卧式钻镗组合机床液压系统.docx
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卧式钻镗组合机床液压系统
湖南工业大学
液压及气压传动课程设计
资料袋
机械工程学院（系、部）2014~2015学年第1学期
课程名称机械设计指导教师刘忠伟
学生姓名专业班级学号
题目卧式钻镗组合机床液压系统
成绩起止日期2015年1月4日～2015年1月8日
目录清单
序号
材料名称
资料数量
备注
1
课程设说明书
共一页
2
课程设计目录
共一页
3
课程设计图纸
1
张
4
5
6
课程设计说明书
课程名称：
液压传动课程设计
设计题目：
卧式钻镗组合机床液压系统
液压系统设计
专业：
机械工程及其自动化班级：
机工1204
学生姓名:
学号:
起迄日期:
2015年1月5日至2015年1月8日
指导教师:
刘忠伟
湖南工业大学制
题目1：
一卧式钻镗组合机床动力头要完成快进→工进→→快退→原位停止的工作循环，最大切削力为F＝12000N，动力头自重FG＝20000N，工作进给要求能在0.02～1.2m/min范围内无级调速，快进、快退速度为6m/min，工进行程为100mm，快进行程为300mm，导轨型式为平导轨，其摩擦系数取fs＝0.2，fd＝0.1；往复运动的加速减速实践要求不大于0.5s。
试设计该液压系统。
一、设计要求及工况分析
1.设计要求
要求设计的卧式钻镗组合机床动力头要完成快进→工进→→快退→原位停止
主要性能参数及性能要求如下：
最大切削力F=12000N
动力头自重FG＝20000N
工作进给要求能在0.02～1.2m/min范围内无极调速
快进、快退速度为6m/min
工进行程为100mm快进行程为300mm
导轨型式为平导轨，其摩擦系数取静摩擦因数fs＝0.2，动摩擦因数fd＝0.1
往复运动的加速减速实践要求不大于0.5s。
液压缸机械效率为0.9.
2工况分析
切削推力F切=12000N
静摩擦力Fs=fs*FG=0.2*20000=4000N
动摩擦力Fd=fd*FG=0.1*20000=2000N
启动惯性力（惯性负载）Fm=（G/g）*（△V/△t）=（20000/9.8）*（6/0.5*60）=408N
3.液压缸的推力
启动推力F启=Fs/η=4000/0.9=44444N
加速推力F加=（Fd+Fm）/η=（2000+408）/0.9=2676N
快进推力F快=Fd/η=2000/0.9=2222N
工进推力F工=（F切+Fd）/η=912000+20000/0.9=15556N
反向启动过程作用力及F启、F加、F快大小相同，方向相反
表1液压缸各阶段的负载和推力
工况
负载组成
液压缸负载F/N
液压缸推力
/N
启动
加速
快进
工进
快退
F=
F=
F=
F=
F=
4000
2408
2000
14000
2000
4444
2676
2222
15556
2222
根据液压缸上述各阶段的负载可绘制如图
（1）所示的负载循环图速度图按已知数值V1=V3=6m/min，快进行程长度L1=300mm，工进行程长度为L2=100mm，
快退行程l3=l1+l2=400mm和工进速度V2等绘制，如图
（2）选V2=0.02~1.2m/min
进给循环图如图（3）
二、主要参数的确定
1.选取工作压力及背压力
F工=15556N，在10000-20000N之间，参考表9-2，P1=2.5~3MPa，初选P1=3MPa,防止加工结束动力头突然前冲，设回路有背压阀，取背压阀P2=0.8MPa，但是由于油管中有压降△p存在，有杆腔的压力必须大于无杆腔，估算时可取△p约为0.5MPa，快退时回油腔中有背压，这时P2也可按0.5MPa估算。
表2按负载选择系统工作压力
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
2.确定液压缸的结构尺寸
由工进时的推力计算液压缸的面积
F/η=A1P1-A2P2=A1P1-（A1/2）P2
所以A1=F/η/（P1-P2/2）=15556/0.9/（3-0.8/2）=87mm2
表3液压缸内径尺寸系列（GB2348-1993）
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
表4活塞杆直径系列（GB2348-1993）
4
5
6
8
10
12
14
16
18
20
22
25
28
32
36
40
45
50
56
63
70
80
90
100
110
125
140
160
180
200
220
250
280
320
360
400
根据表3表4由计算所得的液压缸内径D和活塞杆直径d值应按GB2348—1993圆整到相近的标准直径，以便于采用标准的密封件。
取液压缸标准值：
D=90mm
取活塞杆标准值：
d=63mm
3.定液压缸筒的长度
活塞杆工作行程：
400mm活塞杆伸出长度不少于450mm
取活塞杆长500mm取液压缸筒长：
L=450mm
4.液压缸的活塞面积
A1=πD2/4=（π*9*9）/4=64cm2
A2=A1-A2=33cm2
A3=πd2/4=（π*6.3*6.3）/4=31cm2
5.初选液压缸流量
快进：
工进
根据上述D和d的值，可以估算液压缸在不同工作阶段的压力流量和功率表（5），并根据绘出如图（4）所示的液压缸工况图，其中粗实线、细实线、双点画线分别表示功率、流量、压力.
