卧式单面多轴钻孔组合机床动力滑台的液压系统的课程设计__完整版(经过多个文档整合)

1、目 录弓丨言2第一张明确液压系统的设计要求3第二章负载与运动分析4第三章负载图和速度图的绘制6第四章确定液压系统主要参数74. 1确定液压缸工作压力74. 2计算液压缸主要结构参数74. 3绘制液压缸工况图9第五章液压系统方案设计105.1选用执行元件155. 2速度控制回路的选择155. 3选择快速运动和换向回路165. 4速度换接冋路的选择165. 5组成液压系统原理图175. 5系统图的原理18第六章液压元件的选择216. 1确定液压泵的规格和电动机功率216. 2确定其它元件及辅件226. 3主要零件强度校核24第七章 液压系统性能验算267.1验算系统压力损失并确定压力阀的调整值26

2、7. 2油液温升验算27设计小结29参考文献30引言液压系统已经在各个部门得到越来越广泛的应用，而且越先进的设备，其应 用液压系统的部门就越多。液压传动是用液体作为來传递能量的，液压传动有以下优点：易于获得较大 的力或力矩，功率重量比大，易于实现往复运动，易于实现较大范围的无级变速, 传递运动平稳，可实现快速而且无冲击，与机械传动相比易于布局和操纵，易于 防止过载事故，口动润滑、元件寿命较长，易于实现标准化、系列化。液压传动的基本目的就是用液压介质来传递能量，而液压介质的能量是由其 所具有的压力及力流量来表现的。而所有的基本回路的作用就是控制液压介质的 压力和流量，因此液压基木冋路的作用就是三

3、个方面：控制压力、控制流量的大 小、控制流动的方向。所以基本冋路可以按照这三方面的作用而分成三大类：压 力控制回路、流量控制回路、方向控制回路。第一张明确液压系统的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f加速f快进f减速f工进f快退f停止。液压系统的主要 参数与性能耍求如2轴向切削力总和fg=12700n,移动部件总重量g = 20000n；行程长度400mm （其中工进行程100mm）快进、快退的速度为7m/min, 工进速度（201000） mm/min,其中20mm/min为粗加工，1000mm/min为精加 工；启动换向时间 tw0

4、.15s；该动力滑台采用水平放置的平导轨；静摩擦系数 fs=0.2；动摩擦系数fd=o.k液压系统的执行元件使用液压缸。第二章负载与运动分析负载分析屮，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 在机械效率屮加以考虑。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吋，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) 工作负载尺工作负载是在工作过程屮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ft

5、= 12700/v(2) 阻力负载片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。导轨的止压力等于动力部件的重力，设导轨的静摩擦力为件，则 静摩擦阻力 ffs = 0.2x20000 = 4ooo7v 动摩擦阻力 ff, =0.1x20000 = 2ooo2v(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，其屮最大加速度可通过 工作台最大移动速度和加速吋间进行计算。已知启动换向吋间为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9.8160x0.15=1585.687vav=mx=ar如果忽略切削力引起的颠覆力

6、矩对导轨摩擦力的影响，并设液压缸的机械效率久二0.9,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的 负载力和液压缸所需推力情况，如表1所示。表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/久/n启动40004444. 44加速尸讥+你3585. 683984. 08快进20002222. 22工进f讥+ x1470016333. 33反向启动"件40004444. 44加速f = ffd+fm3585. 683984. 08快退f皿20002222. 22制动ff-你414. 32460. 36第三章负载图和速度图的绘制根据负载计算结果和已知的个阶段

7、的速度，可绘制出工作循环图如图1 (a) 所示，所设计组合机床动力滑台液压系统的速度循环图可根据已知的设计参数进 行绘制，已知快进和快退速度v,二v3二7m/min、快进行程ll=400-100=300mm> 工进行程l2=100mm、快退行程l3=400mm,工进速度v2 = 50mm/min。快进、工进和快退的吋间可由下式分析求出。快进厶 _300x1060= 2.57$工进厶2 _100xl0 ”2 = m =0.05 60= 120$快退vl v360x30060x400 乙1s = 6s7x1000 7x1000根据上述已知数据绘制组合机床动力滑台液压系统绘制负载图(f-d如图

