钻镗液压机床的设计

1、液压与气压传动课程设计目 录绪论11.钻镗液压机床的设计21.1机床的设计要求21.2 机床的设计参数22 选择执行元件32.1分析系统工况32.2绘制负载循环图和速度循环图42.3确定主要参数52.3.2 确定液压缸主要尺寸62.3.3 计算最大流量需求73 .拟定液压系统原理图93.1 选择速度控制回路93.2 选择换向和速度换接回路103.3 选择油源和控制能耗113.4 选择压力控制回路124.选择液压元件154.1 确定液压泵和电机规格154.1.1计算液压泵的最大工作压力154.1.2计算总流量154.2 选择阀类元件和辅助元件164.2.1选择阀类元件164.2.2过滤器的选择1

2、74.2.3空气滤清器的选择174.3油管的选择184.4 油箱的设计194.4.1油箱长宽高的确定194.4.2隔板尺寸的确定194.4.3各种油管的尺寸195 验算液压系统性能205.1验算系统压力损失205.2验算系统发热与温升226.设计总结237.参考文献2424绪论随着科学技术和工业生产的飞跃发展，国民经济各个部门迫切需要各种各样的质量优、性能好、能耗低、价格廉的液压机床产品。其中，产品设计是决定产品性能、质量、水平、市场竞争能力和经济效益的重要环节。产品的设计包括液压系统的功能分析、工作原理方案设计和液压传动方案设计等。这些设计内容可作为液压传动课程设计的内容。很明显，液压系统设

3、计本身如果存在问题，常常属于根本性的问题，可能造成液压机床的灾难性的失误。因此我们必须重视对学生进行液压传动设计能力的培养。 作为一种高效率的专用机床，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的设计方法和设计步骤，其中包括组合机床动力滑台液压系统的工况分析、主要参数确定、液压系统原理图的拟定、液压元件的选择以及系统性能验算等。 液压系统设计与整机设计是紧密联系的，下面将按照这一流程图来进行本次液压课程设计。明确液压系统的设计要求否否 液 压 CAD 验标液压系统性能 选择液压元件 拟定液压系统原理图 确定执行元件主要参

4、数执行元件运动与负载分析是否通过？是绘制工作图，编制技术文件是否符合要求？是 结 束1.钻镗液压机床的设计1.1机床的设计要求 设计一台钻镗两用组合机床的液压系统。 钻镗系统要求实现的动作顺序为：快进工进快退原位停止。液压系统的主要参数与性能要求如下：轴向切削力总和F=12000N，移动部件总重量G20000N；行程长度200mm（工进和快进行程均为100mm）快进、快退的速度为6m/ min，工进速度（201200）mm/ min范围内无级调节；往返运动加速减速时间t=0.2s；该动力滑台采用水平放置的平导轨；静摩擦系数fs0.2；动摩擦系数0.1。 1.2 机床的设计参数 系统设计参数如表

5、1所示，动力滑台采用平面导轨，其静、动摩擦系数分别为fs = 0.2、 = 0.1。=100mm，=100mm，=200mm其主要设计参数如表。表1-1 设计参数参 数数 值切削阻力（N）12000滑台自重(N)20000最大行程(mm)200工进、快退行程(mm)100快进、快退速度(m/min)6工进速度(mm/min)201200加速、减速时间t（s）0.2静摩擦系数fs0.2动摩擦系数fd0.12 选择执行元件2.1分析系统工况2.1.1工作负载 钻镗两用组合机床的液压系统中，钻镗的轴向切削力为Ft。据题意，最大切削力为12000N，则有 2.1.2惯性负载 惯性负载 2.1.3阻力负

6、载 静摩擦阻力 动摩擦阻力 可得出液压缸的在各工作阶段的负载如表（液压缸的机械效率取）表2-1工况负载组成负载值F推力启动4000N4211N加速3000N3158N快进2000N2105N工进14000N14737N快退2000N2105N2.2绘制负载循环图和速度循环图 根据上表中得出结果，绘制组合机床动力滑台液压系统的负载循环图如图所示。图2-1 组合机床负载循环图 当组合机床动力滑台处于工作进给状态时，负载力最大为14000N，其他工况下负载力相对较小。 设计组合机床动力滑台液压系统的速度循环图根据给的设计参数进行绘制，快进和快退速度=6m/min、快进行程=100mm、工进行程=10

