双面镗孔组合机床液压系统 油路块与泵站总成设计.doc
3464 双面镗孔组合机床液压系统油路块与泵站总成设计
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双面镗孔组合机床液压系统
油路块与泵站总成设计
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双面镗孔组合机床液压系统油路块与泵站总成设计学院：机电工程学院班级：070102班姓名：冯丽指导老师：田彦摘要 本次毕业设计的题目是双面镗孔组合机床液压系统、油路块与泵站总成设计，设计过程包括：设计方案分析，负载与速度分析，确定液压系统主要参数，拟定液压系统原理图，计算和选择液压元件。本设计首先介绍了液压系统的组成及工作原理，分析了液压技术的发展趋势及其优缺点，然后根据本设计的特点及要求，提出了设计方案，对设计要求及工况进行了分析，确定了液压系统的主要参数，选取了液压缸的工作压力，最后计算了液压缸的尺寸。 在设计方案拟定的基础上，确定了液压系统原理图，其中包括几种基本回路，如：调速回路，夹紧回路和调压回路等。计算和选择了液压元件，如：流量阀和溢流阀的选择，油管的选择，确定液压泵的规格和电动机功率，确定了油箱容积。 最后进行了液压系统性能的验算，其中包括几种工况情况下压力损失的验算及泵压力的调整，整体液压系统的发热与温升验算。关键词: 液压传动 液压泵 液压缸Abstract The subject of the graduation project is double-sided boring machine tool hydraulic system and oil blocks and pump station assembly design, including: design scheme analysis, load and velocity analysis, confirming the main parameters of the hydraulic system, draw up hydraulic system diagram, calculation and selection of hydraulic components. Firstly, this design introduced the hydraulic system structure and working principle, analyzes the development trend of the technology of hydraulic and their advantages and disadvantages, then according to the characteristics and requirements of the project, this paper puts forward the design plan. In the scheme, the requirements and working conditions were analyzed to determine the main parameters of the hydraulic system, select the working pressure of the hydraulic cylinder, and finally calculate the size of the hydraulic cylinder. Programming in the design, based on the diagram to determine the hydraulic system, including several basic circuit, such as: speed loop, clamping circuit and the voltage regulator circuit and so on. Calculation and selection of hydraulic components, such as: the choice of flow valve and pressure relief valve, tubing choice, to determine the specifications of hydraulic pump and motor power to determine the tank volume. Finally, the performances of the hydraulic system are checked, which includes several conditions to testing the pressure loss and adjusting the pump pressure , and checking the heating and temperature rise of the overall hydraulic system Keywords: hydraulic hydraulic cylinder hydraulic pump目录 摘要IAbstractII目录III第一章 绪论11.1 液压系统的组成及工作原理：11.2液压传动的工作原理及特征1121力的传递2122运动的传递31.3液压传动的优缺点31.4 