卧式单面钻孔组合机床液压系统设计

1、液压与气压课程设计 机制专业7班机电工程系液压与气压传动课程设计题目： 卧式单面钻孔组合机床液压系统设计 专业： 机械设计制造及其自动化 班级： 机制7班 姓名： 李XX 学号： 201094014251 (2012年12月30日)19液压与气压传动课程设计任务书一、主要任务与目标任务：卧式单面钻孔组合机床液压系统设计8-7一台卧式单面多轴钻孔组合机床，动力滑台的工作循环是：快进工进快退停止。液压系统的主要性能参数要求如下，轴向切削力=24000N；滑台移动部件总质量为510Kg；加、减速时间为0.2s;采用平导轨，静摩擦因数=0.2，动摩擦因数=0.1;快进行程为200mm，工进行程为100

2、mm；快进与快退速度相等，均为3.5m/min,工进速度为30-40mm/min.工作时要求运动平稳，且随时停止运动。试设计动力滑台的液压系统。目标：通过本题目的课程设计，使学生对所学的液压与气压传动课程知识有一个全面深刻的认识，熟悉液压系统设计的基本方法和过程；提高学生的动手能力和工程实践能力。二、主要内容（1）熟悉设计任务，明确设计及目标。（2）根据设计要求和已学过的设计流程，拟定系统工作原理图。（3）计算各元件的参数并验算。（4）元件选型。（5）编制文件，绘制速度、负载图谱。三、工作量要求完成规定的任务，总字数30004000字。四、时间目录一、分析负载3（一）外负载3（二）惯性负载3（

3、三）阻力负载3二、确定执行元件主要参数5三、设计液压系统方案和拟定液压系统原理图7（一）设计液压系统方案7（二）选择基本回路81.选择快进运动和换向回路82.选择速度换接回路93.选择调压和卸荷回路9（三）将液压回路综合成液压系统9四、选择液压元件12（一）液压泵12（二）阀类元件及辅助元件13（三）油管14（四）油箱15五、设计小结16六、参考文献17七、感想18设计内容设计说明及计算过程备注一、 分析负载（一） 外负载 Fg=Ft=24000N（二）惯性负载 机床工作部件的总质量m=510kg，取t=0.2s Fm=mv/t=510×3.5/(60×0.2)=148.7

4、5N (三）阻力负载 机床工作部件对动力滑台导轨的法向力为： Fn=mg=510×9.8N=4998N 静摩擦阻力 Ffs=fsFn=0.2×4998N=999.6N Ffd=fdFn=0.1×4998N=499.8N由此得出液压缸在各工作阶段的负载如表1所示。表1液压缸在各工作阶段负载F （单位：N）工况负载组成负载值F工况负载组成负载值F启动F=999.6工进F=+24499.8加速F=+mv/t648.55快退F=499.8快进F=499.8按上表数值绘制负载图如图1a所示。由于v1=v3=3.5m/min、l1=200mm、l2=100mm、快退行程l3=

5、l1+l2=300mm，工进速度v2=3040mm/min，由此可绘出速度如图1所示。-499.8F/Nl/mm300100200999.624499.8648.550a) 负载图2003.5-3.50.0330001000l/mmmmv/m* b) 速度图图1 组合机床液压缸负载图额速度图 二、 确定执行元件主要参数由课本中表8-7和表8-8可知，组合机床在最大负载约为25000N时液压系统宜取压力p1=4MPa。鉴于动力滑台要求快进、快退速度相等，这里的液压缸可选用单活塞杆式的，并在快进时作差动连接。这种情况下液压缸无杆腔的工作面积A1应为有杆腔工作面积A2的两倍，即=A1/A2=2,而活

6、塞杆直径d与缸筒直径D成d=0.707D的关系。在加工时，液压缸回油路上必须具有背压p2，以防止孔钻通时滑台突然前冲。按课本中表8-3取p2=0.8MPa。快进时液压缸作差动连接，管路中有压力损失，有杆腔的压力应略大于无杆腔，但其差值较小，可先按0.3MPa考虑。快退时回油腔中是有背压的，这时p2也可按0.8MPa估算。由工进时的负载值按课本中表8-9中的公式计算液压缸面积： A2= =24499.8/0.96(4×2-0.8)×106m2=35.45×10-4m2 A1=A2=2A2=70.89×10-4m2 D= =0.095m d=0.707D=0

