液压课程设计-卧式钻镗组合机床液压系统.docx

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1、液压与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与汽车工程系 0 7 年 2 月目录序言 : .一。设计得技术要求与设计参数5二、工况分析2、1 确定执行元件52、2 分析系统工况2、3 负载循环图与速度循环图得绘制? 62、4 确定系统主要参数 .82、 1 初选液压缸工作压力 .8、确定液压缸主要尺寸 ? 82、4、 计算最大流量需求 ? 92、拟定液压系统原理图12、5、 1 速度控制回路得选择 ? 102、5、 2 换向与速度换接回路得选择? 12、5、 3 油源得选择

2、与能耗控制122、 4 压力控制回路得选择13、 6 液压元件得选择 14?2、6、 1 确定液压泵与电机规格.12、6、 2阀类元件与辅助元件得选择.162、6、 3 油管得选择18、 6、油箱得设计 ?2、液压系统性能得验算202、7、 1 回路压力损失验算 ? 02、7、 2 油液温升验算 2? 附：手绘液压系统图序言作为一种高效率得专用机床，组合机床在大批、大量机械加工生产中应用广泛。本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得设计方法与设计步骤， 其中包括组合机床动力滑台液压系统得工况分析、主要参数确定、 液压系统原理图得拟定、 液压元件得选择以及系统

3、性能验算等。组合机床就是以通用部件为基础 ,配以按工件特定外形与加工工艺设计得专用部件与夹具而组成得半自动或自动专用机床。 组合机床一般采用多轴、 多刀、多工序、多面或多工位同时加工得方式， 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与高效率得优点，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。组合机床通常采用多轴、多刀、多面、多工位同时加工得方式，能完成钻、扩、铰、镗孔、攻丝、车、铣、磨削及其她精加工工序，生产效率比通用机床高几倍至几十倍 .液压系统由于具有结构简单、动作灵活、操作方便、调速范围大、可无级连读调节等优点，在组合机床中得到了广泛应用。?液压系统在组合机床

4、上主要就是用于实现工作台得直线运动与回转运动，如果动力滑台要实现二次进给， 则动力滑台要完成得动作循环通常包括： 原位停止快进工进 I 工进死挡铁停留快退原位停止。一设 计得技术要求与设计参数卧式钻镗组合机床动力头要完成快进工进快退 -原位停止得工作循环；最大切削力为 L =10000N，动力头自重 FG=1900N；工作进给要求能在 0、01、 mmin 范围内无级调速 ,快进、快退速度为 6/min; 工进行程为 00mm，快进行程为 300 m；导轨型式式平导轨 ,其摩擦系数取 fs=、 ,fd0、1；往复运动得加减速时间要求不大于、5s。二 .工况分析2、确定执行元件金属切削机床得工作

5、特点要求液压系统完成得主要就是直线运动，因此液压系统得执行元件确定为液压缸。2、分析系统工况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得工作负载、惯性负载与机械摩擦阻力负载,其她负载可忽略。()工作负载 W工作负载就是在工作过程中由于机器特定得工作情况而产生得负载， 对于金属切削机床液压系统来说 ,沿液压缸轴线方向得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得质量与最大加速度，其中最大加速度可通过工作台最大移动速度与加速时间进行计算。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，因此惯性负载可表

6、示为（3）阻力负载阻力负载主要就是工作台得机械摩擦阻力 ,分为静摩擦阻力与动摩擦阻力两部分。静摩擦阻力动摩擦阻力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得负载力与液压缸所需推力情况 ,如表 2、1 所示。表 2 、 1 液压缸在各工作阶段得负载(单位： N ）工况负载组成负载值 F总机械负载 =F/起动30N4222、 N加速=+ 8、 7N4 60、 N快进= 900211、 1 N工进=+ 90 N13 22、 N反向起动3 N422、2 N加速=+286、 7N295、快退= 900 N21 1、 1N注：此处未考虑滑台上得颠覆力矩得影响.2、 3 、负载循环图与速度循环图