液压系统的发展历史及发展趋势41.4.1 液压系统的发展历史41.4.2液压技术的发展趋势5第二章 设计方案62.1设计方案分析622设计要求623 工况分析62.4确定液压系统主要参数92.4.1初选液压缸的工作压力92.4.2液压缸的主要尺寸的计算10第三章 液压系统原理图133.1 基本回路的选择133.1.1 调速回路1331.2快速和速度换接回路133.1.3卸荷回路173.1.4 夹紧回路173.1.5 调压回路183.2 液压系统回路19第四章 液压元件的计算和选择234.1确定液压泵的规格以及电动机功率234.1.1 确定液压泵的最大工作压力234.1.2确定液压泵的流量234.1.3电动机的选择244.2 阀类元件254.2.1 流量阀的选择254.2.2 .溢流阀的选择254.2.3 .单向阀及液控单向阀的选择254.2.4 换向阀的选择264.2.5 液压阀的配置形式264.3油管的选择294.4 联轴器的选择294.4.1 选择联轴器的原则294.4.2 计算联轴器的计算转矩304.4.3确定联轴器的型号304.5油箱容积的确定30第五章 液压系统性能的验算及泵站总成335.1压力损失的验算及泵压力的调整335.1.1.工进时压力损失验算和小流量泵压力调整335.1.2.快退时压力损失验算和大流量泵卸载压力调整。335.2 液压系统的发热验算355.3泵站总成设计35结论37致谢38参考文献39第一章 绪论1.1 液压系统的组成及工作原理：液压传动系统主要由以下五部分组成：（1）能源装置 （2）执行元件 （3）控制元件 （4）辅助元件 （5）工作介质能源装置主要是压站又称液压泵站，是系统的液压装置，它按驱动装置（主机）要求供油，并控制油流的方向、压力和流量，它适用于主机与液压装置可分离的各种液压机械下。将液压站与主机上的执行机构（油缸和油马达）用油管相连，液压机械即可实现各种规定的动作、工作循环。液压站是由泵装置、集成块或阀组合、油箱、电气盒组合而成。1.2液压传动的工作原理及特征液压传动的基本原理是在密闭的容器内，利用有压力的油液作为工作介质来实现能量转换和传递动力的。液压传动是利用帕斯卡原理！帕斯卡原理大概就是：在密闭环境中，向液体施加一个力，这个液体会向各个方向传递这个力！力的大小不变！ 液压传动就是利用这个物理性质，向一个物体施加一个力，利用帕斯卡原理使这个力变大！从而起到举起重物的效果！现以图1-1所示液压千斤顶来简述液压传动的工作原理。图1-1 液压千斤顶工作原理图 1-小液压缸 2-排油单向阀 3-吸油单向阀 4-油箱 5-截止阀 6-大液压缸 由液压千斤顶的原理可知，小液压缸1与单向阀2、3一起完成吸油与排油，将杠杆的机械能转换为油液的压力能输出，称为（手动）液压泵。大液压缸6将油液的压力能转换为机械能输出，抬起重物，称为（举升）液压缸。在这里大、小液压缸组成最简单的液压系统，实现了力和运动的传递。121力的传递设液压缸活塞面积为A2，作用在活塞上的负载力为F2。该力在液压缸中所产生的液体压力为P2=F2/A2。根据帕斯卡原理，“在密闭容器内，施加于静止液体上的压力将以等值同时传递到液体各点”，液压泵的排油压力P1应等于液压缸中的液体压力，即P1=P2=P,液压泵的排油压力又称为系统压力。为了克服负载力使液压缸活塞运动，作用在液压泵活塞上的作用力F1应为 F1=P1A1=P2A1=PA1 (1-1)式中 A1-液压泵活塞面积。在A1,A2一定时，负载力F2越大，系统中的压力P也越高，所需的作用力F1也越大，即系统压力与外负载密切相关。这是液压传动工作原理的第一个特征：液压传动中工作压力取决于负载。122运动的传递如果不考虑液体的可压缩性、漏损和缸体、管路的变形，液压泵排出的液体体积必然等于进入液压缸的液体体积。设液压泵活塞位移为S1,液压缸活塞位移为S2，则有 S1A1=S2A2 (1-2)上式两边同时除以运动时间t，得 q1=v1A1=v2A2=q2 (1-3)式中 v1、v2-液压泵活塞和液压缸活塞的平均运动速度； q1、q2-液压泵输出的平均流量和液压缸输出的平均流量。由上述可见，液压传动是靠密闭工作容积变化相等的原则实现运动（速度和位移）传递的。调节进入液压缸的流量q，即可调节活塞的运动速度v，这是液压传动工作原理的第二个特征：活塞的运动速度只取决于输入流量的大小，而与外负载无关。从上面的讨论还可以看出，与外负载力相对应的流体参数是流体压力，与运动速度相对应的流体参数是流体流量。因此，压力和流量是液压传动中两个最基本的参数。1.3液压传动的优缺点与机械传动和电力拖动系统相比，液压传动与控制技术具有以下优点：1）单位功率的重量轻，有利于机械设备及其控制系统的微型化、小型化，并进行大功率作业。2）布局灵活方便。液压元件的布置不受严格的空间位置限制，容易按照机器的需要通过管道实现系统中的各部分的链接，布局安装具有很大的柔性，能够成用其他方法难以组成的系统。3）调速范围大。通过控制阀，液压传动可以在运行过程中实现液压执行期大范围的无级调速，调速范围可达2000.4）工作平稳、快速性好。油液具有弹性，可吸收冲击，故液压传动传递运动均匀平稳；易于实现快速启动、制动和频繁换向。5）易于操纵控制并实现过载保护。液压系统操纵控制方便，易于实现自动控制、远距离遥控和过载保护；运转时可自行润滑，有利于散热和延长使用寿命。