一种卧式单面多轴钻孔组合机床动力滑台液压系统设计

张勇斌

（郑州铁路技师学院 郑州 450041）

液压传动在运行中可以实现大范围的无级调速，调速范围可达2000:1；传递运动均匀平稳，易于实现快速启动、制动和频繁的换向；操作控制方便、省力，易于实现自动控制、中远程距离控制、过载保护；元件标准化、系列化和通用化程度较高，且元件布置不受严格的空间位置限制；单位质量输出功率大，具有同等输出功率下体积小、质量小、运动惯性小和动态性能好等优点。20世纪中期以后，液压传动在工业上被广泛采用。尤其二战后，液压技术转入民用工业，在机床、工程机械、冶金机械、塑料机械、农林机械、汽车、船舶等行业得到了大幅度的应用和发展。如今，发达国家生产的95%的工程机械、90%的数控加工中心、95%以上的自动线都采用了液压传动。随着液压传动的发展，国内许多专家开始关注液压系统的设计，于今[1]对800MN模锻液压机液压系统进行了设计，推导了主驱动系统数学模型并对控制系统进行了仿真。司癸卯等[2]利用电液比例技术对运输车吊装机构液压系统进行设计计算和选型。王晔等[3]对150t液压机液压系统设计，王丽梅[4]对自动翻转机液压系统设计，王孝聪等[5]对汽车隔音垫成型机床液压系统设计，苌晓兵等[6]对建筑模架顶升液压系统设计和吴正佳等[7]对钢管打捆机液压系统设计，都采用了传统的液压设计方法，利用经验公式进行了参数计算和选型。综合以上文献对液压系统的设计都忽略了性能的验算，即通过不同工况下压力损失计算，进而对泵、液压缸和各种控制阀的参数或型号进行修正。并且很多没有对液压系统进行发热和温升验算。基于液压系统的优点，设计了一种卧式单面多轴钻孔组合机床动力滑台的液压系统，并进行了验证计算。

1 使用要求

动力滑台的工作循环是：快进→工进→快退→停止。液压系统的主要参数与性能：切削力Ft=20000 N，移动部件总重力G =10000 N；快进行程I1=100 mm；工进行程I2=50 mm；快进快退的速度为 4 m/min；工进速度为 0.05 m/min；加速、减速时间∆t=0.2s；静摩擦因数fs=0.2 动摩擦因数fd=0.1。该动力滑台采用水平放置的平导轨，动力滑台可在任意位置停止。

2 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Ffs，动摩擦力为Ffd，则

而惯性力：

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ηm=0.95，则液压缸在各工作阶段的总机械负载，如表1所示。

表1 液压缸各运动阶段负载表

根据负载计算结果和已知各阶段速度，可绘出负载图（F−l）和速度图（v−l），横坐标以上为液压缸活塞前进时的曲线，如图1、图2所示为液压缸活塞退回时的曲线。

图1 负载图

图2 速度图

3 液压系统方案设计

3.1 确定液压泵类型和调速方式

参考同类组合机床，选用双作用叶片泵双泵供油，调速阀进油节流调速的开式回路，逆流阀作定压阀。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Pb为0.8MPa。

3.2 选用执行元件

因系统动作循环要求正向快进和工作，反向快退，且快进和快退速度相等，因此选用单活塞杆液压缸，快进时差动连接，无杆腔面积A1等于有杆腔面积A2的两倍。

3.3 快速运动回路和速度换接回路

根据运动方式和要求，采用差动连接与双泵供油两种快速运动回路来实现快速动作。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换接回路，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。即速度换接回路为行程与压力联合控制式。

3.4 换向回路的选择

本系统对换向平稳性没有严格要求，所以选用电磁换向阀的换向回路。为便于实现差动连接，选用三位五通换向阀。为提高换向的位置精度，采用死挡铁和压力继电器的行程终点返程控制。

