液压课程设计单面多轴钻孔组合机床液压系统设计Word下载.docx

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快进

150

0.1

r.9800

—

0.2

1.5

工进

100

tiw101

c35000

113.2

快退

250

2.5

3、课程设计任务

（1）拟定液压系统原理图（用CAXA电子图板或FLUIDSIM3.6完成液压系统回路设计，并应用FLUIDSIM3.6进行仿真）。

（2）选择液压系统的元件和辅件。

（3）验算液压系统性能。

（4）设计液压系统的继电器控制回路或PLC控制程序。

（5）绘制下列图纸：

液压系统原理图A4幅面1张；

继电器控制回路或PLC控制程序A4幅面；

电器接线图A4幅面

（6）编写设计说明书

二、液压系统原理图

液压原理图

1、油箱，2、过滤器，3、双联液压泵，4、10、压力表开关，5、11、压力表，

9、20、23、25、单向阀，7、26、溢流阀，8、减压阀，12、二位四通电磁换向阀，13、单项顺序阀，14、16、21、压力继电器，15、夹紧缸，17、定位缸，

18、进给缸，19、三位五通电磁动换向阀，22、二位二通机动换向阀，24、调速阀，27、外控顺序阀系统的电磁铁和行程阀动作顺序表

电磁铁行程阀状况

定位

夹紧-

下位

上位

滑台原始停止

松开

拔销

三、选择液压系统的元件和辅件

①运动分析

由下表:

时间/s

O.XHkIO1

分析其各工况可得L-t图和v-t图:

L-t图v-t图

②动力分析

动力滑台液压缸在快速进、退阶段，启动是的外力负载是导轨静摩擦阻力，加速时的外负载是导轨动摩擦阻力和惯性力，恒速时是动摩擦阻力；

在工进阶段，外负载是工作负载及动摩擦阻力。

外负载F/N

计算公式

结果

启动

加速

F=Fd+Fg

恒速

F=Fd

F=Fe+Fd

所以，静摩擦负载：

Fs=G=0.2*9800=1960N

动摩擦负载：

Fd=G=0.1*9800=980N

惯性负载：

Fg==1000*0.5=500N

（其中m=G/g=9800/9.8=1000kg,a=v/t=0.5m/sA2

又由于钻削负载Fe=35000N,得下表：

动力滑台液压缸外负载计算结果

F=Fs1960

1480

980

35980

根据上面的数据，其F-t图如下:

①预选系统设计压力

本钻孔组合机床属于半精加工机床，机床为低压设备类型，查机械设计手册，系统工作压力P<

7Mpa，所以，预选液压缸的设计压力P1=4Mpa。

②计算液压缸的主要结构尺寸

为了满足工作台快速进退速度相等，并减少液压泵的流量，将液压缸的无杆腔作为主要工作腔，并在快进时差动连接，则液压缸无杆腔与有杆腔的有效面积A1与

A2应该满足A1=2A2（即活塞杆直径d和液压缸直径内径D之间应该满足d=0.71D）。

为了防止进工结束时发生前冲，液压缸需要保持一定回油背压。

参照机械设计手册，回油有路上背压或调速阀的系统，取背压P2=0.5〜1.5Mpa。

所以，暂取P2=0.6Mpa，并取液压缸效率’。

贝

—V2

lplp』

F=P1A1-P2A2=A1（P1-P2A2/A1）

即：

液压缸无杆腔有效面积：

=108x10jn

0.9x（4-—lxlO'

液压缸的内径:

查机械设计手册，按GB/T2348-1993,将液压缸内径圆整为：

D=125mm=12.5cm。

因为A仁2A2，故活塞杆的直径为：

d=0.71D=0.71X25mm=88.75mm。

查机械设计手册，按GB/T2348-1993,将活塞杆的直径圆整为：

d=90mm=9cm。

则，液压缸的实际有效面积为：

D..tx12.5:

ff（—）*122.7cm*

A1='

岸（）=59Jcm'

A2=

A=A2-A1=63.61

差动连接快进是，液压缸有杆腔P2必须大于无杆腔P1，其差值估取

0沱理-擒匚再肿盗芯，并注意到启动瞬间油缸尚未移动，此时=0；

另外，取

快退的回油压力损失为0.7MPa。

根据上述条件，得出下表:

液压缸的负载、压力、流量、功率的工况表（液压缸效率’，）

工况负载

液

计算公

压

式

（N）

缸

进油压

力P1

（MPa

）

回油压

力

输入流

量

Q（

入功率

P（W

I960

0.342

————

P1=（Fi/n^pA2/

——

P2=P1+Ap

Q=A2Xv快；

P=P1Q

0.720

1.220

0.634

1.134

…-374.