6）易于实现自动化和机电液一体化。液压技术容易与电气、电子控制技术相结合，组成机电液一体化的复杂系统，实现自动工作循环。7）易于实现直线运动。8) 液压系统的设计、制造和使用维护方便。液压元件属于机械工业基础件，已实现标准化、系列化和通用化。液压传动的缺点：1） 传动过程中，能量需经两次转换，传动效率偏低。2）由于传动介质的可压缩性和泄漏等因素的影响，不能严格保证定比传动。3） 液压传动性能对温度比较敏感，不能在高温下工作，采用石油基液压油作传动介质时还需要注意防火问题。 4）液压元件制造精度高，系统工作过程中发生故障不易诊断。总的来说液压传动的优点是主要的，其缺点将随科学技术的发展会不断得到克服。例如，将液压传动与气压传动、电力传动机械传动合理地联合使用，构成气液、电液（气）、机液（气）等联合传动，以进一步发挥各自的优点，相互补充，弥补某些不足之处。1.4 液压系统的发展历史及发展趋势1.4.1 液压系统的发展历史液压传动和气压传动称为流体传动，是根据17世纪帕斯卡提出的液体静压力传动原理而发展起来的一门新兴技术，1795年英国约瑟夫布拉曼，在伦敦用水作为工作介质，以水压机的形式将其应用于工业上，诞生了世界上第一台水压机。1905年将工作介质水改为油，又进一步得到改善。 第一次世界大战后液压传动广泛应用，特别是1920年以后，发展更为迅速。液压元件大约在 19 世纪末 20 世纪初的20年间，才开始进入正规的工业生产阶段。1925 年维克斯发明了压力平衡式叶片泵,为近代液压元件工业或液压传动的逐步建立奠定了基础。20 世纪初康斯坦丁尼斯克对能量波动传递所进行的理论及实际研究;1910年对液力传动(液力联轴节、液力变矩器等)方面的贡献，使这两方面领域得到了发展。 第二次世界大战期间,在美国机床中有30%应用了液压传动。应该指出,日本液压传动的发展较欧美等国家晚了近 20 多年。在 1955 年前后 , 日本迅速发展液压传动,1956 年成立了“液压工业会”。近2030 年间，日本液压传动发展之快，居世界领先地位。1.4.2液压技术的发展趋势由于液压技术广泛应用了高技术成果，如自动控制技术、计算机技术、微电子技术、磨擦磨损技术、可靠性技术及新工艺和新材料，使传统技术有了新的发展，也使液压系统和元件的质量、水平有一定的提高。尽管如此，走向二十一世纪的液压技术不可能有惊人的技术突破，应当主要靠现有技术的改进和扩展，不断扩大其应用领域以满足未来的要求。综合国内外专家的意见，其主要的发展趋势将集中在以下几个方面：1减少能耗,充分利用能量液压技术在将机械能转换成压力能及反转换方面，已取得很大进展，但一直存在能量损耗，主要反映在系统的容积损失和机械损失上。如果全部压力能都能得到充分利用，则将使能量转换过程的效率得到显著提高。2主动维护液压系统维护已从过去简单的故障拆修，发展到故障预测，即发现故障苗头时，预先进行维修，清除故障隐患，避免设备恶性事故的发展。要实现主动维护技术必须要加强液压系统故障诊断方法的研究。另外，还应开发液压系统自补偿系统，包括自调整、自润滑、自校正，在故障发生之前，进市补偿，这是液压行业努力的方向。3机电一体化电子技术和液压传动技术相结合，使传统的液压传协与控制技术增加了活力，扩大了应用领域。液压行业的发展趋势：液压元件将向高性能、高质量、高可靠性、系统成套方向发展；向低能耗、低噪声、振动、无泄漏以及污染控制、应用水基介质等适应环保要求方向发展；开发高集成化高功率密度、智能化、机电一体化以及轻小型微型液压元件；积极采用新工艺、新材料和电子、传感等高新技术。 第二章 设计方案2.1设计方案分析双面镗孔组合机床的液压系统要求液压系统完成的工作循环是手工安装夹紧油缸夹紧滑台快进滑台1工进滑台2工进滑台快退回转工作台升起回转工作台转位回转工作台下降锁紧滑台快进滑台1工进滑台2工进滑台快退夹紧油缸松开退料油缸升起退料退料油缸退回手工取下工件。在设计过程中要注意液压设计的注意事项：在滑台的速度变化较大，当滑台由工进转为快退时，为减少液压冲击，须使用背压阀等。方案：选用单杆活塞缸来实现工作循环所要求的快进以及1工进2工进运动，利用液压缸差动连接来实现快进、快退，而对于有大冲击，工作阻力不定对加工过程的影响，使用在回油路上接背压阀和在进油路上用调速阀和行程阀的组合来实现。为减少热变形对加工精度的影响，减少热源，选用远离机床床身的开式油箱。对于多缸运动工况分段情况很大，借鉴同类机床多数采用双泵供油来节约能源。22设计要求要求设计实现的工作循环是：手工安装夹紧油缸夹紧滑台快进滑台1工进滑台2工进滑台快退回转工作台升起回转工作台转位回转工作台下降锁紧滑台快进滑台1工进滑台2工进滑台快退夹紧油缸松开退料油缸升起退料退料油缸退回手工取下工件。动力滑台的滑台油缸实现的循环是：快进1工进2工进快退。夹紧油缸的循环为：快进工进夹紧保压快退。退料油缸快进快退。主要性能参数与性能要求如下：切削阻力FL=24000N；运动部件所受重力G=10000N；快进、快退速度1=3m/min =4m/min，1工进速度2=0.2m/min；2工进速度=0.1m/min 快进行程L1=105mm，1工进行程L2=9mm；2工进行程=4mm;往复运动的加速时间t=0.2s；动力滑台采用平导轨，静摩擦系数s=0.2，动摩擦系数d=0.1。液压系统执行元件选为液压缸。23 工况分析工况分析主要指对执行元件进行工况分析，分析每个执行元件在各自工作过程中的速度和负载的变化规律。