液压优秀课程设计卧式钻镗组合机床液压系统.doc

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1、液压和气压传动课程设计说明书设计题目 卧式钻镗组合机床液压系统设计 专业班级 机制1512 姓 名 桂新睿 学 号 15341207 指导老师 夏庆国 成绩评定 等 级 评阅签字 评阅日期 湖北文理学院理工学院机械和汽车工程系12月目录序言：4一设计技术要求和设计参数5二.工况分析52.1 确定实施元件52.2 分析系统工况52.3负载循环图和速度循环图绘制62.4确定系统关键参数82.4.1初选液压缸工作压力82.4.2 确定液压缸关键尺寸82.4.3 计算最大流量需求92.5确定液压系统原理图102.5.1速度控制回路选择102.5.2 换向和速度换接回路选择112.5.3 油源选择和能耗

2、控制122.5.4 压力控制回路选择132.6液压元件选择142.6.1确定液压泵和电机规格152.6.2 阀类元件和辅助元件选择162.6.3 油管选择182.6.4 油箱设计192.7液压系统性能验算202.7.1回路压力损失验算202.7.2 油液温升验算21 附:手绘液压系统图序言作为一个高效率专用机床，组合机床在大批、大量机械加工生产中应用广泛。此次课程设计将以组合机床动力滑台液压系统设计为例，介绍该组合机床液压系统设计方法和设计步骤，其中包含组合机床动力滑台液压系统工况分析、关键参数确定、液压系统原理图确实定、液压元件选择和系统性能验算等。组合机床是以通用部件为基础，配以按工件特定

3、外形和加工工艺设计专用部件和夹具而组成半自动或自动专用机床。组合机床通常采取多轴、多刀、多工序、多面或多工位同时加工方法，生产效率比通用机床高几倍至几十倍。组合机床兼有低成本和高效率优点，在大批、大量生产中得到广泛应用，并可用以组成自动生产线。组合机床通常采取多轴、多刀、多面、多工位同时加工方法，能完成钻、扩、铰、镗孔、攻丝、车、铣、磨削及其它精加工工序，生产效率比通用机床高几倍至几十倍。液压系统因为含有结构简单、动作灵活、操作方便、调速范围大、可无级连读调整等优点，在组合机床中得到了广泛应用。液压系统在组合机床上关键是用于实现工作台直线运动和回转运动，假如动力滑台要实现二次进给，则动力滑台要

4、完成动作循环通常包含：原位停止快进I工进II工进死挡铁停留快退原位停止。 一设计技术要求和设计参数卧式钻镗组合机床动力头要完成快进工进快退原位停止工作循环；最大切削力为FL=10000N,动力头自重FG=19000N；工作进给要求能在0.021.2m/min范围内无级调速，快进、快退速度为 6m/min；工进行程为100mm，快进行程为300mm；导轨型式式平导轨，其摩擦系数取fs0.2，fd0.1；往复运动加减速时间要求小于0.5s。二 工况分析2.1.确定实施元件金属切削机床工作特点要求液压系统完成关键是直线运动，所以液压系统实施元件确定为液压缸。2.2分析系统工况在对液压系统进行工况分析

5、时，本设计实例只考虑组合机床动力滑台所受到工作负载、惯性负载和机械摩擦阻力负载，其它负载可忽略。（1）工作负载FW工作负载是在工作过程中因为机器特定工作情况而产生负载，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=10000N（2）惯性负载最大惯性负载取决于移动部件质量和最大加速度，其中最大加速度可经过工作台最大移动速度和加速时间进行计算。已知加、减速时间为0.4s，工作台最大移动速度，即快进、快退速度为6m/min，所以惯性负载可表示为（3）阻力负载阻力负载关键是工作台机械摩擦阻力，分为静摩擦阻力和动摩擦阻力两部分。静摩擦阻力 动摩擦阻力 依据上述负载力计算结果，可得

6、出液压缸在各个工况下所受到负载力和液压缸所需推力情况，如表2.1所表示。表2 .1液压缸在各工作阶段负载（单位：N）工况负载组成负载值F总机械负载=F/起动=3800N4222.2N加速=+4284.7N4760.8N快进=1900N2111.1 N工进=+11900 N13222.2N反向起动=3800N4222.2 N加速=+2868.7N2985.2N快退=1900 N2111.1N注：此处未考虑滑台上颠覆力矩影响。2.3 .负载循环图和速度循环图绘制 依据表2.1中计算结果，绘制组合机床动力滑台液压系统负载循环图图2-1所表示。图2-1 组合机床动力滑台液压系统负载循环图图2-1表明，

