液压传动课程设计指导书.docx
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液压传动课程设计指导书
液压系统设计指导书
液压系统的设计计算举例9
设计一台卧式钻镗类组合机床动力头的液压系统，动力头的工作循环是：
快进—，=12000N工进—死挡铁停留—快退—原位停止的工作循环。
动力头的最大切削力FL，工进速300mm，快速进、退速度为6m/min，快进行程为动力头自重F=20000NG导轨型式为平导轨，，行程为100mm度要求在能在0.02－1.2m/min范围内无级调速，t=0.3s，往复运动的加减速时间△f=0,1其静摩擦系数f=0,2，动摩擦系数ds负载分析9.1
负载图9.1.1负载计算
=12000NF切削力L
因工作部件是卧式放置，故重力阻力为零。
重力阻力
作为内负载阻力，考虑计入液压缸的机械效率，取液压缸的机械效密封阻力
率。
=0.9ηm由回油管路上的液压阻力决定的，在系统方案与结构尚未确定前，背压阻力暂不定，待后定。
所示。
根据以上分析，可算出液压缸在各动作阶段中的外负载与总负载，如表12
液压缸各动作阶段负载12表动作阶段液压缸外负载计算公式液压缸外负载液压缸总负载
F（N）F=F/η（N）m外外F=F44444000启动fsF=F+F26802978加速mfdF=F20002222快速fd+FF=F1400015556工进fdLF=F2000
快退2222
fd1
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η=0.9
注：
表中mF-l负载图，如图20所示。
12的数值可绘制出根据表9.1.2速度分析速度图
v=v=6m/minl=300mml=，据题义，快速进、退速度相等，即行程分别应为,3311400mmv=0.02~1.2m/minv=1.2m/minv=0.02m/minl行程为，；工进速度，,2min22max=100mmv-l速度图。
所示的；根据这些数据可绘制出如图212
9.2初步确定液压缸的结构尺寸
9.2.1初选液压缸的工作压力
N时宜初选液压缸的工作压力155564可知，组合机床的最大负载为由表3、表p=3MPa。
19.2.2计算确定液压缸的主要结构尺寸
因要求v=v，故选用单杆活塞油缸，快进时液压缸作差动连接，快退时液压缸31A=2A（d=0.707D）。
有杆腔进油，无杆腔回油，这是须，21因为是钻镗类组合机床，为了防止钻孔加工时，孔钻通时的滑台突然前冲，挥有MPa。
0.62路中应有背压。
由表暂取背压
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3/min，Q=0.05L/min=0.05×10-3m）的最小稳定流量为查得调速阀（Q-10B~Q100Bvmin由式
由此可见，这类调速阀无论是放在进油路还是放在回油路上，液压缸的有效作用面积AA均可满足工作部件最低稳定速度的要求。
、219.3液压缸的工况分析与工况图
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液压缸整个工作循环中各阶段所需的流量、压力和功率的实际值如表13所示。
根据上表可绘制液压缸的工况图如图22所示。
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9.4拟订液压系统原理图
9.4.1选择液压基本回路
1）调速回路与油源形式的选择
由工况图9-13可以看出，该机床液压系统的功率小（<1kW），速度较低；钻镗加工是连续切削。
切削力变化小。
故采用节流调速的开式回路是合适的。
为了防止钻通时工件部件突然前冲，增加运动的平稳性，系统采用调速阀的进油节流调速回路，并在回油路中加背压阀，如图23所示。
2）油源控制形式及其压力控制回路
由工况还可以看出，该系统由低压大流量和高压小流量两个阶段组成，其最大流Q/Q=17.1/（0.113~0.8）=2.51~151.3，而相应的时间之量与最小流量之比minmax
比t/t=（5~300）/4=1.25~75。
一般较多的工况是出现在v=0.02~1.2m/min2工快的平均值情况，若按此平均值考虑，上述的比值仍然很大。
因此为了节能，考虑采用双联叶片泵油源供油。
在进油节流调速回路与双泵供油形式确定的情况下，油源的压力控制回路也就基本确定，如图23所示。
该回路中的溢流阀是根据系统工进时泵的最高工作压力调定，则液控顺序阀的调定压力应高于快速空行程时的最高压力，而低于工作进给所需的压5
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力。
当系统执行元件做快速运动时，溢流阀与液控顺序阀均关闭，使双泵同时供油；当执行元件做工进运动时，系统压力升高，液控顺序阀开启，使右泵通过液控顺序阀卸荷，单向阀关闭，使左泵向系统供油做工进运动，这种调压与卸荷功能的协调动作，使系统在完成快速进退和工进运动的同时达到节能的目的。
３）快速运动与换向回路
由于系统要求快进与快退速度相等，因此在双泵供油的基础上，快进时采用液压缸差动连接快速运动回路；快退时采用液压缸有杆腔进油、无杆腔回油的快速运动回路；并且将液压缸两腔作用面积比设计为A=2A。
