卧式单面钻镗两用组合机床液压系统设计.docx
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卧式单面钻镗两用组合机床液压系统设计
机电工程系
液压与气压传动
课程设计
题目：
卧式单面钻镗两用组合机床液压系统设计
专业：
机械设计制造及其自动化
班级：
机制班
姓名：
学号：
指导教师：
2011.6
液压与气压传动课程设计任务书
一、主要任务与目标
任务：
卧式单面钻镗两用组合机床液压系统设计
设计一台卧式单面钻镗两用组合机床液压系统，其工作循环是“快进→工进→快退→原位停止”；工作时最大轴向力为30kN，运动部件重为19.6kN；快进、快退速度为6m/min，工进速度为0.02～0.12m/min；最大行程400mm，其中工进行程200mm；启动换向时间Dt=0.2s；采用平导轨，其摩擦系数f=0.1。
目标：
通过本题目的课程设计，使学生对所学的《液压与气压传动》课程知识有一个全面深刻的认识，熟悉液压系统设计的基本方法和过程；提高学生的动手能力和工程实践能力。
二、主要容
（1）熟悉设计任务，明确设计及目标。
（2）根据设计要求和已学过的设计流程，拟定系统工作原理图。
（3）计算各元件的参数并验算。
（4）元件选型。
（5）编制文件，绘制速度、负载图谱。
三、工作量要求
完成规定的任务，总字数3000～4000字。
四、时间要求
本课程设计于2011-6-25前完成
摘要······················································1
一、负载分析··············································2
二、负载图和速度图的绘制··································3
三、确定液压缸的参数·····································5
四、拟定液压系统原理图···································8
五、液压元件的计算和选择·································10
六、液压泵的计算和选择···································11
七、液压系统性能的验算···································14
设计小结·················································15
设计感想·················································16
参考文献·················································17
实验报告·················································18
摘要
现如今，液压传动技术是机械设备中发展最快的技术之一，特别是近年来与微电子、计算机技术结合，使液压技术进入了一个新的发展阶段，机、电、液、气一体是当今机械设备的发展方向。
在数控加工的机械设备中已经广泛引用液压技术。
液压传动是利用液体作为介质来传递能量的，液压传动有以下几点：
易于获得较大的力或力矩，功率重量比大，易于实现往复运动，易于实现较大围的无级变速，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，易于防止过载事故，自动润滑、元件寿命较长，易于实现标准化、系列化。
液压传动的基本目的就是用液压介质传递能量，而液压介质的能量是由其所有的压力及流量来表现的。
而所有的基本回路的作用就是控制液压介质的压力和流量，因此，液压基本回路的作用就是三方面：
控制压力、控制流量大小、控制流动方向，所以基本回路可以按照这三方面的作用分成三大类：
压力控制回路、流量控制回路、方向控制回路。
作为一种高效率的两用机床，组合机床在大批、大量机械加工生产中应用广泛。
组合机床是以通用部件为基础，配以按工件特定外形和加工工艺设计的专用部件和夹具组合而组成的半自动或自动机床。
组合机床一般用多轴、多刀、多面、多方位同时加工，成本低、效率高，得到广泛应用。
设计容
设计说明及计算过程
备注
一、负载分析
1.1运动分析
按设备的工艺要求，执行元件在完成一个工作循环的运动规律是“快进→工进→快退→原位停止”。
用图表示出来，一般用速度——时间（v—t）见图1-1
1.2工作负载
由工作负载Fw=30kN，重力负载FG=0，按启动换向时间和运动部件重量。
取液压缸机械效率ηm=0.9，则液压缸工作阶段的负载值见表1-1
Ft=25.5Ds0.8（HB）0.6
（1）
1.3惯性负载
