卧式单面多轴钻孔组合机床液压系统设计

《液压与气压传动》
课程设计说明书 XX大学 题目：卧式单面多轴钻孔组合机床液压系统设计 院系：机械工程与自动化学院 专业：机械 班级：
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日期：2015 前 言 液压与气压传动，又称液压气动技术，是机械设备中发展速度最快的技术之一，特别是近年来，随着机电一体化的发展，与微电子，计算机技术相结合，液压与气压传动进入了一个新的发展阶段。

液压与气压传动是以流体（液压油液或压缩空气）为工作介质进行能量传递和控制的一种传动形式。它们通过各种元件组成不同功能的基本回路，再由若干回路有机的组合成不同功能的传动系统。

液压传动具有以下优点：易于获得较大的力和力矩，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，容易防止过载事故，自动润滑，元件寿命较长，易于实现标准化，系列化。

通过对该课程的学习，掌握了基本的液压与气压传动的相关知识，本文就是相关的一个应用。

目 录 第一篇 明确设计要求 1 （一）基本结构与动作顺序 1 （二）主要性能参数 1 第二篇 负载分析 1 第三篇 液压系统方案设计 3 3.1 确定液压泵类型及调速方式 3 3.2 选用执行元件 3 3.3 快速运动回路和速度换接回路 3 3.4 换向回路的选择 3 3.5 组成液压系统绘制原理图 3 第四篇 液压系统的参数计算 4 （一）
液压缸参数计算 4 4.1.1 初选液压缸的工作压力 4 4.1.2 确定液压缸的主要结构尺寸 4 4.1.3 计算液压缸各工作阶段的工作压力，流量和功率 5 （二）液压泵的参数计算 6 （三）
电动机的选择 6 4.3.1 差动快进 6 4.3.2 工进 7 4.3.3快退 7 第五篇 液压元件的选择 7 5.1 液压阀及过滤器的选择 7 5.2 油管的选择 8 5.3 油箱容积的确定 8 第六篇 验算压力系统性能 8 （一）
压力损失的验算及泵压力的调整 8 6.1.1 工进时的压力损失验算和小流量泵压力的调整 9 6.1.2 快退时的压力损失验算及大流量泵卸载压力的调整。

9 6.1.2.1 确定油流的流动状态 9 6.1.2.2 沿程压力损失 9 6.1.2.3 局部压力损失 10 （二）
液压系统的发热和温升计算 10 第七篇 绘制正式的工作图（见附图）
11 第八篇 参考文献 11 第一篇 明确设计要求：
（一）基本结构与动作顺序 卧式单面多轴组合机床主要由工作台、床身、单面动力滑台、定位夹紧机构等组成，加工对象为铸铁变速箱体，能实现自动定位夹紧、加工等功能。工作循环如下：
工件输送至工作台 自动定位 夹紧 动力滑台快进 工进 快退 夹紧松开 定位退回 工件送出。（其中工作输送系统不考虑）
（二）主要性能参数 1．轴向切削力Ft=24000N；

2．滑台移动部件质量m=510kg；

3．加减速时间∆t=0.2s；

4．静摩擦系数f s=0.2,动摩擦系数f d=0.1，采用平导轨；

5．快进行程l1=200mm；
工进行程l2=100mm，工进速度30～50mm/min，快进与快退速度均为3.5m/min；

6．工作台要求运动平稳，但可以随时停止运动，两动力滑台完成各自循环时互不干扰，夹紧可调并能保证。

第二篇 负载分析：
负载分析中，为了便于计算分析，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。因为工作部件是卧式装置，重力的水平分力为零，这样需要考虑的力有：切削力，导轨摩擦力和惯性力。导轨的正压力等于动力部件的重力，设导轨的静摩擦力为，动摩擦力为，则有：
0.2×510×9.8=999.6 0.1×510×9.8=499.8 惯性力为 如果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，则液压缸在各个工作阶段的总机械负载可以算出：
启动：
加速：
快进：
工进：
快退：
列表如下：
液压缸各运动阶段负载表2-1 运动阶段 计算公式 总机械负载F/N 启动 1052 加速 683 快进 526 工进 25789 快退 526 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（）和速度图（）,见下图。其中，横坐标以上的为液压缸活塞前进时的曲线，以下为液压缸活塞退回时的曲线。

