完整word版组合钻床动力滑台液压传动系统的设计文档格式.docx
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6.1.5
6.1.6
6.1.7
6.1.8
选择液压泵及驱动电动机
确定液压泵的最大工作压力
确定液压泵的最大供油流量
选择液压泵
选择电动机
计算液压缸实际的输入流量、输出流量、运动速度和持续时间选择液压控制阀
液压油管的计算确定
确定油箱的容量
6.1.9液压油的选择
6.1.10
24
滤油器的选择
25
液压系统的性能验算
7.1
7.2
验算系统压力损失
验算系统发热温升
液压系统是液压设备的一个组成部分，液压系统设计是主机设计的重要组成部分……
液压系统的设计包括如下步骤：
1.4本课题的任务
配以
组合机床是在综合了通用机床和专用机床的应用特点的基础上发展起来的一种新型专用机床，组合机床是以系列化、标准化设计的通用部件为基础，以工件形状和加工工艺要求而设计的少量专用部件，对一种或若干种零件按预先确定的工序进行加工的机床。
组合机床在汽车、拖拉机、电动机、柴油机和阀门等生产中应用较为广泛。
本课题针对一台单面多轴卧式组合钻床，设计其动力滑台的液压传动系统，课题将综合应用在大学阶段所学的主要课程的知识，解决实际的生产设计问题。
第2章传动方式的选择及基本设计参数
2.1液压传动与电气传动、机械传动相比的主要优点
2.2液压传动的主要缺点
本文中，为了减轻机床设计重量，组合钻床动力滑台的驱动拟采用液压驱动。
2.3基本设计参数
本文中所涉及组合机床是一台单面多轴组合钻床，其动力滑台为卧式布置，导轨为水平导轨，其静、动摩擦系数分别为比=0.2、4d=0.1,工件在动力滑台
上采用机械夹紧，滑台由液压与电气配合实现的自动动作循环为：
快进-工进-
快退-停止。
其主要加工参数和动力滑台的基本参数如下：
被加工工件的材料为铸铁，硬度为240HB。
在组合钻床上对工件一次钻削
直径为0仁.9勺孔14个，采用的主轴转速为n—360/mi,n进给量
^0.14mm；
钻削直径为08.5的孔2个，采用的主轴转速为n^550r/min进给量S=0.096mm/r。
动力滑台的快进、工进和快退行程分别为L,=100、L2=50和L3=150，快
进和快退的速度为v=0.1m/s；
运动部件重力为G=9800n，启动和制动时间均
第3章工况分析
工况分析是确定液压传动系统参数的主要依据，包括对每个执行器的动力分析和运动分析，并画出其对应的负载循环图和速度循环图。
对于一些较简单的液压设备，这两种图均可以省略，但对于一些专用的、动作比较复杂的液压设备，则必须绘制负载循环图和速度循环图，以了解运动过程的本质，查明每个执行器在其工作中的负载、位移、速度的变化规律，并找出最大负载点和最大速度点。
根据组合钻床动力滑台的技术要求，选择杆固定的单杆液压缸作为液压执行器驱动动力滑台做进给运动。
由本文第二节所给出的基本设计参数可知，整个工作循环的三个阶段所花费的时间是：
ti=Li/vi
=100咒10」/0.1
快进：
=1s
工进：
首先要求出工进的速度
*2=n1S1/60
=360咒0.147/60
=0.882mm/s
t2
=3*
=50/0.882
=56.7s
t^—L3/*3
=150咒10°
/0.1
快退：
"
.Ss
3.1动力分析
液压执行器的负载包括工作负载和摩擦负载两类。
工作负载又分为阻力负载、超越负载和惯性负载三种类型。
阻力负载是指负载方向与执行器运动方向相反，负载阻碍执行器的运动；
超越负载指负载方向与执行器运动方向相同，负载促使执行器运动；
惯性负载是指运动部件在加速和减速过程中产生的负载，其数值由牛顿第二定律确定。
摩擦负载又可以分为静摩擦负载和动摩擦负载两类，它分别是在运动部件在具有运动趋势时和在运动过程中产生的负载。