最大惯性负载取决于移动部件的质量和最大加速度，其中最大加速度可通过工作台最大移动速度和加速度时间进行计算。
已知启动换向时间△t=0.2s，工作台最大移动速度，即快进、快退速度为6m/min，因此，惯性负载可表示为
F·△t=m（V2-V1）即Fa=1000N
（2）
1.4阻力负载
阻力负载主要是工作台的机械摩擦阻力，分为静摩擦阻力和动摩擦阻力两部。
导轨的正压力等于动压力部件的重力，设导轨的摩擦阻力为Ff，则
Ff=fs·Fn=0.1×19600=1960N（3）
设液压缸的机械效率ηm=0.9，根据上述负载力计算结果，可得出液压缸在各个工况时所受到的负载力。
设计容
设计说明及计算过程
备注
二、负载图和速度图的绘制
表1-1液压缸在各个工作阶段的负载值
根据负载计算结果和已知各个阶段的速度，可绘制出工作循环图1-1所示，所设计组合机床动力滑台液压系统的速度循环图可根据V1=V3=6m/min、快进行程L1=400-200=200mm、工进行程L2=200mm、快退行程L3=400mm，工进速度V2=6m/min。
快退、快进和共进时间可由以下公式分析求出：
快进:
t1=L1/V1=2s
共进：
t2=L2/V2=2s
快退:
t3=L1/V1+L3/V3=6s
综上述所求数据可绘制出速度循环图如图1-2，负载图（F-t）如图1-3所示：
设计容
设计说明及计算过程
备注
图1-1工作循环图
图1-2速度循环图
图1-3负载图（F-t）
设计容
设计说明及计算过程
备注
三、液压缸主要参数的确定
3．1确定工作压力
液压缸工作压力可根据负载大小及机器设备的类型来确定。
一般来说，工作压力选大些，可以减少液压缸径及液压系统其它元件的尺寸，使整个系统紧凑，重量轻，但是要用价格较贵的高压泵，并使密封复杂化，而且会导致换向冲击大等缺点；若工作压力选的过小，就会增大液压缸的径和其它液压元件的尺寸，但密封简单。
所以应根据实际情况选取适当的工作压力，设计时可用类比法来确定，参考下表3-1，表3-2。
取液压缸工作压力为4MPa。
负载/KN
＜5
5～10
10～20
20～30
30～50
＞50
系统压力/MPa
＜0．8～1
1.6～2
2.5～3
3～4
4～5
＞5～7
表3-2按负载选择系统工作压力
设计容
设计说明及计算过程
备注
设备类型
机床
农业机械、汽车工业、小型工程机械及辅助机械
工程机械
重型机械
锻压机械
液压支架
船用机械
磨床
组合机床
牛头刨床
插床
齿轮加工机床
车床
铣床
镗床
机床
拉床
龙门刨床
压力/MPa
＜2.5
＜6.3
2.5～6.3
＜10
10～16
16～32
14～25
表3-2按主机类型选择系统工作压力
3.2确定液压缸径D和活塞杆直径d
为使液压缸快进与快退速度相等，选用单出杆活塞缸差动连接的方式实现快进，设液压缸两有效面积为A1和A2，且A1=2A2，即d=0.707D。
为防止钻通时发生前冲现象，液压缸回油腔背压p2取0.6MPa，而液压缸快退时背压取0.5MPa。
由工进工况下液压缸的平衡力平衡方程p1A1=p2A2+F，可得：
A1=F/（p1－0.5p2）=35511/（4×106－0.5×0.6×106）cm2≈96cm2（4）
液压缸径D就为：
D=11.06cm
设计容
设计说明及计算过程
备注
对D圆整，取D=110mm。
由d=0.707D，经圆整得d=80mm。
计算出液压缸的有效工作面积A1=95cm2，A2=44.77cm2。
工进时采用调速阀调速，其最小稳定流量qmin=0.05L/min，设计要求最低工进速度vmin=20mm/min
3.3计算液压缸在工作循环各阶段的压力、流量和功率值
差动时液压缸有杆腔压力大于无杆腔压力，取两腔间回路及阀的压力损失为0.5MPa，则p2=p1+0.5MPa。
计算结果见表3-3。
工作循环
计算公式
负载
FKN
回油背压p2Mpa
进油压力p2Mpa
输入流量
q110-3m3/s
输入功率
pkM
快启速进恒速
p1=F+A2（p2-p1）/（A1-A2）
q1=（A1-A2）V2
P=p2q2
3289
2178
p2=p2+0.5
1.10
0.88
—
0.50
—
0.44
工进
p1=（F+A2p2）/A2q1=A2V2p=q2p2
35511
0.6
4.02
0.0031~
0.019
0.012~
0.076
快启速退恒速
p1=（F+A2p2）/A2q2=A2V2p=q2p2
3289
2178
0.5
1.79
1.55
—
0.448
—
0.69
表3-3液压缸工作循环各阶段压力、流量和功率值
设计容
设计说明及计算过程
备注
四、拟定液压原理系统图
4.1选择基本回路
4.1.1调速回路：
因为液压系统功率较小，且只有正值负载，所以选用进油节流调速回路。
