卧式单面多轴钻孔组合机床动力滑台的液压系统的课设计说明.doc

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1、 液压传动课程设计课题名称卧式单面多轴钻孔组合机床动力滑台的液压系统设计19 / 21目 录任务书引 言1第一章 明确液压系统的设计要求2第二章 负载与运动分析2第三章 负载图和速度图的绘制3第四章 确定液压系统主要参数54.1 确定液压缸工作压力54.2 计算液压缸主要结构参数54.3 绘制液压缸工况图7第五章 液压系统方案设计75.1 选用执行元件85.2 速度控制回路的选择85.3 选择快速运动和换向回路95.4 速度换接回路的选择95.5 选择调压和卸荷回路95.6 组成液压系统原理图105.7 系统图的原理11第六章 液压元件的选择126.1 确定液压泵的规格和电动机功率136.2

2、确定其它元件与辅件14第七章 液压系统性能验算167.1 验算系统压力损失并确定压力阀的调整值167.2 油液温升验算18设计小结20参考文献21引 言液压系统已经在各个部门得到越来越广泛的应用，而且越先进的设备，其应用液压系统的部门就越多。液压传动是用液体作为来传递能量的，液压传动有以下优点：易于获得较大的力或力矩，功率重量比大，易于实现往复运动，易于实现较大围的无级变速，传递运动平稳，可实现快速而且无冲击，与机械传动相比易于布局和操纵，易于防止过载事故，自动润滑、元件寿命较长，易于实现标准化、系列化。液压传动的基本目的就是用液压介质来传递能量，而液压介质的能量是由其所具有的压力与力流量来表

3、现的。而所有的基本回路的作用就是控制液压介质的压力和流量，因此液压基本回路的作用就是三个方面：控制压力、控制流量的大小、控制流动的方向。所以基本回路可以按照这三方面的作用而分成三大类：压力控制回路、流量控制回路、方向控制回路。第一章 明确液压系统的设计要求设计一台卧式单面多轴钻孔组合机床动力滑台的液压系统。已知参数：切削负载,机床工作部件总质量，快进、快退速度均为，工进速度围可无级调节。滑台最大行程其中工进行程，往复运动加、减速时间，滑台采用平导轨，其摩擦系数，动摩擦系数。滑台要求完成“快进工进快退停止”的工作循环。工作时要求运动平稳，且可随时停止运动。第二章 负载与运动分析负载分析中，暂不考

4、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：夹紧力，导轨摩擦力，惯性力。在对液压系统进行工况分析时，本设计实例只考虑组合机床动力滑台所受到的工作负载、惯性负载和机械摩擦阻力负载，其他负载可忽略。（1）工作负载工作负载是在工作过程中由于机器特定的工作情况而产生的负载，对于金属切削机床液压系统来说，沿液压缸轴线方向的切削力即为工作负载，即（2）阻力负载阻力负载主要是工作台的机械摩擦阻力，分为静摩擦阻力和动摩擦阻力两部分。导轨的正压力等于动力部件的重力，设导轨的静摩擦力为，则静摩擦阻力 ，动摩擦阻力（3）惯性负载

5、最大惯性负载取决于移动部件的质量和最大加速度，其中最大加速度可通过工作台最大移动速度和加速时间进行计算。因此惯性负载可表示为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，根据上述负载力计算结果，可得出液压缸在各个工况下所受到的负载力和液压缸所需推力情况，如表1所示。表1 液压缸总运动阶段负载表（单位：N）工况负载组成负载值推力启动18621939.58加速1366.421423.35快进931969.79工进3093132219.79反向启动18621939.58加速1366.421423.35快退931969.79第三章 负载图和速度图的绘制 根据负载计算结果和已知的

