液压与气压传动课程设计说明书组合机床动力滑台液压系统.doc

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1、液压与气压传动课程设计说明书设计题目：组合机床动力滑台液压系统专 业： 机械设计制造及其自动化班 级： 机械设计074班 学 号： 设 计 人：指导老师： 完成日期 ：2010年1月19日课程设计任务书20092010 学年第 1 学期 机械工程 学院（系、部） 机械设计 专业074 班级课程名称： 液压与气压传动 设计题目： 设计一台组合机床动力滑台液压系统 完成期限：自 2010年 1月 12 日至 2010 年 1 月 19 日共 1 周内容及任务一、 设计的主要技术参数运动部件总重力G=25000N，切削力Fw=18000N，快进、快退速度v1=v3=5m/min，最大行程l=300m

2、m，工进速度v2=100600mm/min，静摩擦系数fs=0.2，动摩擦系数fd=0.1。二、设计任务设计一台卧式单面钻孔组合机床动力滑台液压系统。1）机床要求的工作循环是：快速接近工件，然后以工作速度钻孔，加工完毕后快速退回原始位置，最后自动停止；动力滑台采用平导轨，往复运动的加速、减速时间为0.2s。2）机床自动化要求：要求系统采用电液结合，实现自动循环，速度换接无冲击，且速度要稳定，能承受一定量的反向负荷。三、设计工作量按机床要求设计液压系统，绘出液压系统图。确定滑台液压缸的结构参数。计算系统各参数，列出电磁铁动作顺序表。选择液压元件型号，列出元件明细表。验算液压系统性能。进度安排起止

3、日期工作内容2010112老师讲授设计的一般步骤和方法和要求、布置设计题目201011315按任务要求进行设计201011619教师检查验收，学生撰写、打印设计报告主要参考资料1徐灏 主编 机械设计手册 第5卷 机械工业出版社 19922金清肃 主编 机械设计课程设计手册 华中科技大学出版社20073许福玲 陈尧明 主编 液压与气压传动 第三版 机械工业出版社20073张利平 主编 液压气动技术速查手册 化学工业出版社2007指导教师（签字）： 年 月 日系（教研室）主任（签字）： 年 月 日 目 录第1章 液压系统使用要求及负载分析41.1 负载及运动分析4第2章 液压系统的参数计算62.1

4、 确定液压缸参数6第3章 拟定液压系统图83.1选择基本回路83.2组成液压系统原理图、电磁铁动作顺序表9第4章 液压元件、附件的选择104.1选择液压泵和初选电机104.2其它元件的选择11第5章 液压系统主要性能验算135.1系统压力损失、效率的计算135.2系统发热和温升计算15参考文献16第1章 液压系统使用要求及负载分析1.1 负载及运动分析组合机床是由通用部件和部分专用部件组成的高效、专用、自动化程度较高的机床。它能完成钻、扩、铰、镗、铣、攻螺纹等加工工序。动力滑台是组合机床的通用部件，它上面安装着各种旋转刀具，常用液压或机械装置驱动滑台按一定的动作循环完成进给运动。组合机床要求动

5、力滑台空载时速度快、推力小；工进时速度慢、推力大，速度稳定；速度换接平稳；功率利用合理、效率高、发热少。根据课程设计任务书，要求设计一台组合机床动力滑台液压系统。机床要求的工作循环是：要求实现工件快进、工进、快退过程，最后自动停止；动力滑台采用平导轨，往复运动的加速、减速时间为0.2s。机床自动化要求：要求系统采用电液结合，实现自动循环，速度换接无冲击，且速度要稳定，能承受一定量的反向负载。液压系统的工作条件和环境条件， 经济性与成本等方面的要求。负载特性分析是拟定液压系统方案、选择或设计液压元件的依据。负载特性分析包括动力参数分析和运动参数分析两部分。通过计算确定液压执行元件的负载大小和方向

6、，并分析执行元件在工作过程中可能产生的冲击、振动及过载等情况。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。因工作部件是平导轨放置，重力的水平分力为零，需要考虑的力有：切削力，导轨摩擦力和惯性力。1.1.1工作负载导轨的正压力等于有动力部件的重力运动部件总重力G=25000N切削力Fw=18000N1.1.2摩擦负载静摩擦力 =fs=动摩擦力 =fd=1.1.3惯性负载惯性力 =ma=N=1063N1.1.4各工况负载若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=0.95,则液压缸在各工作阶段的总机械负载可以算出，如下：起动 =5

