液压传动课程设计组合机床动力滑台液压系统设计.docx
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液压传动课程设计组合机床动力滑台液压系统设计
机械设备控制技术
课程设计说明书（论文）
设计题目：
液压传动课程设计
所属学院：
机械工程学院
专业：
数控技术
姓名：
陈延文
学号：
5
班级：
10数控技术
起讫时间：
指导教师：
李闯
黑龙江工商职业技术学院
1.课程设计任务书……………………………………………………第3页
2.第一章设计任务书………………………………………………第4页
3.第二章液压系统设计计算………………………………………第5页
课程设计任务书
学生姓名
陈延文
专业班级
10数控技术
学号
05
指导教师
李闯
设计地点
公差实验室
设计题目
组合机床动力滑台液压系统设计
设计任务与要求
（1）液压系统工作要求的明确和工况分析（负载循环图、速度循环图）。
（2）液压原理图的拟定。
（3）主要液压元件的设计计算（例油缸、油箱）和液压元件、辅助装置的选择。
（4）液压系统性能的校核。
（5）绘制液压系统图（包括电磁铁动作顺序表、工作循环图、液压元件名称）一张。
（6）编写设计计算说明书一份。
进度安排（包括时间划分和各阶段主要工作内容）
12月26日上午，熟悉题目、收集资料及设计准备工作。
12月26日下午-28日上午，方案论证、设计计算。
12月28日下午，绘图。
12月29日，整理说明书并准备答辩。
12月30日，答辩
教学团队及所属学院审核意见：
审核人签名及学院公章：
年月日
第一章：
设计任务书
第一节：
设计题目
设计一台组合机床动力滑台液压系统。
第二节：
设计参数
参数六
运动部件总重力
G=5500N（学号*500+3000）
切削力
Fw=7500N（学号*500+5000）
快进、快退速度
v1=v3=4.5m/min
工进速度
v2=60～1000mm/min
快进行程
l=100mm（1-15号100mm16-30号200mm31-49号300mm）
工进行程
L=100mm（1-15号100mm16-30号150mm31-49号200mm）
启动时间
△t=（1-15号16-30号31-49号）
静摩擦系数
fs=
动摩擦系数
fd=
工作台要求完成快进——铣削进给——快退——停止等自动循环，工作台
采用平导轨
第三节：
设计要求
1.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，能经受必然量的反向负荷。
2.完成如下工作：
①按机床要求设计液压系统，绘出液压系统图。
②肯定滑台液压缸的结构参数。
③计算系统各参数，列出电磁铁动作顺序表。
第二章：
液压系统设计计算
第一节：
负载及运动分析
1工作负载
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：
切削力、导轨的摩擦力和惯性力。
导轨的正压力大小等于动力部件的重力.启动时只受静摩擦力,加速时受动摩擦力和惯性力,快进时只受动摩擦力,工进时受切削力和动摩擦力,其中切削力为Ffw=10500N,快退时也只受动摩擦力.
2摩擦负载
因为卧式放置,所以正压力即为重力.由静止开始运动的时候受静摩擦力,运动的时候受动摩擦力.设导轨的静摩擦力为
、动摩擦力为
则：
摩擦负载即为导轨的摩擦阻力：
静摩擦阻力
动摩擦阻力
3惯性负载
在系统加速的时候受惯性负载
4各工况负载
若是忽略切削力引发的颠覆力矩对导轨摩擦力的影响，而且设液压缸的机械效率η=，则液压缸在各工作阶段的总机械负载可以算出，见表1
表1液压缸各运动阶段负载表
启动阶段
计算公式
总机械负载F
启动
加速
快进
工进
快退
5快进、工进和快退时间和速度
快进时的行程为l=100mm,整个快进进程可看做速度为v1=4.5m/min的匀速运动,所以快进时间为t=l/v1=100/1000
60=1S
工进时的行程为l=100mm,此进程的速度为v2=60～1000mm/min,所以此进程的工进时间t=l/v2=100/（60～1000）
60=（6~100）s
快退时的行程为l=200mm,整个快退进程可看做速度为v3=4.5m/min的匀速运动,所以快退时间为t=l/v3=400/1000
60=
第二节：
肯定液压缸参数
1.初选液压缸的工作压力
参考同类组合机床见表2，初定液压缸的工作压力
表2各类机械常常利用的系统工作压力
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/MPa