6、个阶段的速度，可绘制出工作循环图如图1（a）所示，所设计组合机床动力滑台液压系统的速度循环图可根据已知的设计参数进行绘制，已知快进和快退速度、快进行程、工进行程、快退行程，工进速度。快进、工进和快退的时间可由下式分析求出。 快进时间： 工进时间： 快退时间：根据上述已知数据绘制组合机床动力滑台液压系统绘制负载图（F-t）如图1(b),速度循环图如图1（c)所示。b)c)图1 速度负载循环图a)工作循环图 b）速度图 c)负载图第四章 确定液压系统主要参数4.1 确定液压缸工作压力由表2和表3可知，组合机床液压系统在最大负载约为31000 N时宜取。表2按负载选择工作压力负载/ KN50工作压力

7、/MPa 0.811.522.5334455表3 各种机械常用的系统工作压力机械类型机 床农业机械小型工程机械建筑机械液压凿岩机液压机大中型挖掘机重型机械起重运输机械磨床组合机床龙门刨床拉床工作压力/MPa0.823528810101820324.2计算液压缸主要结构参数由于工作进给速度与快速运动速度差别较大，且快进、快退速度要求相等，从降低总流量需求考虑，应确定采用单杆双作用液压缸的差动连接方式。通常利用差动液压缸活塞杆较粗、可以在活塞杆中设置通油孔的有利条件，最好采用活塞杆固定，而液压缸缸体随滑台运动的常用典型安装形式。这种情况下，应把液压缸设计成无杆腔工作面积是有杆腔工作面积两倍的，即，

8、而活塞杆直径d与缸筒直径D成d = 0.707D的关系。工进过程中，当孔被钻通时，由于负载突然消失，液压缸有可能会发生前冲的现象，因此液压缸的回油腔应设置一定的背压(通过设置背压阀的方式)，选取此背压值为p2=0.6MPa。快进时液压缸虽然作差动连接（即有杆腔与无杆腔均与液压泵的来油连接），但连接管路中不可避免地存在着压降，且有杆腔的压力必须大于无杆腔，估算时取0.5MPa。快退时回油腔中也是有背压的，这时选取被压值=0.6MPa。由工进时得负载值由公式计算液压缸面积，液压缸缸筒直径为由于有前述差动液压缸缸筒和活塞杆直径之间的关系，d = 0.707D，因此活塞杆直径为d=0.707105.3

9、=74.45mm，根据GB/T23482001对液压缸缸筒径尺寸和液压缸活塞杆外径尺寸的规定，圆整后取液压缸缸筒直径为D=110mm，活塞杆直径为d=80mm。此时液压缸两腔的实际有效面积分别为：工作台在快进过程中，液压缸采用差动连接，此时系统所需要的流量为工作台在快退过程中所需要的流量为工作台在工进过程中所需要的流量为根据上述液压缸直径与流量计算结果，进一步计算液压缸在各个工作阶段中的压力、流量和功率值，如表4所示。表4 各工况下的主要参数值工况推力/N回油腔压 力P2/MPa进油腔压力P1/MPa输入流量q/L.min-1输入功率P/Kw计算公式快进启动1939.5800.39加速1423

10、.551.230.73恒速969.791.140.6427.640.295工况推力/N回油腔压 力P2/MPa进油腔压力P1/MPa输入流量q/L.min-1输入功率P/Kw计算公式工进32219.790.63.60.950.057快退起动1939.5800.43加速1423.550.61.59恒速969.791.4924.620.614.3绘制液压缸工况图据表4可绘制出液压缸的工况图，如图所示。第五章 液压系统方案设计根据组合机床液压系统的设计任务和工况分析，所设计机床对调速围、低速稳定性有一定要求，因此速度控制是该机床要解决的主要问题。速度的换接、稳定性和调节是该机床液压系统设计的核心。此