1） 运动分析运动分析就是研究设备按工艺要求，以怎样的运动规律完成一个工作循环，并绘出速度循环图。 图2-1所示为液压缸驱动组合机床动力滑台的动作循环图，工作台完成快进1工进2工进快退的工作循环。图 2-2所示 为速度循环图，由图可以看出，液压缸在工作过程中经历了加速、恒速（稳态）和减速制动等工况。另外速度循环图也是计算液压元件的惯性负载及绘制其负载循环图的依据。图2-1动作循环图图2-2 速度循环图图2-3 负载循环图2） 负载分析负载分析是通过计算确定各液压执行元件的负载大小和方向，并分析各执行元件运动过程中的振动、冲击及过载能力等情况。根据工艺要求，把执行元件在各阶段的负载用曲线表示出来，即形成负载循环图，如图 2-3 所示。由图可直观的看出执行元件在运动过程中何时受力最大、何时受力最小等各种情况，以此为设计依据。本例负载分析中，暂不考虑回油箱的背压负载，液压缸的密封圈产生的摩擦阻力在机械效率中加以考虑；因工作部件水平放置，重力的水平分力为零。因此，需要考虑的负载有：工作负载阻力、惯性负载阻力和摩擦负载阻力（1）工作负载 工作负载即切削阻力，=Ft=24000N（2）惯性负载Fm 惯性负载是运动部件在启动加速或减速制动过程中产生的惯性力，其值可按牛顿第二定律计算 （2-1） 式中， m-运动部件质量； a-运动部件的加速度； -t 时间内速度的变化量； t -启动或制动时间。一般机械系统取0.10.5s；行走机械系统取0.51.5s；机床运动系统取0.250.5s；机床进给系统取0.050.2s。工作部件较轻或运动速度较慢时取小值。（3）摩擦阻力Ff 摩擦阻力是指液压缸驱动工作机构工作时所需克服的机械摩擦阻力。摩擦负载即为导轨的摩擦阻力.对于机床来说，即导轨的摩擦阻力，其值与导轨形状、安放位置、润滑条件及运动状态有关。静摩擦阻力 （2-2）动摩擦阻力 (2-3)各运动阶段运动时间 快进 （2-4） 1工进 （2-5）2工进 （2-6）快退 （2-7）设液压缸的机械效率cm=0.95，得出滑台液压缸在各工作阶段的负载和推力表2-1 滑台液压缸各阶段的负载和推力工况负载组成负载值F/N推力（F/）/N启动20002105加速14601537快进10001052工进2500026316快退100010522.4确定液压系统主要参数2.4.1初选液压缸的工作压力由表2-2和表2-3可知，组合机床在最大负载为30000N时液压系统易取压力=4MPa。表 2-2 按负载选择压力负载/kN50工作压力/MPa11.522.5334455表2-3 按设备类型选择系统工作压力设备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磨床组合机床龙门刨床拉床工作压力/MPa0.823528810101820322.4.2液压缸的主要尺寸的计算选用单活塞杆式液压缸并在快进时作差动连接。工进时为防止负载突然消失发生前冲现象，液压缸的回油腔应有背压，参照表2-4，选背压为=1.0MPa。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回油路较短且直接回油可忽略不计根据所给数据：液压缸直径D=80mm，活塞杆直径d=55mm，按标准直径算出 按最低工进速度验算液压缸尺寸，查液压产品样本手册，调速阀最小稳定流量，因2工进速度v=0.1m/min为最小速度，则由式得， 本例=50.2满足最低速度的要求。根据液压缸的负载图和速度图以及液压缸的有效面积，可以算出液压缸工作过程各阶段的压力、流量和功率，在计算工进时背压按代入，快退时背压按代入计算公式和计算结果列入表2-5中。表2-5 液压缸所需的实际流量、压力和功率工作循环计算公式负载F进油压力Pj回油压力Pb所需流量输入功率pNPaPaL/minKW差动快进11531.350.075工进221050.250.016快退12536.250.135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,而pb=pj+p。2快退时，液压缸有杆腔进油，压力为pj，无杆腔回油，压力为pb。第三章 液压系统原理图3.1 基本回路的选择3.1.1 调速回路 节流调速是液压传动控制系统的重要组成部分,由于其回路结构简单、成本低、使用维护方便,在工程机械中得到了广泛的应用。对调速回路的基本要求如下：1） 在规定的调速范围内能灵敏、平稳地实现无极调速，具有良好的调节特性。2） 负载变化时，工作部件速度变化小（在允许范围内），即具有良好的速度刚性。3） 效率高，发热少，具有良好的功率特性。在液压系统采用定量泵供油时，因泵输出的流量q一定，因此要改变输入执行元件的流量q1，必须在泵的出口旁接一条支路，将泵多余的流量溢回油箱,这种调速回路称为定量泵节流调速回路，它由定量泵、执行元件、流量控制阀（节流阀、调速阀等）和溢流阀等组成，其中流量控制阀起流量调节作用，溢流阀起压力补偿或安全作用。定量泵节流调速回路根据流量控制阀在回路中安放位置的不同分为进油节流调速、回油节流调速、旁路节流调速三种基本形式：（1）将节流阀串联在液压泵和液压缸之间，用它来控制进入液压缸的流量达到调速的目的，为进油节流调速回路。（2）将节流阀串联在液压缸的回油路上，借助节流阀控制液压缸的排油流量来实现速度调节，为回油节流调速回路。