卧式单面多轴钻孔组合机床液压系统毕业设计.docx

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1、摘要：液压系统的作用为通过改变压强增大作用力。一个完整的液压系统由五个部分组成，即动力元件、执行元件、控制元件、辅助元件（附件）和液压油。液压系统可分为两类：液压传动系统和液压控制系统。液压传动系统以传递动力和运动为主要功能。液压控制系统则要使液压系统输出满足特定的性能要求（ 特别是动态性能），通常所说的液压系统主要指液压传动系统。1795 年 英 国 约 瑟 夫 布 拉 曼 (Joseph Braman,1749- 1814)，在伦敦用水作为工作介质,以水压机的形式将其应用于工业上,诞生了世界上第一台水压机。1905年将工作介质水改为油,又进一步得到改善。组合机床以其独特的优点在机械设计中占

2、有比较重要的地位；它以通用部件为基础，根据工件加工需要，配以少量专用部件组成的一种机床。它具有低成本、高效率的特点。本次论文主要以单面多轴钻孔组合机床为研究对象，根据主机的用途，主要结构及其工作循环确定液压执行元件的运动方式、工作范围，并确定液压执行元件的负载和运动速度的大小及其变化范围。根据这些工况确定液压执行元件的主要参数，再依据液压设计的基本原理，确定系统类型、泵的选择和选择液压回路，将所选的基本回路组合起来，再检查系统在工作中还存在的问题进行修改和整理， 最后拟出合理的液压系统原理图。根据验算液压系统性能，即回路压力损失验算和发热温升验算，并概括液压系统可能出现的故障和分析。关键词：组

3、合机床、液压系统、性能、回路压力损失、发热温升、系统故障分析与诊断Abstract：The role of the hydraulic system is by changing the pressure increases the force. A complete hydraulic system consists of five parts, namely, power components, the implementation of components, control components, auxiliary components (attachment) and the hy

4、draulic oil. The hydraulic system can be divided into two categories: hydraulic transmission system and hydraulic control system. Hydraulic drive system to power transmission and movement as the main function. The hydraulic control system of hydraulic system is to make the output to meet specific pe

5、rformance requirements (especially the dynamic performance of hydraulic system), usually say mainly refers to the hydraulic drive system.In 1795, the British Joseph Braman (Joseph Braman, 1749-1814), in London water as working medium, to form hydraulic press used in industry, the birth of the worlds

6、 first hydraulic press. Media work in 1905 will be changed to oil and water, and further improved.Combination machine tools played an important role in the mechanical design with its unique advantages; it is based on the general parts, according to the workpiece processing needs, a machine tool with

7、 a small amount of special parts. It has characteristics of low cost and high efficiency.This paper mainly single multi axis drilling machine as the research object, according to the host application, the main structure and working cycle to determine the mode of motion of hydraulic actuator, the sco

8、pe of work, and to determine the size and the changes of the hydraulic actuators load and speed range.According to these conditions determined the main parameters of hydraulic actuator, and then according to the basic principles of hydraulic design, determine the choice and choose hydraulic loop sys

9、tem type, pump, combining the selected basic loop, then check the system in the work is the problem of the modified and sorting, finally draw up reasonable hydraulic system diagram. According to the performance calculation of hydraulic system, the loop pressure loss calculation and the heating tempe

10、rature rise calculation, and summary and analysis of the hydraulic system failure may occur.Keywords: analysis and fault diagnosis system of combined machine tool, hydraulic system, performance, circuit pressure loss, temperature rise5/19目录引论2第一章 设计基本要求31.1 基本结构与动作顺31.2 主要性能参数3第二章 负载分析3第三章 液压系统方案设计4

11、3.1 确定液压泵类型及调速方式43.2 选用执行元件43.3 快速运动回路和速度换接回路43.4 换向回路的选择43.5 组成液压系统绘原理图5第四章 液压系统的参数计算54.1 液压缸参数计算51. 初选液压缸的工作压力52. 确定液压缸的主要结构尺寸63. 计算液压缸各工作阶段的工作压力、流量和功率64.2 液压泵的参数计算74.3 电动机的选择71. 差动快进82. 工进83. 快退8第五章 液压元件的选择95.1 液压阀及过滤器的选择95.2 油管的选择95.3 邮箱容积的确定9第六章 验算液压系统性能106.1 压力损失的验算及泵压力的调整106.1.1 工进时的压力损失验算及泵压

