卧式单面钻镗两用组合机床液压系统标准设计.doc

机电工程系

液压和气压传动
课程设计

题 目： 卧式单面钻镗两用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： 机制班
姓 名：
学 号：
指导老师：

.6

液压和气压传动课程设计任务书
一、关键任务和目标
任务：卧式单面钻镗两用组合机床液压系统设计
设计一台卧式单面钻镗两用组合机床液压系统，其工作循环是“快进→工进→快退→原位停止”；工作时最大轴向力为30kN，运动部件重为19.6kN；快进、快退速度为6m/min，工进速度为0.02～0.12m/min；最大行程400mm，其中工进行程200mm；开启换向时间Dt=0.2s；采取平导轨，其摩擦系数f=0.1。
目标：经过本题目标课程设计，使学生对所学《液压和气压传动》课程知识有一个全方面深刻认识，熟悉液压系统设计基础方法和过程；提升学生动手能力和工程实践能力。
二、关键内容
（1）熟悉设计任务，明确设计及目标。
（2）依据设计要求和已学过设计步骤，确定系统工作原理图。
（3）计算各元件参数并验算。
（4）元件选型。
（5）编制文件，绘制速度、负载图谱。
三、工作量要求
完成要求任务，总字数3000～4000字。
四、时间要求
本课程设计于-6-25前完成

目录

摘要······················································1
一、负载分析··············································2
二、负载图和速度图绘制··································3
三、确定液压缸参数 ·····································5
四、确定液压系统原理图 ···································8
五、液压元件计算和选择·································10
六、液压泵计算和选择···································11
七、液压系统性能验算···································14
设计小结·················································15
设计感想·················································16
参考文件·················································17
试验汇报·················································18

摘要

现现在，液压传动技术是机械设备中发展最快技术之一，尤其是多年来和微电子、计算机技术结合，使液压技术进入了一个新发展阶段，机、电、液、气一体是当今机械设备发展方向。在数控加工机械设备中已经广泛引用液压技术。
液压传动是利用液体作为介质来传输能量，液压传动有以下几点：易于取得较大力或力矩，功率重量比大，易于实现往复运动，易于实现较大范围无级变速，传输运动平稳，可实现快速而且无冲击，和机械传动相比易于布局和操纵，易于预防过载事故，自动润滑、元件寿命较长，易于实现标准化、系列化。液压传动基础目标就是用液压介质传输能量，而液压介质能量是由其全部压力及流量来表现。而全部基础回路作用就是控制液压介质压力和流量 ，所以，液压基础回路作用就是三方面：控制压力、控制流量大小、控制流动方向，所以基础回路能够根据这三方面作用分成三大类：压力控制回路、流量控制回路、方向控制回路。
作为一个高效率两用机床，组合机床在大批、大量机械加工生产中应用广泛。组合机床是以通用部件为基础，配以按工件特定外形和加工工艺设计专用部件和夹具组合而组成半自动或自动机床。组合机床通常见多轴、多刀、多面、多方位同时加工，成本低、效率高，得到广泛应用。

设计内容
设计说明及计算过程
备注
一、负载分析
1.1运动分析
按设备工艺要求，实施元件在完成一个工作循环运动规律是“快进→工进→快退→原位停止”。用图表示出来，通常见速度——时间（v—t）见图1-1
1.2工作负载
由工作负载Fw =30kN，重力负载FG=0，按开启换向时间和运动部件重量。取液压缸机械效率ηm =0.9，则液压缸工作阶段负载值见表1-1
Ft =25.5Ds0.8（HB）0.6 （1）
1.3惯性负载
最大惯性负载取决于移动部件质量和最大加速度，其中最大加速度可经过工作台最大移动速度和加速度时间进行计算。已知开启换向时间△t=0.2s，工作台最大移动速度，即快进、快退速度为6m/min，所以，惯性负载可表示为
F·△t=m(V2-V1)即Fa=1000N （2）
1.4阻力负载
阻力负载关键是工作台机械摩擦阻力，分为静摩擦阻力和动摩擦阻力两部。导轨正压力等于动压力部件重力，设导轨摩擦阻力为Ff，则
Ff=fs·Fn=0.1×19600=1960N (3)
设液压缸机械效率ηm=0.9，依据上述负载力计算结果，可得出液压缸在各个工况时所受到负载力。

设计内容
设计说明及计算过程
备注

二、负载图和速度图绘制

表1-1液压缸在各个工作阶段负载值

依据负载计算结果和已知各个阶段速度，可绘制出工作循环图1-1所表示，所设计组合机床动力滑台液压系统速度循环图可依据V1=V3=6m/min、快进行程L1=400-200=200mm、工进行程 L2=200mm、快退行程L3=400mm，工进速度V2=6m/min。
快退、快进和共进时间可由以下公式分析求出：
快进: t1=L1/V1=2s
共进：t2=L2/V2=2s
快退: t3=L1/V1+L3/V3=6s
综上述所求数据可绘制出速度循环图图1-2，负载图（F-t）图1-3所表示：