（a）
(b) 负载速度图 （a）负载图 （b）速度图 第三篇 液压系统方案设计 3.1 确定液压泵类型及调速方式 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，溢流阀做定压阀。为防止钻孔钻通时滑台突然失去负载向前冲，回油路上设置背压阀，初定被压值为Pb=0.8MPa。

3.2 选用执行元件 因系统动作循环要求正向快进和工作，反向快退，且快进、快退速度相等，因此选用但活塞杆液压缸，快进时差动连接，无杆腔面积=有杆腔面积的两倍。

3.3 快速运动回路和速度换接回路 根据本题的运动方式和要求，采用差动连接与双泵供油两种快速回路来实现快速运动。即快进时，由大小泵同时供油，液压缸采用差动连接。

本题采用二位二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，由工作台的的行程开关控制，管路简单，形成大小也容易调整，另外采用液控顺序阀与单向阀来切断差动回路。因此速度换接回路为行程与压力联合控制形式。

3.4 换向回路的选择 本系统对换向回路的平稳性没有严格要求，所以选用电磁换向阀的换向回路。为便于实现差动连接，选用了三位五通换向阀。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返程控制。

3.5 组成液压系统绘制原理图 将上述所选定的液压回路进行组合，并根据要求做必要的修改补充，及组成如图3-5-1所示的液压系统图。为便于观察调整压力，在液压泵的进口处，背压阀和液压缸无杆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测各点压力。

图3-5-1 液压系统中各电磁铁的动作顺序如图3-5-2所示 1Y 2Y 3Y 快进 + - - 工进 + - + 快退 - + - 停止 - - - 图3-5-2 第四篇 液压系统的参数计算 （一）
液压缸参数计算 4.1.1 初选液压缸的工作压力 参考同类型组合机床，初定液压缸的工作压力为=40×Pa. 4.1.2 确定液压缸的主要结构尺寸 本题要求动力滑台的快进、快退速度相等，现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。为了防止在钻孔钻通时滑台突然前冲，在回油路中装有背压阀，参考书本表8-2可知，初选背压8×Pa. 由表2-1可知，最大负载为工进阶段的负载F=25789N,以此计算,则 液压缸直径 由可知活塞杆直径 按GB/T2348—1993将所计算的与分别圆整到相近的标准直径，以便采用标准的密封装置。圆整后可得 按标准直径算出 按最低工进速度验算液压缸尺寸，查产品样本，调速阀最小稳定流量，因工进速度为最小速度，则有公式 本题中，满足最低速度要求。

4.1.3 计算液压缸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代入，快退时背压按代入计算则有 表4-1-3-1 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 进油压 回油压 所需流量 输入功率P N Pa Pa L/min KW 差动快进 工进 快退 注：1 差动连接时，液压缸的回油口到进油口之间的压力损失，而. 2 快退时，液压缸有杆腔进油，压力为，无杆腔回油，压力为. （二）液压泵的参数计算 由表4-1-3-1可知，工进阶段液压缸工作压力最大，若取进油路总压力损失，压力继电器可靠动作需要压力差为，则液压缸最高工作压力可按下式算出 因此泵的额定压力可取。

由上表可知，工进时所需流量最小是0.3L/min，设溢流阀最小流量为2.5L/min,则小流量泵的流量按式计算应为，快进快退时液压缸所需的最大流量为，则泵的总流量为。即大流量泵的流量。

根据上面计算的压力和流量，查产品样本，选用YB-4/12型的双联叶片泵，该泵额定压力为6.3Mp，额定转速为960r/min。

（三）
电动机的选择 系统为双泵供油系统，其中小泵1的流量 大泵流量 。

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。下面分别计算三个阶段所需要的电动机功率P。

4.3.1 差动快进 差动快进时，大泵2的出口压力油经单向阀11后与小泵1汇合，然后经单向阀2，三位五通换向阀3，二位三通换向阀4进入液压缸大腔，大腔的压力，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为。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），电动机的功率 =649.94W 4.3.2 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。（小泵的总效率大泵的总效率）。

