钻镗两用组合机床动力滑台的液压系统的设计

1 设计要求及工况分析
1.1 设计要求
设计一台钻镗两用组合机床动力滑台的液压系统。

要求实现的动作顺序为：快进→工进→快退→原位停止。

液压系统的主要参数与性能要求如下：轴向切削力总和F=12000N，移动部件总重量G＝20000N；行程长度200mm（工进和快进行程均为100mm）快进、快退的速度为6m/ min，工进速度（20~1200）mm/ min范围内无级调节；往返运动加速减速时间△t=0.2s；该动力滑台采用水平放置的平
导轨；静摩擦系数f
s ＝0.2；动摩擦系数f
d
＝0.1。

1.2 设计参数
系统设计参数如表1-1所示，静摩擦系数f
s ＝0.2；动摩擦系数f
d
＝0.1。

液
压缸效率取0.9
L1=L2=100mm，L3=200mm。

动作顺序为：快进→工进→快退→原位停止。

2 选择执行元件
2.1 分析系统工况
2.1.1 工作负载
由题可知，工作负载F
t
=12000N 2.1.2 惯性负载
F
m =G
g
X△v
60X△t
=1000N
2.1.3 阻力负载
静摩擦阻力
F
fs
=0.2X20000N=4000N
动摩擦阻力
F
fd
=0.1X20000N=2000N
则液压缸各工作状态负载如表2
根据液压缸上述各阶段的负载可绘制如图1（a）所示的负载循环图F-l。

1（b）速度图，选定工进速度为200mm/min
负载循环图 1（a）
速度循环图 1（b）
3主要参数确定
3.1 初选液压缸工作压力
所设计的动力滑台在工进时负载最大，在其他工况负载都不高，参考表
9-2和表9-3（书），初选液压缸工作压力P
1
=3MPa
3.2 计算液压缸主要尺寸
鉴于动力滑动台要求快进,快退速度相等，液压缸可选用单杆式并在快进
时做差动连接。

此时液压缸无杆腔工作面积A
1应为有杆腔A
2
的两倍，即活塞杆
外径d与液压缸内径D有d=0.707D的关系。

在钻孔加工时，液压缸回油路上必须有背压p
2
，以防止钻通时滑台突然前
冲。

可取p
2
=0.8MPa。

快进时液压缸虽然作差动连接，但是由于油管中有压降△p 的存在，有杆腔的压力必须大于无杆腔，估算时可取△p约为0.5MPa。

快退时油
腔中有背压，这是P
2
也可按0.5MPa估算。

由工进时的推力计算液压缸的面积
F/η
m =A
1
p
1
-A
2
p
2
=A
1
p
1
-(A
1
/
2
)p
2
所以 A
1=(F
ηm
)/(P
1
-P2
2
)=15556/(3-0.8
2
)=64cm2
D=√4A1/π=9.03cm
d=0.707D=6.38cm
当按GB 2348—1993将这鞋直径圆整成接近标准值时D=10cm，
d=6cm。

由此求得液压缸两腔的的有效面积为A
1
=πD2/4=78.54cm2，
A
2
=π（D2-d2）/4=50.27cm2。

经检验，活塞杆的强度和稳定性均符合要求。

根据上述D与d的值，可以估算液压缸在不同工作阶段的压力,流量和功率（见表1-3），并据此绘出如图1-4所示的液压缸工况图，其中粗实线,细实线,和双点划线分别表示P,q,p。

工作台在快进过程中，液压缸采用差动连接，此时系统所需的流量为
q
快进=(A
1
-A
2
)Xu
1
=16.96L/min
工作台在快退时所需的流量为
q
快退=A
2
Xu
2
=30.16L/min
工作台在工进过程中所需的流量为
q
工进=A
1
Xu
1
’=1.57L/min
其中最大流量为快退30.16L/min
工况图图2
4液压系统的拟定
4.1选择基本回路
4.1.1选择高速回路
由图1-4可知，组合机床功率小，滑台运动速度低，工作负载变化小，可采用进口节流的调速形式。