7、得绘制根据表 2、1 中计算结果 ,绘制组合机床动力滑台液压系统得负载循环图如图21 所示。图 21 组合机床动力滑台液压系统负载循环图图 2-1 表明，当组合机床动力滑台处于工作进给状态时，负载力最大为3222、2N，其她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得速度循环图可根据已知得设计参数进行绘制 ,已知快进与快退速度、快进行程，工进行程、快退行程,工进速度 =0、 -1、2mm/min 。根据上述已知数据绘制组合机床动力滑台液压系统得速度循环图如图 2-2 所示。图 2- 组合机床液压系统速度循环图2、4 确定系统主要参数、 1 初选液压缸工作压力所设计得动力滑台在工进时负

8、载最大,其值为 3222、 N,其它工况时得负载都相对较低 ,按照负载大小或按照液压系统应用场合来选择工作压力得方法，初选液压缸得工作压力 =4、 MPa。2、 4、2 确定液压缸主要尺寸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得差动连接方式。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得有利条件，最好采用活塞杆固定，而液压缸缸体随滑台运动得常用典型安装形式.这种情况下 ,应把液压缸设计成无杆腔工作面积就是有杆腔工作面积两倍得形式,即活塞杆直径d 与缸筒直径 D 呈 d =0、707D 得关系。工进过程中

9、 ,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得现象，因此液压缸得回油腔应设置一定得背压(通过设置背压阀得方式）,选取此背压值为 =0、8Pa。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得来油连接） ，但连接管路中不可避免地存在着压降， 且有杆腔得压力必须大于无杆腔， 估算时取 0、5MPa。快退时回油腔中也就是有背压得，这时选取背压值 =0、6M 。工进时液压缸得推力计算公式为式中： 负载力m 液压缸机械效率A1 液压缸无杆腔得有效作用面积2-液压缸有杆腔得有效作用面积p1- 液压缸无杆腔压力p 液压有无杆腔压力因此 ,根据已知参数，液压缸无杆腔得有效作用面积可计

10、算为FP1P213222.23.22 1032A120. 8mm64.5102液压缸缸筒直径为由于有前述差动液压缸缸筒与活塞杆直径之间得关系，d 0、7 D ，因此活塞杆直径为 =、 0771、36=50、45 m，根据 GB/23481993 对液压缸缸筒内径尺寸与液压缸活塞杆外径尺寸得规定 ,圆整后取液压缸缸筒直径为 D=8 mm，活塞杆直径为 d=0mm。此时液压缸两腔得实际有效面积分别为：、 4、 3、计算最大流量需求工作台在快进过程中，液压缸采用差动连接,此时系统所需要得流量为q 快进 =(A1-A2）1 =8、 7 mn工作台在快退过程中所需要得流量为q 快退 =A v 12、 L

11、/ n 工作台在工进过程中所需要得流量为工进 =1v1=0、25L/min其中最大流量为快退流量为2、 5L/i .根据上述液压缸直径及流量计算结果，进一步计算液压缸在各个工作阶段中得压力、流量与功率值，如表2、所示。表 2、 2各工况下得主要参数值工作循环计算公式负载 F进油压力回油压力输入功率所需流量NMPMaL/ inkW差动快进（ p A 2） 1、12、 32、858、0、1 8/( )Q=v（）P=工进=（ F+)/ 3222、 2、 33、 6、 150、016P Q快退=（ F+） /2 11、12、 380、 311、 20、68 =P= Q注： 1、差动连接时,液压缸得回油

12、口之间得压力损失,而 .2.快退时，液压缸有杆腔进油,压力为，无杆腔回油，压力为。、拟定液压系统原理图根据组合机床液压系统得设计任务与工况分析，所设计机床对调速范围、 低速稳定性有一定要求，因此速度控制就是该机床要解决得主要问题。速度得换接、稳定性与调节就是该机床液压系统设计得核心。此外,与所有液压系统得设计要求一样 ,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。2、 5、 1、 速度控制回路得选择工况表表明 ,所设计组合机床液压系统在整个工作循环过程中所需要得功率较小，系统得效率与发热问题并不突出,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,

13、而且结构简单、成本低。该机床得进给运动要求有较好得低速稳定性与速度-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、限压式变量泵加调速阀得容积节流调速。钻镗加工属于连续切削加工,加工过程中切削力变化不大,因此钻削过程中负载变化不大 ,采用节流阀得节流调速回路即可.但由于在钻头钻入铸件表面及孔被钻通时得瞬间， 存在负载突变得可能， 因此考虑在工作进给过程中采用具有压差补偿得进口调速阀得调速方式,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。、换向与速度换接回路得选择所设计多轴钻床液压系统对换向平稳性得要求不高

