组合机床液压系统设计

1、攀枝花学院学生课程设计（论文）题 目： 上料机液压系统设计 学生姓名： 学 号： 所在院(系)： 机电工程学院 专 业： 机械设计制造及其自动化 班 级： 指 导 教 师： 职称： 年 月 日攀枝花学院教务处制攀枝花学院本科毕业设计（论文） 摘要黑体三号摘 要(空1行)。（小四号宋体，20磅行距, 要求300字左右）(空1行)(空1行)关键词 ，（3-5个,逗号分隔,小四号宋体）(空1行)times new romani小四，分散对齐目 录(空1行)摘 要abstract(空1行)宋体五号加粗1 绪论1 1.1 课题背景1 1.1.1xxx1 1.1.2 xxx2宋体五号 1.2 xxx 3

2、1.2.1 xxx3 1.2.262 xxx12结论52 xxx52参考文献54附录a：xxx55致 谢56空1行)4 机械传动部件设计(空1行)4.1切削力的计算（小三号黑体）4.1.1 xxxx（四号黑体）根据 （小四号宋体，20磅行距）4.1.2 xxxx（四号黑体）xxx (空1行)4.2 xxxxxxxx（小三号黑体） （小四号宋体，20磅行距）(空1行)4.3 xxxxxx (空1行)4.4 xxxxxxxxxxx；图4.2 主轴进图示宋体五号题目六：组合机床液压系统设计 试设计一卧式单面多轴钻孔组合机床的液压系统，要求液压系统完成的工作循环是：快进 工进 快退 停止；系统参数如下

3、表,动力滑台采用平面导轨，其静、动摩擦系数分别为0.15、0.08往复运动的加减速时间要求不大于0.2s。 完成系统设计计算，拟定系统图，确定各液压元件的型号及尺寸。设计液压缸参数3主轴参数孔一直径(mm)15.8个数10孔二直径(mm)6.5个数8孔三直径(mm)9.5个数2快进、快退速度(m/min)8工进速度(mm/min)40-60最大行程(mm)400工进行程(mm)150材料硬度(hb)250工作部件重量(n)12000一、负载分析(1) 工作负载 高速钢钻铸铁孔时的轴向切削力(单位为n)与钻头直径d（单位为mm）、每转进给量s（单位粪为mm/r）和铸件硬度hbw这间的经验公式为

4、（631）钻孔时的主轴转速n和每转进给量s按组合机床设计手册选取对15.8mm的孔，对6.5mm的孔，对9.5mm的孔，代入式（631）求得惯性负载 阻力负载 静摩擦阻力 动摩擦阻力由此得出液压缸在各工作阶段的负载如表4.1表4.1 工况负载组成负载值f推力起动18002000加速18762084快进9601067工进3672040800快退9601067注：1.液压缸的机械效率取=0.92.不考虑动力滑台上颠覆力矩的作用。二、负载图和速度图的绘制负载图按上面计算出的数值绘制，如图1所示。速度图已按已知数值快进和快进速度、快进行程、工进行程、快退行程和工进速度等绘制。 a) b)图1三、确定液

5、压缸的主要参数1初选液压缸工作压力所设计的动力滑台在工进时负载最大，其值为40800n,在其它工况负载都比它低，参考表2和表3，初选液压缸的工作压力=4mpa。表2 按负载选择工作压力负载/ kn50工作压力/mpa0.8 11.5 22.5 33 44 55表3 各种机械常用的系统工作压力机械类型机 床农业机械 小型工程机械 建筑机械 液压凿岩机液压机 大中型挖掘机 重型机械 起重运输机械磨床组合机床龙门刨床拉床工作压力p/mpa0.823528810101820322计算液压缸主要尺寸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，快进时液压缸差动连接。这种情况下液