11、外，与所有液压系统的设计要求一样，该组合机床液压系统应尽可能结构简单，成本低，节约能源，工作可靠。5.1选用执行元件因系统运动循环要求正向快进和工进，反向快退，且快进，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。5.2速度控制回路的选择工况图表明，所设计组合机床液压系统在整个工作循环过程中所需要的功率较小，系统的效率和发热问题并不突出，因此考虑采用节流调速回路即可。虽然节流调速回路效率低，但适合于小功率场合，而且结构简单、成本低。该机床的进给运动要求有较好的低速稳定性和速度-负载特性，因此有三种速度控制方案可以选择，即进口节流调速、出口节流调速

12、、限压式变量泵加调速阀的容积节流调速。钻孔加工属于连续切削加工，加工过程中切削力变化不大，因此钻削过程中负载变化不大，采用节流阀的节流调速回路即可。但由于在钻头钻入铸件表面与孔被钻通时的瞬间，存在负载突变的可能，因此考虑在工作进给过程中采用具有压差补偿的进口调速阀的调速方式，且在回油路上设置背压阀。由于选定了节流调速方案，所以油路采用开式循环回路，以提高散热效率，防止油液温升过高。从工况图中可以清楚地看到，在这个液压系统的工作循环，液压要求油源交替地提供低压大流量和高压小流量的油液。而快进快退所需的时间和工进所需的时间分别为由于因此从提高系统效率、节省能量角度来看，如果选用单个定量泵作为整个系

13、统的油源，这样的设计显然是不合理的。而宜采用大、小两个液压泵自动两级并联供油的油源方式，如图3所示。图3 双泵供油油源5.3选择快速运动和换向回路系统中采用节流调速回路后，不论采用何种油源方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，快进、快退换向回路应采用如图4a所示形式。5.4速度换接回路的选择由工况图可知，当滑台从快进转为工进时，进入液压缸的流量由27.64L/min降0.95 L/min，可选行程阀来进行速度换接，以减少液压冲击（如图4b）。由工进转为快退时，回路过的流量很大进油路过24.62L/min，回油路过。为了保证换向平稳起见，宜采用换向时间可调的电液换

14、向阀换接回路（如图4a）。由于这一回路还要实现液压缸的差动连接，所以换向阀必须是五通的。a.换向回路 b.速度换接回路图4液压回路的选择5.5选择调压和卸荷回路油源中有溢流阀，调定系统工作压力，因此调压问题已在油源中解决，无须另外再设置调压回路。而且，系统采用进油节流调速，故溢流阀常开，即使滑台被卡主，系统压力也不会超过溢流阀的调定值，所以又起安全作用。在图4a所示的双液压泵自动两级供油的油源中设有卸荷阀，当滑台工进和停止时，低压、大流量液压泵都可经此卸荷阀。有于工进在整个工作循环周期中占了绝大部分时间，且高压、小流量液压泵的功率较小，故可以认为卸荷问题已基本解决，就不需要再设置卸荷回路。5.

15、6组成液压系统原理图选定调速方案和液压基本回路后，再增添一些必要的元件和配置一些辅助性油路，并对回路进行归并和整理，就可将液压回路合成为液压系统，即组成如图5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察各压力。要实现系统的动作，即要现的动作顺序为：启动快进工进快退停止。则可得出液压系统中各电磁铁的动作顺序如表5所示。表中“+”号表示电磁铁通电或行程阀压下；“”号表示电磁铁断电或行程阀复位。表5 电磁铁的动作顺序表1YA2YA3YA行程阀快进+工进+快退+停止图 5 液压系统图5.7系统图的原理1.快进快

16、进如图所示，按下启动按钮，电磁铁1YA通电，由泵输出的压力油经2三位五通换向阀的右侧，这时的主油路为：进油路：泵过滤器11单向阀10三位五通换向阀2（1YA得电）行程阀3液压缸右腔。回油路：液压缸左腔三位五通换向阀2（1YA得电）单向阀6行程阀3液压缸右腔。2.工进行程开关使3YA通电，二位二通换向阀将通路切断,其主油路为：进油路：泵过滤器11单向阀10三位五通换向阀2（1YA得电）调速阀4液压缸右腔。回油路：液压缸左腔三位五通换向阀2背压阀8顺序阀7油箱。3.快退滑台停留时间结束后，时间继电器发出信号，使电磁铁1YA、3YA断电，2YA通电，这时三位五通换向阀2接通右位，因滑台返回时的负载小