（3）将节流阀装在液压缸并联的支路上，为旁路节流调速回路。换向阀在液压系统中其主要功用为:接通、切断或改变油液在液压系统中的流动方向。除此之外，在工程机械中还利用了它的一个特殊的功用:就是能够起到节流的作用。在工程机械中，节流调速回路的换向阀采用的是零封闭或负封闭的换向阀，它的结构主要是由阀芯和阀体两部分组成。在其阀芯台肩上切槽或磨出锥面，当阀芯相对阀体移动时，其节流口大小将发生变化，从而改变流量达到节流调速的目的。 31.2快速和速度换接回路快速运动回路的功用是使执行元件获得尽可能大的工作速度，以提高生产率或充分利用功率。一般采用差动缸，双泵供油，充液增速和储能器来实现。1.液压缸差动连接快速运动回路如图3-1所示，换向阀处于原位时，液压缸有杆腔的回油和液压泵的供油合在一起进入液压缸无杆腔，使活塞快速向右运动。这种回路结构简单，应用较多，但液压缸的速度加快有限，差动连接与非差动连接的速度比为,有时仍不能满足快速运动的要求，常常需要和其他方法联合使用。在差动回路中，泵的流量和液压缸有杆腔排除的流量合在一起流过的阀和管路应按合成流量来选则其规格，否则会导致压力过大，泵空载时供油压力过高。2采用储能器辅助供油快速运动回路这种回路适用于短时间内需要大流量的场合，并可用小流量的液压泵使液压缸获得较大的快速运动速度。但系统在整个工作循环内需有足够的停歇时间，以使液压泵完成对储能器的充液工作。3双泵供油快速运动回路如图3-2所示，低压大流量泵1和高压小流量泵2组成的双联泵做动力源。外控顺序阀3（卸载阀）和溢流阀5分别设定双泵供油和小流量泵2供油时系统的最高工作压力。换向阀6处于图示位置，系统压力低于卸载阀3调定压力时，两个泵同时向系统供油，活塞快速向右运动；换向阀6处于右位，系统压力达到或超过卸载阀3的调定压力，大流量泵1通过阀3卸载，单向阀4自动关闭，只有小流量泵向系统供油，活塞慢速向右运动。卸载阀3的调定压力至少应比溢流阀5的调定压力低10%-20%,大流量泵1卸载减少了动力消耗，回路效率较高。常用在执行元件和工进速度相差较大的场合。根据本系统的运动方式和要求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。即快进时，由大小泵同时供油，液压缸实现差动连接。图3-1液压缸差动连接快速运动回路图3-2双泵供油快速运动回路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，所以选用三位四通电磁换向阀。为提高换向的位置精度，采用行程阀控制换向回路。 速度换接回路用于执行元件实现速度的切换，因切换前后的速度不同，有快速慢速，慢速慢速的换接。本机床要求工作行程有两种进给速度，第一进给速度大于第二进给速度，为实现两次工进速度，采用两个调速阀串联在油路中，用行程阀进行切换。 如图3-3，通过行程阀来调节速度，行程阀的挡块放在机床固定位置，液压油首先通过行程阀下方的通道，不经过调速阀，实现快进，接近工件换速时，行程阀接通中间通道，液压油只经过右边的调速阀，实现1工进，到达预定地点，行程阀接通上方的通道，液压油经过两个调速阀，实现二级调速，从而得到2工进速度。行程阀在安装时需要经过严格的计算和定位，以确保加工的精确。图3-3 行程阀控制的换接回路3.1.3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，不再另设调压回路。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。3.1.4 夹紧回路 保压回路使系统在液压缸不动或因工件变形而产生微小位移的工况下保持稳定不变的压力从而实现夹紧功能。保压回路主要有3种形式：1.采用单向阀和液控单向阀的保压回路。2.自动补油保压回路。3.采用蓄能器的保压回路。储能器是液压系统中一种储存和释放油液压力能的装置。其主要功用有以下五种：（1）作辅助动力源 （2）补偿泄露和保持恒压 （3）作紧急动力源 （4） 吸收脉动，降低噪音 （5） 吸收液压冲击本机床选用采用储能器的保压回路。如图3-4 所示，SP1,SP2为压力继电器，压力继电器利用液体压力来启闭电器开关。当与压力继电器相连压力达到继电器调定压力时，发出信号，使电器元件动作即开启或闭合储能器，从而实现系统保压。 图 3-4 利用储能器的保压回路3.1.5 调压回路 调压回路的功能在于调定或限制液压系统的最高工作压力，或使执行机构在工作过程不同阶段实现多级压力变换。一般由溢流阀来实现这一功能。调压回路一般有远程调压回路，多级调压回路和无级调压回路，根据本机床的要求采用远程调压回路，如图3-5所示，当改变节流阀2的开口来调节液压缸速度时，溢流阀1始终开启溢流，使系统工作压力稳定在溢流阀1调定压力附近，溢流阀1作定压阀用。若系统中无节流阀，溢流阀1则作安全阀用，当系统工作压力达到或超出溢流阀调定压力时，溢流阀开启，对系统起安全保护作用。如果在先导型溢流阀1的遥控口上接一远程调压阀3，则系统压力可由阀3远程调节控制。主溢流阀的调定压力必须大于远程调压阀的调定压力。图3-5 调压回路图3.2 液压系统回路 经过对各个基本回路和机床要求的分析，将选择的各回路组合在一起，根据工况作适当调整。得到的液压系统原理图如图 3-6 所示。图中，为了解决滑台工进时进、回油路串通使系统压力无法建立的问题，以及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，增加了单向阀。