组合机床动力滑台液压系统液压专业课程设计.doc

课程设计阐明书

组合机床动力滑台液压系统

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完毕日期
01月13日
指引教师

成 绩

指引教师(签字)

目录

一、液压传动工作原理和构成............................
二、设计规定...........................................
三、液压系统工况分析..................................
四、拟定液压系统重要参数................................
五、液压元件选取......................................
六、验算液压系统性能....................................
七、设计小结...........................................

一、 液压传动工作原理和构成
液压传动是用液体作为工作介质来传递能量和进行控制传动方式。液压系统运用液压泵将原动机机械能转换为液体压力能，通过液体压力能变化来传递能量，通过各种控制阀和管路传递，借助于液压执行元件（缸或马达）把液体压力能转换为机械能，从而驱动工作机构，实现直线往复运动和回转运动。驱动机床工作台液压系统是由邮箱、过滤器、液压泵、溢流阀、开停阀、节流阀、换向阀、液压缸以及连接这些元件油管、接头等构成。

1、 工作原理

（1） 电动机驱动液压泵经滤油器从邮箱中吸油，油液被加压后，从泵输出口输入管路。油液经开停阀、节流阀、换向阀进入液压缸，推动活塞而使工作台左右移动。液压缸里油液经换向阀和回油管排回邮箱。

（2） 工作台移动速度是通过节流阀来调节。当节流阀开大时，进入液压缸油量增多，工作台移动速度增大；当节流阀关小时，进入液压缸油量减少，工作台移动速度减少。由此可见，速度是油量决定。

2、 液压系统基本构成

（1） 能源装置——液压泵。它将动力某些所输出机械能转换成液压能，给系统提供压力油液。
（2） 执行装置——液压机。通过它将液压能转换成机械能，推动负载做功。

（3） 控制装置——液压阀。通过它们控制调节，使液流压力、流速和方向得以变化，从而变化执行元件力、速度和方向。
（4） 辅助装置——邮箱、管路、储能器、滤油器、管接头、压力表开关等。通过这些元件把系统联接起来，以实现各种工作循环。
（5） 工作介质——液压油。绝大多数液压油采用矿物油，系统用它来传递能量和信息。

二、 设计规定

设计一台组合机床动力滑台液压系统。
1.机床规定工作循环是：规定实现工件快进、工进、快退等过程，最后自动停止；动力滑台采用平导轨，往复运动加速、减速时间为0.2s。
2.机床其她工作参数如下：

参数三
运动部件总重力
G=30000N
切削力
Ft=0N
快进、快退速度
v1=v3=6m/min
最大行程
l=400mm
工进速度
v2=20～120mm/min
静摩擦系数
fs=0.2
动摩擦系数
fd=0.1

3.机床自动化规定：规定系统采用电液结合，实现自动循环，速度换接无冲击，且速度要稳定，能承受一定量反向负荷。

由设计规定取工进速度为80mm/min，快进行程为300mm，工进行程为100mm

三、液压系统工况分析
1.运动分析
绘制动力滑台工作循环图

2.负载分析
2.1 负载计算

2.11工作阻力
工作阻力为已知
2.12摩擦阻力
已知采用平导轨，且静摩擦系数，动摩擦系数，正压力，则：
静摩擦阻力
动摩擦阻力
2.13惯性力

2.2液压缸各运动阶段负载
如果忽视切削力引起颠覆力矩对导轨摩擦力影响，并设定液压缸机械效率 ，则液压缸在各个工作阶段总接卸负载可以算出，见下表：
运动阶段
计算公式
总接卸负载F/N
起动

6316
加速

4868
快进

3158
工进

24211
快退

3158

2.3绘制动力滑台负载循环图，速度循环图

三、液压系统方案设计
1. 选取调速回路
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。为防止负载突变，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. 选取油源形式
在工作循环内，液压缸规定油源提供快进、快退行程低压大流量和工进行程高压小流量油液。在一种工作循环中大某些时间都处在高压小流量工作。从提高系统效率、节约能量角度来看，选用单定量泵油源显然是不合理，为此可选用限压式变量泵或双联叶片泵作为油源。考虑到前者流量突变时液压冲击较大，工作平稳性差，且后者可双泵同步向液压缸供油实现迅速运动，最后拟定选用双联叶片泵方案，如下图所示。