8、 1(b),速度循环图如图1 (c)所示。快进工迸停止f/n1 47 0040002000v七1tb )快进图1速度负载循环图a）工作循环图 b）负载速度图c）负载速度图第四章确定液压系统主要参数4.1确定液压缸工作压力由表2和表3可知,组合机床液压系统在最大负载约为17000 n时宜取3mpo表2按负载选择工作压力负载/ kx<55 10102020303050>50工作压力/mpa< 0.旷11.5 22. 53344525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

9、作压力/mpa0.旷2352池旷10101820324. 2计算液压缸主要结构参数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、可以在活塞杆屮设置通油孔的冇利条件，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而积人是冇杆腔工作而积儿两倍的形式，即活塞杆直径 d与缸筒直径呈d二0. 707的关系。工进过程屮，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

10、的方式），选 取此背压值为必二0. 8mpao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）, 但连接管路屮不可避免地存在着压降a/儿 且冇杆腔的压力必须大于无杆腔，估 算时取a/9-0. 5mpa。快退时回油腔中也是冇背压的，这时选取被压值 p2 =0. 6mpao工进时液压缸的推力计算公式为f / % = ap1 - a>p2 = ap1-（a / 2）02，式中：f负载力tjm液压缸机械效率儿液压缸无杆腔的有效作用而积a2液压缸有杆腔的有效作用而积p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a,= 叽 ="

11、;333.鸞 m = ooo6282m2“-鱼3-竺1 2 2液压缸缸筒直径为d =4a i兀=89.46m/n mm 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, i大i此活 塞杆直径为d二0.707x89.46二63.32mm,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：a =)74 = 63.585x10_4w2a2 = -(d2 - j2 )/4 = 32.43 x 10-4 m2工作台在快进过程屮，液压缸采用差动连接，此

12、时系统所需要的流量为9快进二(a - %)x v二 23.07 l/min工作台在快退过程中所需耍的流量为q 快退=人2 x v? = 22.7 l/ min工作台在工进过程小所需要的流量为qa x v 9 =0. 318 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屮 的压力、流量和功率值，如表4所示。表4各工况下的主要参数值丁况推力f'/n回油腔压力mpa进油腔 压力./ilpa输入流量q/l. min 1输入功 率"kw计算公式快启动555601.54=(f +a2ap)/(a -a2：进加速69492. 311.81=(aj-a2)|快速

13、27781.490. 9922.730. 375p =卩山pi = pi +工进277880.83. 290. 950. 052pi =t+p2a2)/alg = a" p = p、q快退起动218000. 49q =也p = p】+q加速69490.62.84快退27780.61.8220. 020. 607制动414.30.61.3注：f4. 3绘制液压缸工况图并据表4 口j绘制出液压缸的工况图，如图2所示。ue23. 073. 078 1. 1661. 270.4480. 016o.31d0. 70371. 8622. 774/mm 37.411- 811. 6；图2组合机床液

14、压缸工况图qpp12确定执行元件主要参数1.2.1液压缸的计算（一）液压缸承受的合模力为3150kn,最大压力pf28mpo鉴于整个工作过程要完成快进、快退以及慢进、慢退，因此液压缸选用单活塞杆式的。 在液压缸活塞往复运动速度有要求的情况卜,活塞杆直径d根据液压缸工作压力选取。由于工作压力大于7«p> ffld= oyd.市合模力和负载计算液压缸的面枳。3150 x 10?0.96 > 28 x 10£=01172d= = 0.3863bd=0.7d = 0t x 0.3863 = 0.2704a将这些直径按gb/t 2348-2001以及液压缸标准闘整成就近标