考虑到这台机床用于镗孔加工，对位置定位精度要求较高，图中增设了一个压力继电器。当滑台碰上死挡块后，系统压力升高，发出快退信号，操纵阀换向。3-6 液压系统图该系统用双泵供油，三位四通电磁换向阀换向，用液压缸差动连接实现快进，用行程阀控制快慢速度的换接及保证进给位置精度。表3-1为该系统的电磁铁动作顺序表（表中“+”代表电磁铁得电）。表3-1 电磁铁动作顺序表1.按下启动按钮，电磁铁YV 1得电，仅用小泵供油，YV 7得电，电磁换向阀13处于右位。主油路的进油路：泵2单向阀11减压阀12双单向节流阀14液压缸左腔。回油路：液压缸右腔双单向节流阀14电磁换向阀13油箱。压力继电器SP1开启储能器，使夹紧缸加速。加工过程中，工件一直处于夹紧状态，为保证此状态的稳定性，用减压阀控制高压，用压力继电器和储能器控制低压，使夹紧油缸的压力控制在一个很小的范围内。 2. 电磁铁YV 2得电，电磁换向阀4位于左位，YV 4得电，电磁换向阀8位于左位。主油路的进油路：泵2电磁换向阀4行程阀液压缸右腔；泵2电磁换向阀8行程阀液压缸右腔。回油路：液压缸左腔单向阀3油箱；液压缸左腔单向阀7油箱。该过程实现左右滑台快进。变背压阀6控制进油路压力，保证系统的稳定性。中所有元件不变，互不影响。 3.YV 1失电，双泵供油，YV 2得电，电磁换向阀4位于左位，YV 4得电，电磁换向阀8位于左位。行程阀到达指定位置，转换到中位。主油路的进油路：泵2电磁换向阀4调速阀行程阀液压缸右腔；泵2电磁换向阀8调速阀行程阀液压缸右腔。回油路：液压缸左腔单向阀3油箱；液压缸左腔单向阀7油箱。该过程实现左右滑台1工进。变背压阀6控制进油路压力，保证系统的稳定性。中所有元件不变，互不影响。4.行程阀到达指定位置转位。进油路经过两个调速阀，实现左右滑台2工进，其他不变。5. YV 1得电，小泵供油，YV 3得电，电磁换向阀4位于右位，YV 5得电，电磁换向阀8位于右位，YV 11得电，电磁换向阀20位于右位。主油路的进油路：泵2单向阀5液压缸左腔；泵2单向阀9液压缸左腔；泵2单双向节流阀21液控单向阀22液压缸下腔。回油路：液压缸右腔单向阀电磁换向阀4油箱；液压缸右腔单向阀电磁换向阀8油箱；液压缸上腔单双向节流阀21电磁换向阀20油箱。该过程实现的是左右滑台快退，抬起油缸抬起。液控单向阀22对液压缸起锁紧作用，以防液压缸由于重力作用出现下滑现象。夹紧油缸仍处于夹紧状态。6. YV 1得电，小泵供油， YV 11在YV 12得电的延迟时间后得电，以防刀具划伤工件。夹紧油缸处于夹紧状态。主油路的进油路：泵2电磁换向阀20双单向节流阀21液压缸上腔，延迟时间后，泵2电磁换向阀20双单向节流阀21液控单向阀22液压缸下腔。回油路：液压缸下腔液控单向阀22双单向节流阀21电磁换向阀20油箱；延迟时间后，液压缸上腔双单向节流阀21电磁换向阀20油箱。液控单向阀对液压缸起锁紧作用，以防液压缸由于重力作用出现下滑现象。7.奇数循环 YV 11得电，电磁换向阀20位于左位，YV 13得电，电磁换向阀23位于右位。主油路的进油路：泵2电磁换向阀20单双向节流阀21液控单向阀22液压缸下腔；泵2电磁换向阀23单双向节流阀24液压缸左腔。回油路：液压缸上腔单双向节流阀21电磁换向阀20油箱；液压缸右腔单双向节流阀24电磁换向阀23油箱。该过程实现的是抬起油缸抬起，转位油缸转位。偶数循环 YV 10得电，电磁换向阀20位于左位。主油路的进油路：泵2电磁换向阀20单双向节流阀21液压缸上腔。回油路：液压缸下腔液控单向阀22单双向节流阀21电磁换向阀20油箱。该过程抬起油缸下降。奇数循环双泵供油，偶数循环小泵供油，夹紧油缸一直处于夹紧状态。由于工件在加工过程中是对称加工，所以每个工件加工时需转位一次。8.重复2，实现左右滑台快进。9.重复3，实现左右滑台1工进。10.重复4，实现左右滑台2工进。重复5，实现左右滑台快退。12. YV 6得电，电磁换向阀13位于左位，YV 10得电，抬起油缸处于下方。主油路的进油路：泵2电磁换向阀13单双向节流阀14液压缸右腔。回油路：液压缸左腔单双向节流阀14电磁换向阀13油箱。该过程实现的是夹紧缸松开。13. YV 6得电，电磁换向阀13位于左位，YV 9得电，电磁换向阀18位于右位。主油路的进油路：泵2电磁换向阀18单双向节流阀19液压缸左腔。回油路：液压缸右腔单双向节流阀19电磁换向阀18油箱。该过程实现的是退料油缸开启退料。14 YV 8得电，电磁换向阀18位于左位。主油路的进油路：泵2电磁换向阀18单双向节流阀19液压缸右腔。回油路：液压缸左腔单双向节流阀19电磁换向阀18油箱。该过程实现的是退料缸退回。15.所有电磁铁失电，工件加工完成，机床处于原位第四章 液压元件的计算和选择4.1确定液压泵的规格以及电动机功率4.1.1 确定液压泵的最大工作压力小流量泵在快进和工进时都向液压缸供油，由表2-5可知，液压缸在工进时工作压力最大，最大工作压力为p1=7.71MPa，如在调速阀进油节流调速回路中，选取进油路上的总压力损失p=0.5MPa，考虑到压力继电器的可靠动作要求压力差Dpe=0.5MPa，则小流量泵的最高工作压力估算为 （4-1）因此泵的额定压力可取。大流量泵只在快进和快退时向液压缸供油，由表2-5可见，快退时液压缸的工作压力为p1=1.06MPa，比快进时小。