单面多轴钻孔组合机床液压课程设计解读Word格式.docx

1、3 液压系统原理图的拟定 . . 83.1 液压回路的选择 . 8 3.2 流量和方向控制设计 . 8 3.3 压力控制设计 . 8 3.4 能耗控制设计 . 84 液压元件的选择 . . 114.1 液压泵及驱动电机规格选择 . 11攀枝花学院本科课程设计 目录4.1.1 大、小泵最高工作压力计算 . 11 4.1.2 总需供油量 . 11 4.1.3 电动机的选择 . 12 4.2 阀类元件及辅助元件的选择 . 12 4.2.1阀类元件及辅助元件的选择 . 12 4.2.2 油管 . 13 4.2.3 油箱 . 135 液压系统性能的验算 . . 155.1 验算系统压力损失并确定阀的调整

2、值 . 15 5.2 油液温升验算 . 166 液压系统油箱结构设计 . . 186.1容积的确定 . 18 6.2 壁厚、箱顶及箱顶元件的设计 . 19 6.3 箱壁、清洗孔、吊耳、液位计的设计 . 19 6.4 箱底、放油塞及支架的设计 . 19 6.5 油箱内隔板及除气网的设置 . 20参考文献 . 21 致 谢 . 22摘 要现代机械一般多是机械、电气、液压三者紧密联系，结合的一个综合体。液压传动与机械传动、电气传动并列为三大传统形式，液压传动系统的设计在现代机械的设计工作中占有重要的地位。因此，液压传动课程是工科机械类各专业都开设的一门重要课程。它既是一门理论课，也与生产实际有着密切

3、的联系。为了学好这样一门重要课程，除了在教学中系统讲授以外，还应设置课程设计教学环节，使学生理论联系实际，掌握液压传动系统设计的技能和方法。液压传动课程设计的目的主要有以下几点：1、综合运用液压传动课程及其他有关先修课程的理论知识和生产实际只是，进行液压传动设计实践，是理论知识和生产实践机密结合起来，从而使这些知识得到进一步的巩固、加深提高和扩展。2、在设计实践中学习和掌握通用液压元件，尤其是各类标准元件的选用原则和回路的组合方法，培养设计技能，提高学生分析和嫁接生产实际问题的能力，为今后的设计工作打下良好的基础。3、通过设计，学生应在计算、绘图、运用和熟悉设计资料（包括设计手册、产品样本、标

4、准和规范）以及进行估算方面得到实际训练。关键词 现代机械，液压传动系统，液压传动课程设计。1 设计方案拟定1.1 方案分析对设计液压系统进行分析，已知设计的是一卧式单面多轴钻孔组合机床的液压系统，要求液压系统完成的工作循环是：快进工进快退停止。在设计过程中要注意液压设计的注意事项：在滑台的速度变化较大，当滑台由工进转为快退时，以减少液压冲击，须使用背压阀等。方案一：选用两个柱塞缸组合来实现工作循环所要求的快进、工进运动，在快进和快退时要求速度相等，通过差动连接来实现。系统在工作过程环境恶劣，时有冲击可通过在回油路上加背压阀来减少其对加工工件精度的影响。为了减少空间，油箱采用闭式油箱。由于其工况

5、过程分段情况很大，节约能源，节约成本可采用变量泵来实现不同工况对油量的不同需要。闭式油箱，不易于散热，要附加散热器，增加了成本。方案二：选用单杆活塞缸来实现工作循环所要求的快进、工进运动，借鉴经典的实现快进、快退的连接方式，差动连接来实现，而对于有大冲击，工作阻力不定对加工过程的影响，采用使用在回油路上接背压阀和在进油路上用调速阀和行程阀的组合来实现。对于工况分段情况很大，借鉴同类机床多数采用双泵供油来节约能源。为减少热变形对加工精度的影响，减少热源，选用远离机床床身的开式油箱。 方案三:选用单杆活塞缸来实现工作环循环所要求的快进、工进运动，对运动方向的改变可以二位二通电磁换向阀来、单向阀和调