下面计算动力滑台在启动、快进、工进、反向启动、反向加速、快退阶段驱动液压缸所受的负载。
首先计算各种负载值：
阻力负载：
由F—mS^B。
.6知,
Fe=14x25.5x13.9x0.1470.8x2400.6
+2X25.5X8.5X0.0960.8x2400.6
=30468N
惯性负载:
Fi=ma
GAv
=（—）X77gAt
98000.1
=（）X—
9.80.2
=500N
静摩擦负载:
Ffs=Ps（G+F）
=0.2（9800+0）
=1960N
动摩擦负载:
Ffd士（G+Fn）
=0.1（9800+0）
=980N
F=Fi+Ffd
=500+980
=1480N
F=Fe+Ffd
=30468+980
=31448N
快退阶段
反向启动:
反向加速:
=Ffs=1960N
反向恒速：
F=Ffd=980N
由上述计算结果可以画出液压执行器所受负载随时间变化的曲线为:
3.2运动分析
由第二章已知的设计参数，可以很容易作出液压缸的行程-时间（L-t）曲线和速度-时间（v-t）曲线如下：
v/ms-1
0.1
_3
0.88x10
J
/
%/
-0.1-
八1L
t/s
第4章确定液压系统主要参数
4.1确定液压缸主要几何尺寸
压力和流量是液压系统中两个最主要的参数。
要确定液压系统的压力和流量，首先根据液压执行元件的负载-时间曲线图，选定系统压力；
然后确定液压缸的有效工作面积；
最后根据速度-时间循环图确定液压系统的流量。
4.1.1初选系统工作压力
系统工作压力由设备类型、载荷大小、结构要求和工艺水平而定。
若系统压力取得过低，则液压设备的尺寸和重量增加；
若系统压力取得过高，液压元件的性能及对密封的要求将会提高，因此要选择合适的系统工作压力。
这里，根据上一章所绘制的液压缸的F-1图知，液压缸所受到的最大负载为31.448KN，参照
表9-2,选定系统的设计压力为p1"
MPa。
4.1.2计算液压缸的主要结构参数
由基本设计参数知，液压缸快进、快退的速度相等。
为了满足这一要求，并使得所需流量较小，令液压缸的无杆腔作为主工作腔，并将液压缸接成差动连接以实现快进。
由于快进、快退速度相同，因此液压缸的无杆腔与有杆腔的有效工作面积A和A2应满足A=2A2。
由上一章的分析可知，当液压缸工进时，所受负载最大，液压缸的主要结构参数应该在该工步中计算，即取负载F=31.448KN，工进时液压缸无杆腔进油,有杆腔回油，如下图所示：
为了防止工进结束时，发生向前冲的现象，液压缸需要保持一定的回油背压,根据表9-9暂取工进时回油背压为0.6MPa。
设液压缸机械效率"
-=°
.9，贝
A1
Pi
P2
由图知，
JPlA=P2A+F/^cm
IAW
代入有关数据计算得,
F
A=1
^cm（P1-2p2）
31448
=160.9x（4--XO.6）x106
=94.4x10°
m2
D罟
（4x94.4x10*y——=0.109m
由表5-2知，取标准值D=110mm=11cm；
因A=2傀，知活塞杆直径为
d=D/72=11O/72=77.8mm
由表5-2知，取标准值d=80mm
则液压缸实际有效工作面积为
A=-d2
4
=—x112
2
=95cm
兀22
A=—（D2-d2）
=-（11^-82）
=44.7cm2
4.2计算液压缸工作循环各个阶段的工作压力、输入流量及输入功率
4.2.1快进阶段:
快进时液压缸应该连接为差动连接，如下图所示。
考虑到液压缸有杆腔向无杆腔回油的压力损失，因此有杆腔的压力P2要大于无杆腔的压力P1，根据表9-9,其差值估取为AP二P2-5二0*5MPa。
而在启动瞬时，由于液压缸尚未移动，此
A
|P1^=P2A2+FP^cm
L卩2=口十也P，解得,
（95-44.7）x10*
=43.3咒104Pa=0.433MPa
启动：