7、000/0.95=5263N加速 =(2500+1063)/0.95=3751N快进 =2500/0.95=2632N工进 =(18000+2500)/0.95=21579N快退 =2500/0.95=2632N 表1 液压缸各运动阶段负载表运动阶段计算公式总机械负载F（N）起动F=/5263加速F=(+)/3751快进F=/2632工进F=(+)/21579快退F=/2632 1.1.5快进、工进和快退时间和速度并绘制负载-时间图和速度-时间图研究主机依据工艺要求应以何种运动规律完成一个工作循环，即研究运动形式（是平移、回转或摆动）、运动的速度大小和变化范围、运动行程长短，运动变化规律（循环

8、过程与周期）等。根据负载计算结果和已知的各阶段的速度，可绘制出负载图（F-l）和速度图（v-l），见图1（a）、（b）。横坐标以上为液压缸前进时的曲线，以下为液压缸活塞缸退回时的曲线。（a）负载时间图 （b）速度时间图 图1第2章 液压系统的参数计算2.1 确定液压缸参数液压系统的主要参数设计是指确定液压执行元件的工作压力和最大流量。液压执行元件的工况图是选择系统中其它液压元件和液压基本回路的依据，也是拟定液压系统方案的依据。液压执行元件的类型，根据主机所要实现的运动形式(移动、转动或摆动)和性质(速度和负载的大小)而定。2.1.1初选液压缸的工作压力按3（课本）中表8-2即表2，初定液压缸的

9、设计压力为=4MPa。表2 液压缸参考背压 系统类型 背压 /（1Pa）回油路上有节流阀的调速系统 25回油路上有调速阀的调速系统 58回油路上装有背压阀 515带补油泵的闭式回路 8152.1.2计算液压缸的主要尺寸该设计要求动力滑台的快进、快退速度相等，故采用活塞杆固定的单杆式液压缸。快进时采用差动连接，并取无杆腔有效面积等于有杆腔有效面积的两倍，即=2。为了防止在钻孔钻通时滑台突然前冲，在回油路中安装有背压阀，按3（课本）中表8-2，初选背压Pb=0.8Mpa。负载分析得最大负载为工进阶段的负载F=21579N，按此计算，则 =6.16 =61.6cm液压缸直径 D=8.86 cm 由=

10、2可知活塞杆直径 d=0.707D=0.7078.86=6.26cm按GB/T2348-1993将所计算的 D与d值分别圆整到相近的标准直径，以便采用标准的密封装置。圆整后得：D=9cm d=6.3cm按标准直径算出 cm按最低工进速度验算液压缸尺寸查机械设计手册，调速阀最小稳定流量=0.05L/min，因工进速度v=0.1m/min为最小速度，则有式得： ，满足最低速度的要求。2.1.3计算液压缸在工作循环中各工作阶段的工作压力、流量和功率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Pb=0.8Mpa代入计算公式，快退时背

11、压按Pb=0.5Mpa代入计算公式，如下：快进 工进 快退 计算结果列于表3中。表3 液压缸所需的实际流量、压力和功率工作循环负载F(N)进油压力Pj(Pa)回油压力Pb(Pa)所需流量q(L/min)输入功率P(Kw)差动快进263215.60.4工进2157980.3820.024快退263216.20.4注：1.差动连接时，液压缸的回路口到进油口之间的压力损失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3章 拟定液压系统图液压系统方案设计是根据主机的工作情况、主机对液压系统的技术要求、液压系统的工作条件和环境条件以及成本，经

12、济性、供货情况等诸多因素，进行全面、综合的设计，从而拟定出一个各方面比较合理的、可实现的液压系统的方案来。其内容包括：油路循环方式的分析与选择，油源形式的分析与选择，液压回路的分析、选择与合成，液压系统原理图的拟定、设计与分析。3.1选择基本回路（1）液压泵种类的确定参考同类组合机床，选用双作用叶片泵双泵供油、调速阀进油节流调速的开式回路，溢流阀作定压阀。为防止钻通时滑台突然失去负载向前冲，回油路上设置背压阀（定压式），初定背阀值Pb=0.8MPa.因系统动作循环要求正向快进和工作，方向快退，且快进、快退速度相等，因此选用单杆活塞液压缸，快进时差动连接，无杆腔面积等于有杆腔面积的两倍。（2）快

13、速、换向和速度换接回路确定根据该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。该系统对换向要求平稳较高，选用电液换向阀的换向回路。为便于实现差动，选用三位五通阀。为提高换向的位置精度，采用死挡铁和压力继电器的行程终点往返控制。（3）调速回路与油路循环方式的确定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。a.快进按下启动按钮，电磁铁1Y得电，电磁换向阀3处于左位。主油路的进油路：小泵1单向阀11单向阀2电