12、力的调整106.1.2 快退时的压力损失验算及大流量泵卸载压力的调整106.1.3 局部压力损116.2 液压系统的发热和温升验算11第七章 个人总结12第八章 参考文献126/19引论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，其应用液压系统部门就越多。液压传动是用液体来传递能量的，液压传动有以下优点：易于获得较大的力和力矩，功率重量比较大，易于实现往复运动，易于实现较大范围的无极变速，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控，易与防止过载事故，自动润滑、元件寿命较长，易于实现标准化、系统化。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

13、量是由其所有的压力及力流量来表现的。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、控制流动方向。所以基本回路可以按照这三个方面的作用分成三大类：压力控制回路、流量控制回路、方向控制回路。第一章设计基本要求1.1基本结构与动作顺序首先根据已知条件，设计一台卧式单面多轴钻孔组合机床液压系统。要求实现的动作顺序为:夹紧快进工进快退停止松开。2.1主要性能参数液压系统的主要参数与性能要求如下：（1）轴向切削力Ft=25kN；（2）滑台移动部件重量m=15kN；（3）加减速时间t=0.1s；（4） 静摩擦系数fs=0.2 动摩擦系数fd

14、=0.1；（5） 快进行程L1=200mm工进行程L2=50mm工进速度30120mmmin 快进与快退速度v1=v2=6 mmin；（6）工作台要求运动平稳，但可以随时停止运动，两动力滑台完成各自循环时互不干扰，夹紧可调并能保证。第二章负载与运动分析负载分析中，暂不考虑回油腔的被压力，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Fn工作负载是在工作过程中由于机器

15、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，沿液压缸轴线方向切削力即为工作负载，即Ft=25000N7/19（2）阻力负载Ff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Ff，则静摩擦阻力 Fts =0.215000=3000N动摩擦阻力 Ftd =0.115000=1500N（3）惯性负载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。已知启动换向时间为0.1s，工作台最大移动速度，即快进，快退速度为6 mmin，因此惯性负载可表示为Fm = m

16、v/t=（15000/9.8）（6/0.160）=1530.61N如果忽略切削力引起的颠覆力距对导轨摩擦力的影响，并设液压缸的机械效率为=0.95，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。则液压缸在各工作阶段的总机械负载可以算出，见表1。表1 液压缸各运动阶段负载表运动阶段计算公式总机械负载 F / N启动F = F /hfsm3660.01加速F = (F+ F ) /hfdmm3355.06快进F = F/hfdm1655工进F = (F + F ) /htfdm30101.23快退F = F/hfdm3355.06第三章 液压系统方案设计3.1

17、确定液压泵类型及调速方式参考同类组合机床,同时根据本题要求。选用双作用叶片泵双泵供油，同时这是调速阀进油调速的开式回路来满足快进、快退和工进的功能。快进或快退时双泵进行供油，工进时，小泵单独供油，同时利用节流阀调速保证工进速度。整个回路采用溢流阀作定压阀，起安全阀作用。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，初定背压值为 p = 0.8MPa 。b3.2选用执行元件因系统循环要求正向快进和工作，反向快退，且快进、快退速度相等。实8/19现快进快退速度相等有以下几种方法：1） 单活塞杆液压缸，快进时差动连接，无杆腔面积 A 等于有杆腔面积 A12的两倍。2）采用双活塞杆液压缸

18、，因两腔有效面积相等，即可满足快进、快退速度相等的要求。差动连接可降低整个系统工作压力，同时可选用更小规格的油泵。而且组合机床对工作压力要求的供油压力并不高，所以选择方案一3.3快速运动回路和速度换接回路根据题目运动方式和要求，采用方案一的快速回路系统，差动连接与双泵供油两种快速运动回路来实现快速运动。即快进时，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。因此速度换接回路为行程与压力联合控制形式。3.4换向回

19、路的选择本系统对换向的平稳性没有严格的要求，所以采用电磁换向阀的换向回路，采用三位五通阀。3.5组成液压系统绘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，即组成如图2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、背压阀和液压缸无杆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测各点压力。9/19图2 组合机床动力滑台液压系统原理图液压系统中各电磁铁的动作顺序如表2所示。表2电磁铁动作顺序表1Y2Y3Y快进+-工进+-+快退-+-停止-第四章液压系统的参数计算4.1液压缸参数计算1. 初选同类型组合机床，初定液压缸的工作压力为 p1= 40 1