17、，系统压力下降，变量泵输出流量又自动恢复到最大，滑快速退回，其主油路为：进油路：泵过滤器11单向阀10三位五通换向阀2（2YA得电）液压缸左腔。回油路：液压缸右腔单向阀5三位五通换向阀2（右位）油箱。4.原位停止当滑台退回到原位时，时间继电器发出信号，使2YA断电，换向阀处于中位，液压两腔油路封闭，滑台停止运动。这时液压泵输出的油液经换向2直接回油箱，泵在低压下卸荷。第六章 液压元件的选择6.1 确定液压泵的规格和电动机功率本设计所使用液压元件均为标准液压元件，因此只需确定各液压元件的主要参数和规格，然后根据现有的液压元件产品进行选择即可。（1）计算液压泵的最大工作压力由于本设计采用双泵供油方

18、式，根据液压系统的工况图，大流量液压泵只需在快进和快退阶段向液压缸供油，因此大流量泵工作压力较低。小流量液压泵在快速运动和工进时都向液压缸供油，而液压缸在工进时工作压力最大，因此对大流量液压泵和小流量液压泵的工作压力分别进行计算。根据液压泵的最大工作压力计算方法，液压泵的最大工作压力可表示为液压缸最大工作压力与液压泵到液压缸之间压力损失之和。对于调速阀进口节流调速回路，选取进油路上的总压力损失，为使压力继电器能可靠地工作，取其调整压力高出系统最大工作压力0.5MPa，则小流量泵的最大工作压力应为大流量液压泵在快进和快退运动时才向液压缸供油，由图4可知，快退时液压缸中的工作压力比快进时大，如取进

19、油路上的压力损失为0.5MPa，则大流量泵的最高工作压力为：（2）计算总流量表3表明，在整个工作循环过程中，因系统较简单，取泄漏系数,则两个液压泵的实际流量应为：工作进给时，输入液压缸流量约为0.95 L/min，但由于要考虑溢流阀的最小稳定溢流量3 L/min，故小液压泵的供油量最少应为3.95L/min。据据以上压力和流量的数值查阅产品样本，因此选取PV2R12-6/26型双联叶片泵，其中小泵的排量为6mL/r，大泵的排量为26mL/r，当泵的转速=940r/min时该液压泵的理论流量为30.08L/min，若取液压泵的容积效率=0.9，液压泵的实际输出流量为由于液压缸在快退时输入功率最大

20、，这时液压泵工作压力为1.99MPa、流量为。取泵的总效率，则液压泵驱动电动机所需的功率为：根据上述功率计算数据查阅电动机产品样本，选取Y100L-6型电动机，其额定功率，额定转速。6.2 确定其它元件与辅件(1) 确定阀类元件与辅件根据系统的最高工作压力和通过各阀类元件与辅件的实际流量，查阅产品样本，选出的阀类元件和辅件规格如表6所列。表6 液压元件规格与型号序号元件名称通过的最大流量/(L/min)规格型号额定流量/(L/min)额定压力/MPa额定压降/MPa1双联叶片泵PV2R12-6/26(5.1+22)17.52三位五通电液换向阀6035DYF3YE10B8016 0.53行程阀5

21、0AXQFE10B6316 0.34调速阀0.5AXQFE10B6165单向阀60AXQFE10B63160.26单向阀25AF3-Ea10B63160.27液控顺序阀25XF3E10B63160.38背压阀0.6YF3E10B63169溢流阀5.1YF3E10B631610单向阀22AF3-Ea10B6316 0.211滤油器30XU6380-J63 0.0212压力表开关KF3-E3B 3测点1613单向阀60AF3-Fa10B100160.214压力继电器PFB8L10*注：此为电动机额定转速为940r/min时的流量。(2) 确定油管在选定了液压泵后，液压缸在实际快进、工进和快退运动阶