14、磁换向阀3左位行程阀4液压缸右腔。由于快进时动力滑台负载小，泵的出口压力较低，液控顺序阀8关闭。所以液压缸左腔回油电磁换向阀3左位单向阀7行程4液压缸右腔。液压缸实现差动连接，且此时两泵同时供量流量最大，滑台右向快进。b.工进快进到预定位置，滑台上的行程挡块压下行程阀4，切断了原来进入液压缸右腔的油路。此时，从电磁换向阀3左位来的油液调速阀5液压缸右腔。由于调速阀的接入使系统的压力升高，达到或超过卸载阀10的调定压力，大流量泵通过卸载阀3卸载，单向阀11自动关闭，只有小流量泵向系统供油，滑台慢速向右工进。c.快退当滑台碰到死挡铁后停止运动。这时，泵的压力升高，流量减小，直至输出流量仅能补偿系统

15、内部泄漏为止。此时，液压缸右腔压力随之升高，压力继电器动作并发出快退信号，1Y失电，2Y得电，电磁换向阀3处于右位。主油路的进油路：泵1单向阀2电磁换向阀3左位液压缸左腔。回油路：液压缸右腔行程阀4电磁换向阀3右位油箱。由于此时空载，泵的供油压力低，输出流量大，滑台快速退回。d.原位停止 当滑台快退到远位时，挡块压下行程阀开关，使电磁铁1Y，2Y失电，电磁换向阀3处于中位，滑台停止运动，泵1通过电磁换向阀3处于中位卸载。为了使卸载状态下控制油路保持一定预控压力，泵1和电磁换向阀3之间的单向阀2起背压阀作用。3.2组成液压系统原理图、电磁铁动作顺序表图2 组合机床动力滑台液压系统图 表3为该滑台

16、的电磁铁动作顺序表（表中“+”代表电磁铁得电）。1Y2Y压力继电器6行程阀4快进+-通工进+-断快退-+ +断通原位停止-通第4章 液压元件、附件的选择液压能源装置是液压系统的重要组成部分。通常有两种形式：一种是液压装置与主机分离的液压泵站；一种是液压装置与主机合为一体的液压泵组(包括单个液压泵)。4.1选择液压泵和初选电机 （1）液压泵工作压力的计算 由以上计算的相关数据可知，工进阶段液压缸的工作压力最大，若取进油压力损失P=0.5MPa,压力继电器可靠动作需要压力0.5MPa，则液压泵最高工作压力可按=+0.5MPa=4.8MPa故泵的额定压力可取Pr=1.254.8MPa=6Mpa（2）

17、液压泵流量的计算工进时所需最小流量是0.382L/min,设溢流阀最小溢流量为2.5L/min，小泵流量按(1.10.382+2.5)L/min，泵的总流量为=1.116.2=17.82L/min 大泵流量=-=17.82-2.92=14.9L/min（3）液压泵的确定和初选电机 根据计算的压力和流量查机械设计手册，选用 YB-4/12型双联叶片泵，该泵的额定压力6.3MPa ，转速960 r/min；小泵流量q1=4L/min,大泵流量q2=12L/min。差动快进、快退时两个泵同时向系统供油；工进时，小泵向系统供油，大泵卸载。下面分三个阶段计算所需要的电动机功率P。1.差动快进差动快进时，

18、大腔的压力P1=Pj=14Pa，查样本可知，小泵的出口压力损失为4.5Pa，大泵出口到小泵出口的压力损失为1.5Pa。可得小泵的出口压力Pp1=18.5Pa(总效率n1=0.5),大泵出口压力Pp2=20Pa(总效率n2=0.5)。电动机功率2.工进考虑到调速阀所需最里小压力差为5Pa。压力继电器可靠动作需要压力差为5Pa。因此工进时小泵的出口压力Pp1=48Pa。大泵的卸载压力取压力Pp1=2Pa。(小泵的总效率n2=0.565，大泵的总效率n2=0.3)电动机功率3.快退小泵的出口压力Pp1=23Pa(总效率n2=0.5),大泵出口压力Pp2=24.5Pa(总效率n2=0.51)。电动机功