15、准值，得:04 d = 0.28ta111此得液压缸两腔的实际有效血积01257 *人 z =0,0640#（二）确定液压缸壁厚5根据公式2 "计算液压缸壁厚。式中:§二管壁厚mmp二最大压力kg/cm2d二液压缸内径mm许用应力，二”小为安全系数,此处取n二5。$ b二抗拉强度最低值设定油缸用料45#,抗拉强度 一600mp,最大压力28mp,管内径400mm,贝ij授小壁厚1,2x23x420此处取壁厚s =60 mm。（三）液压缸及活塞杆长度的确定（1）液压缸工作行程氏度'=700mm。（2）授小导向长度的确定当活塞杆全部外伸时，从活塞支承面中点到缸盖滑动支承

16、面中点的距离h称为授小导向 长度。如果导向长度过小，将使液压缸的初始挠度（间隙引起的挠度）增大，影响液压缸的 稳定性，因此设计时必须保证冇一定的最小导向长度。对一般的液压缸，最小导向长度ii应满足以卜要求：式中：l活塞杆的最人行程；d液压缸的内径。活塞的宽度b 一般取b二（0. 610）0；缸盖滑动支承面的长度人，根据液压缸内径d而定;当 d<80mm 时，取比二（0.6'1.0）d.当d>80mm时，取“=少怎仏日。为保证最小导向长度ii,若过分增大和b都是不适宜的，必要时可在缸盖与活塞之间增加一隔套k來增加ii的值。隔套的长度crh需耍的最小导向长度h决定，即 滑台液压

17、缸： + t = + = 235 最小导向长度：取 h=240mm活塞苑度：b0. 6d240n）ni缸盖滑动支承面长度：= a6d = 186 mm隔套长度:c =劇一 ；(3w+180) = 30"液压缸缸体内部长度应等于活塞的行程与活塞的宽度之和。缸体外形长度还要考虑到两 端端盖的厚度。一般液压缸缸体长度不应大于内径的2030倍。液压缸：l =射0即活塞杆长度l = ff+2= s4o+ 700= 940缸体内部长度（四）活塞杆稳定性校核活塞杆受轴向负载，其值f超过某一临界值fk,就会失去稳定。活塞杆稳定性按下式进行校核。式中：nk安全系数，一般取广4,此处取=活塞杆长细比94

18、0/280=3. 36%” £ %业#兀=20t20当活塞杆的长细比“吋，且时式中：1安装长度，其值为安装方式有关；x a心活塞杆横截面最小回转半径，粮柔性系数；悔由液压缸支撑方式决定的末端系数；e = 2.06 wfae活塞杆材料的弹性模量，对钢，可取活塞杆横截面惯性矩；且活塞杆横截血积；f由材料强度决定的实验值； a系数。以上各值参考章宏甲主编液压少气压传动第二版130贝液压缸强度校核中表3-4、 表35所取。2. 2液压缸的结构设计液压缸主要尺寸确定以后，就进行各部分的结构设计。主要包括：缸体与缸盖的连接结 构、活塞与活塞杆的连接结构、活塞杆导向部分结构、密封装置、排气装置及液

19、压缸的安装 连接结构等。由于工作条件不同，结构形式也各不相同。设计时根据具体情况进行选择。 设计计算过程1）缸体与缸盖的连接形式缸体与缸盖的连接形式与工作压力、缸体材料以及工作条件有关。木次设计屮采用外半环连接，如下图所示：缸体与缸盖外半环连接方式优点：（1）结构较简单；（2）加工装配方便。缺点：（1）外型尺寸大；（2）缸筒开槽，削弱了强度，需增加缸筒壁厚2）活塞杆与活塞的连接结构。参阅液压系统设计简明手册>>p拓表2-8,采用组合式结构中的螺纹连接。如下图2所 示:图2 活塞杆与活塞螺纹连接方式特点：结构简单，在振动的工作条件卜容易松动，必须用锁紧装也应用较多，如组合机床与 工程