1960/0.9+0咒44.7天10'
Pi=
加速:
恒速：
980/0.9+0.5咒106^44.7咒104
（95-44.7）勺。
=66.1咒104Pa=0.661MPa
快进阶段的输入流量为:
qvi=（A-A2）Vi
.4
=（95-44.7）X10X0.1
43
=5.03^10m/s
输入功率为:
F1piqV1
=66.1咒104天5.03咒10"
4=332.5W
422工进阶段:
工进阶段液压缸无杆腔进油，有杆腔回油，如图
所示:
由图知，pA=PzAz+F/%，则
pP2A2+F/%
1—A
95x10*
=396x10Pa=3.96MPa
_0.6x106x44.7x104+31448/0.9
工进阶段的输入流量为:
qv2=A1V2
=95咒10仏.88咒10^
=8.3^10-6m3/s
工进阶段的输入功率为:
B=卩10/2
=396咒104咒8.36X10"
6=33.1W
423快退阶段:
快退阶段液压缸有杆腔进油，无杆腔回油，如下图所示。
另外，取快退时的
压力损失为°
.7MPa0
由图知，PA2二卩/現沁pzA，则
pF/Im+P2A1
1一A
P1J960/0.9®
95"
0」
此时，P2=0。
由上式知,
44.7咒仗
=48.7"
04Pa=0.49MPa
44.7x10“
=186咒104Pa=1.86MPa
1480/0.9+0.7x10.95咒10-口=
反向恒速:
980/0.9+0.7x106x95x104
_4
44.7x10
=173>
d04Pa=1.73MPa
P=
快退阶段液压缸的输入流量为
qv3=A2V3
=44.7^10段0.1
=4.4^10m/s
快退阶段的输入功率为
P3=piqV3
44
=173x10X4.47X10
=773.3W
4.3绘制液压缸的工况图
压力-时间曲线:
p/MPai
3.96
1.86
1.73
0.77
0.66
0.49
0.433
流量-时间曲线:
qVxi0；
m3/s*
0.5
0.447
功率-时间曲线:
P/W
第5章拟定液压系统原理图
拟定液压系统原理图是整个设计工作中最重要的步骤，对系统的性能以及设计方案的经济性与合理性有决定性的影响。
液压系统原理图由液压系统图、工艺循环顺序动作图表和元件明细表3部分组成。
拟定液压系统原理图的一般方法是根据主机动作和性能要求先分别选择和拟定基本回路，再将各个基本回路组成一个完整的系统。
5.1选择液压基本回路
5.1.1选定液压系统的类型
由第四章液压缸的工况图可以看出,
液压系统功率较小，负载为阻力负载且在工作过程中变化较小，故采用进油路调速阀节流调速回路。
由表9-4,选择液压系统为开式系统。
5.1.2液压执行元件的选择
且活塞杆
由前文分析知，这里液压执行元件选择双作用单杆活塞式液压缸,固定，缸体与滑台固定。
5.1.3选择液压泵的类型及油源回路
由工况图可知，液压缸要求系统提供低压大流量和高压小流量的液压油,统的最大流量和最小流量之比0.5/0.0084止60，相应持续时间之比为
t2/（ti+t3）=56.7心十1.5）二16.2。
由此可见，系统在快进、快退阶段是低压、大流
量工况，且持续时间比较短；
在工进阶段为高压、小流量工况，持续时间长。
从提高系统效率和节能角度出发，应采用高低压双泵组合的双联泵供油或采用限压式变量泵供油。
本文液压系统采用双联叶片泵供油。
5.1.4选择调速回路和速度换接回路
由前文分析，液压系统采用采用进油路调速阀节流调速回路；
采用差动回路
实现快进，同时考虑到工进-快退时，回油流量比较大，为了保证换向平稳，选用三位四通电液动换向阀实现差动连接。
由于本机床在终点的定位精度要求不高，因此采用活动挡块压下电气行程开关来实现自动换向和速度换接。
5.1.5选择压力控制回路