考虑到快退时进油不通过调速阀，故其进油路压力损失比前者小，现取进油路上的总压力损失p=0.3MPa，则大流量泵的最高工作压力估算为 （4-2）4.1.2确定液压泵的流量由表2-5可知工进时所需最小流量是0.25L/min,设溢流阀最小溢流量为2.5L/min，则小流量泵的流量公式应为 （4-3）快进快退时液压缸所需的最大流量是6.2L/min，则泵的总流量。即大流量泵的流量 （4-4）根据上面计算的压力和流量，查液压产品样本，选用的双联叶片泵，该泵的额定压力6.3,额定转速1450r/min。4.1.3电动机的选择系统为双泵供油系统，其中小泵的流量 （4-5）大泵流量 （4-6）1. 差动快进 差动快进时，大泵2的出口压力油经单向阀后与小泵汇合，后经单向阀，三位五通阀，二位三通阀进入液压缸大腔，大腔压力,查样本可知，小泵的出口压力损失，大泵出口到小泵出口的压力损失。于是计算可得小泵的出口压力（总效率），大泵出口压力（总效率）电动机功率 （4-7）2. 工进 考虑到调速阀所需最小压力差。压力继电器可靠动作需要压力差。因此工进时小泵的出口压力。而大泵的卸载压力取。（小泵总效率，大泵总效率）。电动机功率 （4-8）3. 快退类似差动快进分析知：小泵的出口压力（总效率）；大泵出口压力（总效率）。电动机功率 （4-9）综合比较，快退时所需功率最大。据此查液压产品样本选用Y132M-4异步电动机，电动机功率7.5KW。额定转速1440r/min。4.2 阀类元件阀类元件的规格按液压系统的最大压力和通过该阀的实际流量从产品样本上选定。各类液压阀都必须选得使其实际通过流量最多不超过其公称流量的120%，否则会引起发热、噪声和过大的压力损失，使阀的性能下降。选用液压阀时还应考虑下列问题：阀的结构形式、特性、压力等级、连接方式、集成方式及操纵方式等。对流量阀应考虑其最小稳定流量；对压力阀应考虑其调压范围；对换向阀应考虑其滑阀机能等。4.2.1 流量阀的选择选择节流阀和调速阀时还要考虑其最小稳定流量是否符合设计要求，一般中、低压流量阀的最小稳定流量为50ml/min100ml/min；高压流量阀的最小稳定流量为2.5ml/min20ml/min。流量阀对流量进行控制，需要一定的压差，高精度流量阀进、出口约需1MPa的压差。普通调速阀存在起始流量超调的问题，对要求高的系统可选用带手调补偿器初始开度的调速阀或带外控关闭功能的调速阀。对于要求油温变化对外负载的运动速度影响小的系统，可选用温度补偿型调速阀。4.2.2 .溢流阀的选择直动式溢流阀响应快，适合作制动阀及流量较小的安全阀，先导式溢流阀的启闭特性好，宜作调压阀，背压阀及流量较大的安全阀用。先导式溢流阀有二级同心和三级同心之分，二级同心型的泄漏量小，常用于需保压的回路中。先导式溢流阀的最低调定压力一般只能在0.51Mpa范围内。选择溢流阀时，应按液压泵的最大流量选取，并应注意其许用的最小稳定流量，一般来说，其最小稳定流量应是公称流量的15%以上。4.2.3 .单向阀及液控单向阀的选择选择单向阀时，应注意其开启压力大小，开启压力小作单向阀，开启压力大作背压阀。液控单向阀有内泄式和外泄式之分，外泄式的控制压力较低，工作可靠，但要多一根泄油油管。液控单向阀还有带卸荷小阀芯和不带卸荷小阀芯之分，前者控制压力较低，常用于高压系统，有时还可作为液压机的卸压阀用。4.2.4 换向阀的选择按通流量选择结构型式，一般通流量在190L/min以上时，宜选用二通插装阀，70L/min以下可选用电磁换向阀，否则需用电液换向阀。按换向性能等选择电磁铁类型，由于直流电磁铁尤其是直流湿式电磁铁的寿命长，可靠性高，故应尽量选用直流湿式电磁换向阀。根据液压阀在系统中的最高工作压力与通过该阀的最大流量，可选出这些元件的型号及规格。本例中所有阀的额定压力6.3Mpa，额定流量根据各阀通过的流量，确定为10L/min,25 L/min,63 L/min三种规格，所有元件的规格型号都列在液压系统原理图即传动总图中。过滤器按液压泵额定流量的两倍选取吸油用线隙式过滤器。4.2.5 液压阀的配置形式液压阀的配置形式有管式配置、板式配置和集成式配置。目前液压系统多采用集成式配置。下面简要说明集成块的设计。（1） 块体设计 集成块的材料一般为铸铁或锻钢，低压固定设备可用铸铁，高压强振场合要用锻钢。块体加工成正方体或长方体。对于较简单的液压系统，其液压阀较少，可安装在同一个集成块上。如果液压系统复杂，阀件较多，就要采取多个集成块叠积的形式。相互叠积的集成块上下面一般为叠积接合面，钻有公共压力油孔P，公共回油孔T，泄油孔L和四个用于叠积的螺栓孔。P孔：液压泵输出的压力油经调压后进入公共的压力油孔P，作为供给各单元回路压力油的公共油源。T孔：各单元回路的回油均通到公共回油孔T，流回到油箱。L孔：，各液压阀的泄漏油，统一通过公共泄漏油孔流回油箱。集成块的其余四个表面，一般后面接通液压执行元件的油管，另三个面用以安装液压阀。块体内部按系统图的要求，钻有沟通各阀的孔道。（2） 集成块结构尺寸的确定 外形尺寸要满足阀件的安装，孔道布置及其它工艺要求。为减少工艺孔，缩短孔道长度，阀的安装位置要仔细考虑，使相通油孔尽量在同一水平面或同一竖直面上。对于复杂的液压系统，需要多个集成块叠积时，一定要保证三个公用油孔的坐标相同，使之叠积起来后形成三个主通道。各油孔的内径要满足允许流速的要求，一般来说，与液压阀直接相通的孔径应等于所装液压阀的油孔通径。