6、速阀来实现。液压泵选用变量泵，这种方案就是在快进的时候油液流经阀的速度快，流量大，局部损失大，油液发热高，使液压液的粘性降低，影响系统的稳定性 。1.2 方案确定综合比较方案一、方案二和方案三，从经济成本、以往同类成功机床的例子和可操作性考虑后，选用方案二。方案二的具体设计过程如下。2 负载分析计算2.1 压系统的要求由于设计一卧式单面多轴钻孔组合机床的液压系统，要求液压系统完成的工作循环是：快进工进快退停止，系统参数如下表，动力滑台采用平面导轨，其静，动摩擦系数分别为0.2，0.1往复运动的加减速时间要求不大于0.2s 。2.2 分析系统工况，确定主要参数2.2.1 确定执行元件由于机床要求

7、液压系统完成的是直线运动，最大行程为：240mm, 其属于短行程，故选用执行元件为：液压缸。（其具体的参数在后面经计算后再确定 2.2.2 分析系统工况工作负载 Fa=22000 惯性负载Fm =mv 7=1000=583N t 600.2阻力负载 静摩擦阻力F fs =0.25009.8=980N动摩擦阻力F fd =0.15009.8=490N由此得出液压缸在各工作阶段的负载如下表21所示：注:1液压缸的机械效率通常取0.90.95, 此处取0.9。 2不考虑动力滑台上颠覆力矩的作用。参考资料12.2.3 负载图和速度图的绘制负载图按上面表中数值绘制, 如图11。速度图按已知数值v 1=v

8、 3=3.5m /min ,s 1=210mm 、s 2=100mm ，快退行程s 3=s 1+s 2=310mm 和工进速度v 2等的绘制，如图12，V2=0.030m/minp /M P a , q （l /m i n , p /K WV（m/min图2.1 负载图 图 2.2 速度图2.2.4 液压缸主要参数的确定a 初选系统工作压力由资料2中表11-2可知，卧式单面多轴钻孔组合机床液压系统的最大负载为25000N 时，可以取34MPa ，参考资料1中表42.45中推荐液压系统的公称压力P 1，取P 1=3.5MPa。b 确定液压缸型式、规格及尺寸由于工作进给速度与快速运动速差较大，且快

9、进、快退速度要求相等，从降低总流量需求考虑，确定采用最适的差动液压缸。利用这时活塞杆较粗可以通油的有利条件，沿用活塞杆固定，缸体随滑台运动的常用典型安装形式。由于快进、快退的速度相等，故可以知D =，推出液压缸特征：A 1=2A 2。钻孔加工时，液压缸回路上必须具有背压P 2，以防孔被钻通时F t 突然消失而造成滑台突然前冲而设置的回油腔背压0.8MPa 。快进时液压缸虽作差动联接，但由于油管中有压降P 存在，有杆腔的压力必须大于无杆腔，估算时可取P 0.5MPa 。快退时回油腔中是有背压的，这时P 2可按0.6MPa 估算。可以算出工作腔需要的工作面积A 1由工进时的推力式（53）得：F m

10、 =A 1p 1-A 2p 2=A 1p 1-（A 12p 2F p 0.822故有A 1= p 1-2=2498810-6 3.5-m =0.0081m22m D =101.6mm ；d =0.707D =0.707101.6=71.8mm根据资料1表42.42（液压缸缸筒内径尺寸系列）和表42.43（液压缸活塞杆外径尺寸系列）将这些直径圆整成就近标准值时得;D=100mm,d=70mm。由此求得液压缸两腔的实际有效面积为：A 1=D 2=3.1410024=78.510-4m 2A 2=（D 2-d 2/4=3.14（1002-702=4010-4m 2经检验，活塞杆的强度和稳定性均符合要

11、求。 c 计算最大流量需求：q max =（A 1-A 2v max =（78.0510-4-4010-43.5/60=0.450L /S 0.5L /S此流量较为适中，可以接受。根据以上D 与d 的值，可估算液压缸在各个工作阶段中的压力、流量和功率值，如表2-2所示。6并根据此绘出工况图如图23W K /p , n i m /l （q , a P M /p图 2.3 组合机液压缸工况73 液压系统原理图的拟定3.1 液压回路的选择钻削负载为阻力负载，在钻入铸件表面及钻通孔时的开始和结束时间存在先后等因素影响下，负载存在突变的可能。但从工况图2.3中可知功率较小，故工作进给采用具有压差补偿的进

