课程设计-液压传动系统

课程论文题目：卧式单面多轴钻孔组合机床液压系统

引言

本设计主要是为设计组合机床动力滑台液压传动系统。液压系统应用在机床中，可以实现机床自动进给。而且可以使机床的运动更平衡，加工精度更高，效率更高，从而实现机床的自动化。 钻孔组合机床是以系列化，标准化的通用部件为基础，配以少量的专用部件组成的专用机床，适于对产品大批大量，一面或多面同时成组多加工的高效机加工设备。液压动力滑台是其重要组成部件。通过本题目设计训练，使我们全面熟悉加工工艺，刀具，切削用量，组合机床，液压动力滑台组成和工作原理。在此基础上，完成给定参数的动力滑台液压系统设计。

目录

一、设计要求及工况分析………………………………………………1

1．1设计要求………………………………………………1 1.2负载与运动分析………………………………………………1

二、液压系统主要参数确定…………………………………………2

2.1初选液压缸工作压力………………………………………………2 2.2计算液压缸主要尺寸………………………………………………2

三、拟定液压系统原理图………………………………………………5

3.1主体方案的确定………………………………………………5 3.2基本回路确定………………………………………………5 3.3液压系统原理图综合………………………………………………8

四、计算和选择液压元，件……………………………………………9

4.1确定液压泵的规格和电动机功率………………………………………9

4.2确定其它元件及辅件………………………………………………10

五、验算系统发热与温升………………………………………………12 六、设计小结………………………………………………13

卧式单面多轴钻孔组合机床液压系统

一、设计要求及工况分析

1．1设计要求

技术参数：某设计一台卧式单面多轴钻孔组合机床液压系统，要求完成工件的定位与夹紧，所需夹紧力不得超过6000N。机床快进快退速度约为6 m／min，工进速度可在30～120mm／min范围内无级调速, 快进行程为200mm，工进行程为50mm，最大切削力为25kN，运动部件总重量为15 kN，加速（减速）时间为0.1s，采用平导轨，静摩擦系数为0.2，•动摩擦系数为0.1。。

该系统工作循环为：快进——工进——快退——停止

1.2负载与运动分析

1.2.1 负载分析

已知工作负载FW25KN 按启动换向时间和运动部件重量计算得到惯性负载

Fa1530N摩擦阻力Ff3KN

取液压缸的机械效率m0.9，得出液压缸各工作阶段的负载值，见表1所列。

根据液压缸在上述各阶段内的负载和运动时间，即可绘制出负载循环图F-s 和速度循环图-s，如图1和图2所示。

图

1

图2

二、液压系统主要参数确定

2.1初选液压缸工作压力

根据要求可确定液压缸为差动式液压缸。

经负载分析和计算可知液压缸驱动的最大负载是在工进阶段为29444N由参考表2和表3，初选液压缸的工作压力p1=4MPa。

2.2计算液压缸主要尺寸

2.2.1 初选液压缸的工作压力

鉴于动力滑台快进和快退速度相等，这里的液压缸可选用单活塞杆式差动液压缸（A1=2A2），快进时液压缸差动连接。工进时为防止孔钻通时负载突然消失发生前冲现象，液压缸的回油腔应有背压，参考表4选此背压为p2=0.6MPa。

注：1—无杆腔进油时活塞运动速度；

2—有杆腔进油时活塞运动速度。

2.2.2计算液压缸结构参数

进而由表4可确定工进时的背压力为Pb=0.5~1.5,我们取Pb=0.5MPa， m=0.90根据差动缸定义有A1=2A2，则d=0.707D 由工进工况下液压的平衡力平衡方