19、率 综合比较，快退功率最大。由此，可以选择相应的电动机为Y100L-6型，额定功率为1.5KW，满载转速940 r/min，同步转速1000 r/min。4.2其它元件的选择（1）各元件和辅件列表1) 过滤器的选择为了保证液压系统的正常工作和可靠性，必须对液压油液污染进行控制，因此就需要过滤油液。过滤的功用就是过滤掉油液中的杂质，维护油液的清洁，防止油液污染，保证液压系统正常工作。选用的过滤器的精度应满足系统要求，要有足够的通流能力，结合过滤装置在液压系统中的安装位置，根据相关资料来选取。按表5所示，可知道系统的过滤精度，由此可查机械设计手册得到合适的过滤器，查得过滤器的型号为XU-C6310

20、0。 表5 各种液压系统的过滤精度要求系统类型润滑系统 传动系统伺服系统特殊要求系统压力/MPa02.577352135颗粒度/mm 0.10.050.0250.0050.0050.001该设计中，过滤器安装在泵的吸油口，防止大颗粒杂质进入泵内，同时有较大的通流能力，防止空穴现象。2) 热交换器的选用热交换器是冷却器和加热器的总称。液压系统油液温度一般控制在正常工作温度范围（2065）内。因此在过冷或过热的环境中就需要加热或冷却，以控制油温在合理范围内。a冷却器对冷却器基本要求是在保证散热面积足够大，散热效率和压力损失小的前提下，要求结构紧凑、坚固、体积小和重量轻，有自动控温装置以保证油温控制

21、的准确性。此处，采用最简单常用的方法是多管水冷式冷却器。b加热器 该设计选用电加热器。电加热器使用方便，易于自动控制温度，故采用电加热器。发热部分全部浸在油液流动处，便于热量交换，电加热器表面温度功率密度不得超过3W/ ，以免油液局部温度过高而变质。3） 压力表辅件压力表辅件主要包括压力表及压力表开关。a压力表液压系统各工作点的压力一般都用压力表来观测，以调整到要求的工作压力。该设计采用最常用的弹簧管式压力表，在选用压力表时，其量程比液压系统压力要高，应为系统最高工作压力的1.5倍左右。选用精度等级2.5的压力表。b压力表开关压力表开关用于切断忽然接通压力表与油路的通道，压力表相当于一个小型截

22、止阀。该设计采用六点压力表开关，型号为K-6，其中四点与四个测点油路相通，测得相应的油液压力。（2）管路尺寸a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。由于该系统液压缸差动连接快进快退时油管内流量最大，其实际流量为泵的额定流量的两倍达32L/min，液压缸进出油管直径d，按机械设计手册查得，选用内径为15mm，外径为19mm,钢管接头螺纹为M191.5，管子壁厚为1.6mm，10号冷拔无缝钢管（YB231-70）。b管接头的选择管接头用于管道与管道或管道与液压元件之间的连接，必须在强度足够的前提下，安装、拆卸方便，抗振动、冲击，密封性能

23、好，外形尺寸小、加工工艺性好。该液压系统为不超过8MPa 的中低压系统，可才用结构简单，性能良好、体积小、加工方便、成本低和重复使用性好的扩口式管接头。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。该设计中所有阀的额定压力都为63Pa，额定流量根据各阀通过的流量，确定为10L/min，25 L/min和63 L/min三种规格，所有元件的规格型号列于表6中。表中的序号与系统原理图中的序号一致。表6 液压元件明细表序号元件名称最大通过流量（L/min）型号1双联叶片泵16YB-4/122单向阀16I-25B3三位五通电磁阀3235D1-63BY4行程开关322

24、2C-63B5调速阀0.32Q-10B6压力继电器DP1-63B7单向阀16I-25B8液控顺序阀0.1635D-63B9背压阀0.16B-10B10液控顺序阀（卸载）12XY-25B11单向阀12I-25B12溢流阀4Y-10B13过滤器32XU-B3210014压力表开关K-6B（3）油箱容量油箱在液压系统中主要功能是储存液压系统所需要的足够油液，散发油液的热量，分离油液中气体及沉淀物。采用分离式油箱，它是一个单独的与主机分开的装置，布置灵活，维修保养方便，减少油箱发热和油液振动对工作精度的影响，便于采用通用化、系列化的产品，得到广泛的应用。a油箱容量的确定 油箱容积的确定，是油箱设计的关

