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液压技术课程设计说明书题目：卧式多轴钻孔组合机床液压系统班级： 学号：设计：前言液压传动是用液体作为来传递能量的，液压传动有以下优点：易于获得较大的力或力矩，功率重量比大，易于实现往复运动，易于实现较大范围的无级变速，传递运动平稳，可实现快速而且无冲击，与机械传动相比易于布局和操纵，易于防止过载事故，自动润滑、元件寿命较长，易于实现标准化、系列化。液压传动的基本目的就是用液压介质来传递能量，而液压介质的能量是由其所具有的压力及力流量来表现的。而所有的基本回路的作用就是控制液压介质的压力和流量，因此液压基本回路的作用就是三个方面：控制压力、控制流量的大小、控制流动的方向。所以基本回路可以按照这三方面的作用而分成三大类：压力控制回路、流量控制回路、方向控制回路。液压系统已经在各个部门得到广泛的应用，而且越先进的设备，其应用液压系统的部门就越多。目 录第一张 明确液压系统的设计要求4第二章 负载与运动分析4第三章 负载图和速度图的绘制5第四章 确定液压系统主要参数6第五章 液压系统方案设计9第六章 液压元件的选择12第七章 液压系统性能验算15第八章 液压缸设计18设计小结18参考文献18第一章 明确液压系统的设计要求设计一卧式多轴钻孔组合机床动力滑台液压系统。动力滑台的工作循环是：快进工进快退停止。该系统的主要参数与性能要求如下：切削力Ft=20000N，移动部件总重力G=10000N，快进行程L1=100mm，工进行程L2=50mm。快进快退的速度为V快=4m/min，工进速度为V工=0.25m/min，加速减速时间t=0.2s，静摩擦系数 ，动摩擦系数 。该动力滑台采用水平放置的平导轨，动力滑台可任意停止。第二章 负载与运动分析负载分析中，暂不考虑回油腔的背压力，液压缸的密封装置产生的摩擦阻力在机械效率中加以考虑。因工作部件是卧式放置，重力的水平分力为零，这样需要考虑的力有：夹紧力，导轨摩擦力，惯性力。 在对液压系统进行工况分析时，本设计实例只考虑组合机床动力滑台所受到的工作负载、惯性负载和机械摩擦阻力负载，其他负载可忽略。 （1）阻力负载阻力负载主要是工作台的机械摩擦阻力，分为静摩擦阻力和动摩擦阻力两部分。导轨的正压力等于动力部件的重力，设导轨的静摩擦力为，动摩擦阻力为则静摩擦阻力 动摩擦阻力 （2）工作负载FW工作负载是在工作过程中由于机器特定的工作情况而产生的负载，对于金属切削机床液压系统来说，沿液压缸轴线方向的切削力即为工作负载，即 （3）惯性负载最大惯性负载取决于移动部件的质量和最大加速度，其中最大加速度可通过工作台最大移动速度和加速时间进行计算。已知加速减速时间t=0.2s，工作台最大移动速度，即快进、快退速度为4m/min，因此惯性负载可表示为 忽略切削力引起的颠覆力矩对导轨摩擦力的影响，并设液压缸的机械效率=0.9，根据上述负载力计算结果，可得出液压缸在各个工况下所受到的负载力和液压缸所需推力情况，如表1所示。表1 液压缸总运动阶段负载表（单位：N）工况负载组成负载值F/N推力F/N启动20002222.22加速1339.791488.66快进10001111.11工进2100023333.33反向启动20002222.22加速1339.791488.66快退10001111.11制动660.21733.66 根据负载计算结果和已知的个阶段的速度，已知快进和快退速度、快进行程L1=100mm、工进行程L2=50mm、快退行程L3=150mm，工进速度。快进、工进和快退的时间可由下式分析求出。快进 工进 快退 第三章 确定液压系统主要参数3.1确定液压缸工作压力由表2和表3可知，组合机床液压系统在最大负载约为24000 N时宜取3.5MP。表2 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械起重运输机械磨床组合机床龙门刨床拉床工作压力/MPa0.82352881010182032表3按负载选择工作压力负载/ KN<5510102020303050>50工作压力/MPa< 0.811.522.53344553.2计算液压缸主要结构参数由于工作进给速度与快速运动速度差别较大，且快进、快退速度要求相等，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。通常利用差动液压缸活塞杆较粗、可以在活塞杆中设置通油孔的有利条件，最好采用活塞杆固定，而液压缸缸体随滑台运动的常用典型安装形式。这种情况下，应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，即活塞杆直径d与缸筒直径D呈d = 0.707D的关系。 工进过程中，当孔被钻通时，由于负载突然消失，液压缸有可能会发生前冲的现象，因此液压缸的回油腔应设置一定的背压(通过设置背压阀的方式)，选取此背压值为p2=0.8MPa。