程P1A1P2A2F,可得

A1F/(P/(41060.50.6106)75.39cm 10.5P2)27894 液压缸的内径

D

4A1

9.8cm 

对D圆整，取D=100mm 由d=0.707D，经过圆整得d=70mm 计算出液压缸的有效面积

A178.5cm2 A240cm2

工进时采用调速阀调速，其最小稳定流量qmin0.05L/min，设计要求最低工进速度min30mm/min，经验算可知满足式（9-1）要求。

2.2.3.根据计算出的液压缸的尺寸，

可估算出液压缸在工作循环中各阶段的压力、流量和功率，如表7所列，由此绘制的液压缸工况图如图3所示。

。 2． 快退时，液压缸有杆腔进油，压力为p1，无杆腔回油，压力为p2。

三、拟定液压系统原理图

3.1主体方案的确定

由表7可知，本系统属于速度变化不大的小功率固定作业系统，因而首先考虑性能稳定的双定量泵供油，差动缸差动快进和高速阀进口节流高速的开式系统方案。这样，既满足液压缸工进的高压小流量要求，既考虑了节能问题，又兼顾了工作可靠性问题。

3.2基本回路确定

3.2.1供油回路

按主题方案，供油回路采用双定量泵供油回路，见图4所示。

图4

3.2.2选择调速回路

由图4可知，这台机床液压系统功率较小，滑台运动速度低，工作负载为阻力负载且工作中变化小，故可选用进口节流调速回路。为防止孔钻通时负载突然消失引起运动部件前冲，在回油路上加背压阀。由于系统选用节流调速方式，系统必然为开式循环系统。

3.2.3 选择速度换接回路

由于本系统滑台由快进转为工进 时，速度变化大（v1/v2=0.1/(0.8×10-3）=125),为减少速度换接时的液压冲击，选用行程阀制的换接回路，如图5所示。

图5

3.2.4 选择快速运动和换向回路

本系统已选定液压缸差动连接和双泵供油两种快速运动回路实现快速运动。考虑到从工进转快退时回油路流量较大，故选用换向时间可调的电液换向阀式换向回路，以减小液压冲击。由于要实现液压缸差动连接，所以选用三位五通电液换向阀，如图6所示。

图6

3.2.5 方向控制回路

为了满足液压缸停止，启动，换向和液压缸差动控制，图6给出了利用三位五通电液换向阀为主的方向控制回路。图中的单向阀建立了电液换向阀所需的控制压力。

3.2.6选择定位夹紧回路

此回路采用顺序阀控制的顺序动作回路，图7所示。

这种回路采用了单向自控顺序阀对两缸进给和退回双向顺序控制，起到先定位，夹夹紧再松开，后拔定位销原位停止的功能。紧再松开，后拔定位销原位停止的功能。

图7

3.3液压系统原理图综合

将上面选出的液压基本回路组合在一起，并经修改和完善，就可得到完整的液压系统工作原理图，如图8所示。在图8中，为了解决滑台工进时进、回油路串通使系统压力无法建立的问题，增设了单向阀。为了避免机床停止工作时回路中的油液流回油箱，导致空气进入系统，影响滑台运动的平稳性，图中添置了一个单向阀7。考虑到这台机床用于钻孔（通孔与不通孔）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10。

图

8

四、计算和选择液压元，辅件

4.1确定液压泵的规格和电动机功率

4.1.1计算液压泵的最大工作压力

小流量泵在快进和工进时都向液压缸供油，由表7可知，液压缸在工进时工作压力最大，最大工作压力为p1=3.86MPa，如在调速阀进口节流调速回路中，选取进油路上的总压力损失∑∆p=1MPa，继电器的可靠动作要求压差pe=0.5MPa，则小流量泵的最高工作压力估算为

9

Pn∆p+pe=3.86+1+0.5=5.36MPa

大流量泵只在快进和快退时向液压缸供油，由表7可见，快退时液压缸的工作压力为p1=1.73MPa，比快进时大。考虑到快退时进油不通过调速阀，故其进油路压力损失比前者小，现取进油路上的总压力损失∑∆p=0.5MPa，则大流量泵的最高工作压力估算为