22、段的运动速度、时间以与进入和流出液压缸的流量，与原定数值不同，重新计算的结果如表7所列。表7各工况实际运动速度、时间和流量流量、速度快进工进快退输入流量/(L/min）排出流量/(L/min）运动速度/(L/min）由表可以看出，液压缸在各阶段的实际运动速度符合设计要求。根据表中数值，取油液在压力管中流速3m/，按式（2-30）算得与液压缸无杆腔和有杆腔相连的油管径分别为：取标准值18mm；取标准值15mm。因此与液压缸相连的两根油管可以按照标准选用公称通径为和的无缝钢管或高压软管。如果液压缸采用缸筒固定式，则两根连接管采用无缝钢管连接在液压缸缸筒上即可。如果液压缸采用活塞杆固定式，则与液压缸

23、相连的两根油管可以采用无缝钢管连接在液压缸活塞杆上或采用高压软管连接在缸筒上。(3) 油箱的设计油箱的主要用途是贮存油液，同时也起到散热的作用，参考相关文献与设计资料，油箱的设计可先根据液压泵的额定流量按照经验计算方法计算油箱的体积，然后再根据散热要求对油箱的容积进行校核。油箱容积按式，取经验数据时，求得其容积为按/T79381999规定，取最靠近的标准值V=200L。第七章 液压系统性能验算7.1验算系统压力损失并确定压力阀的调整值由于系统的管路布置尚未具体确定，整个系统的压力损失无法全面估算，故只能先按式估算阀类元件的压力损失，待设计好管路布局图后，加上管路的沿程损失和局部损失即可。但对于

24、中小型液压系统，管路的压力损失甚微，可以不予考虑。压力损失的验算应按一个工作循环中不同阶段分别进行。快进滑台快进时，液压缸差动连接，由表6和表7可知，进油路上油液通过单向阀10的流量是22L/min，通过电液换向阀2的流量是27.1L/min，然后与液压缸有杆腔的回油汇合，以流量51.24L/min通过行程阀3并进入无杆腔。因此进油路上的总压降为此值不大，不会使压力阀开启，故能确保两个泵的流量全部进入液压缸。回油路上，液压缸有杆腔中的油液通过电液换向阀2和单向阀6的流量都是28.2L/min，然后与液压泵的供油合并，经行程阀3流入无杆腔。由此可算出快进时有杆腔压力p2与无杆腔压力p1之差。此值

25、小于原估计值0.5MPa（见表4），所以是偏安全的。工进工进时，油液在进油路上通过电液换向阀2的流量为0.95L/min，在调速阀4处的压力损失为0.5MPa；油液在回油路上通过换向阀2的流量是0.45L/min，在背压阀8处的压力损失为0.6MPa，通过顺序阀7的流量为（0.45+22）L/min=22.45L/min，因此这时液压缸回油腔的压力为为可见此值略大于原估计值0.6MPa。故可按表4中公式重新计算工进时液压缸进油腔压力，即此值略低于表4中数值。考虑到压力继电器可靠动作需要压差，故溢流阀9的调压应为快退快退时，油液在进油路上通过单向阀10的流量为22L/min，通过换向阀2的流量为

26、27.1L/min；油液在回油路上通过单向阀5、换向阀2和单向阀13的流量都是57.52L/min。因此进油路上总压降为此值较小，所以液压泵驱动电动机的功率是足够的。回油路上总压降为此值与表4的估计值相近，故不必重算。所以，快退时液压泵的工作压力应为因此大流量液压泵卸荷的顺序阀7的调压应大于1.672MPa。7.2 油液温升验算液压传动系统在工作时，有压力损失、容积损失和机械损失，这些损失所消耗的能量多数转化为热能，使油温升高，导致油的粘度下降、油液变质、机器零件变形等，影响正常工作。为此，必须控制温升在允许的围，如一般机床；数控机床；粗加工机械、工程机械和机车车辆。 液压系统的功率损失使系统

