸入流量q1max=0.510-3m3∕s進行估算。取泄漏系數K=1.1，雙泵最小供油流量qp應為 qp≥qv=Kq1max=1.20.510-3m3∕s=0.610-3m3∕s=36L∕min 考慮到溢流閥的最小穩(wěn)定流量為△q=3L∕min，工進時的流量為q1=0.8310-5m3∕s=0.5L∕min，小流量泵所需最小流量qp1為 qp1≥qv1=Kq1+△q=1.20.5+3=3.6(L∕min) 大流量泵最小流量qp2為 qp2≥qv2=qp-qp1=36-3.6=32.4(L∕min) ③ 確定液壓泵的規(guī)格 根據系統(tǒng)所需流量，擬初選雙聯(lián)液壓泵的轉

15、速為n1=1000r∕min，泵的容積效率ηv=0.9，可算得小流量泵排量的參考值為 Vg1===4.0（mL∕r） 大流量泵排量的參考值為 Vg2===36（mL∕r） 根據以上計算結果查閱產品樣本，選用規(guī)格相近的YB1-40∕6.3型雙聯(lián)葉片泵，其小泵排量為V1=6.3 mL∕r；大泵排量V2=40 mL∕r；泵的額定轉速為n=960r∕min，容積效率ηv=0.90，反算得到大、小泵的額定流量分別為 qp1= V1nηv=6.39600.90=5.44(L∕min) qp2= V2nηv=409600.90=34.56(L∕min) 雙泵流量為qp為 qp= qp1 +q

16、p2=5.44+34.56=40(L∕min) 與系統(tǒng)所需流量向符合。 ④ 確定液壓泵驅動功率及電動機的規(guī)格 由工況圖2知，最大功率出現(xiàn)在快退階段，已知泵的總效率為ηp=0.90，則液壓泵快退所需的驅動功率為 P==1.883（kW） ⑤ 選用電動機型號 查設計手冊，選用Y系列（IP44）中規(guī)格相近的Y112M-6-B3型臥式三相異步電動機，其額定功率2.2kW，轉速為940r∕min。用此轉速驅動液壓泵時，小泵和大泵的實際輸出流量分別為5.33 L∕min和33.84 L∕min；雙泵總流量為39.17 L∕min；工進時的溢流量為5.33-0.5=4.83 L∕min，仍能滿足

17、系統(tǒng)各工況對流量的要求。 ⑵ 液壓控制閥和液壓輔助元件 首先根據所選擇的液壓泵規(guī)格及系統(tǒng)工作情況，算出液壓缸在各工作階段的實際進、出流量，運動速度和持續(xù)時間（見表4），以便為其他液壓控制閥及輔件的選擇及系統(tǒng)的性能計算奠定基礎。 根據系統(tǒng)工作壓力與通過各液壓控制閥及部分輔助元件的最大流量，查產品樣本所選擇的元件型號規(guī)格如表5所列。 管件尺寸由選定的標準元件油口尺寸確定。本系統(tǒng)屬于中壓系統(tǒng)，但考慮到將泵組和閥組安裝到油箱頂蓋上，故取經驗系數α=10， 得油箱容積量為 V=αqp=[1039.17]L=391.7L≈400L 表4 液壓缸在各階段的實際進出流量、運動速度和持續(xù)時間

18、 工作 階段 流量∕(L∕min) 速度∕（m∕s） 時間∕s 無桿腔 有桿腔 快進 q進= =[] =73.98 q出=q進 =73.98 =34.81 v1= = =0.13 t1= = =0.77 工進 q進=0.5 q出=q進 =0.5 =0.24 v2== =0.8810-3 t2= = =56.6 快退 q出=q進 =39.17 =83.24 q進=qp1+qp2 =5.33+33.84 =39.17 v3== =0.15 t3= = =1.

19、0 表5 鉆孔組合機床液壓系統(tǒng)中控制閥和部分輔助元件的型號規(guī)格 序號 名稱 通過流量 ∕（L∕min） 額定流量 ∕（L∕min） 額定壓力 ∕MPa 額定壓降 ∕MPa 型號 1 雙聯(lián)葉片泵 — 40∕6.3 6.3 — YB1-40∕6.3 2 三位五通電液動換向閥 73.98 100 6.3 0.3 35DY-100BY 3 行程閥 73.98 100 6.3 0.3 22C-100BH 4 調速閥 ＜1 6 6.3 Q-6B 5 單向閥 83.24 100 6.3 0.2 I-100B

20、 6 單向閥 34.81 63 6.3 0.2 I-63B 7 順序閥 33.84 63 6.3 XY-63B 8 背壓閥 ＜1 10 6.3 B-10B 9 溢流閥 4.83 10 6.3 Y-10B 10 單向閥 33.84 63 6.3 0.2 I-63B 11 過濾器 39.17 50 6.3 XU-50200 12 單向閥 83.24 100 6.3 0.2 I-100B 13 壓力繼電器 — — 6.3 — DP1-63B 14 減壓閥 33.84 63

21、6.3 J-63B 15 單向閥 33.84 63 6.3 0.2 I-63B 16 二位四通電磁換向閥 33.84 40 6.3 0.3 24D-40B 17 壓力繼電器 — — 6.3 — DP1-63B 28 壓力繼電器 — — 6.3 — DP1-63B 6、系統(tǒng)油液溫升驗算 由表4可知，本液壓系統(tǒng)的進給缸在其工作循環(huán)持續(xù)時間中，快速進退僅占3%，而工作進給達97%，所以溫升可概略用工進時的數值來代表。 工進階段的回路效率ηc=代入數據ηc=0.067，前已取雙聯(lián)液壓泵的總效率ηp=0.80，現(xiàn)取液壓缸的總效率ηcm=

22、ηA=0.95，則本液壓系統(tǒng)的效率 η=0.800.0670.95=0.051 工進工況液壓泵的輸入功率為 Ppi= 代入數據得 Ppi=611.34W。 工進階段的發(fā)熱功率 Ph= Ppi（1-η）=611.34（1-0.051）=580.16W 當油箱的長、寬、高比例在1:1:1到1:2:3范圍內，且油面高度為油箱高度的80%時，油箱散熱面積近似符為 A=6.66 取油箱有效面積0.4m3，散熱系數K為15W∕（m2℃）則溫升t得 t==℃=10.7℃ 溫升在許可范圍內。 參考文獻： [1]王廣懷.液壓技術應用.哈爾濱：哈爾濱工業(yè)大學出版社，2001 [2]張利平.現(xiàn)代液壓技術應用220例（第1版）.北京：化學工業(yè)出版社，2004 [3]陳松楷.機床液壓系統(tǒng)設計指導手冊.廣州：廣東高教出版社，1993 [4]李壯云.液壓元件與系統(tǒng)（第2版）.北京：機械工業(yè)出版社，2005 [5]王春行.液壓控制系統(tǒng).北京：機械工業(yè)出版社，2004