14、，流量不大，压力不高，所以选用价格较低得电磁换向阀控制换向回路即可。为便于实现差动连接， 选用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,进入液压缸得流量由、 2 /mi 降为 0、25 L/ n,可选二位二通行程换向阀来进行速度换接，以减少速度换接过程中得液压冲击。由于工作压力较低， 控制阀均用普通滑阀式结构即可。 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， 提高换向位置精度， 采用死挡块加压力继电器得行程终点转换控制 .、换向回路b、速度换接回路图 23换向与速度切换回路得选择2、油源得选择与能耗控制表 2、2 表明 ,本设计多轴钻

15、床液压系统得供油工况主要为快进、快退时得低压大流量供油与工进时得高压小流量供油两种工况 ,若采用单个定量泵供油，显然系统得功率损失大、 效率低。在液压系统得流量、 方向与压力等关键参数确定后 ,还要考虑能耗控制，用尽量少得能量来完成系统得动作要求,以达到节能与降低生产成本得目得。在图 2-工况图得一个工作循环内， 液压缸在快进与快退行程中要求油源以低压大流量供油 ,工进行程中油源以高压小流量供油。其中最大流量与最小流量之比，而快进与快退所需得时间与工进所需得时间分别为:上述数据表明，在一个工作循环中,液压油源在大部分时间都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。从提高

16、系统效率、节省能量角度来瞧 ,如果选用单个定量泵作为整个系统得油源，液压系统会长时间处于大流量溢流状态，从而造成能量得大量损失， 这样得设计显然就是不合理得。如果采用单个定量泵供油方式， 液压泵所输出得流量假设为液压缸所需要得最大流量、 9/in，假设忽略油路中得所有压力与流量损失，液压系统在整个工作循环过程中所需要消耗得功率估算为快进时工进时快退时如果采用一个大流量定量泵与一个小流量定量泵双泵串联得供油方式，由双联泵组成得油源在工进与快进过程中所输出得流量就是不同得 ,此时液压系统在整个工作循环过程中所需要消耗得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,因此快退时除采用双

17、联泵作为油源外， 也可选用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，最后确定选用双联液压泵供油方案，有利于降低能耗与生产成本，如图2所示。图 2 4 双泵供油油源2、 5、 4、压力控制回路得选择由于采用双泵供油回路 ,故采用液控顺序阀实现低压大流量泵卸荷,用溢流阀调整高压小流量泵得供油压力。为了便于观察与调整压力 ,在液压泵得出口处、背压阀与液压缸无杆腔进口处设测压点。将上述所选定得液压回路进行整理归并 ,并根据需要作必要得修改与调整，最后画出液压系统原理图如图 2-5 所示 .为了解决滑台快进时回油路接通油箱， 无法实现液压缸差动连接得

18、问题， 必须在回油路上串接一个液控顺序阀 8,以阻止油液在快进阶段返回油箱 .同时阀 7 起背压阀得作用。为了避免机床停止工作时回路中得油液流回油箱 ,导致空气进入系统，影响滑台运动得平稳性，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 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与压力表，钻孔行程终点定位精度不高 ,采用行程开关控制即可。图 25液压系统原理图动 作YA行程阀YA快进-工进+快退+停止-、 6、液压元件得选择本设计所使用液压元件均为

19、标准液压元件，因此只需确定各液压元件得主要参数与规格，然后根据现有得液压元件产品进行选择即可。2、 6、确定液压泵与电机规格（ 1)计算液压泵得最大工作压力由于本设计采用双泵供油方式 ,大流量液压泵只需在快进与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与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与小流量液压泵得工作压力分别进行计算。根据液压泵得最大工作压力计算方法 ,液压泵得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与。对于调速阀进口节流调速回路，选取进油路上得总压力损失 =0、5M ，同时考虑到压力继电器得

