樊慧慧设计说明书.doc

目 录内容摘要1关键词1Abstract1Key words2第一章 设计要求及工况分析31.1 设计要求31.2 液压系统工况分析3第二章 确定液压系统的主要参数52.1 初选液压缸的工作压力52.2 计算液压缸的主要尺寸5第三章 确定液压系统原理图93.1选择基本回路93.2组成液压系统原理图113.2 系统图的原理13第四章 计算和选择液压元件154.1 确定液压泵的规格154.2 确定其他元件及辅件164.3主要零件强度校核18第五章 验算液压系统性能205.1 验算系统压力损失并确定压力阀的调整值205.2 验算系统发热与升温21参考文献23致谢24 内容摘要：液压系统具有广泛的工艺适应性、优良的控制性能、反应快、输出力(或力矩)大等优点，在组合机床中被广泛采用。液压传动技术是机械设备中发展最快的技术之一，特别是近年来与微电子、计算机技术结合，使液压技术进入了一个新的发展阶段，机、电、液、气一体是当今机械设备的发展方向。在数控加工的机械设备中已经广泛引用液压技术。作为数控技术应用专业的学生初步学会液压系统的设计，熟悉分析液压系统的工作原理的方法，掌握液压元件的作用与选型及液压系统的维护与修理将是十分必要的。组合机床以其独特的优点在机械设计中占有比较重要的地位；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。本论文主要阐述了液压系统的设计（包括系统工况分析，拟定液压系统原理图，液压元件的计算和选择以及液压系统的性能验算等）、液压缸主要零部件的设计及其结构设计。 关键词：液压系统 液压传动 液压元件 Abstract: the hydraulic system has wide adaptability, good process control performance, fast response, large output force (or torque) etc, and widely adopted in the modular machine tool. Hydraulic transmission technology is one of the fastest growing technologies in machinery and equipment, especially in recent years and microelectronics, computer technology, hydraulic technology has entered a new stage of development, machine, electricity, liquid, gas integration is the development direction of mechanical equipment. In nc machining of mechanical equipment has been widely quoted hydraulic technology. As the numerical control technology application specialized students learn the design of the hydraulic system, familiar with the working principle of the hydraulic system of the method, to grasp the function and type selection of hydraulic components and hydraulic system maintenance and repair is necessary. Combination machine tools with its unique advantages in the mechanical design occupies an important position; It is based on common components, according to the workpiece machining needs, with a small amount of dedicated components of a machine tool. It has the characteristics of low cost, high efficiency. This thesis mainly expounds the design of hydraulic system (including system condition analysis, the proposed hydraulic system schematic diagram, hydraulic calculation and selection of the components and the performance of the hydraulic system calculation, etc.), the hydraulic cylinder design and structure design of main components. Key words: hydraulic system hydraulic transmission hydrauli ccomponents第一章 设计要求及工况分析1.1 设计要求 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。要求实现的动作顺序为：启动快进工进快退停止。液压系统的主要参数与性能要求如下：轴向切削力总和Fe=20000N，运动部件总重量G10050N；快进行程为100mm，快进与快退速度4m/min，工进行程为50mm，工进速度为0.05m/min，加速、减速时间均为0.2s，利用平导轨，静摩擦系数0.2；动摩擦系数为0.1。液压系统的执行元件使用液压缸。1.2 液压系统工况分析1.2.1 运动分析 绘制动力滑台的工作循环图1.2.2 负载分析负载分析中，暂不考虑回油腔的背压力，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FW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0.05s，工作台最大移动速度，即快进、快退速度为4.5m/min，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的负载力和液压缸所需推力情况如表1.1所示。 表1.1液压缸总运动阶段负载表（单位：N）工况负载组成负载值F/N推力F/N启动2351.842613加速1341.841491快进10051116.67工进2100523338.89反向启动2351.842613加速1341.841491快退10051116.67制动663.16736.84 第二章 确定液压系统的主要参数2.1 初选液压缸的工作压力由表2.1可知，组合机床液压系统在最大负载约为17000 N时宜取3MP。