为了防止工进临近结束，孔钻通时负载突然消失，滑台向前冲的现象，在回油路上应设置背压阀。
另外，在高压泵的出口并联一个溢流阀，实现系统定压卸荷；
在低压泵出口并联一个液控顺序阀，实现系统在高压工作阶段的低压泵卸荷。
综上所述，选择设计的油源回路、差动回路和进油路调速阀节流调速回路如下：
5.2组成液压系统图
将前面所设计的液压基本回路进行组合，并加以修改和完善便可以组成一个完整的液压系统原理图，如附图所示。
在图中，为了切断工进阶段系统进油路和回油路的相通，增设了单向阀6；
为了防止滑台停止工作时，系统油液流回油箱，导致空气进入系统，影响启动的平稳性，增加一个单向阀9。
此外，还应增加一些辅助元件。
在液压泵的进油口设置一个过滤器11；
出油口设置一个压力表及压力表开关，以便观测系统压力。
5.3液压系统的工作原理
第6章液压元辅件及液压油的选择
6.1选择液压泵及驱动电动机
6.1.1确定液压泵的最大工作压力
液压泵的最大工作压力应该由下式确定:
Pp>
Pimax
式中，P1max――液压执行元件最大工作压力，由工况图选取;
艺凸P――液压泵出口到执行元件入口之间所有沿程压力损失和局部
压力损失之和。
初算时按经验选取：
简单管路系统取0.210.5MPa,复杂管路系
统取0.5L1.5MPa。
首先确定小流量液压泵的最高工作压力Pp1:
由工况图可知，在工进阶段，液压缸出现最高工作压力Smax^3"
96MPa
取小流量液压泵至缸间的压力损失艺AP二0*8MPa，那么小流量液压泵的最高工作压力为
Pp1HPimax+2：
也P
=3.96+0.8
=4.76MPa
其次确定大流量液压泵的最高工作压力Pp2:
。
初取
由工况图可知，在快退阶段液压缸的工作压力较高为P'
max=1.86MPa
大流量液压泵至液压缸之间的压力损失为WAp'
O.4MPa，那么大流量液压泵的最高工作压力为
Pp2HPl'
max+送W
=1.86+0.4
=2.26MPa
6.1.2确定液压泵的最大供油流量
液压泵的最大输出流量应按下式计算:
式中K
qp3K（£
q）max
系统的泄漏系数，一般取1.1~1.3。
其中大流量取小值，小流
量取大值。
（艺q）max――同时动作的液压执行器的最大流量，对于工作过程始终用流量阀节流调速的系统，尚需加上溢流阀的最小溢流量，一般取2~3L/min。
本文中，当液压缸在快进、快退时，大小流量液压泵同时向系统供油，取上式中系数Ky此时液压泵的最大供油量为
qp-K（Wq）max
3
=1.1x0.5>
d0»
=5.5x10怖3/s=33L/min
当液压缸处于工进阶段时，设溢流阀的最小稳定溢流量为1.8L/min，由工
63
况图知，工进阶段时液压缸的输入流量为也皿如10m/sZ.SL/min，那么
小流量泵的输出流量为
qp1>
1.8+0.5=2.3L/min
6.1.3选择液压泵
按照上面的计算结果，液压泵额定压力Pp=（^25%）Pp1=5.95MPa，查文献
选择规格相近的YB1-2.5/32型双联叶片泵。
该泵公称压力为6.3Mpa,额定转速为960r/min。
6.1.4选择电动机
由工况图可知，系统的最大功率出现在快退阶段，取液压泵的效率"
p二0*8则电动机的输出功率为
Pm普
P
2.26X106咒（2.5+32）^10」
0.8咒60"
03
=1.624kW
根据上面计算出来的功率和转速要求，查文献表2-55，选择规格相近的电
动机Y112M-6，该电动机额定功率为2.2kW，可以满足要求。
1.快进阶段：
实际输入流量为
AAqP
A,-A2
95
（2.4+30.7）
95-44.7=62.5L/min
实际输出流量为
A2
q"
bqP
447
=（2.4+30.7）
95-44.7
=29.4L/min
实际运动速度为
持续时间为
44.7c厂=xO.5
=0.235L/min