21由工况图可以看出，系统在快退时的进油量为17.1L/min，回油流量为17.1×56.7/28.5=34.02L/min，系统流量不大，工作压力也不高,故采用电磁换向阀的换向回路。
为便于实现差动连接，采用三位五通电磁阀。
如图25所示。
由于液控顺序阀的调定压力比快进与快退时泵的工作压力高，但比工进时泵的工作压力低，确保快进时，形成差动连接回路，工进时断开此差动连接。
4）速度换接回路
由工况图中可以看出，当动力头部件从快进转为工进时，输入液压缸得到流量由L/minL/min，滑台速度变化较大，27.640.8降至可选用行程阀来控制快进转工进的速度换接，以减少液压冲击。
当工进后转快退时，挡块在工进行程中仍将行程阀压下着，为了不影响快退速度，特在回路中设置一与调速阀并联的单向阀，使快退时能使液压缸的回油通过单向阀直接回油箱。
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5）行程终点的控制方式
这台机床用于钻、镗孔（通孔与不通孔）加工，因此要求行程终点的定位精度高。
另外对于镗孔加工，为保证“清根”，使刀具在工进结束前，有一个短暂的停留时间，因此在行程终点采用死挡铁停留的控制方式。
如图26所示。
当运动部件碰到死挡铁后，系统压力升高，由压力继电器发出信号，操纵电磁铁动作，使电磁换向阀切换。
9.4.2将液压回路综合成液压系统
将上述选出的各回路组合画在一起,就可得出如图27所示得到液压系统原理图（不包括另外圈出的单向阀a。
将此图仔细检查一遍，发现还存在一些系统干扰和烦琐等问题，须做进一步的修正。
1）工进时，由于液压缸的进油管路与液控顺序阀、背压阀相通，而背压阀压力
较低，使液压缸进油腔无法建立起应有的压力而无法工进，必须在回路中入图串接一个单向阀a，将进、回油路隔开。
2）两个液控顺序阀b与c，均是在工进时开启，使回油箱的油路接通，只要将顺序阀b与后面的背压阀位置对调一下，即可将两个液控顺序阀合并为一个，省去一个阀。
3）为压力阀的调压方便，应在所有需测压的地方添制压力表的测压管路，并连接到压力表开关上。
4）确定电磁铁与行程阀动作表，如表14所示。
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9.5计算和选择液压元件
9.5.1确定液压泵的规格与电动机功率
1）液压泵工作压力的计算
（1）工进时液压泵最大工作压力的计算
MPa，如进油路上3.05由表13和工况图可知，工进时液压缸的最大工作压力为
MPa，0.8，为了使压力继电器能可靠、有效地工作，取其调整压力比的压力损失取MPa，则系统在工进时的最高工作压力应为系统最大工作压力再高0.5
2）快速运动时液压泵最大工作压力的计算
双联泵中的大流量泵只有在快进和快退运动时才向系统供油。
由表9-10和工况图可知，快退时的工作压力比快进时大，为2.04MPa，如取快退时进油路上的压力损失为0.5MPa，则系统在快退时的最高工作压力应为
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表14工况表
动作名信号来电磁行
9YJ1DT2DT
+－启动按快+当块压下行程开工-+工作部件压在死挡+挡处留
--++压力继电器发讯—快退
-
-
-
-
原位停止挡铁压下终点开关注：
表中“+”表示电磁铁通电，“-”表示电磁铁断电；“-+”表示行程阀抬起至压下或压力继电器微动开关从”相反。
断开至合上，“+-9
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表15液压元件型号与规格
序号
液压元件名称
通过的最大实际流L/mi量（n）
型号
规格
接口尺寸
数量
1
双联叶片泵
YB-10/12
L/）（10/12min
6.3MPa
1
2
滤油器
22
XU-40×100
40L/min100μm
1
3
单向阀
22
I-25B
L/min256.3MPa
φ12
2
4
溢流阀
10
Y-25B
25L/min6.3MPa
φ12
1
5
液控顺序阀
17.5
XY-25B
25L/min6.3MPa
φ12
1
6
背压阀
5
X2F-B10D
20L/min）5~10（．MPa
φ10
1
7
三位五通电磁阀
44
35D-63BY
L/min636.3MPa
φ18
1
8
单向阀
44
I-63B
63L/min6.3MP
φ18
1
9
行程阀
44
22C-63BH
L/min636.3MP
φ18
1
10
调速阀
10
Q-25B
（0.05~25）L/min
6.3MPa
φ12
1
11
压力继电器
/
-63B
DP1
调压范围1~6.3MPa
φ11
1
12
压力表开关
/
K-6B
3MPa6．
φ4
1
13
压力表
/
Y-60
测量范围
M141.5
×
1
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表17液压元件在额定流量下的额定压力损失
元件压力损失
35D-63BY
I-25B
XY-25B
I-63B
22C-63BH
Q-25B
Pa）
×（△p105vn
4
2
3
2
2
5
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