20、可靠动作要求压力继电器动作压力与最大工作压力得压差为 0、 MPa,则液压泵最高工作压力为=+0、 MP=4、36MPa。因此泵得额定压力 1、 25、 36 a=5、45MPa（）计算总流量工进时所需要流量最小就是 0、 5L/min, 设溢流阀最小流量为 2、 5L/mn,则小流量泵得流量 (1 、 0、25+、 5） L/ 2、 5/mi 快进快退时液压缸所需得最大流量为 1、 9L/min, 则泵总流量=1、112、 9Lm n 4、2/mi .即大流量泵得流量 =(14、2-2、75）L min=1、4L/mi 据据以上液压油源最大工作压力与总流量得计算数值 ,查阅有关样本，采用 Y

21、B-4/12 型得双联叶片泵，该泵额定压力、 3Pa,额定转速为 960 /mn。表 2 5液压泵参数规格元件名称额定流量额定压力 MPa双联叶片泵166、3M a取容积效率为 0、95，则液压泵得实际输出流量为型号Y 4/123.电机得选择由于液压缸在快退时输入功率最大，这时液压泵工作压力为 2、1MPa，流量为 4、 6L n。取泵得总效率 ,则液压泵驱动电动机所需得功率为 :根据上述功率计算数据，此系统选取 Y 0L-6 型电动机 ,其额定功率，额定转速 rmi .2、 6、 2、 阀类元件与辅助元件得选择图 2 5 液压系统原理图中包括调速阀、换向阀、单项阀等阀类元件以及滤油器、空气滤

22、清器等辅助元件。1.阀类元件得选择根据上述流量及压力计算结果，对图25 初步拟定得液压系统原理图中各种阀类元件及辅助元件进行选择。 其中调速阀得选择应考虑使调速阀得最小稳定流量应小于液压缸工进所需流量。通过图25 中 4 个单向阀得额定流量就是各不相同得，因此最好选用不同规格得单向阀.图 -5 中溢流阀 2、背压阀与顺序阀8 得选择可根据调定压力与流经阀得额定流量来选择阀得型式与规格， 其中溢流阀得作用就是调定工作进给过程中小流量液压泵得供油压力，因此该阀应选择先导式溢流阀 ,连接在大流量液压泵出口处得顺序阀 8 用于使大流量液压泵卸荷 ,因此应选择外控式。背压阀 7 得作用就是实现液压缸快进

23、与工进得切换，同时在工进过程中做背压阀 ,因此采用内控式顺序阀。最后本设计所选择方案如表 2、所示，表中给出了各种液压阀得型号及技术参数。序号元件名称三位五通电磁阀11 行程阀11 调速阀单向阀背压阀 7表、 3阀类元件得选择最大通过规格额定流额定压力流量型号量MPa32636、3-63BY32636、322 3BH0、1、 3Q B16256、I 2 B0、125106、3 10B2溢流阀4106、3Y-1013单向阀 11625、 3I 3单向阀 31225、 3I 58顺序阀1625、 3XY 22。过滤器得选择按照过滤器得流量至少就是液压泵总流量得两倍得原则,取过滤器得流量为泵流量得

24、2、5 倍.由于所设计组合机床液压系统为普通得液压传动系统，对油液得过滤精度要求不高，故有因此系统选取自封式吸油过滤器YC 0,参数如表 6 所示。表、自封式吸油过滤器CX 63 参数型号通径公称流量过滤精度尺寸mmM(d ）dYCX- 0240100M272 61103。空气滤清器得选择按照空气滤清器得流量至少为液压泵额定流量2 倍得原则 ,即有选用 EF 系列液压空气滤清器，其主要参数如表2、5 所示。表 2、5液压空气滤清器注油油过四只空气空气A参数流量滤面Bbc螺钉过滤流量mm型号L/mi积mmmmmm均布精度L/ m min1415970M410、7注:液压油过滤精度可以根据用户得要

25、求进行调节.2、 3、 油管得选择图 2-5 中各元件间连接管道得规格可根据元件接口处尺寸来决定， 液压缸进、出油管得规格可按照输入、 排出油液得最大流量进行计算。 由于液压泵具体选定之后液压缸在各个阶段得进、 出流量已与原定数值不同， 所以应对液压缸进油与出油连接管路重新进行计算，如表2、6 所示 .表 2、6液压缸得进、出油流量与运动速度流量、速度快进工进快退输入流量排出流量运动速度根据表 2、6 中数值，当油液在压力管中流速取 ms 时，可算得与液压缸无杆腔与有杆腔相连得油管内径分别为：，取标准值 3mm.，取标准值 10mm.因此与液压缸相连得两根油管可以按照标准选用公称通径为与得无缝