3.5 组成液压系统原理图

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，绘制了液压系统图，如图 3所示。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了测压点，并设置多点压力表开关。这样只需一个压力表就能观测各点压力。

图3 组合机床动力滑台液压系统原理图

液压系统中各电磁阀的动作顺序如表2所示。

表2 电磁铁动作顺序表

4 液压系统的参数计算

4.1 液压缸参数的计算

1）初选液压缸的工作液力

参考同类型组合机床，初定液压缸的工作压力为P1=40×105Pa。

2) 确定液压缸的主要结构尺寸

本设计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。快进时采用差动连接，并取无杆腔有效面积A1等于有杆腔有效面积A2的两倍。为了防止在钻孔时滑台突然前进，在回油路中装有背压阀，初选背压为Pb=40×105Pa。

由表1知最大负载为工进阶段的负载F为22105N，按此计算A1得：

由A1=2A2可得活塞杆直径为：

按GB/T2348—1993将所计算的D与d值分别圆整到相近的标准直径，以便采用标准的密封装置。圆整后得：

按标准直径算出：

按最低工进速度验算液压缸尺寸，查产品样本，调速阀最小稳定流量qmin=0.05L/min，因工进速度v=0.05m/min为最小速度，则

由于本设计A1=63.6cm2＞10cm2，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各阶段的压力、流量和功率，在计算工进时背压按Pb=8×105Pa，快退时背压按Pb=5×105Pa代入公式计算，其计算结果如表3所示。

表3 液压缸所需的实际流量、压力和功率

差动连接时，液压缸的回油口到进油口之间的压力损失∆P=5×105，Pb=Pj+∆P。

快退时，液压缸有杆腔进油，压力为Pj，无杆腔回油，压力为Pb。

4.2 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∑∆P=5×105Pa，压力继电器可靠动作需要压力差为5×105Pa，则液压泵最高工作压力可求出：

因此，泵的额定压力可取Pr≥1.25×48.8×105Pa=61×105Pa

由表3可知，工进时所需流量最小是0.32L/min，设溢流阀最小溢流量为2.5L/min，则最小流量泵的流量应为qp1≥(1.1×0.32+2.5)L/min=2.85L/min。快进快退时液压缸的最大流量是12.9L/min，则泵的总流量为：

根据上面计算的压力和流量，查产品样本，选用YB-4/12型双联叶片泵，该泵额定压力为6.3MPa，额定转速为960r/min。

4.3 电动机的选择

1)差动快进

如图3所示，差动快进时，大泵2的出口压力油经单向阀11后与小泵1汇合，然后经单向阀2，三位五通阀3，二位三通阀4进入液压缸大腔，大腔的压力P1=Pj=8.5×105Pa，查样本可知，小泵的出口压力损失∆P1=4.5×105Pa，大泵出口到小泵出口的压力损失∆P2=1.5×105Pa。于是计算可得小泵的出口压力PP1=1.3×105Pa（小泵总效率η1=0.5），大泵出口压力PP2=14.5× 105Pa（大泵总效率η2=0.5）。

此时，电动机功率：

2)工进

考虑到调速阀所需最小压力差∆P1=5×105Pa，压力继电器可靠动作需要压力差∆P2=5×105Pa。因此工进时小泵的出口压力Pp1=P1+∆P1+∆P2=48.8×105Pa。大泵的卸载压力Pp2=2×105Pa（小泵的总效率η1=0.565，大泵总效率η2=0.3）。

电动机功率为：

3)快退类似差动快进分析知：小泵的出口压力Pp1=16.5×1055Pa（小泵总效率η1=0.5），大泵出口压力Pp2=18×105Pa（大泵总效率η2=0.51）。

电动机的功率为

综合比较，快退时所需要的功率最大。据此查样本选用Y90L-6型异步电动机。电动机功率为1.1 kW，额定转速为910 r/min。

5 液压元件的选择

5.1 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和规格。本设计所有阀的额定压力都为63×105Pa，额定流量根据各种阀通过的流量，确定10L/min，25L/min和63L/min三种规格，所有元件的规格型号如表4所示。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4中序号与系统原理图一致。