连接管路中不可避免地存在着压降，且有杆腔的压力必须小于无杆腔，估算取0.5MPa。快退时回油腔中也是有背压的，这时选取被压值=0.6MPa。工进时液压缸的推力计算公式为，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 mm由于有前述差动液压缸缸筒和活塞杆直径之间的关系，d = 0.707D，因此活塞杆直径为d=0.707×97.92=69.23mm，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。此时液压缸两腔的实际有效面积分别为：工作台在快进过程中，液压缸采用差动连接，此时系统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q工进 =A1×v1=7.85×60×0.001= 0.471L/min根据上述液压缸直径及流量计算结果，进一步计算液压缸在各个工作阶段中的压力、流量和功率值，如表4所示。表4 各工况下的主要参数值工况推力F/N回油腔压力P2/MPa进油腔压力P1/MPa输入流量q/L.min-1输入功率P/Kw计算公式快进启动222201.10加速14891.410.91快速11111.310.8123.10.312工进233330.83.380.470.027 快退起动222200.56 加速14890.61.55快退11110.61.82160.485制动7340.61.36 第四章 液压系统方案设计根据组合机床液压系统的设计任务和工况分析，所设计机床对调速范围、低速稳定性有一定要求，因此速度控制是该机床要解决的主要问题。速度的换接、稳定性和调节是该机床液压系统设计的核心。与所有液压系统的设计要求一样，该组合机床液压系统应尽可能结构简单，成本低，节约能源，工作可靠。4.1速度控制回路的选择 工况图表明，所设计组合机床液压系统在整个工作循环过程中所需要的功率较小，系统的效率和发热问题并不突出，因此考虑采用节流调速回路即可。虽然节流调速回路效率低，但适合于小功率场合，而且结构简单、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，因此有三种速度控制方案可以选择，即进口节流调速、出口节流调速、限压式变量泵加调速阀的容积节流调速。 钻镗加工属于连续切削加工，加工过程中切削力变化不大，因此钻削过程中负载变化不大，采用节流阀的节流调速回路即可。但由于在钻头钻入铸件表面及孔被钻通时的瞬间，存在负载突变的可能，因此考虑在工作进给过程中采用具有压差补偿的进口调速阀的调速方式，且在回油路上设置背压阀。由于选定了节流调速方案，所以油路采用开式循环回路，以提高散热效率，防止油液温升过高。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，液压要求油源交替地提供低压大流量和高压小流量的油液。而快进快退所需的时间和工进所需的时间分别为亦即是=7.4因此从提高系统效率、节省能量角度来看，如果选用单个定量泵作为整个系统的油源，液压系统会长时间处于大流量溢流状态，从而造成能量的大量损失，这样的设计显然是不合理的。如果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，由双联泵组成的油源在工进和快进过程中所输出的流量是不同的，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大，除采用双联泵作为油源外，也可选用限压式变量泵作油源。但限压式变量泵结构复杂、成本高，且流量突变时液压冲击较大，工作平稳性差，最后确定选用双联液压泵供油方案，有利于降低能耗和生产成本，如图所示。 双泵供油油源4.2选用执行元件因系统运动循环要求正向快进和工进，反向快退，且快进，快退速度相等，因此选用单活塞杆液压缸，快进时差动连接，无杆腔面积A1等于有杆腔面积A2的两倍。4.3速度换接回路的选择所设计多轴钻床液压系统对换向平稳性的要求不高，流量不大，压力不高，所以选用价格较低的电磁换向阀控制换向回路即可。为便于实现差动连接，选用三位五通电磁换向阀。为了调整方便和便于增设液压夹紧支路，应考虑选用Y型中位机能。由前述计算可知，当工作台从快进转为工进时，进入液压缸的流量由23.07 L/min降0.318 L/min，可选二位二通行程换向阀来进行速度换接，以减少速度换接过程中的液压冲击，如图所示。由于工作压力较低，控制阀均用普通滑阀式结构即可。由工进转为快退时，在回路上并联了一个单向阀以实现速度换接。为了控制轴向加工尺寸，提高换向位置精度，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 换向和速度切换回路的选择参考同类组合机床，选用双作用叶片泵双泵供油，调速阀进油节流阀调速的开式回路，溢流阀做定压阀。