电动机功率 =687W 4.3.3快退 类似差动快进分析可知：小泵的出口压力（总效率）
大泵出口压力（总效率），电动机功率 =821W 综合比较，快退时所需功率最大。查样本选用Y90L-6异步电动机，其参数如下表所示：
Y90L-6异步电动机参数表 功率(KW) 额定转速(r/min) 电流(A) 效率(%) 净重(kg) 1.1 910 3.15 73.5 25 第五篇 液压元件的选择 5.1 液压阀及过滤器的选择 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都为Pa，额定流量根据各阀通过的流量，确定为10L/min,25L/min和63L/min三种规格，所有元件的规格型号列于表5-1-1中。过滤器按液压泵流量泵的两倍选取吸油用线隙式过滤器。表中序列号与系统原理图的序号一致。

表5-1-1 液压元件明细表 序号 原件名称 最大通过流量（L/min）
型号 1 双联叶片泵 16 YB-4/12 2 单向阀 16 1-25B 3 三位五通电磁换向阀 32 35-63BY 4 二位二通电磁换向阀 32 22-63BH 5 调速阀 0.32 Q-10B 6 压力继电器 D-63B 7 单向阀 16 1-25B 8 液控顺序阀 0.16 XY-25B 9 背压阀 0.16 B-10B 10 液控顺序阀 12 XY-25B 11 单向阀 12 1-25B 12 溢流阀 4 Y-10B 13 过滤器 32 XU-B32100 14 压力表开关 K-6B 15 减压阀 20 J-63B 16 单向阀 20 I-63B 17 三位四通电磁换向阀 20 24D-40B 18 单向顺序阀 16 X1-64B 19 压力继电器 D-63B 20 压力继电器 D-63B 5.2 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32L/min,则液压缸进、出油管直径d按产品样本，选用内径为15mm,外径为19mm的10号冷拔油管。

5.3 油箱容积的确定 中压系统的油箱容积一般取液压泵额定流量的5--7倍，本例取7倍，故油箱容积为 第六篇 验算压力系统性能 （一）
压力损失的验算及泵压力的调整 6.1.1 工进时的压力损失验算和小流量泵压力的调整 工进时管路中的流量仅为0.3L/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，可忽略不计。这时进油路上仅考虑调速阀的压力损失Pa,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 PaPa 即小流量泵的溢流阀12应按次压力调整。

6.1.2 快退时的压力损失验算及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量的两倍，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，油管直径，通过的流量为进油路，回油路。液压系统选用N32号液压油，考虑最低工作温度为,由手册查出此时油的运动粘度，油的密度，液压元件采用集成块式的配置形式。

6.1.2.1 确定油流的流动状态 按公式计算雷诺数为 式中 ——平均流速（）；

——油管内径（）；

——油的运动粘度（）；

——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，进回油路中的流动都是层流。

6.1.2.2 沿程压力损失 沿程压力损失，由书本公式（1-37）可算得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 PaPa 在回油路上，流速为进油路流速的两倍即，则压力损失为 PaPa 6.1.2.3 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按书本式（1-29）计算，结果如下表所示 表6-1-2-3-1 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2 25 16 2 0.82 三位五通电磁阀3 63 16/32 4 0.26/1.03 二位二通电磁阀4 63 32 4 1.03 单向阀11 25 12 2 0.46 注：快退时经过三位五通阀的两油道流量不同，压力损失也不同。

若取集成集成块进油路的压力损失，回油路压力损失为，则进油路和回油路的压力损失为 有上述计算可知，快退时液压缸负载;则快退时液压缸的工作压力为 快退时泵的工作压力为 因此，大流量泵卸载阀10的调整压力应大于 从以上运算结果可以看出，各种工况下的实际压力损失都小于初选的压力损失值，而且比较接近，这在一定程度上说明液压系统的油路结构，元件参数是合理的，满足要求。

（二）
液压系统的发热和温升计算 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，所以按工进工况验算系统升温。

工进时液压泵的输入功率日前所算 工进时液压缸的输出功率 系统总的发热功率为 已知油箱容积，则邮箱近似散热面积为 加入通风良好，取油箱散热系数,则油液温升为 设环境温度,则热平衡温度为 所以油箱散热基本可达要求。

第七篇 绘制正式的工作图（见附图）
第八篇 参考文献 1.雷天觉.液压工程手册.北京 机械工业出版社， 1990 2.李登万.液压与气压传动.江苏 东南大学出版社， 2004 3.张利平.液压站设计与使用.北京 海洋大学出版社， 2004 4.李胜海.液压机构及其组合.北京 清华大学出版社， 1992 5.许福玲.陈尧明.液压与气压传动， 机械工业出版社， 2002