6、压缸无杆腔工作面积应为有杆腔工作面积的两倍。即活塞杆直径与缸筒直径呈的关系。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1和表2选此背压为4 mpa。快进时液压缸虽然作差动连接，但由于油管中有压降存在，有杆腔的压力必须大于无杆腔，参考表4，估算时取0.5mpa。快退时回油腔中是有背压的，这时按mpa估算。表4 执行元件背压力系统类型背压力/mpa简单系统或轻载节流调速系统0.20.5回油路带调速阀的系统0.40.6回油路设置有背压阀的系统0.51.5用补油泵的闭式回路0.81.5回油路较复杂的工程机械1.23回油路较短且直接回油可忽略不计由工进时的推力式计算液压

7、缸面积有 缸筒直径： 参考表5及表6，得活塞杆直径：d 0.71d =85.2mm，圆整后取标准数值得 d=120mm， d=85mm。表5 按工作压力选取d/d工作压力/mpa5.05.07.07.0d/d0.5 0.550.620.700.7表6 按速比要求确定d/d2/ 11.151.251.331.461.612d/d0.30.40.50.550.620.71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。由此求得液压缸两腔的实际有效面积为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2所示。 表7液压

8、缸在各阶段的压力、流量和功率值工况推力回油腔压力/mpa进油腔压力 /mpa输入流量 输入功率计算公式快进 (差 动)启动20000.357 加速2084p1+p0.864恒速1067p1+p0.6645.40.499工进408000.84.0060.540.036快退起动20000.355加速20840.61.57恒速10670.61.3945.081.044注：1. p为液压缸差动连接时，回油口到进油口之间的压力损失，取p=0.5mpa。3.。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。图2四、 拟定液压系统原理图（一）选择液压回路 (1) 选择调速回路 由图2可知，

9、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。(2) 选择油源形式 从工况图可以清楚看出，在工作循环内，液压缸要求油源提供快进、快退行程的低压大流量和工进行程的高压小流量的油液。最大流量与最小流量之比qmax/qmin=45.4/0.54 84，而快进快退所需的时间和工进所需的时间分别为：也就是。因此，从提高系统效率、节省能量的角度来看，采用单个定量泵作为油源显然是不合适的，而宜选用大、小两个液压泵自动并联供油源方案（图3a）

10、。 (3) 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3b所示。图3 (4) 选择速度换接回路 由工况图（图2）中的曲线得知，当滑台从快进转为工进时，输入液压缸的流量由45.4l/min降为0.54l/min，滑台的速度变化较大，为减少速度换接时的液压冲击，宜选用行程阀控制的换接回路，如图3c所示。当滑台由工进转为快退时，回路中通过的流量很大进油路中通过45.08l/min，回油路中通过45.08

11、(113.1/56.35)l/min=90.48l/min。为了保证换稳中有向平稳起见，可采用电液换向阀换接回路（见图3b），就不需再设置专用的元件或油路。(5) 选择调压和卸荷回路 在双泵供油的油源形式确定后，调压和卸荷问题都已基本解决。即滑台工进时，高压小流量泵的出口压力由油源中的溢流阀调定，无需另设调压回路。在滑台工进和停止时，低压大流量泵通过液控顺序阀卸荷，高压小流量泵在滑台停止时虽未卸荷，但功率损失较小，故可不需再设卸荷回路。(二)、液压回路的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4所示。在图3中，为了解决滑台工进时进、回油路串

12、通使系统压力无法建立的问题，增设了单向阀6。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14。当滑台碰上死挡块后，系统压力升高，它发出快退信号，操纵电液换向阀换向。 图4 整理后的液压系统图1双联叶片泵 2三位五通电液阀 3行程阀4调速阀 5、6、10、13单向阀 7顺序阀8背压阀 9溢流阀 11过滤器12压力表 13压力继电器五、计算和选择液压件（一）确定液压泵的规格和电动机功率(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

13、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4.006mpa，如在调速阀进口节流调速回路中，参考表8,选取进油路上的总压力损失p=0.8mpa，考虑到压力继电器的可靠动作要求压差为=0.5mpa，则小流量泵的最高工作压力估算为大流量泵只在快进和快退时向液压缸供油，由图1可知，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：表8系统结构情况总压力损失一般节流阀调速及管路简单的系统020.5进油路有调速阀及管路复杂的系统0.51.5 (2) 计算液压泵的流量由表7可知，油源向液压缸输入的最大流量为45.4l/min ，若