20、05 Pa 。2. 确定液压缸的主要结构尺寸10/19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18/19进差动时，并取无杆腔有效面积 A 等于有杆腔有效面积 A12的两倍，即 A1= 2 A2。为了防止钻孔钻通时滑台突然失去负载向前冲，在油路上设置背压阀，按1表8-2，初,选背压值 pb= 8105 Pa 。由表1克制最大负载为工进阶段的负载F = 35142N ，按此计算 A 则1A=F1P - 1 P12b=35142140 105 - 8 1052m 2 9.76 10- 3 m 2液压缸直径1=D =4Ap4 97.6pcm 11.15cm由 A = 2 A

21、 可知活塞杆直径12d = 0.707D = 0.707 11.15cm 7.9cm按GB/T23481993将所计算得D与d值分别圆整打动相近的标准直径，以便采用标准的密封装置。圆整后得按标准直径算出D = 12cmd = 8cmppA=D 2 =14p122cm 2 113.0cm 24pA=(D 2 - d 2 ) =24(122 - 82 )cm 2 62.8cm 24qmin按最低工进速度演算液压缸尺寸，查产品样本，调速阀最小稳定流量= 0.05L / min ，因工进速度v = 0.006m / min 为最小速度，则由1式（8-11）A q1vmin min0.05 103=cm

22、 20.006 102= 83.3cm 2上述计算中A1 113.0cm 2 83.3cm 2 ，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中各阶段的压力、流量和功率，在计算工进时按 pb= 8105 Pa 代入，快退时背压按 pb= 5105 Pa 代入计算公式和计算结果列于表3中。表3液压缸所需的实际流量、压力和功率注：1.差动连接时，液压缸的回油口到进油口之间的压力损失工作循环计算公式负载F进油回油压力jNPa所需流量qL/mi n输入压力 p功率pPbPakW差动快进P = F + DPAj

23、A - A212q = v( A - A )10898.42 1013.42 1030.10.253P = p qj12P = F + P AjAb 2工进1q = A vP = p qj3514232.3 1081050.0340.1101P =j快退F + P Aj 1A2q = A vP = p qj109810.7 1051050.190.2032Dp = 5105 Pa ，而 pb= p + Dp 。j2.快退时，液压缸有杆腔进油，压力为 p j ，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 Dp = 5105 Pa

24、，则液压泵最高工作压力可按1式（8-5）算出p= p+ Dp = (32.3 + 5) 105 Pa = 37.3 105 PaP1因此泵的额定压力可取p 1.25 37.3 105 Pa 46.6 105 Pa 。r由表1-5可知，工进时所需流量最小是0.034L / min ，设溢流阀最小溢流量为2.5L / min ，则小流量泵的流量按1式（8-16）应为qp1 (1.1 0.034 + 2.5)L / min 2.54L / min ，快进快退时液压缸所需的最大流量是30.1L / min ，则泵的总流量为q= 1.1 30.1L / min 33.11L / min 。即大流量泵的流

25、量pq q- q= (33.11 - 2.54)L / min = 30.57L / min 。p 2pp1根据上面计算的压力和流量，查相关产品样本得，选用YB- 4/16型双联叶片泵。该泵额定压力6.3MPa ，额定转速960r / min 。4.3电动机的选择系统为双泵供油系统，其中小泵1的电动机的选择流量q= (4 10-3 / 60)m3 / s 0.0667 10-3 m3 / s ,p1大泵2流量qp 2= (16 10-3 / 60)m3 / s 0.267 10-3 m3 / s 。差动快进、快退时两个泵同时向系统供油；工进时，小泵1向系统供油，大泵2卸载。下面分别计算三个阶段

26、所需要的电动机功率 P 。1.差动快进差动快进时，大泵2的出口压力油经单向阀后与小泵1汇合，然后经单向阀2，三位五通3，二位二通阀4进入液压缸无杆腔，无杆腔压力p = p= 8.42 105Pa ，查样本可知，小泵2的出口压力损失1jDp = 4.5105 Pa ，大泵2出口到小泵1出口的压力损失Dp12= 1.5105 Pa 。于是计算可得小泵出压力 pP1= 12.46 105 Pa （总效率h1= 0.5 ），大泵2出口压力p= 13.96 105 Pa （总效率hP 22电动机功率= 0.5 ）。P qP = mP1 1P q+ Pm2 2= (12.46 105 0.0667 10-