3.547

0.6

1.as>

iuJj

P1=（Fi/n

i+p2A2/

38.3

Q=v工A1

P=p1Q工

1960

0.368

P1=（Fi/n+P2A1/

P=P1Q

14801.7310.7——

9801.6380.7in968.1

则其工况图:

①液压泵及其电机计算与选定

液压力泵的最高工作压力的计算。

由上工况图可以得知液压缸的最大工作压力在工进阶段，即P1=3.547Mpa。

而压力

继电器的调整压力应该比液压缸最高工作压力大0.5Mpa。

此时缸的输入流量较

小，而且油路元件较少，故泵至缸间的进油路压力损失值估取△P=0.8Mpa。

则小

流量泵的最高工作压力：

Pp1=3.547+0.5+0.8=4.847Mpa

大流量泵紧在快速进退时向液压缸供油，则取进油工作压力损失△P=0.4Mpa，

有：

Pp2=1.731+0.4=2.131Mpa

b、液压泵的流量计算

双泵最供油的流量Qp按液压缸最大的输入流量1•进行估算。

取

泄露系数K=1.2，则：

Qp2°

门=k4i测=1.2爲.9仆1（）'

巾‘*=0.7h10n/'

s=42,6£

min

工进最大流量，•=』曲】严斥，溢流阀最少稳定流量为:

為违J，则小流

量泵所需的最小流量为

2U=Kq,■<

■A（/=L2xLO8x10'

x60x10'

+3-3+8£

■min

大流量泵最小流量为

Qp:

》Q、=Qp-G广42.6-3.8-JS,8£

;

c、确定液压泵的规格

n=1000r/min，泵的容积效率

根据系统所需流量，拟选初选双联液压泵的转速为听H，算得小流量泵的排量参考值为

大流量泵的排量参考值为

根据以上计算结果查阅机械设计手册，选用规格相近的■'

型双联叶片

泵，泵的额定压力为•'

，小泵排量为'

；

大泵排量为

=50mL'

r；

泵的额定转速为n=%0rmin，容积效率们上"

史，倒退算得到小泵和大泵的额定流量分别为

心二】詡斤二63x960x0.92=5,56/.mm

dpi=岂闻严50x960x0*92-44.16£

双泵的流量；

为

（fp=g門+%、-5.46+44」6二49.62【/min

与系统所需流量很接近近，符合。

d、确定液压泵驱动功率及电动机的规格

从液压缸的负载、压力、流量、功率的工况表得知，液压缸最大输出功率出现在快退阶段。

已知电机效率:

幕芒，则电动机的驱动功率为

0.8鶯60岸10

e、电动机型号的选用

查丫系列三相异步电动机参数表，选用规格相近的1型三相异步电机，其

额定功率2.2KW转速940r/min。

用此转速驱动液压泵时，小泵和大泵的实际输出流量分别为

=63x940x0.92=5.451/min

Q,.=V；

/^v=50x940x0.92=43.24£

/min

双泵总流量为

Q汀Gm+QmV兀/min

工进时的溢流量为乞応」聽訂用*，仍能满足系统各工况对流量的要求。

②液压控制阀和液压辅助元件的选定

液压缸的输入输出流量、运动速度和持续时间

=0.648

=0.31

=48.69

1.79

=101.09

由选定的标准元件油口尺寸确定

本系统属于中压系统，但考虑到将泵组和阀组安装再油顶盖上，故取经验值=10,得油箱容量为：

V==10X48.69=486.9L〜500L

根据上面的数据，查产品样本所选择的元件如下表：

液压元件型号规格

XU-50X200

K-6B

01油箱

02过滤器6.348.6950

03双联叶6.3-

50/6.3

片泵

04压力表-

开关

压力表----

单向阀6.3

43.24

I-63B

溢流阀6.3

4.802

Y-10B

减压阀6.3

J-63B

压力表-

二位四6.3

通电磁换向阀

0.3

24D-63B

单项顺6.3

序阀

压力继6.3

电器

。

片-S

夹紧液-压缸

0片-3

定位液-压缸

进给液----

压缸

三位五6.3

通电液动换向阀

93.93

35DY-100BY

101.09

125

I-125B

二位二6.3

通机动换向阀

（行程阀

22C-100BY

调速阀6.3

Q-6B

45.24

（背压阀

B-10B

夕卜空顺6.3序阀

XY-63B

四、验算液压系统性能

1、验算系统压力损失

按选定的液压元件接口尺寸确定管道直径d=18mm,进、出油管长度均取为

J_1

l=2m;

取油液运动粘度，油液的密度o由上面的计算结果

4x|0l.9xl0J

可以得知工作循环中进油管道中通过的最大流量q=101.09L/min发生在快退阶段,由此计算得液体的雷诺系数：

Re二四二亠二一一

u萊血60^HSxlOJxlx]0-4

因为Re故可得知个工况下的进油回路中的液体均为层流。

油回路管道的沿程、局部和阀类元件的压力损失如下表:

管道

压力损失工况

/Pa

进油•管道

1.58

0.01485

1.024

g4a75/flfll

=■沁

0.158

0.00149

0.102

Vp=0.lVp

VP.

2.513

5.624

0.986

V卩

4.2515.640

2.112

■1二、+'

回油■

0.955

0.00886

1.7325

0.096

0.00089

0.1733

Vp=O.lVp

VPt

1.245

6.352

5.116

2.296

6.361

7.021

I+'

2、液压泵工作压力的估算

小流量泵在工进时的压力：

PfLPi+Vp1+Vp.=3.547x10s+5.64x10'

+5xIO'

=4.61lA/Pa

其中为液压缸的工作夜里，八为进油路上的压力损失，‘压力继电器比缸工作腔最高压力所大的值。

此值为调整溢流阀7的主要参考依据。

大流量泵在快退时的工作压力最高，贝

升尸1・73&

1『+2」1力10〉1目42』供1

此值为调整顺流阀27的调整压力是的主要参考依据。

3、估算系统效率、发热和温升

本系统由于在其工作持续时间中，工进时间占了绝大部分的比例，所以系统效率，发热和温升可概略用工进是的数值来代表。

计算系统效率

J]c~"

―——y—0<

071

氏J4.61ixlO6x5.45xiO^60+0.3xl0*x（——）2X-

6360

前已知去双联液压泵的总效率’，现在取液压泵的总效率’•，则

本液压系统的总效率：

//-0.95x0,8x0.071-0,054

计算系统的发热功率

片=巴如工如（1唧）=63328V\

计算系统的散热功率

前面已经算了油箱有效容积为500L=0.5，按照式V=0.8abh球的油箱各边之积

为：

abh=V/0.8=0.5/0.8=0.625取a=b=h，贝Ua=b=h=0.855m

所以，油箱的散热面积：

A=1.8（a+b）h+1.5ab=1.8（0.855+0.855）0.855+1.50.8550.855=3.73

油箱的散热功率：

取K=15W/（m「C）,'

•=25T，得：

=15X3.73送5=1396.75W>

〉’=580.16W

可见油箱散热能够买足液压系统的散热要求，不需要加其他冷却装置

五、参考文献

[1]张利平.液压站[M].北京：

化学工业出版社，2008

[2]董伟亮.液压设计手册（软件版V1.0[M].北京：

机械工业出版社，2005

[3]《机械设计手册》编委.机械设计手册：

液压传动与控制]M].北京：

机械工业出版社，2007

[4]刘延俊.液压回路与系统]M].北京：

化学工业出版社，2009

⑸刘军营、李素玲.液压传动系统设计与应用实例解析[M].北京：

机械工业出版社，2011

⑹周士昌.液压系统设计图集[M].北京：

机械工业出版社，2003

[7]王守城.液压系统PLC控制实例精解[M].北京：

中国电力出版社，2011

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