表2.1按负载选择工作压力负载/ KN50工作压力/MPa 0.811.522.53344552.2 计算液压缸的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形式，即活塞杆直径d与缸筒直径D呈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=0.8MPa。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。工进时液压缸的推力计算公式为，式中：F 负载力 hm液压缸机械效率 A1液压缸无杆腔的有效作用面积 A2液压缸有杆腔的有效作用面积 p1液压缸无杆腔压力 p2液压有无杆腔压力因此，根据已知参数，液压缸无杆腔的有效作用面积可计算为 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=0.707104.94=7419mm，根据GB/T23481993对液压缸缸筒内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q工进 =A1v1=0.43 L/min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的压力、流量和功率值如下计算液压缸各工作阶段的工作压力、流量和功率设快进、快退时，回油腔压力p=0.5MPa,工进回油腔背压=0.8MPa。1快进（差动）(1)进油腔压力=（+p）/（- ）=（1116.67+0.542.39）/（86.59- 42.39）=1.07MPa (2)所需流量q=（A1- A2）q=（86.59- 42.39）4/min=1.768 m3/min =17.68L/min(3)输入功率 P= q P=1.071.768/60（w） =0.221kw2. 工进(1)进油腔压力=（+ p2）/ =（23338.89+ 0.642.39）/96.59(Pa)=298.9=2.989MPa;(2)所需流量 q= q=86.590.05=4.33/ min =0.43 L/ min;(3) 输入功率 P= q P=2.9890.43/60(w)=0.0214kw3快退(1)进油腔压力 =（+p）/ 取p=0.6MPa 作为快进时的油管中压降p，快退时回油腔中有背压p2也可按0.6MPa估算； 因此，=（1116.67+0.686.59）/42.39（Pa）=1.489MPa；（2）所需流量 q= q=42.394（/ min）=16.956L/ min；（3）输入功率 P= q P=1.48916.956/60(w)=0.421kw表2.2各工况下的主要参数值工况推力F/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261301.07加速14911.3170.817快速1116.671.2320.73217.680.221工进23338.890.62.9890.430.0214 快退起动261300.616 P= p1q加速14910.61.577快退1116.670.61.48916.9560.421制动736.840.61.40注：。第三章 确定液压系统原理图根据组合机床液压系统的设计任务和工况分析，所设计机床对调速范围、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。3.1 选择基本回路3.1.1 选择执行元件 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。3.1.2 选择速度控制回路 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、限压式变量泵加调速阀的容积节流调速。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，采用节流阀的节流调速回路即可。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内，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 =1.5s 亦即是因此提高系统效率、节省能量角度来看，如果选用单个定量泵作为整个系统的油源，液压系统会长时间处于大流量溢流状态，从而造成能量的大量损失，这样的设计显然是不合理的。 如果采用一个大流量定量泵和一个小流量定量泵双泵串联的供油方式，由双联泵组成的油源在工进和快进过程中所输出的流量是不同的，此时液压系统在整个工作循环过程中所需要消耗的功率估大，除采用双联泵作为油源外，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，有利于降低能耗和生产成本，如图3.1所示。图3.1 双泵供油油源3.1.3 选择快速运动和换向回路 根据本设计的运动方式和要求，采用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。 本设计采用二位二通电磁阀的速度换接回路，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。3.1.4 选择速度换接回路 所设计多轴钻床液压系统对换向平稳性的要求不高，流量不大，压力不高，所以选用价格较低的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。为了调整方便和便于增设液压夹紧支路，应考虑选用Y型中位机能。由前述计算可知，当工作台从快进转为工进时，进入液压缸的流量由17.68L/min降为0.43 L/min，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的液压冲击，选用双作用叶片泵双泵供油，调速阀进油节流阀调速的开式回路，溢流阀做定压阀。为了换速以及液压缸快退时运动的平稳性，回油路上设置背压阀，初定背压值Pb=0.8MPa。 a.换向回路 b.速度换接回路图3.2 换向和速度切换回路的选择3.2 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，如控制油路、润滑油路、测压油路等，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3.3所示的液压系统图。 图3.3 液压系统原理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，即要求实现的动作顺序为：启动加速快进工进快退停止。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3.1电磁铁的动作顺序表3.2 系统图的原理1. 快进 快进如图所示，按下启动按钮，电磁铁1YA通电，由泵输出地压力油经2三位五通换向阀的左侧，这时的主油路为： 进油路：泵1单向阀10三位五通换向阀2（1YA得电）行程阀3液压缸左腔。 回油路：液压缸右腔三位五通换向阀2（1YA得电）单向阀6行程阀3液压缸左腔。由此形成液压缸两腔连通，实现差动快进，由于快进负载压力小，系统压力低，变量泵输出最大流量。2. 工进 挡块还是压下，行程开关使3YA通电，二位二通换向阀将通路切断，这时油必须经调速阀4才能进入液压缸左腔，回油路和减速回油完全相同，此时变量泵输出地流量自动与工进调速阀4的开口相适应，故进给量大小由调速阀4调节，其主油路为：进油路：泵1单向阀10三位五通换向阀2（1YA得电）调速阀4液压缸左腔。