20、机械上的液压缸。2)活塞杆导向部分的结构(1)活塞杆导向部分的结构，包括活塞杆与端盖、导向套的结构，以及密封、防尘和锁 紧装置等。导向套的结构町以做成端盖整体式直接导向，也可做成与端盖分开的导向套结构。 后者导向套幣损后便于更换，所以应川较普遍。导向套的位置可安装在密封圈的内侧，也可 以装在外侧。机床和工程机械中一般采用装在内侧的结构，冇利于导向套的润济而油压机 常采用装在外侧的结构，在高压下工作时，使密封圈冇足够的油压将曆边张开，以捉高密封 性能。参阅液压系统设计简明手册>>pw表2-9,在木次设计中，采用导向套导向的结构形式, 其特点为：导向套与活塞杆接触支承导向，磨损后便于更

21、换，导向套也町用耐磨材料。盖与杆的密封常采用y形、v形密封装置。密封可靠适用于中高压液压缸。防尘方式常用j形或三角形防尘装置活塞及活塞杆处密封圈的选用活塞及活塞杆处的密封圈的选用，应根据密封的部位、使用的压力、温度、运动速度的 范围不同而选择不同类型的密封圈。参阅液压系统设计简明手册>>pi7表2 10,在本次设计中采川0形密封圈。第五章液压系统方案设计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

22、系统应尽可能结构简单，成木低，节约能源，工作可靠。5.1选用执行元件因系统运动循环要求止向快进和工进，反向快退，且快进，快退速度和等，因 此选用单活塞杆液压缸，快进时差动连接，无杆腔面积a.等于有杆腔面积a2 的两倍。5. 2速度控制回路的选择工况图表明，所设计组合机床液压系统在整个工作循环过程屮所需要的功 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冋路即可。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、成木低。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

23、调速。钻镇加工属于连续切削加工，加工过程屮切削力变化不大，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 及孔被钻通吋的瞬间，存在负载突变的可能，因此考虑在工作进给过程屮采用具 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。从工况图屮可以清楚地看到，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人和工进所 需的吋间2分别为.=（/1/v1）+（z3/v3） = （60 x 300）/（7 x 1000）+

24、（60x 400）/（7 x 1000）$ = 6sr2 =/2/v2 =（60x100）/（0.05x1000）5 = 12（）5亦即是半二20因此从提高系统效率、节省能量角度来看，如杲选用单个定量 泵作为整个系统的油源，液压系统会长时间处丁大流量溢流状态，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吊联的供油方式，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 个工作循坏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

25、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所示。图3双泵供油油源5. 3选择快速运动和换向回路根据本设计的运动方式和耍求，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。5. 4速度换接回路的选择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

26、，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 型屮位机能。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23. 07 l/min降0.318 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 换接过程屮的液压冲击，如图4所示。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，捉高换向位置精度，采用死扌当块加压力继电器的行程终 点转换控制。&换向回路b.速度换接回路图4换向

27、和速度切换冋路的选择参考同类组合机床，选用双作用叶片泵双泵供汕，调速阀进汕节流阀调速的 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=0.8mpao5. 5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，并对冋路进行归并和整理，就可将 液压回路合成为液压系统，即组成如图5所示的液压系统图。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。耍实现系统的动作，即要求实现的动作顺序为：启

28、动一加速一快进一减速一 工进一快退一停止。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；“一”号表示电磁铁断电或行程阀复位。表5电磁铁的动作顺序表1ya2ya3ya行程阀快进+减速+t进+死档铁停留+快退+原位停止图5液压系统图95. 5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：进汕路：泵一向阀10-三位五通换向阀2 （1ya得电）一行程阀3-液压 缸左腔。回油路：液压缸右腔一三位五通换向阀2 （1ya得电）一单向阀6-行程阀 3-液压缸左腔。由此形成液压缸两腔连

29、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 减速当滑台快到预定位置时，此时要减速。挡块压卜行程阀3,切断了该通路， 电磁阀继续通电，这时，压力油只能经过调速阀4,电磁换向阀16进入液压缸 的左腔。由于减速时系统压力升高，变量泵的输出油量便自动减小，且与调速阀 4开口向适应，此时液控顺序7打开，单向阀6关闭，切断了液压缸的差动连接 油路，液压缸右腔的回油经背压阀8流回油箱，这样经过调速阀就实现了液压油 的速度下降，从而实现减速，其主油路为：进油路：泵一向阀10-三位五通换向阀2 （1ya得电）一调速阀4-电磁 换向阀16-液压缸左腔。冋油路：液压缸右腔一三位五通换