实际运动速度
qa
V2=——
0.5x102"
60x95x10鼻=0.00088m/s
持续时间
t2A
V250x103
-0.00088
=57s
3.快退阶段
实际输入流量q进二qpi+qp2=2.4+3°
.7二彳站如巾
实际输出流量
4出=¥
qp2
=——X33.1
44.7
=70.35L/min
q进
V3=—
33.1咒10，
60X44.7X10
=0.123m/s
V3150"
0'
0.123
1.22s
6.1.6选择液压控制阀
根据系统的工作压力和通过各液压控制阀及部分辅助元件的最大流量，查阅
机械设计手册选择相应型号的液压控制阀。
各液压元件的型号及主要参数如下图：
序号
名称
通过流量
L/min
额定流量
额定压力
MPa
额定压降
型号
1
双联叶片泵
2.5/32
6.3
三位五通电液动换向阀
70.35
100
0.3
行程阀
62.5
调速阀
<
6
5
单向阀
0.2
29.4
63
7
顺序阀
30.7
8
背压阀
9
过滤器
33.1
XU-100
X180-J
压力表开关
溢流阀
2.5
6.1.7液压油管的计算确定
管路是液压系统中液压元件之间传递工作介质的各种油管的总称。
按管路在液压系统中的作用可以分为主管路、泄油管路、控制管路和旁通管路。
液压系统常用管路的材料有无缝钢管、有缝钢管、橡胶软管、铜管、塑料管和尼龙管等。
确定系统中主要管路的内径
油管的内径取决于管路的种类及管内的流速。
油管内径d由下式确定:
式中Q――流经油管的流量（m3/s）
油管内的允许流速（m/S）
对吸油管可取V0=（°
.b仁5），/一般取im/以下，回油管可取
v0兰（1.5L2.5）m/s.
对压力油管，当P“5"
Pa时，取V0=2m/s；
当P=（2.5LI16）mPa时，取
v。
=（3L4）m/s；
当p:
>
14MFa时，v。
5m/s。
在工程机械和行走机械的液压系统
中，当ParmPa时，取V0=（5L6）m/s。
管道较长或者油液粘度较大时油液取小
值。
上式计算结果应按照有关标准圆整为标准值。
对橡胶软管，流速都不能超过（3LI5）m/s。
F面利用上式来求本液压传动系统主要管路的直径
=40.7mm
由表10-1取d=50mm
」"
CC/^62.5<
10'
d=1000xJ—
V605x3.5
=19.5mm
由表10-1取d=20mm
=24.4mm
由表10-1取d=25mm
为统一规格，压油管路和回油管路都取^25mm。
确定系统中各主要管路的壁厚金属油管的壁厚应该按照下式计算
式中——油管壁厚（mm）
P――油管内液体的最大压力（MPa）
d油管内径（mm）
许用应力（MPa）
对钢管&
]=%/nLb为抗拉强度、n为安全系数）。
当卩<
砸时，取n=8；
当7MPav^17.5MPa时，取n=6；
当P>
17.5MPa时，取n=4。
铜管取许用
应力t]<
25MPa
下面利用上式来求本液压系统中各主要管路的壁厚
、pd4.76x50o>
=
对吸油管路：
2^]
查材料手册知，％=600MPa，取n=8,则〔°
]=75MPa
=1.6mm
75，查表10-1知，壁厚b=6.5mm，
外径D=63mm；
b=4.5mm，外径D=34mm；
6.1.8确定油箱的容量
散发热量、沉淀污物及分离水分
油箱在液压系统中的主要功能是储存油液、
等。
此外，有时它还可以作为液压元件和阀块的安装台。
根据系统的具体条件，要合理选用油箱的容积、形式和附件、以使油箱充分发挥作用。
油箱有开式和闭式两种。
开式油箱应用广泛。
箱内液面与大气相通，为防止油液被大气污染，在油箱顶部安装空气滤清器，并兼着注油口用。
闭式油箱是指箱内液面不直
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