3. 选取迅速运动和换向回路
本系统已选定液压缸差动连接和双泵供油两种迅速运动回路实现迅速运动。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，因此选用三位五通电液换向阀，如下图所示。

4. 选取速度换接回路
由于本系统滑台由快进转为工进时，速度变化大，为减少速度换接时液压冲击，选用行程阀控制换接回路，如图下图所示。

5. 选取调压和卸荷回路
在双泵供油油源形式拟定后，调压和卸荷问题都已基本解决。即滑台工进时，高压小流量泵出口压力由油源中溢流阀调定，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。

6．构成液压系统
将上面选出液压基本回路组合在一起，并经修改和完善，就可得到完整液压系统工作原理图，如右图所示。为理解决滑台工进时进、回油路串通使系统压力无法建立问题，增设了单向阀6。为了避免机床停止工作时回路中油液流

回油箱，导致空气进入系统，影响滑台运动平稳性，图中添置了一种单向阀13。考虑到这台机床用于钻孔（通孔与不通孔）加工，对位置定位精度规定较高，图中增设了一种压力继电器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。

四、拟定液压系统重要参数
1．初选液压缸工作压力
所设计动力滑台在工进时负载最大，在其他工况负载都不太高，参照表1和表2，初选液压缸工作压力p1=4MPa。
2．计算液压缸重要尺寸
鉴于动力滑台快进和快退速度相等，这里液压缸可选用单活塞杆式差动液压缸（A1=2A2），快进时液压缸差动连接。工进时为防止负载突变采用背压，参照表4选此背压为pb=0.8MPa。

表1 按负载选取工作压力
负载/ KN
<5
5~10
10~20
20~30
30~50
>50
工作压力/MPa
<0.8~1
1.5~2
2.5~3
3~4
4~5
≥5
表2 各种机械惯用系统工作压力
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
起重运送机械
磨床
组合机床
龙门刨床
拉床
工作压力/MPa
0.8~2
3~5
2~8
8~10
10~18
20~32

表3 执行元件背压力
系统类型
背压力/MPa
简朴系统或轻载节流调速系统
0.2~0.5
回油路带调速阀系统
0.4~0.6
回油路设立有背压阀系统
0.5~1.5
用补油泵闭式回路
0.8~1.5
回油路较复杂工程机械
1.2~3
回油路较短且直接回油
可忽视不计

表4 按工作压力选用d/D
工作压力/MPa
≤5.0
5.0~7.0
≥7.0
d/D
0.5~0.55
0.62~0.70
0.7
表5 按速比规定拟定d/D
2/1
1.15
1.25
1.33
1.46
1.61
2
d/D
0.3
0.4
0.5
0.55
0.62
0.71

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。

液压缸活塞杆外径尺寸系列
—————— 摘自GB/T2348—1993（mm）
4
20
56
160
5
22
63
180
6
25
70
200
8
28
80
220
10
32
90
250
12
36
100
280
14
40
110
320
16
45
125
360
18
50
140

由公式可得：

则活塞直径
参照表4及表5，得d0.71D =64mm,圆整后取原则数值得
D=90mm， d=63mm。
由此求得液压缸两腔实际有效面积为

依照计算出液压缸尺寸，可估算出液压缸在工作循环中各阶段压力、流量和功率，如下表所列。
表6 液压缸所需实际流量、压力和功率
工作循环
计算公式
负载F
进油压力
回油压力
所需流量
输入功率P
N
pj
pb
L/min
KW
差动快进

3158

18.66
0.48
工进

24211

0.51
0.036
快退

3158

19.44
0.63
注：
1.Δp为液压缸差动连接时，回油口到进油口之间压力损失，取Δp=0.5MPa。
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=pj+Δp。
3.计算工进是背压按pb=0.8Mpa代入。
4.快退时背压按pb=0.5Mpa代入。