30、向阀2-背压阀8-液控顺序阀7-油箱。 3工进减速终了时，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和15才能进入液压缸左腔，冋油路和减速冋油完 全相同，此时变量泵输出地流量口动与工进调速阀15的开口相适应，故进给量 大小由调速阀15调节，其主油路为：进油路：泵- 向阀10-三位五通换向阀2 （1ya得电）一调速阀4-调速 阀15-液压缸左腔。回油路：液压缸右腔一三位五通换向阀2-背压阀8-液控顺序阀7-油箱。4. 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

31、间由时间 继电器调定。5. 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，|大i滑台返冋时的负载小，系统压力下 降，变量泵输出流量又口动恢复到最大，滑快速退回，其主油路为：进油路：泵一向阀10-三位五通换向阀2 （2ya得电）一液压缸右腔。冋油路：液压缸左腔一单向阀5-三位五通换向阀2 （右位）-油箱。6. 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直接冋油箱，泵在低压下卸荷。系统图的动作顺序表如表5所示。第六章液

32、压元件的选择6. 1确定液压泵的规格和电动机功率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。(1) 计算液压泵的最大工作压力由于木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

33、路，选取进油路上的总压力损失 zap = 0.8mpa ,同时考虑到压力继电器的可靠动作耍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(2.97 + 0.84- 0.5)mpa = 421 mpa大流量泵只在快进和快退时向液压缸供油，图4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05mpa,则大流量泵的最高工 作压力为：pp2 =(1.86 4- 0.5)mpa = 236mpa(2) 计算总流量表3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23.07 l/min,若整个回路中总

34、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：qp =l.lx 23.07 l/min = 30.97 l/min工作进给时，液压缸所需流量约为0.318 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3.318l/mino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 pv2r12-6/26型双联叶片泵，其中小泵的排量为6ml/r,大泵的排量为26ml/r, 若取液压泵的容积效率7； =0.9,则当泵的转速兀=940r/min吋，液压泵的实际vp输出流量为qp = (6 4- 26)x 960 x 0.9/1000

35、 l/min = (5.14- 22) = 27.072l/min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27.072r/mino取泵的总效率7j = 0.75 ,则液压泵驱动电动机所需的功率为：p =匕红=236x271 kw = 1 42£ “r/p 60x0.75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 pn = .5kw ,额定转速nn = 960r/min。6. 2确定其它元件及辅件(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，查阅产胡样 本，选出的阀类元件和辅件规格如表6所列。表6

36、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apn/mpa1双联叶片泵pv2r12-6/26(5. 1+22)16/142二位五通电液换向阀5035dyf3ye10b8016< 0. 53行程阀60axqfe10b6316<0.34调速阀<1axqfe10b6165单向阀60axqfe10b63160. 26单向阀25af3-ealob63160. 27液控顺序阀22xf3e10b63160.38背压阀0. 3yf3e10b63169溢流阀5. 1yf3e10b631610单向阀22af3-ealo

37、b6316< 0. 0211滤汕器30xu63 x 80-j63< 0. 0212压力衣开关kf3-e3b 3 测点1613单向阀60af3-falob1006. 30. 214压力继电器pfb8l0*注：此为电动机额泄转速为940r/min时的流量。(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7所列。表7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/(l/min)q= a-4_ 63.59x27.1一 63.59 32.43= 55.3q, =0.318=佈=2

38、7.1排出流量/(l/min)r32.43x55.3o% 一人a 0.381x32.43a _如 27.1x63.5963.59一 63.59= 094一 32.43= 533运动速度/(l/min)qpv.= a-4 27.1x10qx_ 0.381x101 27.1x10一 63.59 32.43= 8.22一 63.59= 0.05一 32.43二&35市农可以看岀，液压缸在各阶段的实际运动速度符合设计耍求。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：d = 2jq/伽)=2 x /(63.59xl06)/(x3x io3