设计内容
设计说明及计算过程
备注

图1-1工作循环图

图1-2速度循环图

图1-3负载图（F-t）

设计内容
设计说明及计算过程
备注
三、液压缸关键参数确实定
3．1确定工作压力
液压缸工作压力可依据负载大小及机器设备类型来确定。通常来说，工作压力选大些，能够降低液压缸内径及液压系统其它元件尺寸，使整个系统紧凑，重量轻，不过要用价格较贵高压泵，并使密封复杂化，而且会造成换向冲击大等缺点；若工作压力选过小，就会增大液压缸内径和其它液压元件尺寸，但密封简单。所以应依据实际情况选择合适工作压力，设计时可用类比法来确定，参考下表3-1，表3-2。
取液压缸工作压力为4MPa。

负载/KN
＜5
5～10
10～20
20～30
30～50
＞50

系统压力/MPa
＜0．8～1
1.6～2
2.5～3
3～4
4～5
＞5～7

表3-2 按负载选择系统工作压力

设计内容
设计说明及计算过程
备注

设备类型
机床
农业机械、汽车工业、小型工程机械及辅助机械
工程机械
重型机械
锻压机械
液压支架
船用机械
磨床
组合机床
牛头刨床
插床
齿轮加工机床
车床
铣床
镗床
机床
拉床
龙门刨床
压力/MPa
＜2.5
＜6.3
2.5～6.3
＜10
10～16
16～32
14～25
表3-2 按主机类型选择系统工作压力
3.2 确定液压缸内径D和活塞杆直径d
为使液压缸快进和快退速度相等，选择单出杆活塞缸差动连接方法实现快进，设液压缸两有效面积为A1和A2，且A1=2 A2，即d=0.707D。为预防钻通时发生前冲现象，液压缸回油腔背压p2取0.6MPa，而液压缸快退时背压取0.5MPa。
由工进工况下液压缸平衡力平衡方程p1 A1= p2 A2+F，可得：
A1=F/（p1－0.5p2）=35511/（4×106－0.5×0.6×106）cm2 ≈96cm2 （4）
液压缸内径D就为：D= 11.06cm

设计内容
设计说明及计算过程
备注

对D圆整，取D=110mm。由d=0.707D，经圆整得d=80mm。计算出液压缸有效工作面积A1=95cm2， A2=44.77 cm2。工进时采取调速阀调速，其最小稳定流量 qmin=0.05L/min，设计要求最低工进速度 vmin=20mm/min
3.3 计算液压缸在工作循环各阶段压力、流量和功率值
差动时液压缸有杆腔压力大于无杆腔压力，取两腔间回路及阀压力损失为0.5MPa，则p2= p1+0.5MPa。计算结果见表3-3。
工作循环
计算公式
负载
F KN
回油背压p2Mpa
进油压力p2Mpa
输入流量
q110-3m3/s

输入功率
p kM

快启速 进恒速
p1=F+A2(p2-p1)/（A1-A2）
q1=（A1-A2）V2
P=p2q2
3289

2178

p2=p2+0.5
1.10

0.88
—

0.50
—

0.44
工进
p1=（F+A2p2）/A2 q1=A2V2 p=q2p2
35511
0.6
4.02
0.0031~

0.019
0.012~

0.076
快启速 退恒速
p1=（F+A2p2）/A2 q2=A2V2 p=q2p2
3289

2178
0.5
1.79

1.55
—
0.448
—
0.69

表3-3液压缸工作循环各阶段压力、流量和功率值

设计内容
设计说明及计算过程
备注
四、确定液压原理系统图
4.1 选择基础回路
4.1.1调速回路：因为液压系统功率较小，且只有正值负载，所以选择进油节流调速回路。为有很好低速平稳性和速度负载特征，可选择调速阀调速，并在液压缸回路上设置背压。
4.1.2泵供油回路：因为系统最大流量和最小流量比为156，且在整个工作循环过程中绝大部分时间里泵在高压小流量状态下工作，为此应采取双联泵（或限压式变量泵），以节省能源提升效率。
4.1.3速度换接回路和快速回路：因为快进速度和工进速度相差很大，为了换接平稳，选择行程阀控制换接回路。快速运动经过差动回路来实现。
4.1.4换向回路：为了换向平稳，选择电液换向阀。为便于实现液压缸中位停止和差动连接，采取三位五通阀。
4.1.5压力控制回路：系统在工作状态时高压小流量泵工作压力由溢流阀调整，同时用外控次序阀实现低压大流量泵卸荷。
4.2 回路合成
对选定基础回路在合成时，有必需进行整理、修改和归并。具体方法为：
4.2.1预防工作进给时液压缸进油路、回油路相通，需接入单向阀7。
4.2.2要实现差动快进，必需在回油路上设置液控次序阀9，以阻止油液流回油箱。此阀经过位置调整后和低压大流量泵卸荷阀合二为一。
4.2.3为预防机床停止工作时系统中油液回油箱，应增设单向阀。
4.2.4设置压力表开关及压力表。
合并后完整液压系统图4-1所表示。