为了解决进口截留调速回路在孔钻通时滑台突然前冲的现象，回油路上要设置背压阀。

由于液压系统选用了节流调速的方式，系统中液压油的循环必须是开式的。

从工况图可知，在这个系统的工作循环内，液压缸交替地要求油源提供低压大量和高压小流量的液压油。

最大流量和最小流量只比约为38，而快进,快退与工进时间分别为
t
1=l
1
/v
1
+l
3
/v
3
=(60X100)/(6X1000)+(60X200)/(6X1000)=3s
t
2=l
2
/v
2
=(60X100)/200=30s
即t
1/t
2
=20。

因此从提高系统效率，节省能量的角度看，应采用如图双联
式定量叶片泵，
双联式定量叶片泵图3
4.1.2 选择选择快速运动和换向回路
系统在采用节流调速回路后，必须有单独的油路直接通向液压缸两腔，以实现快速运动。

才用如图的换向回路满足要求
3位5通电液换向阀图4
4.1.3选择速度换接回路
由q-l曲线可知，当滑台从快进转为工进时，输入的流量从16.95降为0.79，宜选用行程阀来控制速度换接
图5
4.1.4选用调压回路和卸荷回路
系统的调压问题已经解决。

卸荷问题可采用中位机能是Y型的三位换向阀来实现。

4.1.5组成液压系统
将上面选出的液压基本回路组合在一起，可得到完整的液压系统原理图
液压系统原理图
1-双联叶片泵2-三位五通电磁阀3-行程阀4-调速阀5，6，10，13-单向阀
7-顺序阀8-背压阀9-溢流阀11-过滤器12-压力开关
14-压力继电器
5液压原件的计算与选择
5.1.1确定液压泵的规格和电动机功率
液压缸最高工作压力为1.98MPa，若压力损失为0.8MPa，压力继电器整压力高出系统最高工作压力0.5MPa则小流量泵的最高共作压力为
P
P1
=1.98+0.8+0.5=3.28MPa
大流量泵是在快速运动时才向液压缸泵油，大流量泵的工作压力为
P
P2
=0.44MPa+0.5MPa=0.94MPa
两个液压泵应向液压缸提高的最大流量为30.16，泄漏量按10%算，则
q
p
=1.1X30.16=33.176L/min,而溢流阀最下稳定流量为3L/min,工进时输入液压缸的流量为1.57L/min,所以小流量泵的最小应为4.57L/min，使用PV2R12-6/41型双联叶片泵。

泵的实际供油量为（6+41）X940X0.9/1000=34.7L/min
由于液压缸快进时输入功率最大，液压驱动原动机所需的功率为
P=P
P q
P
/η
p
=0.94X(40/60)/0.75=0.84KW
J02-32-6型电动机满足要求
5.1.2 确定其他原件和辅助原件
当液压油流速取3m/min时
d1=26.11 d2=15.67
选油管均为内径20mm，外径28mm的10号冷拔钢管。

油箱的容积V=aq
=6X40=240L
v
按GB2876—1981规定，取V=250L
6 液压系统的性能验算
6.1.1 回路压力损失验算
由于系统的具体管路布置没有确定，整个回路的压力损失无法估算。

6.1.2发热温升验算
工进在整个工作循环中占用97%，所以系统发热和液压油升温主要是计算工进时的。

工进液压缸的有效功率为
P
o =p
2
q
2
=fu=0.0259KW
压力损失为0.5PMa
则通过顺序阀7的流量为0.5+35=35.5
可知P2=0.537MPa 从新计算工进时液压缸的进油压力
P1=2.9MPa
这时大流量泵通过液控顺序阀卸荷，小流量泵在高压下供油，所以两个泵的总输出功率为
Pi=0.50KW
则液压系统的发热量为
Hi=Pi-Po=0.0241KW
求出液压油温升的近似值
△T=0.6o C
温升没有超出允许范围，系统不需要设置冷却器。

心得体会
通过这次课程设计，使我进一步加深学生对所学液压传动理论知识的理解，培养了我运用理论知识独立解决有关本课程实际问题的能力，使我对液压系统工作原理图的设计有一完整和系统的概念；同时通过课程设计，培养了我计算，使用技术资料及绘制液压原理图的工程设计能力。

相信，这次课程设计给我带来的好处将在以后长久的时间里影响着我。