~2
3~5
2~8
8~10
10~18
20~32
2.肯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。
由于管路中有压力损失，液压缸有杆腔压力P2必需大于无杆腔压力P1。
计算中取二者之差△P=P2-P1=；同时还要注意到启动的刹时活塞尚未移动，此时△P=0Mpa；工进时为了避免在负载突然小时的情况下发生前冲的现象，液压缸回油腔应有背压因此应在回油路上装有背压阀。
按表3初选背压pb=5×105Pa。
并取无杆腔有效面积A1等于有杆腔有效面积的两倍，即A1=2A2。
另外假设快退时间的油压损失为
表3执行元件的背压力
系统类型
背压力/MPa
简单系统或轻载节流调速系统
~
回油路带调速阀的系统
~
回油路设置有背压阀的系统
~
用补油泵的闭式回路
~
回油路较复杂的工程机械
~3
回油路较短且直接回油
可忽略不计
液压缸主要尺寸:
A1=F/（P1-1/2pb）=（40-1/2×5）×105=22.4cm2
液压缸的直径：
D=
=5.34cm
由A1=2A2可知活塞杆的直径d
d==×=3.78cm
按GB/T2348-1993将所计算的D和d别离圆整到相近的标准直径以便采用标准的密封装置。
圆整后可取得：
D=55mmd=40mm
附表
油缸的内径系列参数（mm）
20
25
32
40
50
55
63
65
70
75
80
85
90
95
100
105
110
125
130
140
150
160
180
200
220
250
280
320
360
400
450
500
560
630
710
820
900
1000
活塞杆外径系列参数（mm）
4
5
6
8
10
12
14
16
18
20
22
25
28
30
32
35
40
45
50
55
60
63
65
70
75
80
85
90
95
100
105
110
120
125
130
140
150
160
180
200
220
250
260
280
320
360
380
400
420
450
500
520
560
580
630
650
710
730
820
900
920
1000
依照标准直径算出：
A1=22.38cm2A2=12.57cm2
3.计算液压缸各工作阶段的工作压力、流量和功率
按照液压缸的负载图和速度图和液压缸的有效面积可以算出液压缸工作进程各个阶段的压力、流量和功率。
另外计算工进时背压按
=6×105Pa带入计算公式,快退时背压按
=4×105。
差动连接时，液压缸的回油口到进油口之间的压力损失△P=4×105Pa而
=
+△P）
液压缸所需的实际流量、压力和功率总结如表4
表4液压缸所需的实际流量、压力和功率
工况
计算公式
负载Ｆ
进油压力
回油压力
输入流量q
输入功率Ｐ
Ｎ
Pa
Pa
KW
差动快进
启动
q=v（A1－A2）
Ｐ=
q
×105
加速
×105
×105
恒速
×105
×105
工进
q=A1v
Ｐ=
q
×105
6×105
～
～
快退
启动
q=A2V
Ｐ=
q
×105
加速
×105
4×105
恒速
×105
4×105
（注意差动快进启动时活塞尚未动作，故可以取△P=0Pa；快退时Pb=0Pa；另外因为加速时间很短所以流量可以不计。
）
第三节：
拟定液压系统图
1选择大体回路
（1）调速回路与油路循环方式的肯定
考虑到所设计的液压系统功率较小，工作负载为阻力负载且工作转变小故选择节流调速回路；为避免负载突然消失而引发动力部份前冲，在回油路上加背压阀。
由于系统选用节流调速方式，系统必然为开式系统。
（2）液压泵种类的肯定
液压能源装置是液压系统的重要组成部份。
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）。
肯定液压泵的最大工作压力。
由表4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
，小液压泵最高工作压力为pp=p1+
=+4）×105pa=×105pa因此泵的额定压力可取
由表4可知，工进时所需流量最小是~
，设溢流阀最小溢流量为
，取K=。
则泵的最小流量为qmin≥（×+）
=
。
快退时液压缸所需的最大流量是
则泵总流量为qmax=×=
，即泵的最大流
.
按照上面计算的压力和流量，查机械设计手册（液压传动），选用YB—4/10型双联叶片泵，该泵额定压力为，额定转速为960r/min.