表5液压缸在各阶段的压力、流量和功率值
工况
推力
F0/N
回油腔压力
p2/MP
进油腔压力
p1/MPa
输入流量
q/10-3/m3/s
输入功率
P/KW
计算公式
快进
启动
4444
0
1.43
—
—
加速
2676
p1+Δp
△p=0.5
1.395
—
—
恒速
2222
p1+Δp
1.25
18.6
0.3875
工进
15556
0.8
2.84
0.128~7.68
0.006~0.36
快退
启动
4444
0
1.34
—
—
加速
2676
0.5
1.78
—
—
恒速
2222
0.5
1.64
19.8
0.5412
注：
1.Δp为液压缸差动连接时，回油口到进油口之间的压力损失，取Δp=0.5MPa。
2．快退时，液压缸有杆腔进油，压力为p1，无杆腔回油，压力为p2。
三、液压系统图的拟定
1.拟定液压系统原理图一般应考虑以下几个问题：
（1）采用何种结构的执行元件；
（2）确定供油方式；
（3）调速方式的选择；
（4）快速回路和速度换接方式的选择；
（5）如何完成执行机构的自动循环和顺序动作；
（6）系统的调压、卸荷及执行机构的换向和安全互锁等要求；
（7）压力测量点的合理选择。
根据上述要求选择基本回路，然后将各基本回路归并、整理，在增加一些必要的元件或辅助油路，使之成为完整的液压系统，进行这项工作时还必须注意一下几点：
（1）尽可能省去不必要的元件，以简化系统结构；
（2）最终综合出来的液压系统应保证其工作循环中的每个动作都安全可靠，互相无干扰；
（3）尽可能采用标准件，减少自行设计的专用件；
（4）尽可能使系统经济合理，便于维修检测。
2.选择基本回路
（1）选择调速回路由图（4）中的曲线得知，这台机床液压系统的功率小，滑台运动速度低，工作负载变化小，可采用进口节流的调速形式。
为了解决进口节流调速回路前冲现象，回油路上要设置背压阀。
初定背压值Pb=0.8MPa.由于液压系统选用了节流调速的方式，系统中的液压油的循环必须是开式的。
从工况图来看，这个系统的工作循环内，液压缸交替地要求油源提供低压大流量和高压小流量的液压油，最大流量和最小之比约为58，而快进，快退所需时间
和工进所需时间
分别是
从提高系统效率、节省能源来看，采用定量泵作为油源是不合适的。
所以采用双联式定量叶片泵。
如图（5）
图（5）双联式定量叶片泵
（2）选择快速运动和换向回路采用节流调速回路后，不管采用什么油源形式，都必须有单独的油路直接通向液压缸两腔，以实现快速运动。
此系统中单杆液压缸要作差动连接。
（3）选择速度换接回路
由图4中的流量值得知，当滑台从快进转为工进时，输入流量由18.6L/min降到0.32L/min，滑台的速度变化较大，宜采用行程阀来控制速度的换接，以减小冲击。
当滑台由工进转为快退时，回路中通过的流量很大，为了保证换向阀式换接回路。
（4）组成液压系统
将上面选出的液压基本回路组合在一起，就得到完整的液压系统原理图。
如A3图纸
（1）
四、液压元件的计算及选择
1、确定液压泵的规格
液压整个工作循环中的最高工作压力为2.84MPa，如果进油路上压力损失为0.8MPa，压力继电器调整压力高于系统最高工作压力0.5MPa，则小流量泵的最高工作压力应为2.84+0.8+0.5=4.14MPa。
大流量泵是在快速运动时才向液压缸供油的，由图（4）可知，快退时液压缸中的工作压力要比快进时大，如果取进油路上的压力损失为0.5MPa，则大流量泵的最高工作压力为1.78+0.5=2.28MPa。
两个液压泵液压缸提高的最大流量为19.8L/min，如图（4），若回路中的泄露按液压缸输入的10%来估算的话，则两泵总流量应为
而溢流阀的最小稳定流量为3L/min，工进时输入液压缸的流量为0.32L/min,所以小流量泵的流量规格最小为3.5L/min。
根据以上压力和流量的数值查，最后确定选取PV2R12型双联式叶片泵。
2、电动机的驱动功率
由于液压缸在快退时输入功率最大，这相当于液压泵输出压力2.28MPa、流量22L/min时的情况。
若取双联叶片泵的总效率
，则液压泵的驱动原动机的功率为