27、发热，单位时间的发热量f（kW）可表示为式中 系统的输入功率（即泵的输入功率）（kW）； 系统的输出功率（即液压缸的输出功率）（kW）。工进在整个工作循环过程中所占的时间比例达92%，所以系统发热和油液温升可按工进时的工况计算。为简便起见，采用上述“系统的发热功率计算方法之二”来进行计算。工进时液压缸的有效功率（即系统输出功率）为这时大流量泵通过顺序阀7卸荷，小流量泵在高压下供油。大液压泵通过顺序阀7的流量为，由表5查该阀在额定流量时的压力损失，故此阀在工进时的压力损失小液压泵工进时的工作压力,流量，所以两个液压泵的总输入功率为由此得液压系统的发热量为由此可算出油箱的散热面积为即可得油液温升近

28、似值为温升值没有超出允许围，因此液压系统中不需设置冷却器。设 计 小 结液压传动课程设计是液压传动学习当中的非常重要的一个环节，本次课程设计时间两周，虽然我们每天都忙到很晚，但是通过本次每天都过得很充实的课程设计，从中得到的收获还是挺多的。让我感受最深的是，做任何事都必须耐心，细致。在设计过程中培养了我的综合运用液压课程知识与其他课程理论知识来解决实际问题的能力，真正做到了学以致用。在课程设计过程当中我充分的认识到自己在知识理解和接受应用方面的不足，特别是自己的系统的自我学习能力的欠缺，将来要进一步加强，今后的学习还要更加的努力。本次课程设计不仅仅是对自己所学的知识的一次系统总结与应用，还是对

29、自己体质的一次检验。通过本次课程设计，我学会了很多关于专业方面的知识，了解了设计的本质，这次设计综合运用液压设计与其他先修课的知识，既学习了新的知识又复习了以前的知识，可以说本次设计是我们把理论知识用于实际中的一次实践。通过这次课程设计使我懂得了理论与实际相结合是很重要的，只有理论知识是远远不够的，只有把所学的理论知识与实践相结合起来，从理论中得出结论，才能真正为社会服务，从而提高自己的实际动手能力和独立思考的能力。在实习在前我对液压回路的了解很少，对其液压元件的工作原理更是所知甚少。现在设计基本完成了，我对液压系统也有了进一步的了解，学到了设计一个液压回路的基本方法和步骤。课程设计过程中，许

30、多计算有时不免令我们感到有些心烦意乱，看得出我们的计算能力是多么的弱，很简单的计算我们也要用计算器。我们从中可以看到理论知识掌握不扎实的问题，看到了自己在平时学习中没有注意的问题。学习是一个不断发现问题和不断解决问题的过程，出现问题是很正常的。学会发现问题然后解决问题，就学到了新的知识。在学校这样一个大群体里面，沟通自然是为人的基本，如何协调彼此的关系值得我们去深思和体会，在实习设计当中依靠与被依靠对我的感触很大。在这次课程设计中也使我们的同学关系更进一步了，同学之间互相帮助，有什么不懂的大家在一起商量，听听不同的看法对我们更好的理解知识，所以在这里非常感帮助我的同学。参 考 文 献1 王积伟，章宏甲，黄谊主编.液压与气压传动.第2版.:机械工业，2005（2017.1重印）2 孔庆华.液压系统设计指导.:工业，2012.11（2016.7重印）3 泽光，郝瑞琴，毕新胜主编.机械设计课程设计. :航空航天大学，2013.94 雷天觉.新编液压工程手册. :理工大学，1998.12