7、当组合机床动力滑台处于工作进给状态时，负载力最大为13222.2N，其它工况下负载力相对较小。所设计组合机床动力滑台液压系统速度循环图可依据已知设计参数进行绘制，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=0.02-1.2mm/min。依据上述已知数据绘制组合机床动力滑台液压系统速度循环图图2-2所表示。图2-2 组合机床液压系统速度循环图2.4确定系统关键参数2.4.1初选液压缸工作压力所设计动力滑台在工进时负载最大，其值为13222.2N，其它工况时负载全部相对较低，根据负载大小或根据液压系统应用场所来选择工作压力方法，初选液压缸工作压力=4.5MPa。2.4.2确定液压缸

8、关键尺寸因为工作进给速度和快速运动速度差异较大，且快进、快退速度要求相等，从降低总流量需求考虑，应确定采取单杆双作用液压缸差动连接方法。通常利用差动液压缸活塞杆较粗、能够在活塞杆中设置通油孔有利条件，最好采取活塞杆固定，而液压缸缸体随滑台运动常见经典安装形式。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形式，即活塞杆直径d和缸筒直径D呈d = 0.707D关系。工进过程中，当孔被钻通时，因为负载忽然消失，液压缸有可能会发生前冲现象，所以液压缸回油腔应设置一定背压(经过设置背压阀方法)，选择此背压值为=0.8MPa。快进时液压缸即使作差动连接（即有杆腔和无杆腔均和液压泵来油连接

9、），但连接管路中不可避免地存在着压降，且有杆腔压力必需大于无杆腔，估算时取0.5MPa。快退时回油腔中也是有背压，这时选择背压值=0.6MPa。工进时液压缸推力计算公式为 式中：F 负载力 hm液压缸机械效率 A1液压缸无杆腔有效作用面积 A2液压缸有杆腔有效作用面积 p1液压缸无杆腔压力 p2液压有没有杆腔压力所以，依据已知参数，液压缸无杆腔有效作用面积可计算为 液压缸缸筒直径为 因为有前述差动液压缸缸筒和活塞杆直径之间关系，d = 0.707D，所以活塞杆直径为d=0.70771.36=50.45mm，依据GB/T23481993对液压缸缸筒内径尺寸和液压缸活塞杆外径尺寸要求，圆整后取液压

10、缸缸筒直径为D=80mm，活塞杆直径为d=50mm。此时液压缸两腔实际有效面积分别为： 2.4.3.计算最大流量需求工作台在快进过程中，液压缸采取差动连接，此时系统所需要流量为 q快进 =（A1-A2）v1=8.27 L/min 工作台在快退过程中所需要流量为 q快退 =A2v2=12.85L/min 工作台在工进过程中所需要流量为 q工进 =A1v1=0.25 L/min 其中最大流量为快退流量为12.85L/min。依据上述液压缸直径及流量计算结果，深入计算液压缸在各个工作阶段中压力、流量和功率值，如表2.2所表示。表2.2 各工况下关键参数值工作循环计算公式负载F进油压力回油压力所需流量

11、Q输入功率PNMPaMPaL/minkW差动快进=(F+p A2)/（-）Q=v（-）P=Q2111.12.352.858.250.168工进=(F+)/Q=P= Q13222.23.33.06.0150.016快退=(F+)/ Q=P= Q2111.12.380.3511.20.68注：1.差动连接时，液压缸回油口之间压力损失，而。2. 快退时，液压缸有杆腔进油，压力为，无杆腔回油，压力为。2.5.确定液压系统原理图依据组合机床液压系统设计任务和工况分析，所设计机床对调速范围、低速稳定性有一定要求，所以速度控制是该机床要处理关键问题。速度换接、稳定性和调整是该机床液压系统设计关键。另外，和全

12、部液压系统设计要求一样，该组合机床液压系统应尽可能结构简单，成本低，节省能源，工作可靠。2.5.1. 速度控制回路选择工况表3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功率较小，系统效率和发烧问题并不突出，所以考虑采取节流调速回路即可。即使节流调速回路效率低，但适合于小功率场所，而且结构简单、成本低。该机床进给运动要求有很好低速稳定性和速度-负载特征，所以有三种速度控制方案能够选择，即进口节流调速、出口节流调速、限压式变量泵加调速阀容积节流调速。钻镗加工属于连续切削加工，加工过程中切削力改变不大，所以钻削过程中负载改变不大，采取节流阀节流调速回路即可。但因为在钻头钻入铸件表面及孔被

