液压传动系统的设计计算实例21

液压系统设计计算举例

本节介绍某工厂汽缸加工自动线上的一台卧式单面多轴钻孔组合机床液压系统的设计实例。

已知：该钻孔组合机床主轴箱上有16根主轴，加工14个Φ13.9ｍｍ的孔和两个Φ8.5ｍｍ的孔；刀具为高速钢钻头，工件材料是硬度为240HB 的铸铁件；机床工作部件总重量为G ＝9810N ；快进、快退速度为v 1＝v 3＝7ｍ/min ，快进行程长度为l 1＝100ｍｍ，工进行程长度为l 2＝50ｍｍ，往复运动的加速、减速时间希望不超过0.2s ；液压动力滑台采用平导轨，其静摩擦系数为f s ＝0.2，动摩擦系数为f d ＝0.1。

要求设计出驱动它的动力滑台的液压系统，以实现“快进→工进→快退→原位停止”的工作循环。下面是该液压系统的具体设计过程，仅供参考。

1．负载分析

1.1工作负载

由切削原理可知，高速钢钻头钻铸铁孔的轴向切削力F ｔ与钻头直径D (mm)、每转进给量ｓ(mm/r)和铸件硬度HB 之间的经验计算式为

6

.08

.0)(5.25HB Ds F t = （9.27）

根据组合机床加工的特点，钻孔时的主轴转速n 和每转进给量s 可选用下列数值：

对φ13.9mm 的孔来说 n 1＝360r/min ，s 1＝0.147mm/r 对φ8.5mm 的孔来说 n 2＝550r/min ，s 2＝0.096mm/r

根据式(9.27)，求得

30468096.05.85.252240147.09.135.25148

.06.08.0=⨯⨯⨯+⨯⨯⨯⨯=t F （N ）

1.2惯性负载 5832

.0607

81.99810=⨯⨯=∆∆=t v g G F m （N ） 1.3阻力负载

静摩擦阻力 196298102.0=⨯=fs F （N ）

动摩擦阻力 98198101.0=⨯=fd F （N ）

液压缸的机械效率取ηm = 0.9，由此得出液压缸在各工作阶段的负载如表9.5所示。

表9.5 液压缸在各工作阶段的负载值

1.4负载图和速度图的绘制 已知快进行程l 1＝100ｍｍ、工进行程l 2＝50ｍｍ、快退行程l 3＝l 1＋l 2＝150mm 。负载图按上面计算的数值绘制，如图9.5(a )所示。速度图则按已知数值v 1＝v 3＝7ｍ/min 、和工进速度v 2等绘制，如图9.5(b )所示。其中v 2由主轴转速及每转进给量求出，即v 2＝n 1s 1＝n 2s 2≈0.053m/min 。

2．液压缸主要参数的确定

由表9.2(按负载选定工作压力)及表9.3(按主机类型选择系统压力)可知，组合机床液压系统在最大负载约为35000N 时宜取p 1＝4MPa 。

鉴于动力滑台要求快进、快退速度相等，这里的液压缸可选用单杆式的，并在快进时作差动连接。在这种情况下，液压缸无杆腔工作面积Ａ1应取为有杆腔工作面积Ａ2的两倍，即活塞杆直径d 与缸筒直径Ｄ为d ＝0.707Ｄ的关系。

在钻孔加工时，液压缸回油路上必须具有背压p 2，以防孔被钻通时滑台突然前冲。根据经验，取p 2＝0.8MPa 。快进时液压缸虽作差动连接，但由于油管中有压差Δp 存在，有杆腔的压力必须大于无杆腔，估算时可取Δp ≈0.5MPa 。快退时回油腔中也是有背压的，这时p 2亦可按0.5MPa 估算。

由工进时的推力计算液压缸面积：

211122112p A p A p A p A F m ⎪⎭⎫ ⎝⎛-=-=η 故有

0097.01028.04/349432/62

11=⎥⎦⎤

⎢⎣⎡⨯⎪⎭⎫

⎝⎛

-=⎪⎭⎫

⎝

⎛

-⎪⎪⎭⎫ ⎝⎛=p p F A m η(m 2) 1112.041==

πA D (m)，0786.0707.0==D d (m)

按GB/T2348—1993将这些直径圆整成标准值，为：D ＝110mm ，d ＝80mm 。由此求得

液压缸两腔的实际有效面积为：

32110503.94/-⨯==D A π(m 2)，()

322210477.44/-⨯=-=d D A π(m 2)

经验算，活塞杆的强度和稳定性均符合要求。 根据上述D 与d 的值，可估算液压缸在各个工作阶段中的压力、流量和功率，如表9.6

图9.5 组合机床液压缸的负载图和速度图

（a ）负载图 （b ）速度图

所示，并据此绘出工况图如图9.6所示。

表9.6 液压缸在不同工作阶段的压力、流量和功率值

3．液压系统图的拟定

3.1液压回路的选择

首先选择调速回路。由图9.6中的工况图可知，这台机床液压系统的功率小，动力滑台工进速度低，工作负载变化小，可采用进口节流的调速形式。为了解决进口节流调速回路在孔钻通时的滑台突然前冲现象，回油路上要设置背压阀。

由于液压系统选用了进口节流调速的方式，

系统中油液的循环必然是开式的。

从工况图中可以清楚地看到，在这个液压系

统的工作循环内，液压缸交替地要求油源提供低压大流量和高压小流量的油液。最大流量与最小流量之比约为70，而快进、快退所需的时间比工进所需的时间少得多。因此从提高系统效率、节省能量的角度来看，采用单个定量泵作为油源显然是不合理的，宜采用双泵供油系统，或者采用限压式变量泵加调速阀组成的容积节流调速系统。这里决定采用双泵供油回路，如图9.7(a )所示。

图9.7 液压回路的选择

图9.6 组合机床液压缸工况图

（a）泵源；（b）换向回路；（c）速度换接回路

其次是选择快速运动和换向回路。系统中采用节流调速回路后，不管采用什么油源形式都必须有单独的油路直接通向液压缸两腔，以实现快速运动。在本系统中，单杆液压缸要作差动连接；而且当滑台由工进转为快退时，回路中通过的流量很大：进油路中通过31.34Ｌ/min，回油路中通过31.34×(95/44.77)＝66.50Ｌ/min。为了保证换向平稳起见，采用电液换向阀式换接回路，所以它的快进、快退换向回路应采用图9.7(ｂ)所示的形式。

由于这一回路要实现液压缸的差动连接，换向阀必须是五通的。

再次是选择速度换接回路。由工况图9.6中的q—l曲线可知，当滑台从快进转为工进时，输入液压缸的流量由35.19Ｌ/min降为0.5Ｌ/min，滑台的速度变化较大，宜选用行程阀来控制速度的换接，以减少液压冲击，如图9.7(ｃ)。

最后再考虑压力控制回路。系统的调压问题已在油源中解决。卸荷问题如采用中位机能为Ｈ型的三位换向阀来实现，就不须再设置专用的元件或油路。

图9.8液压回路的综合

1—双联叶片泵(1A-小流量泵1B-大流量泵)；2—电液换向阀；3—行程阀；

4—调速阀；5—单向阀；6—液压缸；7—卸荷阀；8—背压阀；

9—溢流阀；10—单向阀；11—过滤器；12—压力表开关；

a—单向阀；b—顺序阀；c—单向阀；d—压力继电器

3.2液压回路的综合

把上面选择的各种回路组合画在一起，就可以得到图9.8所示的、未设置虚线圆框内元件时的系统原理图。将此图仔细检查一遍，可以发现，这个原理图在工作中还存在问题，必须进行如下的修改和整理：