3.液压泵参数计算
小流量泵在快进和工进时都向液压缸供油，由表6可知，液压缸在工进时工作压力最大，最大工作压力为p1=4.22MPa，如在调速阀进口节流调速回路中，选用进油路上总压力损失∑∆p=0.6MPa，考虑到压力继电器可靠动作规定压差Dp=0.5MPa，则小流量泵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，由表6可见，快退时液压缸工作压力为p1=1.95MPa，比快进时大。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，现取进油路上总压力损失∑∆p=0.3MPa，则大流量泵最高工作压力估算为
因而泵额定压力可取
(2) 计算液压泵流量
由表6可知，油源向液压缸输入最大流量为19.44L/min ，若取回路泄漏系数K=1.1，则两个泵总流量为

考虑到溢流阀最小稳定流量为2.5L/min，工进时流量为0.51L/min则小流量泵流量小流量泵流量至少应为3.1L/min。
因此大流量泵流量
(3) 拟定液压泵规格和电动机功率
依照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，最后拟定选用PV2R12-6/26型双联叶片泵。其小流量泵和大流量泵排量分别为6mL/min和26mL/min，当液压泵转速np=960r/min时，其理论流量分别为5.6 L/min和24.3L/min，若取液压泵容积效率ηv=0.9，则液压泵实际输出流量为

由于液压缸在快退时输入功率最大，若取液压泵总效率ηp=0.8，这时液压泵驱动电动机功率为

依照此数值查阅产品样本，选用规格相近Y100L—6型电动机，其额定功率为1.5KW，额定转速为910r/min

五、液压元件选取
1. 液压阀及过滤器选取
依照系统最高工作压力和通过各阀类元件及辅件实际流量，查阅产品样本，选出阀类元件和辅件规格如表8所列。本例中搜有阀额定压力都高于6.8MPa，其中，溢流阀9按小流量泵额定流量选用，调速阀4选用Q—6B型，其最小稳定流量为0.03 L/min，不大于本系统工进时流量0.51L/min。
表8液压元件规格及型号
序号
元件名称
通过最大流量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/MPa
1
双联叶片泵
—
PV2R12-6/33
5.1/27.9*
16
—
2
三位五通电液换向阀
70
35DY—100BY
100
6.3
0.3
3
行程阀
62.3
22C—100BH
100
6.3
0.3
4
调速阀
<1
Q—6B
6
6.3
—
5
单向阀
70
I—100B
100
6.3
0.2
6
单向阀
29.3
I—100B
100
6.3
0.2
7
液控顺序阀
28.1
XY—63B
63
6.3
0.3
8
背压阀
<1
B—10B
10
6.3
—
9
溢流阀
5.1
Y—10B
10
6.3
—
10
单向阀
27.9
I—100B
100
6.3
0.2
11
滤油器
36.6
XU—80×200
80
6.3
0.02
12
压力表开关
—
K—6B
—
—
—
13
单向阀
70
I—100B
100
6.3
0.2
14
压力继电器
—
PF—B8L
—
14
—
*注：此为电动机额定转速为910r/min时流量。
2.油管选取
依照选定液压阀链接油口尺寸拟定管道尺寸。液压缸进、出油管输入、排出最大流量来计算。由于本系统液压缸差动连接快进快退时，油管内油量最大，其实际流量为泵额定流量两倍达65L/min，为了统一规格，液压缸进、出油管直径d按产品样本，选用内径为20mm、外径28mm10号冷拔钢管。

(2) 拟定油管
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运动速度、时间以及进入和流出液压缸流量，与原定数值不同，重新计算成果如表9所列。
表9各工况实际运动速度、时间和流量
快进
工进
快退

表10容许流速推荐值
管道
推荐流速/(m/s)
吸油管道
0. 5～1.5，普通取1如下
压油管道
3～6，压力高，管道短，粘度小取大值
回油管道
1. 5～3

由表9可以看出，液压缸在各阶段实际运动速度符合设计规定。
依照表9数值，按表10推荐管道内容许速度取=6 m/s，由式计算得与液压缸无杆腔和有杆腔相连油管内径分别为