39、x60)mm = 19.78m/n取标准值20mm；d = 2初/伽)=2x j(27.1xl0&)/(;rx3xl(y x60)加加=13.85/nm取标准值15mm。因此与液压缸相连的两根油管口j以按照标准选用公称通径为020和015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。(3) 油箱的设计汕箱的主要用途是贮存汕液，同时也起到散热的作用，参考相关文献及设 计资料，油箱的设计可先根据液压泵的额定流量按照经验计

40、算方法计算油箱的体 积，然后再根据散热要求对油箱的容积进行校核。油箱中能够容纳的油液容积按jb/t79381999标准估算，取$ = 7时，求得 其容积为v =弘=7x27厶=189.7厶按jb/t79381999规定，取标准值v=250lo6. 3主要零件强度校核 缸筒壁丿孚5 =4 mm 因为方案是低压系统，校核公式6v0.1d式中：力-缸筒壁厚（加）（-实验压力pe = （1.25 1.5）人，其中卩是液压缸的额定工作压力d-缸筒内径d二0. 11m0-缸筒材料的许用应力。6 = 0,/料，6为材料抗拉强度（mpa）,n为 安全系数，取"5。对于pi<16mpa.材料选4

41、5号调质钢，对于低压系统2q1.5x4x106x0.112x100x106=3.3mm因此满足要求。 缸底厚度§ =11 mm对于平缸底，厚度厲有两种情况:a.缸底有孔时:$ > 0.43301.5x40.226x100=23.069mm其 111 0 = °2 - do 二' = 0.226mmd d2103.4b.缸底无孔时，用于液压缸快进和快退；8. > 0.433d. j= 0.433x 103.4x j15 x4x1 °? 10.97mm1(yv looxlo6其屮 0 =d 2/ = 110 2x3.3 = 103.4加加 杆径d由

42、公式:式中：f是杆承受的负载(n) , f=12700n0是杆材料的许用应力，5二100m鬥=0.01272/nm=0.00725 mmd> i 4f 4x1270() _说6 _ v3.14x100x106 缸盖和缸筒联接螺栓的底径dl52x15x1270034x6x100x1()6式中k拧紧系数，一般取k=l. 2515；f缸筒承受的最大负载(n)；z螺栓个数；l(y螺栓材料的许用应力，r = as /n , as为螺栓材料的屈服点(mpa),安全系数n二1.22.5第七章液压系统性能验算7.1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

43、全面估算，故 只能先按课木式(3-46)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。但对于屮小型液压系统，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。快进55.3丫2+ 0.3x滑台快进吋，液压缸差动连接，由表3和表4可知，进油路上油液通过单向 阀10的流量是22l/min,通过电液换向阀2的流量是27. ll/min,然后与液压缸 有杆腔的回油汇合，以流量55. 3l/min通过行程阀3并进入无杆腔。因此进油路 上的总压降为mpa(220.2x i +0.5x(63丿=(0.024 + 0.057 + 0.231

44、) = 0.2796mp。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 进吋有杆腔压力鸟与无杆腔压力q之差。、2+ 0.2x厂 28.2 而丿=(0.0621+ 0.04 + 0.231)= 0.3331 mpa此值小于原估计值0. 5mpa (见表2),所以是偏安全的。工进工进吋，油液在进油路上通过电液换向阀2的流量为0.318l/min,在调速 阀4处的压力损失为0.5mpa；油液在冋油路上通过换向阀2的流量是 0.0162l

45、/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 (0162+22) l/min=22. 162l/min,因此这时液压缸回油腔的压力为p为= pi 一 ppi0.5x0.5x0.162丿、2+ 0.5 + 0.3x28.2632+ 0.3x<55.3?mpar 22.162?< 63 )mpa=0.531l2mpa可见此值小于原估计值08mpa。故可按表2屮公式重新计算工进时液压缸进油 腔压力q,即= 16333.33 + 0.537x1丫进 43仙“咖=l.mmpaa63.59x10_4x106此值与表3中数值2. 976mpa相近。考虑到压力继电器可靠动