为有较好的低速平稳性和速度负载特性，可选用调速阀调速，并在液压缸回路上设置背压。
4.1.2泵供油回路：
由于系统最大流量与最小流量比为156，且在整个工作循环过程中的绝大部分时间里泵在高压小流量状态下工作，为此应采用双联泵（或限压式变量泵），以节省能源提高效率。
4.1.3速度换接回路和快速回路：
由于快进速度与工进速度相差很大，为了换接平稳，选用行程阀控制的换接回路。
快速运动通过差动回路来实现。
4.1.4换向回路：
为了换向平稳，选用电液换向阀。
为便于实现液压缸中位停止和差动连接，采用三位五通阀。
4.1.5压力控制回路：
系统在工作状态时高压小流量泵的工作压力由溢流阀调整，同时用外控顺序阀实现低压大流量泵卸荷。
4.2回路合成
对选定的基本回路在合成时，有必要进行整理、修改和归并。
具体方法为：
4.2.1防止工作进给时液压缸进油路、回油路相通，需接入单向阀7。
4.2.2要实现差动快进，必须在回油路上设置液控顺序阀9，以阻止油液流回油箱。
此阀通过位置调整后与低压大流量泵的卸荷阀合二为一。
4.2.3为防止机床停止工作时系统中的油液回油箱，应增设单向阀。
4.2.4设置压力表开关及压力表。
合并后完整的液压系统如图4-1所示。
设计容
设计说明及计算过程
备注
图4-1液压系统原理图
设计容
设计说明及计算过程
备注
五、液压元件的计算和选择
5.1液压泵及驱动功率的确定
5.1.1确定液压泵的最高工作压力pp
液压泵的最高工作压力就是在系统正常工作时所能提供的最高压力，对于定量泵系统来说，这个压力是由溢流阀调定的；对于变量泵系统来说，这个工作压力是与泵的特性曲线上的流量相对应的，液压泵的最高工作压力是选择液压泵型号的重要依据。
考虑到正常工作时，进油管路有一定的压力损失，所以泵的工作压力为：
pp≥p1+∑△p1（5）
式中：
pp——液压泵最大工作压力
p1——执行元件最大工作压力
∑△p1——进油管路中的压力损失，初算时一般有节流调速和管路简单的系统取=0.2～0.5MPa，有调速阀和管路较复杂的系统取=0.5～1.5MPa。
根据以上得：
已知液压缸最大工作压力为4.02MPa，取进油路上压力损失为1MPa，则小流量泵最高工作压力为5.02MPa，选择泵的额定压力应为pn=5.02+5.02×25%=6.27MPa。
大流量泵在液压缸快退时工作压力较高，取液压缸快退时进油路上压力损失为0.4MPa，则大流量泵的最高工作压力为1.79+0.4=2.19MPa，卸荷阀的调整压力应高于此值。
设计容
设计说明及计算过程
备注
六、液压泵的计算和选择
5.1.2确定液压泵的最大流量
液压泵的最大流量qp按执行元件工况图上的最大工作流量及系统中的泄漏量来确定。
即
qp≥KL∑qmax（6）
式中qp——液压泵的最大流量，L/min；
∑qmax——同时动作的执行元件所需流量之和的最大值。
如果这是溢流阀正在进行工作，尚需加溢流阀的最小溢流量2～3L/min。
KL——系统泄漏系数，一般取=1.1～1.3。
根据以上得：
取系统的泄漏系数K=1.2，则泵的最小供油量为：
qp=Kq1max=1.2×0.5×10-3m3/s（7）
=0.6×10-3m3/s
=36L/min
由于工进时所需要的最大流量是1.9×10-5m3/s，溢流阀最小稳定流量为0.05×10-3m3/s，小流量泵最小流量：
qp=Kq1+0.05×10-3m3/s（8）
=7.25×10-5m3/s
=4.4L/min
5.1.3选择液压泵的规格
根据以上计算的值，即可从产品样本中选择合适的液压泵的型号和规格。
为了使液压泵工作安全可靠，液压泵应用一定的压力储备，通常泵的额定压力应满足：
pn≥（1.25～1.60）pp（8）
设计容
设计说明及计算过程
备注
照产品样本可选用YB1—40/6.3双联叶片泵，额定转速960r/min，容积效率ηv为0.9，大小泵的额定流量分别为34.56和5.43L/min，满足以上要求。
5.1.4确定液压泵驱动功率
液压泵在快退阶段功率最大，取液压缸进油路上压力损失为0.5MPa，则液压泵输出压力为2.05MPa。
液压泵的总效率ηp=0.8，液压泵流量40L/min，则液压泵驱动调集所需的功率为：
P=ppqp/ηp=2.05×106×40×10-3W=1708W（9）
据此选用Y112M—6—B5立式电动机，其额定功率为2.2kW，转速为940r/min，液压泵输出流量为33.84L/min、5.33L/min，仍能满足系统要求。
5.2阀类元件的选择
阀类元件的选择是根据阀的最大工作压力和流经阀的最大流量来选择阀的规格。
即所选用的阀类元件的额定压力和额定流量要大于系统的最高工作压力及实际通过阀的最大流量。