为了统一规格，按产品样本选用所有管子均为内径15mm、外径22mm10号冷拔钢管。

3.油箱选取
油箱容量按式估算，其中α为经验系数，低压系统，α=2～4；中压系统，α=5～7；高压系统，α=6～12。现取α=7，得

六、验算液压系统性能
1．验算系统压力损失
由于系统管路布置尚未拟定，因此只能估算系统压力损失。估算时，一方面拟定管道内液体流动状态，然后计算各种工况下总压力损失。液压系统选用L-HG32号液压油，现取进、回油管道长为l=1.8m，油液运动粘度取=1.5´10-4m2/s，油液密度取r=0.90´103kg/m3。
1.1判断流动状态
在快进、工进和快退三种工况下，进、回油管路中所通过流量以快进时进油流量q1=55.3L/min为最大，快退时q2=39.3L/min此时，油液流动雷诺数
快进时
快退时
由于最大雷诺数不大于临界雷诺数（2300），故可推出：各工况下进、回油路中油液流动状态全为层流。
1.2计算系统压力损失
油液在管道内流速
进油路
进油路压力损失
回油路上，流速是进油路两倍即v=9.64m/s，则压力损失为

可见，沿程压力损失大小与流量成正比，这是由层流流动所决定。
在管道构造尚未拟定状况下，管道局部压力损失∆pζ常按下式作经验计算

各工况下阀类元件局部压力损失可依照下式计算

其中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、工进和快退工况下压力损失计算如下：
1.21．快进
滑台快进时，液压缸通过电液换向阀差动连接。在进油路上，油液通过单向阀10、电液换向阀2，然后与液压缸有杆腔回油汇合通过行程阀3进入无杆腔。在进油路上，压力损失分别为

在回油路上，压力损失分别为

将回油路上压力损失折算到进油路上去，便得出差动迅速运动时总压力损失

1.22．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和大流量泵卸荷油液一起经液控顺序阀7返回油箱，在背压阀8处压力损失为0.6MPa。若忽视管路沿程压力损失和局部压力损失，则在进油路上总压力损失为

此值略不大于预计值。
在回油路上总压力损失为

该值即为液压缸回油腔压力p2=0.86MPa，可见此值与初算时参照表3选用背压值基本相符。
按表6公式重新计算液压缸工作压力为

此略高于表6数值。
考虑到压力继电器可靠动作规定压差Dp=0.5MPa，则小流量泵工作压力为

此值与估算值基本相符，是调节溢流阀10调节压力重要参照数据。
1.23．快退
滑台快退时，在进油路上，油液通过单向阀10、电液换向阀2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。在进油路上总压力损失为

此值远不大于预计值，因而液压泵驱动电动机功率是足够。
在回油路上总压力损失为

此值与表7数值基本相符，故不必重算。
大流量泵工作压力为

此值是调节液控顺序阀7调节压力重要参照数据。

3.验算系统发热与温升
由于工进在整个工作循环中占时间最长，因此系统发热与温升可按工进工况来计算。在工进时，大流量泵经液控顺序阀7卸荷，其出口压力即为油液通过液控顺序阀压力损失

液压系统总输入功率即为液压泵输入功率

液压系统输出有效功率即为液压缸输出有效功率

由此可计算出系统发热功率为

已知油箱容积V=220L=224x10-3m3
则油箱近似散热面积
假设通风良好，取油箱散热系数CT=15x10-3KW/(m2.oc)
按式计算工进时系统中油液温升，即

设环境温T2=25°C，则热平衡温度为

此值接近于
油温在容许范畴内，油箱散热面积符合规定，不必设立冷却器。

七、设计小结
液压课程设计，作为液压与气压传动这门课程重要一环节，我深知其重要性，因而自始至终都以端正姿态、严谨态度予以对待。通过整个设计过程，对液压传动结识加深了不少，从中收获了许多许多。  这次课程设计，由于理论知识局限性，再加上平时没有什么设计经验，一开始时候有些手忙脚乱，不知从何入手。在教师谆谆辅导，和同窗们热情协助下，使我找到了信心。当前想想其实课程设计当中每一天都是很累，其实正向教师说得同样，机械设计课程设计没有那么简朴，你想copy或者你想自己胡乱蒙两个数据上去来骗骗教师都不行，由于你每一种数据都要从机械设计书上或者机械设计手册上找到出处。虽然种种困难我都已经克服，但是还是难免我有些疏忽和漏掉地方。完美总是可望而不可求，不在同一种地方跌倒两次才是最重要。抱着这个心理我一步步走了过来，最后完毕了我任务。

参照资料
液压与气压传动<第三版> 许福玲、陈尧明主编 北京：机械工业出版社