7、.067m将这些直径按GB/T2348-2001圆整成就近标准值得： D=0.1m、d=0.07m由此求得液压缸两腔的实际有效面积为A1=D2/4=78.54×10-4m2，A2=(D2-d2)/4=40.06×10-4m2。经验算，活塞杆的强度和稳定性均符合要求。根据上述D和d的值，可估算出液压缸在各个工作阶段中的压力、流量和功率，如表2所示，并据此绘出工况图如图2所示。 表2 液压缸在不同工作阶段的压力、流量和功率值qpp(13.47L/min) 0.22453.730.1010.00520.0190.2337（14.02L/min）0.3971.700.4881.73

8、0.448图2 液压缸工况图三、 设计液压系统方案和拟定液压系统原理图（一）设计液压系统方案 由于该机床是固定式机械，且不存在外负载对系统作功的工况，并由图8-12知，这台机床液压系统的功率小，滑台运动速度低，工作负载变化小。根据课本中工具表8-5,8-6该液压系统以采用节流调速方式和开示循环为宜。现采用进油路节流调速回路，为解决孔钻通时滑台突然前冲的问题，回油路上要设置背压阀。 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，液压缸要求油源交替地提供低压大流量和高压小流量的油液。最大流量约为最小流量的55倍，而加进加快退所需的时间t1和工进所需的时间t2分别为 : =/+/=(60*2

9、00/3.5*1000+60*300/3.5*1000)s=8.57s =l2/v2=60*100/1000*0.04=150s亦即是/17.5。因此从提高系统效率，节省能量的角度来看，采用单个定量液压泵作为油源显然是不适合的，而宜采用大，小两个液压泵自动两级并联供油的油源方案（图3a）.图3a) 图图3b)图3c)图3 油源及液压回路的选择a)液压源 b)换向回路 c)速度换接回路(二)选择基本回路由于不存在负载对系统作功的工况，也不存在负载制动过程，故不需要设置平衡制动回路。但必须具有快速运动，换向、速度换接以及调压，卸荷等回路。1. 选择快速运动和换向回路系统中采用节流调速回路后，不论采

10、用何种油源形式都必须有单独的油路直接通向液压缸两腔，以实现快速运动。在本系统中，快进，快退换向回路应采用图3b所示的形式。2. 选择速度换接回路在工况图（图2）中的q-l曲线可知，当滑台快进转为工进时，输入液压缸的流量由13.47L/min降至0.3L/,in,滑台的速度变化较大，可选用行程阀来控制速度的换接，以减小液压冲击（见图3c）。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14.02L/min,回油路中通过14.02*(78.54/40.06)L/min=27.492L/min。为了保证换向平稳起见，宜采用换向时间可调的点也换向阀式换接回路（见图3b）。由于这一回路还要实

11、现液压缸的差动连接，所以换向阀必须是五通的。3. 选择调压和卸荷回路油源中有溢流阀（见图3a），调定系统工作压力，因此调压问题已在油源中解决，无需另外再设置调压回路。而且，系统采用进油节流调速，故溢流阀常开，即时滑台卡主，系统压力也不会超过溢流阀的调定值，所以又起安全作用。再图3a中所示的双液压泵自动两级供油的油源中设有卸荷阀，当滑台工进和停止时，低压，大流量液压泵都可经此阀卸荷。由于工进在整个工作循环周期中占了绝大部分时间，且高压，小流量液压泵的功率较小，故可以认为卸荷问题已基本解决，就不需要再设置卸荷回路。（三）将液压回路综合成液压系统 把上面现出的各种液压回路组合画在一起，就可以得到一张

12、液压系统原理图（不包括点画线圆框内的元件）。将此图自习检查一遍，可以发现，该图所示系统的工作中还存在问题。为了防止干扰，简化系统并使其功能更加完善，必须对系统进行如下修正：1） 为了解决防滑台工进时图中进，回油路相互接通，系统无法建立压力的问题，必须在换回回路中串接一个单向阀，将进，回油路隔断。2） 为了解决滑台快进时回油路接通邮箱，无法实现液压缸差动连接的问题，必须在回油路上串接一个液控顺序阀。这样，滑台快进时因负载较小而系统压力较低，使阀关闭，便组织了油液返回油箱。3） 为了解决机床停止工作后回路中的油液流向油箱，导致空气进入系统，影响回台运动平稳性的问题，必须在电液换向阀的回油口增设一个

13、单向阀。4） 为了在滑台工进后系统能自动发出快退信号，须在调速阀输出端增设一个压力继电器。5） 若将顺序阀和背压阀的位置对调一下，就可以将顺序阀与油源处的卸荷阀合并，从而省去一个阀。经过修改，整理后的液压系统原理图4所示。1413121110987654321图4 整理后的液压系统原理框图1-双叶片液压泵 2-三位五通电液阀 3-行程阀4-调速阀 5-单向阀6-单向阀7-顺序阀 8-被压阀 9-溢流阀 10-单向阀 11-过滤器 12-压力表节接点 13-单向阀 14-压力继电器四、 选择液压元件（一）液压泵液压缸在整个工作循环中的最大工作压力为3.25MPa，如取进油路上的压力损失为0.8M

