卧式多轴钻孔组合车床液压系统设计Word文档下载推荐.docx
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快进行程为，工进行程为；
快进与快退速度相同为
；
工进速度为
，可取中间值。
液压系统执行元件为液压缸，工作时要求动作平稳，且可随时停止运动。
二、负载与运动分析
（1）工作负载。
工作负载即为切削阻力。
（2）摩擦负载。
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
（4）运动时间
快进
工进
，取中间值
快退
根据相关参考，我们可取液压缸的机械效率为，得出液压缸在各工作阶段的负载和推力，如下表所示：
表1 液压缸各阶段的负载和推力
工 况
负载计算公式
液压缸负载
液压缸推力
启 动
999.6
1110.7
加 速
648.6
720.7
快 进
499.8
555.3
工 进
24999.6
27777.3
反向启动
快 退
根据液压缸在上述各阶段的负载和运动时间，即可绘制出负载循环图和速度循环图，如下图所示：
图2 与图
三、设计液压系统主要参数
（1）初选液压缸工作压力
所设计的动力滑台在工进的时候负载最大，在其他工况负载都不太高。
参照下表，初选液压缸的工作压力为。
表2 按负载选择工作压力
负载/kN
＜5
5～10
10～20
20～30
30～50
＞50
工作压力/MPa
＜0.8～1
1.5～2
2.5～3
3～4
4～5
≥5
表3 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
0.8～2
3～5
2～8
8～10
10～18
20～32
（2）计算液压缸主要尺寸
因为动力滑台快进和快退的速度相等，这里的液压缸可选用单活塞杆式差动液压缸（）,快进时液压缸差动链接。
工作时为防止孔钻空时负载突然消失发生前冲现象，液压缸的回油腔应有背压，参照参考文献[3]表，选背压力为
表4 执行元件背压力估算
系 统 类 型
背压力/MPa
中低压系统0～8MPa
简单系统或轻载节流调速系统
0.2～0.5
回油路带调速阀的系统
0.4～0.6
回油路设置有背压阀的系统
0.5～1.5
采用补油泵的闭式回路
0.8～1.5
中高压系统>
8～16MPa
同上
比中低压系统高50%～100%
高压系统>
16～32MPa
如锻压机械等
可忽略不计
由下图有
图3 液压缸简图
则有
则活塞直径为
又有得，，根据下表圆整并初步验算后有，。
由此得到两腔的实际有效面积为
表5 液压缸内径尺寸系列
8
10
12
16
20
25
32
40
50
63
80
（90）
100
（110）
125
（140）
160
（180）
200
（220）
250
320
400
500
630
注：
括号内数值均为非优先选用值。
表6活塞赣直径系列
4
5
6
14
18
22
28
36
45
56
70
90
110
140
180
220
280
360
根据计算出的液压缸的尺寸，可估算出液压缸在工作循环中各阶段的压力、流量和功率，如下表所示：
表7 液压缸在各阶段的压力、流量和功率值
工况
推力
回油腔压力
进油腔压力
输入流量
输入功率
启动
0.654
加速
0.646
恒速
0.628
0.55
0.345
0.6
1.701
0.020
0.104
0.5
1.007
0.991
0.62
0.614
①为液压缸差动连接时，回油口到进油口之间的压力损失，取；
②快退时，液压缸有杆腔进油，压力为，无杆腔回油，压力为。
③快进时，；
。
④工进时，；
⑤快退时，；
绘制的液压缸工况图如下所示：
图4 液压缸工况图
四、选择基本回路
（1）选择调速回路
由液压缸工况图可知，这台机床的液压系统功率较小，滑台运动速度低，工作负载为阻力负载，且工作中变化小，故可选用进口节流调速回路。
为防止孔钻通时负载突然消失引起运动部件前冲，在回油路上加背压阀。
由于系统选用节流调速方式，系统必然为开式循环系统。
（2）选择油源形式
从工况图可以清楚的看出，在工作循环内，液压缸要求油源提供快进、快退行程的低压大流量和工进行程的高压小流量的液压。
最大流量与最小流量之比；
其相应的时间之比
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。
从提高系统效率、节省能源角度来看，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。
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。