设计内容
设计说明及计算过程
备注

图4-1液压系统原理图

设计内容
设计说明及计算过程
备注
五、液压元件计算和选择
5.1 液压泵及驱动功率确实定
5.1.1确定液压泵最高工作压力pp
液压泵最高工作压力就是在系统正常工作时所能提供最高压力，对于定量泵系统来说，这个压力是由溢流阀调定；对于变量泵系统来说，这个工作压力是和泵特征曲线上流量相对应，液压泵最高工作压力是选择液压泵型号关键依据。
考虑到正常工作时，进油管路有一定压力损失，所以泵工作压力为：
pp≥p1+∑△p1 (5)
式中： pp——液压泵最大工作压力
p1——实施元件最大工作压力
∑△p1——进油管路中压力损失，初算时通常有节流调速和管路简单系统取=0.2～0.5MPa，有调速阀和管路较复杂系统取=0.5～1.5 MPa。
依据以上得：已知液压缸最大工作压力为4.02MPa，取进油路上压力损失为1MPa，则小流量泵最高工作压力为5.02MPa，选择泵额定压力应为pn=5.02+5.02×25%=6.27MPa。大流量泵在液压缸快退时工作压力较高，取液压缸快退时进油路上压力损失为0.4MPa，则大流量泵最高工作压力为1.79+0.4=2.19MPa，卸荷阀调整压力应高于此值。

设计内容
设计说明及计算过程
备注
六、液压泵计算和选择
5.1.2 确定液压泵最大流量
液压泵最大流量qp按实施元件工况图上最大工作流量及系统中泄漏量来确定。即
qp≥KL∑qmax （6）
式中 qp——液压泵最大流量，L/min；
∑qmax——同时动作实施元件所需流量之和最大值。假如这是溢流阀正在进行工作，尚需加溢流阀最小溢流量2～3L/min。KL——系统泄漏系数，通常取=1.1～1.3。
依据以上得：取系统泄漏系数K=1.2，则泵最小供油量为：qp =Kq1max =1.2×0.5×10-3m3/s （7）
=0.6×10-3m3/s
=36L/min
因为工进时所需要最大流量是1.9×10-5 m3/s，溢流阀最小稳定流量为0.05×10-3 m3/s，小流量泵最小流量： qp=Kq1 +0.05×10-3m3/s （8）
=7.25×10-5m3/s
=4.4L/min
5.1.3 选择液压泵规格
依据以上计算值，即可从产品样本中选择适宜液压泵型号和规格。
为了使液压泵工作安全可靠，液压泵应用一定压力贮备，通常泵额定压力应满足：
pn≥（1.25～1.60）pp （8）

设计内容
设计说明及计算过程
备注

照产品样本可选择YB1—40/6.3双联叶片泵，额定转速960r/min，容积效率ηv为0.9，大小泵额定流量分别为34.56和5.43L/min，满足以上要求。
5.1.4 确定液压泵驱动功率
液压泵在快退阶段功率最大，取液压缸进油路上压力损失为0.5MPa，则液压泵输出压力为2.05MPa。液压泵总效率ηp=0.8，液压泵流量40L/min，则液压泵驱动调集所需功率为：
P=ppqp/ηp=2.05×106×40×10-3W=1708W (9)
据此选择Y112M—6—B5立式电动机，其额定功率为2.2kW，转速为940r/min，液压泵输出流量为33.84L/min、5.33L/min，仍能满足系统要求。
5.2 阀类元件选择
阀类元件选择是依据阀最大工作压力和流经阀最大流量来选择阀规格。即所选择阀类元件额定压力和额定流量要大于系统最高工作压力及实际经过阀最大流量。在条件不许可时，可合适增大经过阀流量，但不得超出阀额定流量20%，不然会引发压力损失过大。具体地讲选择压力阀时应考虑调压范围，选择流量阀时应注意其最小稳定流量，选择换向阀时除应考虑压力、流量外，还应考虑其中位机能及操作方法。
5.4 确定管路尺寸
液压缸进、出油管管径应按输入、输出最大流