13、钻通时瞬间，存在负载突变可能，所以考虑在工作进给过程中采取含有压差赔偿进口调速阀调速方法，且在回油路上设置背压阀。因为选定了节流调速方案，所以油路采取开式循环回路，以提升散热效率，预防油液温升过高。2.5.2.换向和速度换接回路选择所设计多轴钻床液压系统对换向平稳性要求不高，流量不大，压力不高，所以选择价格较低电磁换向阀控制换向回路即可。为便于实现差动连接，选择三位五通电磁换向阀。由前述计算可知，当工作台从快进转为工进时，进入液压缸流量由8.25L/min降为0.25 L/min，可选二位二通行程换向阀来进行速度换接，以降低速度换接过程中液压冲击。因为工作压力较低，控制阀均用一般滑阀式结构即可

14、。由工进转为快退时，在回路上并联了一个单向阀以实现速度换接。为了控制轴向加工尺寸，提升换向位置精度，采取死挡块加压力继电器行程终点转换控制。 a.换向回路 b.速度换接回路图2-3 换向和速度切换回路选择2.5.3.油源选择和能耗控制表2.2表明，本设计多轴钻床液压系统供油工况关键为快进、快退时低压大流量供油和工进时高压小流量供油两种工况，若采取单个定量泵供油，显然系统功率损失大、效率低。在液压系统流量、方向和压力等关键参数确定后，还要考虑能耗控制，用尽可能少能量来完成系统动作要求，以达成节能和降低生产成本目标。在图2-2工况图一个工作循环内，液压缸在快进和快退行程中要求油源以低压大流量供油，

15、工进行程中油源以高压小流量供油。其中最大流量和最小流量之比，而快进和快退所需时间和工进所需时间分别为： 上述数据表明，在一个工作循环中，液压油源在大部分时间全部处于高压小流量供油状态，只有小部分时间工作在低压大流量供油状态。从提升系统效率、节省能量角度来看，假如选择单个定量泵作为整个系统油源，液压系统会长时间处于大流量溢流状态，从而造成能量大量损失，这么设计显然是不合理。假如采取单个定量泵供油方法，液压泵所输出流量假设为液压缸所需要最大流量12.9L/min，假设忽略油路中全部压力和流量损失，液压系统在整个工作循环过程中所需要消耗功率估算为快进时 工进时快退时 假如采取一个大流量定量泵和一个小

16、流量定量泵双泵串联供油方法，由双联泵组成油源在工进和快进过程中所输出流量是不一样，此时液压系统在整个工作循环过程中所需要消耗功率估算为快进时 工进时，大泵卸荷，大泵出口供油压力几近于零，所以快退时 除采取双联泵作为油源外，也可选择限压式变量泵作油源。但限压式变量泵结构复杂、成本高，且流量突变时液压冲击较大，工作平稳性差，最终确定选择双联液压泵供油方案，有利于降低能耗和生产成本，图2-4所表示。图2-4 双泵供油油源2.5.4.压力控制回路选择因为采取双泵供油回路，故采取液控次序阀实现低压大流量泵卸荷，用溢流阀调整高压小流量泵供油压力。为了便于观察和调整压力，在液压泵出口处、背压阀和液压缸无杆腔

17、进口处设测压点。将上述所选定液压回路进行整理归并，并依据需要作必需修改和调整，最终画出液压系统原理图图2-5所表示。为了处理滑台快进时回油路接通油箱，无法实现液压缸差动连接问题，必需在回油路上串接一个液控次序阀8，以阻止油液在快进阶段返回油箱。同时阀7起背压阀作用。为了避免机床停止工作时回路中油液流回油箱，造成空气进入系统，影响滑台运动平稳性，图中添置了一个单向阀13。考虑到这台机床用于钻孔（通孔和不通孔）加工，对位置定位精度要求较高，图中增设了一个压力继电器12。当滑台碰上死挡块后，系统压力升高，压力继电器发出快退信号，操纵电液换向阀换向。在进油路上设有压力表开关和压力表，钻孔行程终点定位精