根据此数据查电机产品样本，最后选定了Y系列型电动机，其额定功率为1.5KW。
3.其他元件及辅件
（1）确定控制元件和辅助元件根据液压系统的工作压力和通过各个控制阀类元件和辅助元件的实际流量，可选出这些元件的规格和型号，表（6）为选用的元件型号和规格。
表11液压元件明细表
序号
元件名称
最大通过流量（L/min）
型号
1
双联叶片泵
---
PV2R12
4
溢流阀
4
Y-10B
5
单向阀
35
I-25B
3
外控顺序阀
12
XY-25B
9
单向阀
21
I-25B
8
压力继电器
0.5
22D1-63BH
10
背压阀
0.8
B-10B
2
滤油器
30
XU-B32x100
6
三位四通电液换向阀
40
12
液压缸
36
7
单向行程调速阀
0.32
Q-10B
11
二位三通电磁阀
23
（2）确定油管各元件间管道的规格按元件接口的尺寸确定，液压缸进、出油管按输入、输出的最大流量计算。
由于液压泵具体选定后液压缸在各个阶段的进出流量已经及原定数值不同，所以要重新计算得到表（7）所示的数据。
当液压油的流速取3m/min时，可得到液压缸有杆腔和无杆腔相连的油管内径分别为
mm
mm
为统一规格，按产品样本选取所有的油管均为内径20mm，外径28mm的10号冷拔钢管。
表（7）液压缸的进、出流量
工步
输入流量L/min
输出流量L/min
移动速度m/min
快
进
工
进
0.5
快
退
（3）油箱油箱的容量V按式
估算，当经验系数取6时，V=6*21=126L。
按GB2876-1981规定，取最靠近的标准值V=150L
五、液压系统的性能验算
1.回路压力损失验算
由于系统的具体管路布置没有确定，整个回路的压力损失无法估算，所以此处省略。
2油液温升验算
工进在整个工作循环中所占的时间比例达95%，所以系统发热和油液温升可用工进时的情况来计算。
工进时液压缸的有效功率（即系统输出功率）为
这是大流量泵通过顺序阀卸荷，小流量泵在高压下供油，所以两个泵的总输入功率（即系统输入功率）为
由此得液压系统的发热量为
按式（11-2）求出油液温升近似值
温升没有超出允许范围，液压系统中不需设置冷却器。
六、心得
1.系统了所学的专业知识。
贯穿了液压及气动、材料力学、机械原理以及机械设计等的知识，使所学知识得以融会贯通。
并温故而知新，对知识有了一个更深层次的理解。
2.培养了自己的基本素质，学会查阅手册，借鉴经验。
学会了基本的设计思路，积累了经验。
3.养成了严谨认真的设计作风。
在设计中，一定要认真对待每一个环节，一个数据的错误、一会的烦躁不安都足以使设计失败。
4.提升自我分析和处理解决的问题的能力，是的，由刚接到题目时的不知所措，到自己摸索，跟同学交流，由不明白到最终完成整个设计方案，我想这本身已是一种考验。
5.尽管这次作业的过程是曲折的,但我的收获还是很大的.不仅仅掌握了液压系统的设计步骤及方法;也不仅仅对制图有了更进一步的掌握;AutoCAD,Word这些仅仅是工具软件,熟练掌握也是必需的.提升了AutoCAD的操作水平，由略带生疏到现在可以比较熟练地操作AutoCAD。
对我来说,收获最大的是方法和能力.那些分析和解决问题的方法及能力.在整个过程中,我发现像我们这些学生最最缺少的是经验,没有感性的认识,空有理论知识,有些东西很可能及实际脱节.总体来说,我觉得做这种类型的作业对我们的帮助还是很大的,它需要我们将学过的相关知识都系统地联系起来,从中暴露出自身的不足,以待改进.有时候,一个人的力量是有限的,合众人智慧,我相信我们的作品会更完美!
七参考文献
[1]刘忠伟，刘少军.液压及气压传动[M].第三版.北京：
化学工业出版社，2013
[2]成大先.机械设计手册[M].第一版.北京:
化学工业出版社，2004
[3]王守城，段俊勇.液压元件及选用[M].北京:
化学工业出版社，2007
[4]周士昌.液压系统设计图集[M].北京：
机械工业出版社，2004
[5]张世伟，朱福元.液压系统的计算及结构设计[M].宁夏：
宁夏人民出版社，1987
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