2．调速回路与油路循环型式的肯定
考虑到所设计的液压系统功率较小，工作负载为阻力负载且工作转变小故选择节流调速回路；为避免负载突然消失而引发动力部份前冲，在回油路上加背压阀。
由于系统选用节流调速方式，系统必然为开式系统。
由工况图可清楚的看出：
系统工作循环主要由相应与快进、快退行程的高压小流量两解阶段所组成，而且是顺序进行。
从提高系统效率动身，选用单定量泵油源显然不合理。
为此可以选用限压式变量泵作为液压源；本次设计选用双联叶片泵。
（3）快速、换向与速度换接回路的肯定
按照运动方式和要求，采用差动连接和限压式变量叶片泵供油两种快速运动回路来实现快进运动。
即快进时限压式变量叶片泵的偏心距较大（流量大），液压缸实现差动连接。
本设计采用二位二通的行程阀的实现速度的换接回路，速度换接平稳，准确，无冲击，容易控制。
另外采用二位三通的电磁换向阀来切断差动油路。
因此速度换接回路为行程与电磁铁联合控制形式。
由工况图可以看出，回路中流量较小（快退是，进油路上的流量为，回油路上是，系统的工作压力也不高，故采用电磁换向阀的换向回路。
（4）调压回路和组成的液压系统图
因系统动作循环要求正向快进和工进，反向快退，且快进和快退的速度相等，因此采用单活塞杆液压缸，快进时是差动连接，故无杆腔面积A1等于有杆腔面积A2的两倍。
本系统换接平稳，准确，无冲击，容易控制，故采用了行程换向阀的换向回路。
为了便于实现差动连接，选用了三位四通的液控换向阀。
6．组成液压系统原理图
选定调速方案和液压大体回路后，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。
将上述所选定的液压回路进行组合，而且按照要求作必要的修改和补充，即取得如图2所示的液压系统图。
液压系统各电磁铁和行程开关的顺序如表5所示
表5为该滑台的电磁铁动作顺序表（表中“+”代表电磁铁得电）。
1Y
2Y
行程阀3
快进
+
-
通
工进
+
-
断
快退
-
+
断→通
原位停止
-
-
通
组合机床动力滑台液压系统图
1.快进
按下启动按钮，电磁铁1YA通电吸合。
控制油路由泵1经电磁先导阀L左位、单向阀M进入液动阀N的左油腔，液动阀N左位接系统，液动阀N的右端油腔回油经节流阀O和先导阀L的左位回油箱，液动阀处于左位。
主油路从泵1→单向阀8→液动阀N左位→行程阀P→液压缸左腔。
回油路从液压缸右腔→阀N左位→单向阀10→阀P→液压缸左腔。
由于动力滑台空载，系统压力低，液控顺序阀7关闭，液压缸成差动连接，且液压泵1有最大的输出流量，滑台向左快进。
2.一工进
快进到必然位置，滑台上的行程挡快压下行程阀P使原来通过阀P进入液压缸无杆腔的油路切断。
此时阀的电磁铁处于断电状态，调速阀接入系统进油路，系统压力升高。
压力的升高，一方面使液控顺序阀7打开，另一方面使限压式变量泵的流量减小，直到与通过调速阀后的流量相同为止。
这时进入液压缸无杆腔的流量由调速阀的开口大小决定。
液压缸有杆腔的油液则通过液动阀N后经液控顺序阀7和背压阀回油箱。
液压缸以第一种工进速度向左运动。
2.二工进
当滑台以一工进速度行进到必然位置时，挡块压下行程开关，使电磁铁通电，经阀的通路被切断。
此时油业液需经调速阀与才能进入液压缸无杆腔。
由于阀的开口比阀小，滑台的速度减小，速度大小由调速阀的开口决定。
3.快退
当滑块在止挡铁上停留一按时间后，时间继电器发出使滑台快退的信号。
此时电磁铁断电，通电，阀L和阀N处于右位。
进油路由泵1→阀→液动阀N右位→液压缸右腔；回油路由液压缸左腔→单向阀4→阀N右位→油箱。
由于此时为空载，系统压力很低，泵1输出的流量最大，滑台向右快退。
4.原位停止
当滑台快退到原位时，挡铁压下原位行程开关，时电磁铁、和都断电，阀P和阀N处于中位，滑台停止运动，泵1通过阀N中位卸荷。
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