7、0mm、快退行程=200mm，工进速度=100mm/min。可得组合机床动力滑台液压系统的速度循环图。图2-2 组合机床液压系统速度循环图2.3确定主要参数2.3.1 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14737N，按照负载大小或按照液压系统应用场合来选择工作压力的方法，初选液压缸的工作压力p1=2.8MPa。表2-2 按负载选择工作压力负载/ KN<5510102020303050>50工作压力/MPa<0.811.522.5334455表2-3 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

8、械起重运输机械磨床组合机床龙门刨床拉床工作压力/MPa0.823528810101820322.3.2 确定液压缸主要尺寸 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。采用活塞杆固定，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。 工进过程中，当孔被钻通时，液压缸有可能会发生前冲的现象，回油腔通过设置背压阀的方式设置一定的背压，元件的背压力如下表。表2-4 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

9、短且直接回油可忽略不计 快进时连接管路中存在着压降P，估算并取P0.5MPa。快退时回油腔中也有背压的，选取被压值=0.8MPa。工进时液压缸的推力计算公式为：， F 负载力 液压缸机械效率 液压缸无杆腔的有效作用面积 液压缸有杆腔的有效作用面积 液压缸无杆腔压力 液压有无杆腔压力根据已知参数，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 活塞杆直径为d=0.707×93=65.8mm，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=100mm，活塞杆直径为d=70mm。表2-5 按工作压力选取d/D工作压力/MPa5.

10、05.07.07.0d/D0.50.550.620.700.7表2-6 按速比要求确定d/D/ 1.151.251.331.461.612d/D0.30.40.50.550.620.71 注：无杆腔进油时活塞运动速度；有杆腔进油时活塞运动速度。得出液压缸两腔的实际有效面积分别为：2.3.3 计算最大流量需求工作台在快进过程中所需要的流量为：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：其中最大流量为快进流量为23.04L/min。 根据上述液压缸直径及流量计算结果，计算液压缸在各个工作阶段中的压力、流量和功率值，如下表所示。表2-7 各工况下的主要参数值工况推力F/N回油

11、腔压力P2/MPa进油腔压力P1/MPa输入流量q/L.min输入功率P/Kw计算公式快进启动421101.12q=(A1-A2)v1P=p1qp2=p1+p加速31581.060.86恒速21051.060.5423.040.11工进147371.02.321.277.630.0290.046P1=(F+p2A2)/A1q=A1v2P=p1q快退起动444400.98P1=(F+p2A1)/A2q=A2v3P=p1q加速31580.80.82恒速21050.80.5515.060.62把表2-7中绘制成工况图，如图所示。图2-3 组合机床液压缸工况图3 .拟定液压系统原理图 根据设计任务和工

12、况的分析，对调速范围、低速稳定性有一定要求，速度控制是该机床要解决的主要问题。速度的换接、稳定性是该机床液压系统设计的核心。此外，组合机床液压系统应尽可能结构简单，成本低，节约能源。3.1 选择速度控制回路 工况图2-3表明，设计的组合机床液压系统考虑采用节流调速回路即可。虽然节流调速回路效率低，但结构简单、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，因此选择进口节流调速、出口节流调速。钻镗加工属于连续切削加工，加工过程中切削力变化不大，该过程中负载变化不大，采用节流阀的节流调速回路，且在回油路上设置背压阀。3.2 选择换向和速度换接回路 换向平稳性的要求不高，流量不大，压

13、力不高，选用价格较低的电磁换向阀控制换向回路。为便于实现差动连接，选用三位五通电磁换向阀。选用Y型中位机能。当工作台从快进转为工进时，液压缸的流量由23.04 L/min降为1.277.63 L/min，选用二位二通行程换向阀进行速度换接，如图3-1所示，控制阀均用普通滑阀式结构。当工作台从工进转为快退时，在回路上并联一个单向阀进行速度换接。同时采用死挡块加压力继电器的行程终点转换控制。 a.换向回路 b.速度换接回路图3-1 换向和速度切换回路的选择3.3 选择油源和控制能耗 设计的多轴钻床液压系统的供油工况主要为快进、快退时的低压大流量供油和工进时的高压小流量供油两种工况，如果采用单个定量