图5 双联叶片泵回路 图6 三位五通电液换向阀回路
（3）选择快速运动和换向回路
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来实现快速运动。
考虑到从工进转快退时回油流量较大，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，如图所示。
（4）选择速度换向换接回路
由于本体统滑台由快进转为工进时，速度变化大，为减少速度换接时的液压冲击，选用行程阀控制的换接回路，如图所示。
图7 行程阀控制的换接回路
（5）选择调压和卸荷回路
在双泵供油的油源形式确定后，调压和卸荷问题都已基本解决。
即滑台工进时，高压小流量泵的出油口压力由油源中的溢流阀调定，无需另设调压回路。
在滑台工进和停止时，低压大流量泵通过液控顺序阀卸荷，高压小流量泵在滑台停止时虽未卸荷，但功率损失较小，故可不序再设卸荷回路。
五、组成液压系统
将下面选出的液压基本回路组合在一起，并经修改和完善，就可得到完善的液压系统原理图，如图所示。
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6。
为了避免机床停工作止时回路中的油液流回油箱，导致空气进入系统，影响滑台运行的平稳性，添置了单向阀13。
考虑到这台机床用于钻孔加工，对位置定位精度要求高，因此增设了一个压力继电器14。
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。
图8 液压系统原理图
六、确定液压泵的规格和电动机功率
（1）计算液压泵的最大工作压力
小流量泵在快进和工进时都向液压缸供油，由表5知，液压缸在工进时工作压力最大，最大工作压力为，如在调速阀进口节流调速回路中，选取进油路上的总压力损失，考虑到压力继电器的可靠动作要求压差，最小流量泵的最高工作压力估算为
大流量泵只在快进和快退时向液压缸供油，由表5知，快退时液压缸的工作压力为，比快进时大。
考虑到快退时进油不通过调速阀，故其进油压力损失比前者小，现取进油路上的总压力损失，则大流量泵的最高工作压力估算为
（2）计算液压泵的流量
由表5可知，油源向液压缸输入的最大流量为，若取回油路泄漏系数，则两个泵的总流量为
考虑到溢流阀的最小稳定流量为，工进时的流量为，则小流量泵的流量最小应为。
（3）确定液压泵的规格和电动机功率
根据上述压力和流量查阅产品样本，并考虑液压泵存在压力损失，最后确定选取型双联叶片泵。
其小流量泵和大流量泵的排量分别为和，当液压泵的转速为时，其理论流量分别为和，若取液压泵容积效率则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，若取液压泵总效率，这时液压泵的驱动电动机功率为
根据此数值查阅产品样本，选用规格相似的型电动机，其额定功率为，额定转速为。
七、确定其他元件即辅件
（1）确定阀类原件及辅件
根据系统的最高工作压力和通过各阀类元件及辅件的实际流量，查阅产品样本，选出的阀类元件规格如下表所示。
其中溢流阀9按小流量泵的额定流量选取，调速阀4选用Q-6B型，其最小稳定流量为,小于本系统工进时的流量。
表8 液压元件规格及型号
序号
元件名称
通过的最大流量
规格
型号
额定流量
额定压力
额定压降
1
双联叶片泵
5.1/27.9
2
三位五通电液换向阀
35DV-100BY
6.3
0.3
3
行程阀
62.3
22C-100BH
调速阀
<
Q-6B
单向阀
I-100B
0.2
29.3
7
液控顺序阀
28.1
XY-63B
背压阀
B-10B
9
溢流阀
5.1
Y-10B
27.9
11
滤油阀
36.6
XU-80X200
0.02
压力表开关
K-6B
13
I100B
压力继电器
PF-B8L
①此为电动机额定转速为940r/min时的流量
（2）确定油管
在选定了液压泵后，液压缸在实际快进、工进和快退运动阶段的运动速度、时间以及进入和流出液压缸的流量，与原定数值不同，重新计算结果如下表所示。
表9 各工况实际运动速度、时间和流量
快 进
工 进
快 退
由表可以看出，液压缸在各个阶段的实际运动速度符合设计要求。
根据上表，按下表推荐的管道内允许速度取。
表10 允许流速推荐值
管道
推荐流速
吸油管道
0.5～1.5，一般取1以下
压油管道
3～6，压力高，管道短，黏度小取大值
回油管道
1.5～3
则计算得与液压缸无杆腔和有杆腔相连得油管内径分别为
为了统一规格，按产品样本选取所有管子均为内径20mm、外径28mm得10号冷拔钢管。