14、取回路泄漏系数k=1.1，则两个泵的总流量为考虑到溢流阀的最小稳定流量为3l/min，工进时的流量为0.54l/min，则小流量泵的流量最少应为 3.54l/min。(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产品样本，并考虑液压泵存在容积损失，最后确定选取pv2r12-6/46型双联叶片泵。其小流量泵和大流量泵的排量分别为6ml/r和46ml/r，当液压泵的转速np=940r/min时，其理论流量分别为5.6 l/min和31l/min，若取液压泵容积效率v=0.9，则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1.89mpa、流量为43.99

15、mpa，若取液压泵总效率p=0.75，这时液压泵的驱动电动机功率为根据此数值查阅产品样本，选用规格相近的y112l6型电动机，其额定功率为2.2kw，额定转速为940r/min。（二）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9按小流量泵的额定流量选取，调速阀4选用q6b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。表8液压元件规格及型号序号元件名称估计通过的最大流量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p

16、v2r12-6/466+47162三位五通电液换向阀9035dyf3y100b1006.30.53行程阀9222c100bh1006.30.34调速阀1q6b66.35单向阀90yf3-e20b1206.30.26单向阀44i100b1006.30.27液控顺序阀32xy63b636.30.38背压阀1b10b106.39溢流阀5.1y10b106.310单向阀32i100b1006.30.211滤油器499xu1002001006180.0212压力表开关k6b6313单向阀916i100b1006.30.214压力继电器pfb8l14*注：此为电动机额定转速为940r/min时的流量。(三

17、) 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。9各工况实际运动速度、时间和流量流量、速度快进工进快退输入流量排出流量运动速度表10允许流速推荐值管道推荐流速/(m/s)吸油管道0. 51.5，一般取1以下压油管道36，压力高，管道短，粘度小取大值回油管道1. 53 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推荐的管道内允许油液在压力管中流速取3 m/min，由式计算得与液压缸无杆腔和有杆腔相连的油管内径分别为为了统一规格，按产品样本选取所有管子均为外径

18、mm、内径mm的10号冷拔钢管。(四) 确定油箱油箱的容量按式估算，取为5时，求得其容积为：按jb/t 79381999规定，取标准值v=375l六、 验算液压系统性能（一）验算系统压力损失由于系统管路布置尚未确定，所以只能估算系统压力损失。估算时，首先确定管道内液体的流动状态，然后计算各种工况下总的压力损失。现取进、回油管道长为l=2m，油液的运动粘度取 =110-4m2/s，油液的密度取r=0.9174103kg/m3。(1) 判断流动状态在快进、工进和快退三种工况下，进、回油管路中所通过的流量以快退时回油流量=45.4l/min为最大，此时，油液流动的雷诺数也为最大。因为最大的雷诺数小于

19、临界雷诺数（2000），故可推出：各工况下的进、回油路中的油液的流动状态全为层流。(2) 计算系统压力损失将层流流动状态沿程阻力系数和油液在管道内流速同时代入沿程压力损失计算公式，并将已知数据代入后，得可见，沿程压力损失的大小与流量成正比，这是由层流流动所决定的。在管道结构尚未确定的情况下，管道的局部压力损失p常按下式作经验计算各工况下的阀类元件的局部压力损失可根据下式计算其中的dpn由产品样本查出，qn和q数值由表8和表9列出。滑台在快进、工进和快退工况下的压力损失计算如下：1快进滑台快进时，液压缸通过电液换向阀差动连接。由表8和表9可知，进油路上油液通过单向阀10的流量是32l/min，通过电液换向阀2的流量是43.99 l/min，然后与液压缸有杆腔的回油汇合，以流量87.67l/min通过行程阀3并进入无杆腔。由此进油路上的总压降为： 此值不大，不会使压力阀开启，帮能确保两个泵的流量全部进入液压缸。在回油路上，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43.68l/min，然后与液压泵的