14、泵供油，系统的功率损失大、效率低。所以在液压系统的流量、方向和压力等关键参数确定后，应考虑能耗控制，以达到降低生产成本的目的。 在图2-3工况图的一个工作循环内，液压缸在快进和快退行程中最大流量与最小流量之比约为147，而快进和快退所需的时间与工进所需的时间分别为： 上述数据表明，在一个工作循环内，如果选用单个定量泵作为整个系统的油源，液压系统长时间处于一个大流量溢流的状态，这样的设计显然不合理。 所以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，这样有利于降低能耗和生产成本，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算为： 快进P=0.56x23.04=13.12Kw 工

15、进时，大泵卸荷，大泵出口供油压力几近于零，因此快退P=0.57x23.04=13.71Kw 方案如图所示：图3-2 双泵供油油源3.4 选择压力控制回路 因为采用双泵供油回路，故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的供油压力。并在液压泵的出口处、背压阀和液压缸无杆腔进口处设测压点，在回油路上串接一个液控顺序阀7，阀8起背压阀的作用，同时添置了一个单向阀13，避免影响滑台运动的平稳性，增设了一个压力继电器14，因为考虑到这台机床对位置定位精度要求较高。画出液压系统原理图如图3-3所示。图3-3(a)电磁铁和阀的动作图3-3(b) 液压系统原理图4.选择液压元件4.1 确定液

16、压泵和电机规格4.1.1计算液压泵的最大工作压力 本设计采用双泵供油方式，根据图2-3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，小流量液压泵在快速运动和工进时都向液压缸供油，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。液压泵的最大工作压力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。算出得到最高工作压力为21 MPa4.1.2计算总流量 由表2-5可知，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23.04 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：1.1x23.04 L/

17、min=18.68L/min 工作进给时，液压缸所需流量约为1.3 L/min，同时溢流阀的最小稳定溢流量3 L/min，所以小流量泵的供油量最少应为4.3L/min。 查阅液压设计手册，选取PV2R126/26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=0.9，则当泵的转速=940r/min时 小泵的输出流量为qp小=69400.9/1000=5.076 L/min 大泵的输出流量为qp大=26x940x0.9/1000=22.00L/min 双泵供油的实际输出流量为该流量能够满足液压缸快速动作的需求，确定选取PV2R126/26型双联叶片泵，液

18、压泵参数如表4-1所示。表4-1 液压泵参数元件名称估计流量规格额定流量额定压力MPa型号双联叶片泵(5.1+22)最高工作压力为21 MPaPV2R12-6/264.2 选择阀类元件和辅助元件4.2.1选择阀类元件 调速阀的选择应考虑使调速阀的最小稳定流量应小于液压缸工进所需流量。由于设计中4个单向阀的额定流量是各不相同，因此选用不同规格的单向阀。 本设计所选择方案如下表所示，表中给出了各种液压阀的型号及技术参数。表4-2 选用元件的型号和规格序号元件名称估计通过的流量q/L/min型号规格1双联叶片泵PV2R1214MPa，35.5和4.5L/min2三位五通电液换向阀7535DYF3YE

19、10B16MPa，10通径3行程阀84AXQF-E10B4调速阀<15单向阀756单向阀44AF3-Ea10B7液控顺序阀35YF3E10B8背压阀 <1YF3E10B9溢流阀 4.5YF3E10B10单向阀 35AF3-Ea10B11滤油器 40YYL105-1021MPa，90L/min12压力表开关KF3-E3B16MPa，3测试点13单向阀75AF3-Ea10B16MPa，20通径14压力继电器PF-B8C14MPa，8通径4.2.2过滤器的选择 依据过滤器的流量至少是液压泵总流量的两倍的原则，取过滤器的流量为泵流量的2.5倍。且所设计组合机床液压系统对油液的过滤精度要求不