在条件不允许时，可适当增大通过阀的流量，但不得超过阀的额定流量的20%，否则会引起压力损失过大。
具体地讲选择压力阀时应考虑调压围，选择流量阀时应注意其最小稳定流量，选择换向阀时除应考虑压力、流量外，还应考虑其中位机能及操作方式。
5.4确定管路尺寸
液压缸进、出油管的管径应按输入、输出的最大流
设计容
设计说明及计算过程
备注
量计算，由于液压泵具体选定之后，液压缸在各个阶段的进、出流量以与原定数值不同，所以要重新计算。
管路径的选择是以降低流动造成的压力损失为前提的，液压管路中流体的流动多为层流，压力损失正比于油液在管路中的平均流速，因此根据流速确定管径是常用的简便方法。
管路径d按下式计算：
d=
（mm）（10）
式中：
q——通过油管的流速；
v——油管中允许的流速，一般对吸油管取0.5～1.5m/s，压油管取2.5～5m/s，（压力高时取大值，压力低时取小值），回油管取1.5～2m/s。
5.5液压油箱容积的确定
油箱的有效容积（油面高度为油箱高度的80%的容积）应根据液压系统发热、散热平衡的原则来计算，但这只是在系统负载较大、长期连续工作时采用必要进行，一般只需按液压泵的额定流量qn估算即可。
低压系统中（p≤2.5MPa）：
V=（2～4）qn
中压系统中（p≤6.3MPa）：
V=（5～7）qn（11）
高压系统中（p＞6.3MPa）：
V=（6～12）qn
液压油箱的有效容积确定后，需设计液压油箱的外形尺寸，一般尺寸比（长、宽、高）为1：
1：
1～1：
2：
3。
为提高冷却效率，在安装位置不受限制时，可将油箱的容量予以增大。
设计容
设计说明及计算过程
备注
七、液压系统性能的验算
6.1系统油液温升验算
系统在工作中绝大部分时间是处在工作阶段，所以可按工作状态来计算温升。
小流量泵工作状态压力为5.02MPa，流量为0.33L/min，经计算其输入功率为557W。
大流量泵经外控顺序阀卸荷，其工作压力等于阀上的局部压力损失数值pv。
阀额定流量为63L/min，额定压力损失为0.3MPa，大流量泵流量为33.84L/min，则：
pv=0.3×106×[（33.84+44.77×5.33/95）/63]Pa=0.1×106Pa
大流量泵的输入功率经计算为70.5W。
6.2液压缸的有效最小功率为
Po=FV=（30000+1960）×0.02/60W=10.7W
系统单位时间的发热量为
Hi=Pi－Po=557+70.5－10.7=616.8W
当油箱的高、宽、长比例在1：
1：
1到1：
2：
3围，且油面高度为油箱高度的80%时，油箱散热面积近似为：
A=6.66（12）式中V——油箱有效容积，单位为m3A——散热面积，单位为m2取油箱有效容积V为0.25m3,散热系数K为15W/（m2℃），得
t===15.6℃（13）
即在温升许可围。
设计小结
经过大家一周的努力，终于有了成果，完成了此次课程设计，再一次系统性的学习了有关液压方面的知识，此次课程设计感触良多，收获颇丰。
通过此次课程设计，我们将理论知识与实际设计相结合，真正做到了理论联系实际，并且学会了如何使用所学的知识，使我们对所学的知识有了更深刻的认识好了解，让我们受益匪浅。
通过本次课程设计，我们体验了团队合作的重要性和必要性，设计是一个庞大而复杂的系统工程，单枪匹马是很难完成任务的，这就要求我们要有合理的分工和密切的配合，讲一个个复杂问题分解为一个个小问题，然后再各个击破，只有这样，才能设计粗话更实用的产品，同时也大大提高了工作效率。
从设计过程中，我复习了以前徐国的知识，Word输入，排版的技巧，也有了掌握，这些是我最大的收获。
设计是一个系统性的工程，越做到后面越发现自己知识的局限性，在今后的学习中还得加紧学习。
设计感想
一周的液压课程设计到现在为止终于是提前完成了任务！
在这次的课程设计中，可谓是收益菲浅，让我感受到了作为一名设计师的苦与乐，一刚开始的什么都不懂的苦，与后来渐渐了解之后的乐，这乐却让我体会到了成功的喜悦！
这其中，让我感受到，精益求精,一丝不苟,发现问题,分析问题,解决问题的能力,与人合作的精神，是对于设计的重要性，特别是作为象我们这些搞机械的人，头脑时刻不能紊乱，要保持清晰，心也必须要是完全的宁静，不浮躁！
才能更加的体会到设计的趣味性．我真诚在此希望我们在接下来的机械设计的课程设计中，能够静下心来，一步一个脚印，脚踏实地的分析问题，解决问题！
结果成功与否不重要，最重要的设计的过程，他让你学会了很多平时学不到的东西，包括做人的道理！
！
参考文献
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工业大学，1997
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