（3）确定油箱
按照经验公式确定油箱得容积
式中，——油箱容积；
——液压泵的额定流量（）；
——经验系数，低压系统，2～4，中低压系统5～7，高压系统6～12。
在此取。
八、验算液压系统压力损失
由于系统管路布置尚未确定，所以只能估算压力损失。
估算时，首先确定管道内液体的流动状态，然后根据公式计算各种工况下的总的压力损失。
现取进、回油管道长为，油液的运动黏度取，油液的密度取。
（1）判断流动状态
在快进、工进和快退三种工况下，进、回油管路中所通过的流量以快进时进油流量为最大，此时，油液流动的雷诺系数为
也是最大的。
因为最大的雷诺数小于临界雷诺数（2000），故可推出：
各工况下的进、回油路中的油液的流动状态全为层流。
（2）计算系统压力损失
将层流流动状态沿程阻力系数
和油液在管道内流速
同时代入沿程压力损失计算公式
并将已知数据代入后，得
可见，沿程压力损失得大小与流量成正比，这是由层流流动所决定得。
在管道结构尚未确定得情况下，管道得局部压力损失常按下式作经验计算，即
又有
计算各工况下得阀类元件得局部压力损失：
其中由产品样本查出，和数值由前文表列出。
滑台在快进、工进和快退工况下得压力损失计算如下。
①快进。
滑台快进时，液压缸通过电液换向阀差动连接。
如图8所示，在进油路上，油液通过单向阀10、电液换向阀2，然后与液压缸有杆腔的回油汇合通过行程阀3进入无杆腔。
在进油路上，压力损失分别为
在回油路上压力损失分别为
将回油路上的压力损失折算到进油路上去，便得到差动快速运动时的总的压力损失
②工进。
滑台工进时，如图8所示，在进油路上。
油液通过电液换向阀2、调速阀4进入液压缸无杆腔，在调速阀4处的压力损失为。
在回油路上，油液通过电液换向阀2、背压阀8和大流量泵的卸荷油液一起经液控顺序阀7返回油箱，在背压阀8处的压力损失为。
若忽略管路的沿程压力损失和局部压力损失，则在进油路上总的压力损失为
此值略小于估计值。
在回油路上总的压力损失为
该值即为液压缸的回油腔压力，与参考表4选择的背压值基本符相符。
按表7的公式重新计算液压缸的工作压力为
此值与表7的值基本相符。
考虑到压力继电器的可靠动作要求压差，则小流量泵的工作压力为
此值与估算值基本相符，是调整溢流阀10的调整压力的主要参考数据。
③快退。
滑台快退时，如图8所示，在进油路上，油液通过单向阀10、电液换向阀2进入液压缸有杆腔。
在回油路上，油液通过单向阀5、电液换向阀2和单向阀13返回油箱。
在进油路上的总的压力损失为
此值较估计值小很多，因此液压泵的驱动电动机的功率是足够的。
在回油路上，总的压力损失为
此值与表7的值基本相符，故不必重算。
大流量泵的工作压力为
此值是调整液控顺序阀7的调整压力的主要参考数据。
九、验算系统发热与温升
由于工进在整个工作循环中占95％（），所以系统的发热与温升可按工进工况来计算。
在工进时，大流量经液控顺序阀7卸荷，其出口压力即为油液通过液控顺序阀的压力损失
液压系统的总输入功率即为液压泵的输入压力
液压系统输出有效功率即为液压缸输出的有效功率
则系统的发热功率为
根据下表11选取油箱散热系数。
表11 油箱散热系数K
冷却条件
通风条件很差
8～9
用风扇冷却
23
通风条件良好
15～17
用循环水冷却
110～170
则计算工进时系统中的油液升温为
设环境温度为，则热平衡温度为
而对于机床，最高允许温度为，则，温度在允许范围内，油箱散热面积符合要求，不需要设置冷却器。
致 谢
一个星期的时间，说长不长，说短不短。
大家都知道，这个星期真的是辛苦了！
因为评估的原因，大家都有很多的工作要做老师，同学们都太辛苦了。
感谢刘老师，在繁忙的迎评估的工作中总是抽出时间和我们一起在教室交流问题，耐心的给大家讲解。
也感谢同学们这些日子来对我的帮助。
大家都那么辛苦，但是无论什么时候，只要我需要帮助，他们就总是会在身边。
这样一个炎热的夏季，我的心中是清凉的。
再次感谢刘老师，感谢同学们，课程设计的顺利完成更多的是你们的功劳。
参考文献
[1]何存新，张铁华主编.液压传动与气压传动.武汉:
华中科技大学出版社,2000.
[2]李笑主编.液压与气压传动.北京:
国防工业出版社,2006.
[3]杨培元,朱福元主编.液压系统设计简明手册.北京:
机械工业出版社,2004.
[4]张利平主编.液压传动与控制.西安:
西北工业大学出版社,2005.
[5]沈兴全主编.液压传动与控制.北京:
国防工业出版社,2005.
[6]袁子荣主编.液气压传动与控制.重庆:
重庆大学出版社,2002.
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