12、口调速阀的调速方式。由于液压系统选用了节流节流调速的方式和为了更好的散热，系统中油液的循环选项取是开式的。3.2 流量和方向控制设计快进、工进采用与调节器速阀并联的两位二通阀换接实现。差动液压缸实现快进时，需要能利用回流的差动回路配合，故选用三位五通阀实现通断、换向、差动连接等功能。由于流量及功率均较小，控制阀均用普通滑阀式结构。另外尚需要采用单向阀配合控制油流方向。3.3 压力控制设计系统工作压力由溢流阀控制调节。负载阻力在钻削过程中的突变，特别是加工完毕后负载突然消失，采用附有压差补偿控制的调速阀，而不用节流阀，再在回流路上附加可调背压阀，就可使工作速度稳定和避免发生前冲现象。3.4 能耗

13、控制设计在流量、方向和压力液压系统关键参数决定后，还要考虑能耗控制，用尽量少的能量来实现控制，以达到节能的目的和降低生产成本的目的。由工况图知：q max q min =0.178151.3t 1=（s 1v 1s =（210603.51000=3.6s （快进所花时间t 2=（s 2v 2s =（60100（0.0301000=200s （工进所花时间8t 3=（s 3v 3s =（603103.51000=5.3s （快退所花时间）=t 2（t 1+t 3=（3.6+5.322.5数据表明： 即t 2t 1=200/3.6=56，这表明在一个工作循环中的大部分时间都处于高压小流量工作。从提

14、高系统效率、节省能量角度来看，选用单定量泵油源显然是不合理的，为此可选用限压式变量泵或双联叶片泵作为油源。此系统大部分时间在高压小流量下工作显然采用单定量泵溢流动力源，长时大流量溢流会造成能量大量损失，是不可取的。考虑到前者流量突变时液压冲击较大，工作平稳性差，且后者可双泵同时向液压缸供油实现快速运动，最后确定选用双联叶片泵方案，。故在此采用双泵供油动力源，有得于降低度能耗，有利于生产成本。如图3.1-a 所示。（a ）油源 （b ）换向回路 （c ）速度换接回路图3.1 液压回路的选择元件为了防止快进转工进时速差变化太大，达v v 2=0.030=117倍而产生压力冲击，选择快速运动和换向回

15、路 本系统已选定液压缸差动连接和双泵供油两种快速运动回路实现快速运动。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的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，所以选用三位五通电液换向阀，选用电液控制型，以利于按要求调节换向过和的时间，防止压力冲击。如图3.1-b 所示。切换速度用的二位二通阀先用行程式开关控制型。如图3.1-c 所示。 背压阀选用可调的，以备根据工作需要调节。为了解决滑台工进时进、回油路串通使系统压力无法建立的问题，增设了单向阀a 。为了解决滑台快进的时候回油路接通油箱，无法实现液压缸差动连接的问题，必须在回油路上串接一个液控顺序阀8，这里作背压

16、阀。以阻止油液在快进阶段返回油箱。为了避免机床停止工作时回路中的油液流回油箱，导致空气进入系统，影响9滑台运动的平稳性，图中添置了一个单向阀11。考虑到这台机床用于钻孔（通孔与不通孔）加工，对位置定位精度要求较高，图中增设了一个压力继电器15。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。在进油路上设有压力表开关和压力表。钻孔行程终点定位精度不高，采用行行程开关控制即可。综合以上设计和优化后可给出3.2液压系统原理图：图3.2 液压系统原理图104 液压元件的选择4.1 液压泵及驱动电机规格选择4.1.1 大、小泵最高工作压力计算液压缸在整个工作循环中的最大工作压力为3

17、.59Mpa ，由表11-4得，进油路压力损失的范围为0.51.5Mpa，取进油路上的压力损失为0.8Mpa ，压力继电器调整压力高出系统工作压力之值为0.5Mpa则小泵的最大工作压力为p p 1=（3.59+0.8+0.5Mpa =4.89Mpa大泵快退时液压缸的工作压力比快进大，取进油路上的压力损失为0.5MPa, 则大流量的最高工作压力为p p 2=（0.5+1.31Mpa =1.81Mpa4.1.2 总需供油量两个泵应向液压缸提供最大的流量为14L/min,若回路中的泄露按液压缸输入流量的10%计算，则两缸的总流量为：q p =1.114min =15.4min工进进给时需流量为0.5