27、3 + 13.96 105 0.267 10-3 )W = 912W0.50.51122.工进考虑到调速阀所需要的最小压力差Dp1= 5105 Pa 。压力继电器可靠动作需要压力差Dp2= 5105 Pa 。因此工进时小泵1的出口压力P= pP 11+ Dp1+ Dp2= 42.3 105 Pa 。而大泵2的卸载压力取 PP1= 2 105 Pa。（小泵1的总效率h1= 0.565 ，大泵2总效率h2= 0.3 ）。P qP q42.3 105 0.0667 10-32 105 0.2 10-3mP =P 1 1 +21P 2 2m2= (+)W 632W0.5650.33.快退类似差动快进分

28、析知：小泵1的出口压力 PP1= 16.9 105 Pa （总效率h = 0.5 ）：大泵2出口压力 p1P 2= 18.4 105 Pa （总效率h2= 0.51 ）。电动机功率mqPP = P1 31 + P 2q16.9 105 0.0667 10-318.4 105 0.2 10-3m2 = (+)W 947WP0.50.5112综合比较，快退时所需功率最大。据此查样本选用Y90L- 66封闭式三相异步电动机，电动机功率1.1kW 。额定转速940r / min 。第五章液压元件的选择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

29、及规格。本系统中所有阀的额定压力都为63105Pa ，额定流量根据各阀通过的流量，确定为10L / min ， 25L / min 和63L / min 三种规格，所有元件的型号列于表4中。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。表中序号与系统原理图中的序号一致。序元件名称号表4液压元件明细表最大通过流量/ L min-1型号1双联叶片泵20YB-4/162单向阀201-25B3三位五通阀4035D -63BY14二位二通阀4022D -63BH15调速阀0.39Q-10B6压力继电器DP -36B17单向阀201-25B8液控顺序阀0.16XY-25B9背压阀0.16B-10B0

30、1液控顺序阀（卸载用）16XY-25B1单向阀161-25B11溢流阀4Y-10B21过滤器4031压力表开关XY-B32x100K-6B45.2.油管的选择根据选定的液压阀的连接油口齿轮确定管道尺寸。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40L / min ，则液压缸进、出油管直径d 按产品样本，选用内径为15mm ，外径为19mm 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到7倍，本系统取7倍，故油箱容积为V = (7 16)L = 112L第六章验算液压

31、系统性能6.1压力损失的验算及泵压力的调整6.1.1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0.034L / min ，因此流速很小，所以沿程压力损失和局部压力损失都非常小，可以忽略不计。这是进油路上仅考虑调速阀的压力损失Dp1= 5105 Pa ，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 p加上进油路压差Dp 则11Pp = p1 + Dp1 + 5 105 Pa = 42.3Pa 即小流量泵的溢流阀12应按此压力调整。6.1.2快退时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，起压力损失比快进时

32、要大，因此必须计算快退时的进油路与回油路的压力损失，仪表确定大流量泵的卸载压力。已知：快退时进油管和回油管长度均为l = 2m ，油管直径d = 1510-3 m ，通过的流量为进油路q1= 20L / min 0.333m3 / s ，回油路q = 40L / min 0.667m3 / s 。液压系统选用N32号液压油，考虑最低工作温度为125，由手册查出此时油的运动粘度v = 1.5st = 1.5cm2 / s ，油的密度r = 900kg / m3，液压系统元件采用集成块似的配置形式。（1） 确定油流的流动状态按1式（1-30）经单位换算为vd1.2732qRe = n104 =10

33、4dv式中v 平均流速（ m / s ）；d 油管内径（ m ）；n 油的运动粘度（ cm2 / s ）；q 通过的流量（ m3 / s ）。则进油路中液流的雷诺数为1.2732 0.33310 -3Re =104 188.4 230011510-3 1.5回油路中液流的雷诺数为1.2732 0.667 10 -3Re =104 376.9 230021510-3 1.5由上可知，进回油路的流动都是层流。（2） 沿程压力损失 Dpl 由1式（1- 37）可算出进油路和回油路的压力损失。在进油路上，流速v =4q1pd 2= 4 0.33310-3 m / s 1.88m / s 则压力损失为3

34、.14 152 10-6 Dpl64 l r v264 2 900 1.882=Pa 0.72 105 Pa1Re1d2188.4 1510-3 2在会有路上，流速为进油路流速的两倍即v = 3.76m / s ，则压力损失为单向阀2252021.025三位五通电6320/4040.325/1.磁阀32875二位二通电磁阀4634041.2875单向阀11251620.575 Dpl2= 64 l r v2 = 64 2 900 3.762 Pa 1.44 105 PaRe d2376.9 1510-3 21（3）局部压力损失由于采用集成块式的液压装置，所以只考虑阀类元件和集成块内油路的压力损