25、键。主要根据热平衡来确定。通常油箱的容量去液压泵额定流量57倍进行估算，此处取7倍。此外，还要考虑到液压系统回油到油箱不至于溢出来，油面高度一般不超过油箱高度的80%。 油箱的容积 V=7q=716=112Lb油箱中设有吸油过滤器，要有足够的通流能力。考虑到要经常清洗过滤器，油箱结构要便于拆卸。c油箱底部做成适当斜度，并设有放油塞。油箱箱盖上设有通气孔，其大小在最大吸油量和回油量时能保证在正常气压下供油。在较脏的工作环境中。则加设空气过滤器，其通气量不小于泵流量的1.5倍，以保证具有良好的抗污能力。d油箱侧壁安装油位指示器，用来指示最低、最高油位。主油器应带有滤网。油箱上装设有温度计。并在新油

26、箱内壁经喷丸、酸洗和表面清洗后涂一层与工作油液相溶的塑料薄膜或耐油清漆，以防锈、防凝水。e吸油管和回油管要尽量离远些，增加油液循环的距离，使油液有足够的时间分离气泡、沉淀杂质。吸油管理油箱底面距离H2D(D吸油管内径)，距离箱壁不小于3D，以利于吸油畅通。回油管插入最低油面以下，防止回油时带入空气，距离油箱底面h2d(d回油管内径)，回油管排油口应面向箱壁，管端切成45，以增大通流面积。吸油侧和回油侧用隔板分开，用来分离回油带来的气泡和脏物。隔板高度不低于油面到箱底高度的3/4。第5章 液压系统主要性能验算5.1系统压力损失、效率的计算 （1）工进时的压力损失验算和小流量泵压力的调整工进时管路

27、中的最大流量仅为0.76L/min，因此流速很小，所以沿程压力损失和局部压力损失都非常小，可以忽略不计。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=（38+5+5）=48即小流量泵的溢流阀4应按此压力=48进行调整。（2） 快退时的压力损失验算和大流量泵卸载压力的调整因快退时，液压缸无杆腔的回油量是进油的两倍，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的压力损失，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按L=1.8m计算，油管直径 d=，通过的

28、流量为进油路，回油路。液压系统选用N32号液压油，考虑最低工作温度为15，由手册查出此时油的运动粘度=1.5st=1.5 ，油的密度=900 ，液压系统元件采用集成块式的配置形式。a确定油液的流动状态按式式中 v平均流速（m/s）； d油管内径（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 回油路中液流的雷诺数为 由上可知，进有路中的流动都是层流。b沿程压力损失由式可算出进油路和回油路的压力损失。在进油路上，流速，则压力损失为 在回油路上，流速为进油流速的两倍即v=5.492m/s，则压力损失为 c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

29、路的压力损失。通过各阀的局部压力损失按式计算 式中 q通过阀的实际流量（L/min） 阀的额定流量(L/min) 阀在额定流量下的压力损失。计算结果列于表7中。 表7 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顺序阀5251620.82三位五通液动阀66316/3240.26/1.03二位二通行程阀11633241.03单向阀8251220.46注：快退与经过三位五通液动阀的两油道流量不同，压力损失也不同。若取集成块进油路的压力损失，回油路压力损失为，则进油路和回油路总的压力损失为=（0.52+0.82+0.26+0.46+0.3）=2.36=（1.04+1.0

30、3+1.03+0.5）=3.6由表1-1可知快退的液压缸负载F=3094.74N；快退时液压缸的工作压力为 =（2632+3.663.6）/32.4Pa =15.19按式可算出快退时泵的工作压力为 =（15.19+2.36）Pa=17.55Pa因此，大流量泵卸载阀3的调整压力应大于17.55Pa。从以上验算结果可以看出，各种工况下的实际压力损失都小于初选的压力损失值，说明液压系统的油路结构、元件的参数是合理的，满足要求。5.2系统发热和温升计算在整个工作循环中，工进阶段所占用的时间最长，所以系统的发热主要是工进阶段造成的，因此按工进工况验算系统温升。工进时液压泵的输入功率P1=700W工进时液

31、压缸的输出功率 =（215790.02/60）W=7.193W系统总的发热功率为： =（700-7.193）W=692.8W已知油箱容积V=112L=112，则按式，油箱近似散热面积A为 假定通风良好，取油箱散热系数，则利用式，可得到油液温升为 30.6设环境温度=25，则热平衡温度为 =25+30.6=55.6=60所以油箱散热基本可达到要求。参考文献1徐灏 主编 机械设计手册 第5卷 机械工业出版社 19922金清肃 主编 机械设计课程设计手册 华中科技大学出版社20073许福玲 陈尧明 主编 液压与气压传动 第三版 机械工业出版社20073张利平 主编 液压气动技术速查手册 化学工业出版社2007