18、L min , 但不得不考虑溢流阀的最小稳定溢流量3L min , 故小流量泵的供油量最少应为3.5L min 。据据以上压力和流量的数值，上网查YUKEN 日本油研PV2R 型双联叶片泵，选取PV2R126/26型双联叶片泵，其小泵的排量为6ml r ，大泵的排量为26ml r ，若取液压泵的容积效率v =0.9，则当泵的转速出流量为：q p =（6+339400.9L min =32.994L minn p=940r/min时，液压泵的实际输由于液压缸在快退时输入功率最大，这时液压泵泵工作为1.81 MPa 流量为27.1L min 。取泵的总效率为：p=0.75，则液压泵驱动电动机所需的

19、功率P =p p q p1.8127.1KW =1.09KW600.754.1.3 电动机的选择根据此数值，查资料4中表939，选取Y90L 6型电动机，其额定功率p n =1.1KW，额定转速n n =910r/min。4.2 阀类元件及辅助元件的选择4.2.1阀类元件及辅助元件的选择4.2.2 油管各元件间边接管道的规格按元件接口处尺寸决定，液压缸进、出油管见分晓按输入、排出的最大流量计算。由于液压泵具体选定之后液压缸在各个阶段的进、出流量已与原定数值不同，所以要重新计算如下表4-2所示。表中的数值说明，液压缸快进、快退的速度与v 1、v 3与设计相近。这表明上边所选液压泵的型号、规格是合

20、适的。根据表42中数值，当油液在压力管中流速取5m/min时，按资料2中7-9算得与液压缸无杆腔和有杆腔相连的油管内径分别为：d =19.04mm取标准值18mmd =2=15.28mm取标准值15mm这两根油管都根据资料1表42.7133选用公称通径为22和18的无缝钢管。4.2.3 油箱油箱容积按式78估算，取=7时，求得其容积为V =q p =727.1L =189.7L按JB/T79381999规定，取标准值V=250L。5 液压系统性能的验算本系统属压力不高的中低压范围，无迅速起动、制动需求，设计中已考虑了防冲击可调节环节及相关防冲措施；故不必进行冲击验算。这里仅验算系统压力损失并确

21、定压力阀的调整值和油液温升验算。5.1 验算系统压力损失并确定阀的调整值由于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，故只能先按书上式346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，由表41和表42可知，进油路上油液通过单向阀12的流量是22L/min,通过电流换向阀2的流量是27.1L/min,然后与液压缸有杆腔的回油汇合，以流量55.28L/min通过行程阀3并进入无杆腔。因此进油路上的总压降为：

22、2222227.155.28p V =0.2 +0.5 +0.3 MPa =0.312MPa638063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2和单向阀6的流量都是21.94L/min,然后与液压泵的供油合并，经行程阀3流入无杆腔。由此可算出快进时有杆腔压力P 2与无杆腔压力P 1之差。22228.1728.1755.28p =p 2-p 1=0.5 +0.2 +0.3 MPa =0.333MPa806363此值小于原估值0.5MPa ，所以是偏安全的。 工进工进时，油液在进油路上通过电液换向阀2的流量为0.5L/min，

23、在调速阀4处的压力损失为0.5MPa ；油液在回油路上通过电液换向阀的流量是0.24L/min，在液控单向阀7处的流量为22+0.24=22.24L/min,在背压阀8处的压力损失为为0.5MPa 。因此这时液压缸回油腔的压力p 2为：220.2522.24p 2=0.5 +0.5+0.3 MPa =0.537MPa8063因为0.537MPa 小于原估计值0.8Mpa ，故可按照表11-6中公式重新计算工进时液压缸进腔压力p 1，即：F +p 2A 224988+0.5371064010-4p 1=MPa =3.46MPa -46A 178.51010与表中的3.59MPa 相近。考虑到压力继电器可靠动作需要压差p e =0.5MPa 。故溢流阀的调压为：20.5p 溢流p 1+p 1+p e =3.46+0.5 +0.5+0.5MPa =4.46MPa80快退快退时，油液在进油路上通过单向阀12的流量为22L/min，通过电液换向阀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11的流量都是57.52L/min。因为进油路上总压降为：222