为了换速以及液压缸快退时运动的平稳性，回油路上设置背压阀，初定背压值Pb=0.8MPa。4.4选择快速运动和换向回路 根据本设计的运动方式和要求，采用差动连接与双泵供油两种快速运动回路来实现快速运动。即快进时，由大小泵同时供油，液压缸实现差动连接。 本设计采用二位三通电磁阀的速度换接回路，控制由快进转为工进。与采用行程阀相比，电磁阀可直接安装在液压站上，由工作台的行程开关控制，管路较简单，行程大小也容易调整，另外采用液控顺序阀与单向阀来切断差动油路。因此速度换接回路为行程与压力联合控制形式。4.5组成液压系统原理图选定调速方案和液压基本回路后，再增添一些必要的元件和配置一些辅助性油路，如控制油路、润滑油路、测压油路等，并对回路进行归并和整理，就可将液压回路合成为液压系统，即组成如图所示的液压系统图。液压系统原理图为便于观察调整压力，在液压泵的进口处，背压阀和液压腔进口处设置测压点，并设置多点压力表开关，这样只需一个压力表即能观察各压力。要实现系统的动作，即要求实现的动作顺序为：启动加速快进减速工进快退停止。1 快进 按下启动按钮，电磁铁1YA通电，由泵输出地压力油经三位五通换向阀的左侧，这时的主油路为： 进油路：泵 单向阀8三位五通换向阀9（1YA得电）行程阀13液压缸左腔。 回油路：液压缸右腔三位五通换向阀2（1YA得电）单向阀15行程阀13液压缸左腔。由此形成液压缸两腔连通，实现差动快进，由于快进负载压力小，系统压力低，变量泵输出最大流量。2 工进当滑台快到预定位置时，挡块压下行程阀3，切断了该通路，电磁阀继续通电，这时，压力油只能经过调速阀10，进入液压缸的左腔。由于减速时系统压力升高，变量泵的输出油量便自动减小，且与调速阀4开口向适应，此时液控顺序5打开，同时单向阀15的上部压力大于下部压力，所以也关闭，切断了液压缸的差动连接油路，液压缸右腔的回油经顺序阀7和背压阀8流回油箱，这样经过调速阀就实现了液压油的速度下降，实现了工作进给。其主油路为： 进油路：泵 单向阀8三位五通换向阀9（1YA得电）调速阀10液压缸左腔。回油路：液压缸右腔三位五通换向阀9液控顺序阀7背压阀6油箱。3 死挡铁停留 当滑台完成工进进给碰到死铁时，滑台即停留在死挡铁处，此时液压缸左腔的压力升高，使压力继电器11发出信号给时间继电器，滑台停留时间由时间继电器调定。4 快退滑台停留时间结束后，时间继电器发出信号，使电磁铁1YA，2YA通电，这时三位五通换向阀2接通右位，因滑台返回时的负载小，系统压力下降，变量泵输出流量又自动恢复到最大，滑快速退回，其主油路为：进油路：泵 单向阀8三位五通换向阀9（2YA得电）液压缸右腔。回油路：液压缸左腔单向阀12三位五通换向阀9（右位）油箱。5 原位停止 当滑台退回到原位时，挡块压下原位行程开关，发出信号，使2YA断电，换向阀处于中位，液压两腔油路封闭，滑台停止运动。这时液压泵输出的油液经换向阀9直接回油箱，泵在低压下卸荷。第五章 液压元件的选择5.1确定液压泵的规格和电动机功率本设计所使用液压元件均为标准液压元件，只需确定各液压元件的主要参数和规格，然后根据现有的液压元件产品进行选择即可。 （1）计算液压泵的最大工作压力 由于本设计采用双泵供油方式，根据液压系统的工况图，大流量液压泵只需在快进和快退阶段向液压缸供油，因此大流量泵工作压力较低。小流量液压泵在快速运动和工进时都向液压缸供油，而液压缸在工进时工作压力最大，因此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。 根据液压泵的最大工作压力计算方法，液压泵的最大工作压力可表示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。 对于调速阀进口节流调速回路，选取进油路上的总压力损失，同时考虑到压力继电器的可靠动作要求压力继电器动作压力与最大工作压力的压差为0.5MPa，则小流量泵的最高工作压力可估算为大流量泵只在快进和快退时向液压缸供油，图4表明，快退时液压缸中的工作压力比快进时大，如取进油路上的压力损失为0.5MPa，则大流量泵的最高工作压力为：（2）计算总流量 表2表明，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23.1 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： 工作进给时，液压缸所需流量约为0.47 L/min，但由于要考虑溢流阀的最小稳定溢流量3 L/min，故小流量泵的供油量最少应为3.47L/min。据据以上液压油源最大工作压力和总流量的计算数值，因此选取PV2R12-6/26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，液压泵的实际输出流量为 由于液压缸在快退时输入功率最大，这时液压泵工作压力为4.68MPa、流量为27.072r/min。