26、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,则与液压缸相连得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。2、 6、 4、油箱得设计1.油箱长宽高得确定油箱得主要用途就是贮存油液，同时也起到散热得作用,参考相关文献及设计资料，油箱得设计可先根据液压泵得额定流量按照经验计算方法计算油箱得体积，然后再根据散热要求对油箱得容积进行校核。中压系统得油箱容积一般取液压泵额定流量得57 倍 ,本例取 7 倍，故油箱容积为按 B/T798-1999 规定，取标准值V=120。如果取油箱内长 l 、宽 w1、高

27、 1 比例为 3：2： 1，可得长为 : 877mm，宽 85m,高为 29 mm。对于分离式油箱采用普通钢板焊接即可 ,钢板得厚度分别为：油箱箱壁厚3mm,箱底厚度 mm，因为箱盖上需要安装其她液压元件，因此箱盖厚度取为10mm。为了易于散热与便于对油箱进行搬移及维护保养，取箱底离地得距离为10mm。因此，油箱基体得总长总宽总高为：长为 :宽为：高为：为了更好得清洗油箱 ,取油箱底面倾斜角度为。2.隔板尺寸得确定为起到消除气泡与使油液中杂质有效沉淀得作用 ,油箱中应采用隔板把油箱分成两部分。根据经验，隔板高度取为箱内油面高度得，根据上述计算结果，隔板得高度应为 : ，隔板得厚度与箱壁厚度相同

28、，取为3mm.。各种油管得尺寸油箱上回油管直径可根据前述液压缸进、出油管直径进行选取 ,上述油管得最大内径为 13mm,外径取为 17mm。泄漏油管得尺寸远小于回油管尺寸， 可按照各顺序阀或液压泵等元件上泄漏油口得尺寸进行选取。 油箱上吸油管得尺寸可根据液压泵流量与管中允许得最大流速进行计算 .取吸油管中油液得流速为1m s。可得：液压泵得吸油管径应尽可能选择较大得尺寸,以防止液压泵内气穴得发生。因此根据上述数据 ,按照标准取公称直径为d= mm，外径为 16mm。2、7、液压系统性能得验算本例所设计系统属压力不高得中低压系统，无迅速起动、制动需求,而且设计中已考虑了防冲击可调节环节及相关防冲

29、击措施,因此不必进行冲击验算.这里仅验算系统得压力损失 ,并对系统油液得温升进行验算。2、 7、 1、 回路压力损失验算由于系统得具体管路布置尚未确定,整个回路得压力损失无法估算，仅只阀类元件对压力损失所造成得影响可以瞧得出来，供调定系统中某些压力值时参考 .、 7、油液温升验算液压传动系统在工作时 ,有压力损失、容积损失与机械损失，这些损失所消耗得能量多数转化为热能 ,使油温升高 ,导致油得粘度下降、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 T在允许得范围内，如一般机床 25 30 ;数控机床 2；粗加工机械、工程机械与机车车辆? 340 。液压系统得功率损失使系统发

30、热,单位时间得发热量 ?（k)可表示为式中系统得输入功率 (即泵得输入功率 )（kW ） ; 系统得输出功率（即液压缸得输出功率）（kW ）。若在一个工作循环中有几个工作阶段， 则可根据各阶段得发热量求出系统得平均发热量对于本次设计得组合机床液压系统 ,其工进过程在整个工作循环中所占时间比例为因此系统发热与油液温升可用工进时得发热情况来计算。工进时液压缸得有效功率(即系统输出功率 )为这时大流量泵通过顺序阀卸荷，小流量泵在高压下供油， 所以两泵得总输出功率（即系统输入功率)为:PP1q1PP 2q2Pi12(13.54.5)1050.066710 3(181.5)1050.210 30.50.51020.12W由此得液压系统得发热量为(2-28）即可得油液温升近似值：(229）所以油箱散热基本可达到要求。