18、度不高，采取行程开关控制即可。 图2-5 液压系统原理图 动作 1YA 2YA 行程阀快进工进快退停 止2.6.液压元件选择 本设计所使用液压元件均为标准液压元件，所以只需确定各液压元件关键参数和规格，然后依据现有液压元件产品进行选择即可。2.6.1.确定液压泵和电机规格（1）计算液压泵最大工作压力因为本设计采取双泵供油方法，大流量液压泵只需在快进和快退阶段向液压缸供油，所以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全部向液压缸供油，而液压缸在工进时工作压力最大，所以对大流量液压泵和小流量液压泵工作压力分别进行计算。依据液压泵最大工作压力计算方法，液压泵最大工作压力可表示为液压缸最大

19、工作压力和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，选择进油路上总压力损失=0.5MPa，同时考虑到压力继电器可靠动作要求压力继电器动作压力和最大工作压力压差为0.5MPa，则液压泵最高工作压力为=+0.5MPa=4.36MPa。所以泵额定压力1.254.36Pa=5.45MPa （2）计算总流量 工进时所需要流量最小是0.25L/min,设溢流阀最小流量为2.5L/min,则小流量泵流量 （1.10.25+2.5）L/min=2.775L/min 快进快退时液压缸所需最大流量为12.9L/min,则泵总流量 =1.112.9L/min=14.2L/min。即大流量泵流量 -

20、=（14.2-2.775）L/min=11.43L/min 据据以上液压油源最大工作压力和总流量计算数值，查阅相关样本，采取YB-4/12型双联叶片泵，该泵额定压力6.3MPa，额定转速为960r/min。表2-5 液压泵参数元件名称规格额定流量额定压力MPa型号双联叶片泵166.3MPaYB-4/12取容积效率为0.95，则液压泵实际输出流量为 3电机选择因为液压缸在快退时输入功率最大，这时液压泵工作压力为2.18MPa，流量为14.6L/min。取泵总效率，则液压泵驱动电动机所需功率为： 依据上述功率计算数据，此系统选择Y90L-6型电动机，其额定功率，额定转速r/min。2.6.2. 阀

21、类元件和辅助元件选择图2-5液压系统原理图中包含调速阀、换向阀、单项阀等阀类元件和滤油器、空气滤清器等辅助元件。1阀类元件选择依据上述流量及压力计算结果，对图2-5初步确定液压系统原理图中多种阀类元件及辅助元件进行选择。其中调速阀选择应考虑使调速阀最小稳定流量应小于液压缸工进所需流量。经过图2-5中4个单向阀额定流量是各不相同，所以最好选择不一样规格单向阀。图2-5中溢流阀2、背压阀7和次序阀8选择可依据调定压力和流经阀额定流量来选择阀型式和规格，其中溢流阀2作用是调定工作进给过程中小流量液压泵供油压力，所以该阀应选择先导式溢流阀，连接在大流量液压泵出口处次序阀8用于使大流量液压泵卸荷，所以应

22、选择外控式。背压阀7作用是实现液压缸快进和工进切换，同时在工进过程中做背压阀，所以采取内控式次序阀。最终本设计所选择方案如表2.3所表示，表中给出了多种液压阀型号及技术参数。 表2.3 阀类元件选择序号元件名称最大经过流量规格额定流量额定压力MPa型号5三位五通电磁阀32636.335-63BY11行程阀32636.322C-63BH11调速阀0.25106.3Q-10B6单向阀616256.3I-25B7背压阀70.125106.3B-10B2溢流阀4106.3Y-10B13单向阀1316256.3I-25B3单向阀312256.3I-25B8次序阀16256.3XY-25B2过滤器选择根据

23、过滤器流量最少是液压泵总流量两倍标准，取过滤器流量为泵流量2.5倍。因为所设计组合机床液压系统为一般液压传动系统，对油液过滤精度要求不高，故有 所以系统选择自封式吸油过滤器YCX-40，参数如表6所表示。表2.4 自封式吸油过滤器YCX-63参数型号通径mm公称流量过滤精度尺寸M（d）dYCX-402040100M2722561103空气滤清器选择根据空气滤清器流量最少为液压泵额定流量2倍标准，即有 选择EF系列液压空气滤清器，其关键参数如表2.5所表示。表2.5 液压空气滤清器参数型号注油流量L/min空气流量L/min油过滤面积L/minAmmBmmammbmmcmm四只螺钉均布mm空气过