35、失。通过各阀的局部压力损失按1式（1-39）计算，结果列于表5中。表5元件名称额定流量q / L min-1n阀类元件局部压力损失实际通过额定压力的流量损失实际压力损失q / L min-1zDp /(10 5Pa)nDp /(10 5Pa)z注：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Dpj1= 0.3105 Pa ，回油路压力损失为Dp= 0.5105 Pa ，则进油路和回油路的总的压力损失为j 2 Dp1= Dpl1+ Dpz+ Dpj1= (0.72 +1.025 + 0.575 + 0.3) 105 Pa = 2.62 105 Pa Dp2=

36、Dpl 2+ Dpz+ Dpj 2= (1.44 +1.025 +1.2875 + 0.5) 105 Pa = 4.2525105 Pa查表1-1知快退时液压缸负载 F = 1052.6N ；则快退时液压缸的工作压力为p = (F + Dp A ) / A= (1052.6 + 4.2525105 7.8510-3 ) / 4.0110-3 Pa12 12 10.96 105 Pa因此，大流量泵卸荷阀2的调整压力应大于10.96 105Pa 。从以上验算结果可以看出，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、元件的参数是合理的，满足要求。6.2液压系

37、统的发热和温升验算工进时液压泵的输入功率如前面计算 P = 650W1工进时液压缸的输出功率 P2= Fv = (23158 0.05 / 60)W 19.3W系统总的发热功率F = P - P = (650 -19.3)W = 630.7W12已知油箱容积V = 90L = 90 10-3 m3 ，则按1式（8-12）油箱近似散热面积A 为A = 0.0653 V 2 = 0.0653 902 m2 1.51m2假定通风良好，取油箱散热系数CT= 1510-3 kW /(m2 C) ，则利用1式（8-11）可得油液温升为DT = F= 628.39 10-3C 27.74CC A1510-3

38、 1.31T设环境温度T2= 25C ，则热平衡温度为T = T12+ DT = 25C + 27.74C = 52.74C T = 55C1所以油箱散热基本可达到要求。第七章致谢行文至此，我的这篇论文已接近尾声；岁月如梭，我三年的大学时光也即将敲响结束的钟声。离别在即，站在人生的又一个转折点上，心中难免思绪万千，一种感恩之情油然而生。本次课程设计，是我第一次较全面的运用液压相关综合知识。通过这次设计，使得我对液压基础知识有了一个较为系统全面的认识，加深了对所学知识的理解和运用，将课本上比较抽象的内容实体化，初步培养了理论结合实际的设计思想，训练了综合运用相关课程的理论。结合生产实际分析和解决

39、工程问题的能力，巩固、加深和扩展了有关液压系统设计方面的知识。在这3年中，老师的谆谆教导、同学的互帮互助使我在专业技术和为人处事方面都得到了很大的提高。感谢湖南电子科技学院在我3年的大学生活当中对我的教育与培养，感谢湖南电子科技学院的所有专业老师，没有你们的辛勤劳动，就没有我们今日的满载而归，感谢大学3年曾经帮助过我的所有同学。在制作毕业设计过程中我曾经向老师们和同学们请教过不少的问题，老师们的热情解答和同学们的热心帮助才使我的毕业设计能较为顺利的完成。在此我向你们表示最衷心的感谢。此致敬礼八、参考文献1王积伟，章宏甲，黄谊.液压传动.第二版.北京：机械工业出版社，2006.12（20108重

40、印）2. 张利平.液压气压技术速查手册.化学工业出版社，2007 3.雷天觉.液压工程手册.北京机 械 工 业 出 版 社 ， 1990 4.马振福.液压与气动传动.第二版.北京：化学工业出版社，2004.1 5.李登万.液压与气压传动.江苏东南大学出版社，2004 6.张利平.液压站设计与使用.北京海洋出版社，2004 7.李胜海.液压机构及其组合.北京清 华 大 学 出 版 社 ， 1992 8.明仁雄，万会雄.液压与气压传动，国防工业出版社，2003 9.成大先.机械设计手册【单性本液压传动】.北京：化学工业出版社，200410.陈启松.液压传动与控制手册【M】.上海：上海科学技术出版社，200619/19