表4 液压元件规格表

5.2 油管的选择

根据选定的液压阀的连接油口尺寸确定管道的尺寸。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32 L/min，则液压缸进、出油管直径按产品样本，选取内径为Φ15 mm，外径为Φ19 mm的10号冷拔钢管。

5.3 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5～7倍，本设计取7倍，故油箱容积为

油箱采用分离式油箱，液压泵-电动机安装在油箱侧面。

6 验算液压系统性能

6.1 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0.32L/min，因此流速很小，所以沿程压力损失和局部压力损失都很小，可忽略不计。这是进油路上仅考虑调速阀的压力损失∆P1=5×105Pa，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P1加上进油路压差∆P1，并考虑压力继电器动作需要，则

即小流量泵的溢流阀12应该按此压力调整。

2)快退时的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，其压力损失比快进时要大，因此必须计算快退时的进油路和回油路的压力损失，以便确定最大流量泵的卸载压力。

已知快退时进油管和回油管的长度均为 1.8m，油管直径d=15×10−3m，通过的流量为进油路q1=16L/min=0.267×10−3m3/s ， 回 油 管q2=32L/min=0.534× 10−3m3/s。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ν=1.5st=1.5cm2/s，油的密度ρ=900kg/m3，液压系统元件采用集成块式的配置形式。

(1)确定油流的流动状态根据

式中：υ为平均流速（m/s）；d为油管内径（m）；v 为油的运动粘度（cm2/s）；q为通过的流量（m^3/s）。则进油路中液流的雷诺数为：

回油路中液流的雷诺数为：

由上可知，进回油路中的流动都是层流。

(2)沿程压力损失∑∆Pλ

在回油路上，流速为进油路流速的两倍，即v=3.02m/s，则压力损失为

(3)局部压力损失

由于采用集成块式液压装置，所以只考虑阀类元件和集成块内油路的压力损失。阀类元件的局部压力损失如表5所示。元件名称后的序号和液压原理图一致。

快退时经过三位五通阀的两油道流量不同，压力损失也不同。

若取集成块进油路的压力损失∆Pj1=0.3×105Pa，回油路压力损失为∆Pj2=0.5×105Pa，则进油路和回油路总的压力损失为

查表1知快退时液压缸负载为1053N，则能求出快退时液压缸工作压力为

也可求出快退时泵的工作压力为

因此，大流量泵卸载阀 10的调整压力应大于12.68×105Pa。

从以上验算的结果可看出，各种工况下的实际压力损失都小于初选的压力损失值，而且比较接近，说明液压系统的油路结构、元件参数是合理的，能满足要求。

6.2 液压系统的发热和温升验算

在整个工作循环中，工进阶段的时间最长，所以系统的发热主要是工进阶段造成的，故按工进工况验算系统温升。

工进时液压系统的输入功率前面已经计算出为709W，工进时液压缸的输出功率为

系统总的发热功率为

已知油箱容积V=112L，可根据经验公式计算出油箱近似散热面积A为

假定通风良好，取油箱散热系数CT=15×10−3kW/ m2∙℃)，则可求出油液温升为

设环境温度为T2=25℃，则热平衡温度为

对于一般机床最高允许油温T1取55～70℃，所以油箱散热基本能达到要求。

7 结语

液压系统设计时必须满足主机工作循环所需的全部技术要求，且静动态性能好、效率高、结构简单、工作可靠、经济性好和维护方便。（1）要明确与液压系统有关主机参数，对主机总体设计综合考虑，机、电、液相互配合，保证整机性能最好。（2）确定各个部分的规格参数后，一定要对实际工作过程中的性能进行验算，若不能满足应进行调整，实现质量控制。（3）液压元件的选取可以参考同类别的机床应用，最好选用通用件和标准件。