20、高，有： 选取通用型WU系列网式吸油过滤器，参数如下表所示。表4-3 通用型WU系列网式吸油中过滤器参数型号通径mm公称流量过滤精度尺寸M（d）HDWU6580-J3263631204.2.3空气滤清器的选择 依据空气滤清器的流量至少为液压泵额定流量2倍的原则，有 选取EF系列液压空气滤清器，参数如下表所示。表4-4 液压空气滤清器参数型号过滤注油口径mm注油流量L/min空气流量L/min油过滤面积L/minAmmBmmammbmmcmm四只螺钉均布mm空气过滤精度mm油过滤精度mE-28281410512010050475964M580.2791254.3油管的选择 由于液压泵具体选定之后

21、液压缸在各个阶段的进、出流量已与原定数值不同，所以应对液压缸进油和出油连接管路重新进行计算，如表4-5所示。流量、速度快进工进快退输入流量排出流量运动速度表4-5 液压缸的进、出油流量和运动速度 4.4 油箱的设计4.4.1油箱长宽高的确定 油箱的设计可先根据液压泵的额定流量按照经验计算方法计算油箱的体积，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，取时，求得其容积为： 按JB/T79381999规定，取标准值V容量=250L 如果取油箱内长l1、宽w1、高h1比例为3：2：1，可得长为：=1107mm，宽=738mm，高为=369mm。

22、油箱采用普通钢板焊接即可，油箱箱壁厚3mm，箱底厚度5mm，因为安装其他液压元件，因此箱盖厚度取为10mm。为了易于散热和便于对油箱进行搬移及维护保养，取箱底离地的距离为160mm。油箱基体的总长总宽总高，长为： 宽为：高为：同时为了方便清洗油箱，取油箱底面倾斜角度为。4.4.2隔板尺寸的确定 为起到消除气泡和使油液中杂质有效沉淀的作用，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的3/4，根据上述计算结果，隔板的高度应为：4.4.3各种油管的尺寸 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，上述油管的最大内径为20mm，外径取为28mm。泄漏油管的尺寸远小

23、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的尺寸进行选取。油箱上吸油管的尺寸可根据液压泵流量和管中允许的最大流速进行计算。取吸油管中油液的流速为1m/s。可得：液压泵的吸油管径应尽可能选择较大的尺寸，以防止液压泵内气穴的发生。因此根据上述数据，按照标准取公称直径为d=28mm，外径为35mm5 验算液压系统性能5.1验算系统压力损失 在系统管路布置尚未确定的情况下估算系统压力损失。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。取进、回油管道长为l=2m，油液的运动粘度取 =1 x 10-4m2/s，油液的密度取=0.9174 x 103kg/m3。5.1.1判断流动状

24、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进时回油流量q1=23.04L/min为最大，此时，油液流动的雷诺数 =379.5 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。5.1.2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 =1.523x 在管道结构不能确定，管道的局部压力损失p常按下式作经验计算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22L/min，通过电液换向阀2的流量是27.1L/min，然后与液压缸有杆腔的回油汇合

25、，以流量51.24L/min通过行程阀3并进入无杆腔。由此进油路上的总压降为： =0.276Mpa 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24.14L/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与无杆腔压力之差。 =0.279此值小于估计值，可以成立。2工进 滑台工进时，在进油路上，油液通过电液换向阀2、调速阀4进入液压缸无杆腔，在调速阀4处的压力损失为0.5MPa。在回油路上，油液通过电液换向阀2、背压阀8和大流量泵的卸荷油液一起经液控顺序阀7返回油箱，在背压阀8处的压力损失为0.5MPa。通过顺序阀7的流量为（0.25+22）=22.25L/min，因此这时液压缸回油腔的压力为： =0.525Mpa3快退 滑台快退时，在进油路上，油液通过单向阀10为22L/min电液换向阀2为27.1L/min进入液压缸有杆腔。在回油路上，油液通过单向阀5、电液换向阀2和单向阀13返回油箱，流量都为57.52L/min在进油路上总的压降为 该值小于估计值，因此液压泵的驱动电动机的功率是足够的。 5.2验算系统发热与温升 工进在整个工作循环中占95%，液压系统的总输入功率为液压泵的输入功率: =0.437Kw 计算出系统的发热功率为=0.3650.424Kw 按式计算工进时系统中的油液温升T