24、滤精度mm1410512010050475970M4100.279注：液压油过滤精度能够依据用户要求进行调整。2.6.3. 油管选择图2-5中各元件间连接管道规格可依据元件接口处尺寸来决定，液压缸进、出油管规格可根据输入、排出油液最大流量进行计算。因为液压泵具体选定以后液压缸在各个阶段进、出流量已和原定数值不一样，所以应对液压缸进油和出油连接管路重新进行计算，如表2.6所表示。 表2.6 液压缸进、出油流量和运动速度流量、速度快进工进快退输入流量排出流量运动速度依据表2.6中数值，当油液在压力管中流速取3m/s时，可算得和液压缸无杆腔和有杆腔相连油管内径分别为：，取标准值13mm。，取标准值1

25、0mm。所以和液压缸相连两根油管能够根据标准选择公称通径为和无缝钢管或高压软管。假如液压缸采取缸筒固定式，则两根连接管采取无缝钢管连接在液压缸缸筒上即可。假如液压缸采取活塞杆固定式，则和液压缸相连两根油管能够采取无缝钢管连接在液压缸活塞杆上或采取高压软管连接在缸筒上。2.6.4.油箱设计 1油箱长宽高确实定油箱关键用途是贮存油液，同时也起到散热作用，参考相关文件及设计资料，油箱设计可先依据液压泵额定流量根据经验计算方法计算油箱体积，然后再依据散热要求对油箱容积进行校核。中压系统油箱容积通常取液压泵额定流量57倍，本例取7倍，故油箱容积为 按JB/T79381999要求，取标准值V=120L。

26、假如取油箱内长l1、宽w1、高h1百分比为3：2：1，可得长为：=877mm，宽=585mm，高为=292mm。对于分离式油箱采取一般钢板焊接即可，钢板厚度分别为：油箱箱壁厚3mm，箱底厚度5mm，因为箱盖上需要安装其它液压元件，所以箱盖厚度取为10mm。为了易于散热和便于对油箱进行搬移及维护保养，取箱底离地距离为160mm。所以，油箱基体总长总宽总高为：长为：宽为：高为：为了愈加好清洗油箱，取油箱底面倾斜角度为。2隔板尺寸确实定为起到消除气泡和使油液中杂质有效沉淀作用，油箱中应采取隔板把油箱分成两部分。依据经验，隔板高度取为箱内油面高度，依据上述计算结果，隔板高度应为： ， 隔板厚度和箱壁厚

27、度相同，取为3mm。3多种油管尺寸油箱上回油管直径可依据前述液压缸进、出油管直径进行选择，上述油管最大内径为13mm，外径取为17mm。泄漏油管尺寸远小于回油管尺寸，可根据各次序阀或液压泵等元件上泄漏油口尺寸进行选择。油箱上吸油管尺寸可依据液压泵流量和管中许可最大流速进行计算。 取吸油管中油液流速为1m/s。可得： 液压泵吸油管径应尽可能选择较大尺寸，以预防液压泵内气穴发生。所以依据上述数据，根据标准取公称直径为d=10mm，外径为16mm。2.7.液压系统性能验算本例所设计系统属压力不高中低压系统，无快速起动、制动需求，而且设计中已考虑了防冲击可调整步骤及相关防冲击方法，所以无须进行冲击验算

28、。这里仅验算系统压力损失，并对系统油液温升进行验算。2.7.1. 回路压力损失验算因为系统具体管路部署还未确定，整个回路压力损失无法估算，仅只阀类元件对压力损失所造成影响能够看得出来，供调定系统中一些压力值时参考。2.7.2.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，这些损失所消耗能量多数转化为热能，使油温升高，造成油粘度下降、油液变质、机器零件变形等，影响正常工作。为此，必需控制温升T在许可范围内，如通常机床 = 25 30 ；数控机床 25 ；粗加工机械、工程机械和机车车辆= 35 40 。 液压系统功率损失使系统发烧，单位时间发烧量（kW）可表示为 式中 系统输入功率（即泵输入功率）（kW）； 系统输出功率（即液压缸输出功率）（kW）。 若在一个工作循环中有多个工作阶段，则可依据各阶段发烧量求出系统平均发烧量对于此次设计组合机床液压系统，其工进过程在整个工作循环中所占时间百分比为 所以系统发烧和油液温升可用工进时发烧情况来计算。工进时液压缸有效功率（即系统输出功率）为 这时大流量泵经过次序阀8卸荷，小流量泵在高压下供油，所以两泵总输出功率（即系统输入功率）为：由此得液压系统发烧量为 (2-28)即可得油液温升近似值： (2-29)所以油箱散热基础可达成要求。