46、作需要压羌厶a=0. 5mpa,故溢流阀9的调压aia应为ppi >+"+代2.84 + 0.5x0.5802+ 0.5+ 0.5mpa = 3.84mp。快退快退吋，油液在进油路上通过单向阀10的流量为22l/min,通过换向阀2 的流量为27. ll/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53. 13l/mino因此进油路上总压降为(22v( 27 1v工轧二 0.2x +0.5x 二一 mpa = 0.082mpa163丿i 80丿此值与表3的估计值相近,所以，快退吋液压泵的最大工作压力此值较小，所以液压泵驱动电动机的功率是足够的。回油路上总

47、压降为53.13、2(53.13、253.13丫0.2x+ 0.5x+ 0.2x< 63丿1 80丿1 63 j _mpa = 0.616 mpa故不必重算。必应为pp = a+za/7v1 =(2.41 +0.082)mpd = 2a92mpa因此大流量液压泵卸荷的顺序阀7的调压应大丁 2. 492mpao7. 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 耗的能量多数转化为热能，使油温升高，导致油的粘度下降、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4 7在允许的范围内，如一般机 床a二25 30 °c；数控机床aw 2

48、5 °c；粗加工机械、工程机械和机车车辆二35 40 °co液压系统的功率损失使系统发热，单位时间的发热量0 (kw)可表示为0話一笃式中p、 系统的输入功率(即泵的输入功率)(kw)；p2系统的输出功率(即液压缸的输出功率)(kw)o若在一个工作循环中有几个工作阶段，则可根据各阶段的发热量求出系统的 平均发热量对于本次设计的组合机床液压系统，其工进过程在整个工作循环中所占时间 比例达95%a = - = 120 = 95.23%斤+匚 120 + 6因此系统发热和油液温升可用工进吋的发热情况来计算。工进吋液压缸的有效功率(即系统输出功率)为这时大流量泵通过顺序阀10卸荷，

49、小流量泵在高压下供油，所以两泵的总 输出功率(即系统输入功率)为：0.3xl06x耳二p卩已八+ pp2775 |xx1o_3 + 3.84x1o6xx10-360630.75x103=0.432rw由此得液压系统的发热量为h. = p.-p()=(0.432 - 0.01225)kw = 0.42k w 即可得油液温升近似值：at =(0.42 x103)/ 乂(250尸 °c = 11.45°c温升小于普通机床允许的温升范围，因此液压系统中不需设置冷却器。设计小结经过大家近周的共同努力，终于有了成果，完成了此次课程设计，再一次系 统性的学习了有关液压方面的知识，此次课程

50、设计，感触良多，收获颇丰。通过这次课程设计，让我们每个人都再一次切身体验了课程设计的基本模式 和相关流程。在这次课程设计中，我学会了怎样根据老师所给的题目去构思，收 集和整理设计中所需要的资料。在这些口了里，我们都夜以继口的演算相关数据, 在参考书上寻找参考资料，使我们真正地尝试到了作为一名设计者的辛酸与喜 悦。通过本次课程设计，我们将理论知识与实际设计相结合，真正做到了理论联 系实际，并且学会了如何综合去运用所学的知识，使我们对所学的知识有了更加 深刻的认识和了解，让我们受益匪浅。还有，通过木次设计也让我们体验到了团队合作的重要性和必要性。设计是 一个庞大而复朵的系统工程，单枪匹马是很难顺利

51、完成任务的，这就要求我们要 冇合理的分工和密切的配合，将一个个复杂的问题分解成一个个小问题，然后再 齐个击破，只有这样才能设计出很实用的产品，同时也可以大大提高工作效率。 而且大家都参与进来，都能学到知识。从设计过程屮，我复习了以前学过的知识，autocad的画图水平冇所捉 高，word输入、排版的技巧也有所掌握，这些应该是我最大的收获。设计是一个系统性的工程，越做到后面，越发现自己知识的局限性，在今后 的学习屮，还得加紧学习。参考文献1王积伟，章宏甲，黄谊液压传动第二版北京：机械工业出版社， 206. 12 （20108 重印）2马振福液压与气动传动第二版北京：机械工业岀版社，2004. 13成大先.机