14、Pa，为使压力继电器能可靠地工作，取其调整压力高出系统最大工作压力0.5MPa，则小流量液压泵的最大工作压力应为Pp1=(3.25+0.8+0.5)MPa=4.55Mpa。大流量液压泵在快进，快速运动时才向液压缸输油，由图2可知，快退时液压缸的工作压力比快进时大，如取进油路上的压力损失为0.5MPa（因为此时进油不经调速阀故压力损失减小），则大流量液压泵的最高工作压力为Pp2=(1.7+0.5)=MPa=2.2Mpa。由图2可知，两个液压泵应向液压缸提供的最大流量为30.16L/min,因系统较简单，取泄露指数=1.05,则2个液压泵的实际流量为=1.05*13.47L/min=14.1435

15、L/min。由于溢流阀的最小稳定溢流量为3L/min，而工进时输入液压缸的流量为0.31L/min，由小流量液压泵单独供油，所以小液压泵的流量规格最少应为3.3L/min。根据以上压力和流量的数值查阅产品样本，最后确定选取PV2R12-6/26型双联叶片液压泵，其小液压泵和大液压泵的排量分别为6mL/r和26mL/r，当液压泵的转速=940r/min时该液压泵的理论流量为31.96L/min，若取液压泵的容积效率=0.9，则液压泵的实际输出流量为：=(6+26)*940*0.9/1000L/min=27.1L/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位2.2MPa，流量为27

16、.1L/min。按课本中表8-13取液压泵的总效率p=0.75,则液压泵驱动电动机所需的功率为:P= =2.2*27.1/60*0.75=1.2KW根据此数值查阅电动机产品样本选取Y100L6型电动机，其额定功率Pn=1.5KW，额定转速Nn=940r/min。（二）阀类元件及辅助元件根据发类及辅助元件所在油路的最大工作压力和通过该元件的最大实际流量，可选出这些液压元件的型号及规格见表3。表中序号与图4的元件标号相同。表3 元件的型号及规格注：此电动机额定转速=940r/min时液压泵输出的实际流量。（三）油管各元件间连接管道的规格按液压元件接口处的尺寸决定，液压缸进，出油管则按输入，排出的最

17、大流量计算。由于液压泵选定之后液压缸在各个工作阶段的进，出流量已与原定数值不同，所以重新计算如表4所示。由上表可以看出，液压缸在各个工作阶段的实际运动速度符合设计要求。根据表4中数值，并按第二章第七节推荐取油液在压油管的流速V=3m/s,按式（2-30）算的与液压缸无杆腔及有杆腔相连的油管内径分别为：d=2*=2* mm =19.71mm；d=2* mm =13.85mm这两根油管都按GB/T23512005选用内径15mm，外径18mm的冷拔无缝钢管。表4 液压缸的进出流量快 进工 进快 退输入流量/L=()/(-)=(79*27.1)/(79-40)=54.89=0.312=27.1输出流

18、量/L=()/=(40*54.89)/79=27.8=()/=(40*0.312)/79=0.16=()/=(79*27.1)/40=53.52运动速度/L=/(-)=(27.1*10)/(79-40)=6.95=/=(0.312*10)/79=0.04=/=27.1*10/40=6.772（四）油箱油箱容积按式（2-19）估算，取经验数据=7，故其容积为：V=7*27.1L=189.7L按照JB/T79381999规定，取最靠近的标准值V=200L。五、 设计小结 1.系统采用了“双叶片液压泵-调速阀-被压阀”式调速回路。它保证液压缸稳定的低速运动，较好的速度刚性和较大的调速范围。回油路上加被压阀防止空气进入系统，并能使滑台承受负向负载。2.系统采用了双叶片液压泵和液压缸差动链接两项措施来实现块进，可得到较大的快进速度，且能量利用也比较合理。滑台停止运动时，采用了单向阀，被压阀，溢流阀等来使液压泵在低压时卸荷，既减少能量损失，又控制油路保持一定的压力，以保证下一工作循环的顺利启动。3.系统采用了行程阀和顺序阀等实现快进与工进的换接，不仅简化了油路和电路，而且使动作可靠，转换的位置精度也比较高，由于速度比较低，采用了阀体切换和调速阀串联回路，既保证了必要的转