取泵的总效率，则液压泵驱动电动机所需的功率为：根据上述功率计算数据，此系统选取Y132s-6型电动机，其额定功率，额定转速。第六章 液压系统性能验算 6.1验算系统压力损失并确定压力阀的调整值系统的管路布置尚未具体确定，整个系统的压力损失无法全面估算，只能先按课本估算阀类元件的压力损失，待设计好管路布局图后，加上管路的沿程损失和局部损失即可。但对于中小型液压系统，管路的压力损失甚微，可以不予考虑。压力损失的验算应按一个工作循环中不同阶段分别进行。 快进滑台快进时，液压缸差动连接，进油路上油液通过单向阀8的流量是27.1L/min，通过顺序阀9的流量是20L/min，然后与液压缸有杆腔的回油汇合，通过行程阀13的流量是以流量47.1L/min进入无杆腔。因此进油路上的总压降为此值不大，不会使压力阀开启，故能确保两个泵的流量全部进入液压缸。回油路上，液压缸有杆腔中的油液通过电液换向阀9和行程阀13的流量分别是27.1和47.1L/min，然后与液压泵的供油合并流入无杆腔。由此可算出快进时有杆腔压力p2与无杆腔压力p1之差。此值小于原估计值1,49MPa，所以是偏安全的。 工进工进时，油液在进油路上通过换向阀2的流量为0.318L/min，在调速阀10处的压力损失为0.5MPa；在背压阀6处的压力损失为0.5MPa，通过顺序阀7的流量为22L/min=22L/min，因此这时液压缸回油腔的压力为p2为 可见此值小于原估计值0.8MPa。故可按表4中公式重新计算工进时液压缸进油腔压力p1，即 考虑到压力继电器可靠动作需要压差pe=0.5MPa，故溢流阀9的调压pp1A应为 快退快退时，油液在进油路上通过单向阀10的流量为22L/min，通过换向阀2的流量为27.1L/min；油液在回油路上通过单向阀5、换向阀2和单向阀13的流量都是53.13L/min。因此进油路上总压降为 此值较小，所以液压泵驱动电动机的功率是足够的。回油路上总压降为 此值小于表3的估计值，故不必重算。所以，快退时液压泵的最大工作压力pp应为 因此大流量液压泵卸荷的顺序阀7的调压应大于1.9MPa。6.2 油液温升验算液压传动系统在工作时，有压力损失、容积损失和机械损失，这些损失所消耗的能量多数转化为热能，使油温升高，导致油的粘度下降、油液变质、机器零件变形等，影响正常工作。为此，必须控制温升T在允许的范围内，如一般机床 = 25 30 ；数控机床 25 ；粗加工机械、工程机械和机车车辆= 35 40 。 液压系统的功率损失使系统发热，单位时间的发热量（kW）可表示为式中 系统的输入功率（即泵的输入功率）（kW）； 系统的输出功率（即液压缸的输出功率）（kW）。 若在一个工作循环中有几个工作阶段，则可根据各阶段的发热量求出系统的平均发热量对于本次设计的组合机床液压系统，其工进过程在整个工作循环中所占时间比例为a=t2/t1+t2=50/50+3=94.3因此系统发热和油液温升可用工进时的发热情况来计算。 工进时液压缸的有效功率（即系统输出功率）为p=Fv=20000*0.1/60=0.03KW这时大流量泵通过顺序阀5卸荷，小流量泵在高压下供油，所以两泵的总输出功率（即系统输入功率）为：Pi=0.5KW由此得液压系统的发热量为HI=PiPO=0.5-0.03=4.93即可得油液温升近似值：T=/（hA）=0.386/（9*10-3*6.5*10-2*2502/3）=15.6°C温升小于普通机床允许的温升范围，因此液压系统中不需设置冷却器。液压泵的设计8.1尺寸设计液压缸筒内径D与活塞直径d前面已经求出，分别为100、70.缸筒长度L有最大工作形成长度决定。所以不小于250mm。最小长度向导H>60(3-21）公式。活塞宽度B=60.可求出C=20mm。8.2强度校核壁厚=4mmD/壁厚=100/4=25为薄壁，应按照壁厚校核公式校核。活塞杆直径校核和液压盖螺栓直径校核按照教材88页公式进行校核。8.3其他部件的选择缸筒与缸盖工作压力可知小于10MPa,所以使用铸铁缸筒，链接方式为法兰链接。活塞和活塞杆我们这里选用半环链接。密封装置尽可能有长的寿命，制造简单，拆装方便，成本低。缓冲装置可调截流缓冲装置，可以根据负载的情况调整节流阀开口大小，改变缓冲压力的大小，所以应用范围广。总计体会1.通过本次课程设计，我把学到的知识穿成了一条线，综合到了一起，让我对液压技术有了更清楚的认识，特别是液压系统的系统整体。同时也深刻体会到了这门技术的的实用性。参考文献1 左健民.液压与气压传动.第4版.北京：机械工业出版社，2007.5（2008.4重印）2 马振福.液压与气动传动.第二版.北京：机械工业出版社，2004.13 周士昌.系统设计图集 出版社:机械工业出版社 2003-8-1 4 陈启松.液压缸设计手册M. 上海：上海科学技术出版社，2006