PnP1+∑∆P=1.73+0.5=2.23 MPa

4.1.2计算液压泵的流量

由表7可知，液压缸快进时所需最大流量为0.385×10-3 m3/s ，若取回路泄漏系数K=1.1，

则泵的最小供油量qp为

PnqpKq1max1.10.385103m3/s0.4235103m3/s25.41L/min 考虑到溢流阀的最小稳定流量为3L/min，工进时的流量为0.768×10-5 m3/s =0.45L/min，则小流量泵的流量最少应为3.45L/min。

4.1．3确定液压泵的规格和电动机功率

根据以上压力和流量数值查阅手册可知，并考虑液压泵存在容积损失，最后确定选取PV2R12-6/26型双联叶片泵。其转速为940r/min，容积效率

vp0.9

时，双联泵同时供油流量为qtp0.4103m3/s；而qpqtpvp0.36103m3/s 由表7得知，液压缸在快退时输入功率最大，若取液压泵总效率ηp=0.8，这时液压泵的驱动电动机功率为

pi

ppqp

p

1.3761060.36103620W

0.8

根据此数值查阅产品样本，选用规格相近的Y100L—6型电动机，其额定功率为1.5KW，额定转速为940r/min。

4.2确定其它元件及辅件

4.2.1 确定阀类元件及辅件

根据系统的最高工作压力和通过各阀类元件及辅件的实际流量，查阅产品样本，选出的阀类元件和辅件规格如表8所列。其中，溢流阀4按小流量泵的额定流量选取，调速阀13选用Q—6B型，其最小稳定流量为0.03 L/min，小于本系统工进时的流量0.5L/min。

10

4.2.2 确定油管

在选定了液压泵后，液压缸在实际快进、工进和快退运动阶段的运动速度、时间以及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9所列。 11

由表9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9数值，按表10推荐的管道内允许速度取=4 m/s，由式得与液压缸无杆腔和有杆腔相连的油管内径分别为

d

4q

计算

d

4q



4q



459103

10317.7mm

3.14604

456.6103

10317.4mm

3.14604

d





为了统一规格，按产品样本选取所有管子均为内径20mm、外径28mm的10号冷拔钢管。

4.2.3确定油箱 油箱的容量按式

Vqpn

估算，其中α为经验系数，低压系统，α=2～4；中压

系统，α=5～7；高压系统，α=6～12。现取α=4，得

12

qpn4(3.4525.41)116L

五、验算系统发热与温升

由于工进在整个工作循环中占96%，所以系统的发热与温升可按工进工况来计算。在工进时，大流量泵经液控顺序阀7卸荷，其出口压力即为油液通过液控顺序阀的压力损失：

25.41403.45/78.56

P0.3100.056MPa 

63

液压系统的总输入功率即为液压泵的输入功率：

2

Pr

Pp1qp1Pp2qp2

p

528.87W

0.00255.8W 工进时液压缸输出的有效功率： PocF27894.07W由此可计算出系统的功率损失为： PPrPOC473

油箱散热面积A为

A6.52

6.5

0.162

1.9m2

12023wmC,则温升为 tp10.83OC 取油箱的散热系数

A0

这个温升小于机床油液和油箱允许温升t30~35C，所以不需要强制散热。

六、设计小结

本次的课程设计已经结束，在这样的一个过程中我是学到了不少的东西，通过自己的动手计算，我加深了公式的运用，而且对于回路的选择也有了一定的理解，但是在这个过程中间，我发觉了自己的很多不足和缺点，而且知识的掌握程度还远远的不够，所以在今后的学习中一定得加以巩固和加深，总之，在此次的实习中，自己学到了，看到了许多的，也为今后自己的计划有一定的帮助。

主要参考文献

[1] 李异何，丁问思，孙海平主编.液压与气动技术.第一版.北京：国防工业出版社，2006.2 [2] 陈奎生主编.液压与气压传动.第一版.北京：武汉理工大学出版社，2002 [3] 谢家瀛主编.组合机床设计简明手册.第一版.北京:机械工业出版社，1994 [4] 杨培元主编.液压系统设计简明手册.第一版.北京:机械工业出版社，2003 [5] 官忠范主编.液压传动系统.第一版.北京：机械工业出版社，1997

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