设计内容
设计说明及计算过程
备注

量计算，因为液压泵具体选定以后，液压缸在各个阶段进、出流量以和原定数值不一样，所以要重新计算。管路内径选择是以降低流动造成压力损失为前提，液压管路中流体流动多为层流，压力损失正比于油液在管路中平均流速，所以依据流速确定管径是常见简便方法。管路内径d按下式计算：
d=（mm） （10）
式中：q——经过油管流速；
v——油管中许可流速，通常对吸油管取0.5～1.5m/s，压油管取2.5～5m/s，（压力高时取大值，压力低时取小值），回油管取1.5～2m/s。
5.5液压油箱容积确实定
油箱有效容积（油面高度为油箱高度80%容积）应依据液压系统发烧、散热平衡标准来计算，但这只是在系统负载较大、长久连续工作时采取必需进行，通常只需按液压泵额定流量qn估算即可。
低压系统中（p≤2.5MPa）：V=（2～4）qn
中压系统中（p≤6.3MPa）：V=（5～7）qn （11）
高压系统中（p＞6.3MPa）：V=（6～12）qn
液压油箱有效容积确定后，需设计液压油箱外形尺寸，通常尺寸比（长、宽、高）为1：1：1～1：2：3。为提升冷却效率，在安装位置不受限制时，可将油箱容量给予增大。

设计内容
设计说明及计算过程
备注
七、液压系统性能验算
6.1系统油液温升验算
系统在工作中绝大部分时间是处于工作阶段，所以可按工作状态来计算温升。小流量泵工作状态压力为5.02MPa，流量为0.33L/min，经计算其输入功率为557W。
大流量泵经外控次序阀卸荷，其工作压力等于阀上局部压力损失数值Dpv。阀额定流量为63L/min，额定压力损失为0.3MPa，大流量泵流量为33.84L/min，则：
pv =0.3×106×[(33.84 +44.77×5.33/95)/63]Pa=0.1×106 Pa
大流量泵输入功率经计算为70.5W。
6.2 液压缸有效最小功率为
Po =FV=（30000+1960）×0.02/60W=10.7W
系统单位时间内发烧量为
Hi = Pi－Po =557+70.5－10.7=616.8W
当油箱高、宽、长百分比在1：1：1到1：2：3范围内，且油面高度为油箱高度80%时，油箱散热面积近似为： A=6.66 （12） 式中 V——油箱有效容积，单位为m3 A——散热面积，单位为m2 取油箱有效容积V为0.25 m3,散热系数K为15W/（m2℃），得
t= = =15.6℃ （13）
即在温升许可范围内。

设计小结
经过大家一周努力，最终有了结果，完成了此次课程设计，再一次系统性学习了相关液压方面知识 ，此次课程设计感慨良多，收获颇丰。
经过此次课程设计，我们将理论知识和实际设计相结合，真正做到了理论联络实际，而且学会了怎样使用所学知识 ，使我们对所学知识有了更深刻认识好了解，让我们受益匪浅。
经过此次课程设计，我们体验了团体合作关键性和必需性，设计是一个庞大而复杂系统工程，单枪匹马是极难完成任务，这就要求我们要有合理分工和亲密配合，讲一个个复杂问题分解为一个个小问题，然后再各个击破，只有这么，才能设计粗话更实用产品，同时也大大提升了工作效率。
从设计过程中，我复习了以前徐国知识，Word输入，排版技巧，也有了掌握，这些是我最大收获。
设计是一个系统性工程，越做到后面越发觉自己知识不足，在以后学习中还得加紧学习。

设计感想
一周液压课程设计到现在为止最终是提前完成了任务！在这次课程设计中，可谓是收益菲浅，让我感受到了作为一名设计师苦和乐，一刚开始什么全部不懂苦，和以后逐步了解以后乐，这乐却让我体会到了成功喜悦！
这其中，让我感受到，精益求精,一丝不苟,发觉问题,分析问题,处理问题能力, 和人合作精神，是对于设计关键性，尤其是作为象我们这些搞机械人，头脑时刻不能紊乱，要保持清楚，心也必需要是完全宁静，不浮躁！才能愈加体会到设计趣味性．我真诚在此期望我们在接下来机械设计课程设计中，能够静下心来，一步一个脚印，脚扎实地分析问题，处理问题！结果成功是否不关键，最关键设计过程，她让你学会了很多平时学不到东西，包含做人道理！！

参考文件
[1]刘忠，液压传动和控制实用技术[M].北京：北京科学出版社，1996.7
[2]杨培元，朱福元.液压系统设计简明手册[M].北京：机械工业出版社，1999.6
[3]王积伟，黄谊.液压和气压传动[M].北京：机械工业出版社，.6
[4]张宏友.液压和气动技术[M].大连：大连理工出版社，
[5]袁承顺.液压和气压传动[M].北京：机械工业出版社，1995
[6]姜继海.液压传动[M].哈尔滨：哈尔滨工业大学出版社，1997