回油路：液压缸右腔三位五通换向阀2背压阀8液控顺序阀7油箱。3. 死挡铁停留 当滑台完成工进进给碰到死铁时，滑台即停留在死挡铁处，此时液压缸左腔的压力升高，使压力继电器14发出信号给时间继电器，滑台停留时间由时间继电器调定。4. 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，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1 单向阀10三位五通换向阀2（2YA得电）液压缸右腔。回油路：液压缸左腔单向阀5三位五通换向阀2（右位）油箱。5. 原位停止 当滑台退回到原位时，挡块压下原位行程开关，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。第四章 计算和选择液压元件4.1 确定液压泵的规格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。4.1.1 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，同时考虑到压力继电器的可靠动作要求压力继电器动作压力与最大工作压力的压差为0.5MPa，则小流量泵的最高工作压力可估算为大流量泵只在快进和快退时向液压缸供油，图3.2表明，快退时液压缸中的工作压力比快进时大，如取进油路上的压力损失为0.5MPa，则大流量泵的最高工作压力为：4.1.2 计算总流量 表2.2表明，在整个工作循环过程中，液压油源应向液压缸提供的最大流量出现在快进工作阶段，为17.68 L/min，若整个回路中总的泄漏量按液压缸输入流量的10%计算，则液压油源所需提供的总流量为： 工作进给时，液压缸所需流量约为0.43 L/min，但由于要考虑溢流阀的最小稳定溢流量3 L/min，故小流量泵的供油量最少应为3.43L/min。据据以上液压油源最大工作压力和总流量的计算数值，因此选取PV2R12-6/20型双联叶片泵，其中小泵的排量为6mL/r，大泵的排量为20mL/r，若取液压泵的容积效率=0.9，则当泵的转速=960r/min时，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，这时液压泵工作压力为2.36MPa、流量为16.956r/min。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，此系统选取Y100L-6型电动机，其额定功率，额定转速。4.2 确定其他元件及辅件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4.1所列。表4.1 液压元件规格及型号序号元件名称通过的最大流量q/L/min规格型号额定流量qn/L/min额定压力Pn/MPa额定压降Pn/MPa1双联叶片泵PV2R12-6/26(6+20)16/142三位五通电液换向阀3635DY636.3 0.53行程阀3622C-63（B）636.3 0.34调速阀1Q-10（B）0.050.56.35单向阀36I-63（B）636.30.26单向阀36 636.30.27液控顺序阀36XY-63（B）630.36.30.38背压阀0.3B-10（B）106.39溢流阀36Y-63（B）636.310单向阀36I-63（B）636.3 0.0211滤油器42wu-6310063 0.0212压力表开关KF3-E3B 3测点1613单向阀36I-63（B）636.30.214压力继电器DP1-63（B）0*注：此为电动机额定转速为960r/min时的流量。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4.2所列。表4.2各工况实际运动速度、时间和流量快进工进快退L/min24.0L/min957.445.01212=AAqq s38.1s109.01015031=-ts1.34s1088.01030332=-ts46.1s123.01018033=-t有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，当油液在压力管中流速取3m/s时，可算得与液压缸无杆腔和有杆腔相连的油管内径分别为：取标准值20mm；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。4.3 主要零件强度校核1. 缸筒壁厚=4因为方案是低压系统，校核公式, 式中：-缸筒壁厚（） -实验压力 ,其中是液压缸的额定工作压力 D-缸筒内径 D=0.11M -缸筒材料的许用应力。，为材料抗拉强度（MPa）,n为安全系数，取n=5。对于P116MPa.材料选45号调质钢，对于低压系统因此满足要求。2. 缸底厚度=11对于平缸底，厚度 有两种情况： （1）缸底有孔时：其中（2）缸底无孔时，用于液压缸快进和快退；其中3. 杆径d由公式：式中：F是杆承受的负载（N），F=12700N 是杆材料的许用应力，=100 4. 缸盖和缸筒联接螺栓的底径d1式中 K-拧紧系数，一般取K=1.251.5； F-缸筒承受的最大负载（N）； z-螺栓个数； -螺栓材料的许用应力， ，为螺栓材料的屈服点（MPa），安全系数n=1.22.5 第五章 验算液压系统性能5.1 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，故只能先按课本公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。1. 快进滑台快进时，液压缸差动连接，由表2.1和表2.2可知，进油路上油液通过单向阀10的流量是17.68L/min，通过电液换向阀2的流量是L/min，然后与液压缸有杆腔的回油汇合，以流量43.7L/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。此值小于原估计值0.5MPa（见表2.1），所以是偏安全的。2. 工进工进时，油液在进油路上通过电液换向阀2的流量为0.43L/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0.0162L/min，在背压阀8处的压力损失为0.5MPa，通过顺序阀7的流量为（0.0162+17.7）L/min=22.162L/min，因此这时液压缸回油腔的压力为p2为 可见此值小于原估计值0.8MPa。故可按表2.2中公式重新计算工进时液压缸进油腔压力p1，即 此值与表2.2中数值2.976MPa相近。考虑到压力继电器可靠动作需要压差pe=0.5MPa，故溢流阀9的调压pp1A应为 3. 快退快退时，油液在进油路上通过单向阀10的流量为16.96L/min，通过换向阀2的流量为22.46L/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43.7L/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2.2的估计值相近，故不必重算。所以，快退时液压泵的最大工作压力pp应为