油孔之间的壁厚不能太小，一方面防止使用过程中，由于油的压力而击穿，另一方面避免加工时，因油孔的偏斜而误通。对于中、低压系统壁厚不得小于5mm，高压系统应更大些。综上，设计的集成调压块及选出的阀类元件如下图所示调压块主视图左视图后视图右视图俯视图仰视图4.3油管的选择 根据选定的液压阀的连接油口尺寸确定管道尺寸。液压缸的进、出油管按输入、排出的最大流量来计算。由于本系统液压缸差动连接快进快退时，油管内通油量最大。其实际流量为泵的额定流量的两倍达20L/min，则液压缸进、出油管直径d按液压产品样本，选用内经为14mm，外径16mm的10号钢管。4.4 联轴器的选择4.4.1 选择联轴器的原则1）所需传递的转矩大小和性质以及对缓冲减振功能的要求。例如：对大功率的重载传动，可选用齿式联轴器；对严重冲击载荷或要求消除轴系扭转振动的传动，可选用胎式联轴器等具有高弹性的联轴器。2）联轴器的工作转速高低和引起的离心力大小。对于高速传动轴，应选用平衡精度高的联轴器，例如膜片联轴器等，而不宜选用存在偏心的滑块联轴器等。3）两轴相对位移的大小和方向。在安装调整过程中，难以保持两轴严格精确对中，或工作过程中两轴将产生较大的附加相对位移时，应选用挠性联轴器。例如当径向位移较大时，可选用滑块联轴器，角位移较大或相交两轴的连接可选用万向联轴器等。4）联轴器的可靠性和工作环境。通常由金属元件制成的不需润滑的联轴器比较可靠；需要润滑的联轴器，其性能易受润滑完善程度的影响，且可能污染环境。含有橡胶等非金属元件的联轴器对温度、腐蚀性介质及强光等比较敏感，而且容易老化。5）联轴器的制造、安装、维护和成本。在满足使用性能的前提下，应选用装拆方便、维护简单、成本低的联轴器。例如刚性联轴器不但结构简单，而且装拆方便，可用于低速、刚性大的传动轴。一般的非金属弹性元件联轴器，由于具有良好的综合性能，广泛用于一般的中小功率传动。4.4.2 计算联轴器的计算转矩由于机器启动时的动载荷和运转中可能出现的过载现象，所以应当按轴上的最大转矩作为计算转矩。计算转矩按下式计算 （4-11）式中，T为公称转矩，Nm;为工作情况系数，见表4-2.4.4.3确定联轴器的型号 根据计算转矩 及所选的联轴器类型，按照 的条件由联轴器标准中选定该联轴器型号。上式中的T为该型号联轴器的许用转矩。本例中，由所选的电动机计算公称转矩 查表4-2得=1.3，则综合以上计算及查机械设计手册，选用水泵用联轴器，型号为B1104-66-30-40。4.5油箱容积的确定液压系统的油箱容积一般取液压泵额定流量的5-7倍，取6倍，故油箱容积为 V=（610）L=60L （4-10）表4-2 工作情况系数工作机原动机分类工作情况及举例电动机汽轮机四缸和四缸以上内燃机双缸内燃机单缸内燃机转矩变化很小，如发动机、小型通风机、小型离心泵1.31.51.82.2转矩变化小，如透平压缩机、木工机床、运输机1.51.72.02.4转矩变化中等，如搅拌机、增压泵、有飞轮的压缩机、冲床1.71.92.22.6转矩变化和冲击载荷中等，如织布机、水泥搅拌机、拖拉机1.92.12.42.8转矩变化和冲击载荷大，如造纸机、挖掘机、起重机、碎石机2.32.52.83.2转矩变化大并有极强烈冲击载荷，如压延机、无飞轮的活塞泵、重型初轧机3.13.33.64.0第五章 液压系统性能的验算及泵站总成5.1压力损失的验算及泵压力的调整 5.1.1.工进时压力损失验算和小流量泵压力调整 工进时管路中的流量仅为0.25L/min,因此流速很小，所以沿程压力损失和局部压力损失都很非常小，可忽略不计。这时进油路上仅考虑调速阀的压力损失，回油路上只有背压阀的压力损失，小流量泵的调整压力应等于工进时液压缸的工作压力加上进油路压差，并考虑压力继电器动作需要，则 （5-1）即小流量泵的溢流阀12应按此压力调整。5.1.2.快退时压力损失验算和大流量泵卸载压力调整。因快退时，液压缸无杆腔的回油量是进油量的两倍，其压力损失比快进时要大，因此必须计算快退时的进油路与回油路压力损失，以便确定大流量泵的卸载压力。已知：快退时进油管和回油管长度均为1.4m，油管直径d=13m，通过的流量为进油路=10L/min=0.167，回油路=20L/min=0.333。液压系统选用N32号液压油，考虑最低工作温度为，由手册查出此时油的运动粘度v=1.5st=1.5，油的密度，液压系统元件采用集成块式的配置形式。（1） 确定油流的流动状态 按式（1-30）经单位换算为 （5-2）式中 v平均流速（m/s）；d油管内经（m）；油的运动粘度（）；q通过的流量（）。则进油路中液流的雷诺数为 （5-3）回油路中液流的雷诺数为 （5-4）由上可知，进回油路中的流动都是层流。（2） 沿程压力损失 由式（1-37）可算出进油路和回油路的压力损失。 在进油路上，流速v=则压力损失为 （5-5） 在回油路上，流速为进油路流速的两倍即v=2.52m/s，则压力损失为 （5-6） （3） 局部压力损失 由于采用集成块式的液压装置，所以只考虑阀类元件和集成块内油路的压力损失。通过各阀的局部压力损失经计算，结果列于表5-1中。 表5-1 阀类元件局部压力损失元件名称额定流量实际通过的流量额定压力损失实际压力损失单向阀2101020.82三位五通电磁阀32510/2040.26/1.03二位二通电磁阀42
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