1、目錄0.摘要.11. 設計要求.22.負載與運動分析.2 2.1負載分析.2 2.2快進、工進和快退時間.3 2.3液壓缸F-t圖與v-t圖.33.確定液壓系統主要參數.4 3.1初選液壓缸工作壓力.4 3.2計算液壓缸主要尺寸.4 3.3繪制液壓缸工況圖.54. 擬定液壓系統的工作原理圖.7 4.1擬定液壓系統原理圖.7 4.2原理圖分析.85.計算和選擇液壓件.8 5.1液壓泵及其驅動電動機.85.2閥類元件及輔助元件的選.106.液壓系統的性能驗算.10 6.1系統壓力損失驗算.10 6.2系統發熱與溫升驗算.117. 課設總結.120摘要液壓傳動技術是機械設備中發展最快的技術之一，特別

2、是近年來與微電子、計算技術結合，使液壓技術進入了一個新的發展階段，機、電、液、氣一體是當今機械設備的發展方向。在數控加工的機械設備中已經廣泛引用液壓技術。作為機械制造專業的學生初步學會液壓系統的設計，熟悉分析液壓系統的工作原理的方法，掌握液壓元件的作用與選型是十分必要的。液壓傳動在國民經濟的各個部門都得到了廣泛的應用，但是各部門采用液壓傳動的出發點不盡相同：例如，工程機械、壓力機械采用液壓傳動的主要原因是取其結構簡單、輸出力大；航空工業采用液壓傳動的主要原因取其重量輕、體積小；機床上采用液壓傳動的主要原因則是取其在工作過程中能無級變速，易于實現自動化，能實現換向頻繁的往復運動等優點。關鍵詞：鉆

3、孔 組合機床 臥式 動力滑臺 液壓系統1.設計要求 設計一臺臥式鉆孔組合機床的液壓系統，要求完成如下工作循環式：快進工進快退停止。機床的切削力為25000N，工作部件的重量為9800N，快進與快退速度均為7m/min，工進速度為0.05m/min，快進行程為150mm，工進行程40mm，加速、減速時間要求不大于0.2s，動力平臺采用平導軌，靜摩擦系數為0.2，動摩擦系數為0.1 。要求活塞桿固定，油缸與工作臺連接。設計該組合機床的液壓傳動系統。2.負載與運動分析2.1負載分析 （1）工作負載： =25000N （2）摩擦負載： 摩擦負載即為導軌的摩擦阻力 靜摩擦阻力： = G=1960N 動摩

4、擦阻力：=G=980N （3）慣性負載： =500N （4）液壓缸在個工作階段的負載。設液壓缸的機械效率 =0.9，得出液壓缸在各個工作階段的負載和推力，如表1所示。表1液壓缸各階段的負載和推力工況計算公式外負載F/N 液壓缸推力 F0= F / /N 啟動F= 1960 2178 加速F=+ 1480 1644 快進F= 980 1089 工進F=+ 25980 28867 反向啟動F= 1960 2178 加速F=+ 1480 1644快退F= 980 10892.2快進、工進和快退時間 由下式近似求出 快進： = =1.3s工進： =48s快退：=1.6stu2.3液壓缸F-t圖與v-t

5、圖3.確定液壓系統主要參數3.1初選液壓缸工作壓力所設計的動力滑臺在工進時負載最大，在其他情況負載都不太高，參考表2和表3，初選液壓缸的工作壓力=4MPa。 3.2計算液壓缸主要尺寸 鑒于動力滑臺快進和快退速度相等，這里的液壓缸可選用單活塞式差動液壓缸（A1=2A2），快進時液壓缸差動連接。工進時為防止鉆通時負載突然消失發生前沖現象，液壓缸的回油腔應有背壓，參考表4選此背壓為=0.6MPa。由式 = 由工進的推力計算液壓缸無桿腔 = =7.8則液壓缸內徑 D=m=0.0997m=99.7mm按GB/T2348-1993圓整后取標準數值D=100mm參考表5及表6得活塞桿直徑d0.71D=71m

6、m ，按GB/T2348-1993圓整后取標準數值d=70mm由此球的液壓缸兩端的實際有效面積為 = EMBED Equation.3 = 3.3繪制液壓缸工況圖 根據計算出的液壓缸尺寸，可算出液壓缸在工作循環中各階段壓力、流量和功率值，如表7所列，并據此繪出液壓缸工況圖，如圖3所示。表7液壓缸在各階段的壓、流量和功率值推力Fo/力回油腔壓力/進油腔壓力P/MPa輸入流量輸入功率P/W計算公式快進啟動2178-1.09-P1=q=()P=p加速16441.44094-恒速10891.30.80.45360工進288670.63.980.006525.9P1=q= P=快進啟動2178-1.72

7、-P1=q=P=加速16440.51.59-恒速10890.51.180.47554.6注：為液壓缸差動連接時，回油口之間的損失取=0.5MPa4. 擬定液壓系統的工作原理圖4.1擬定液壓系統原理圖4.2原理圖分析： 為了保證快進快退速度相等，并減小液壓泵的流量規格，擬選用差動連接回路。 快進：按下啟動按鈕，三位五通電液換向閥2 1YA通電，左位進入工作狀態，這時的主油路是： 進油路：濾油器11液壓泵1電液換向閥2的P口到A口行程閥3液壓缸右腔 回油路：液壓缸左腔電液換向閥2的B口到T1口單向閥6行程閥3液壓缸右腔 這時形成差動連接回路。因為快進時，滑臺載荷較小，同時進油可以經過閥3直通油缸右

8、腔，系統中壓力較低，所以液壓泵1輸出流量大，動力滑臺快速前進實現快進。工進：在快速行程結束時，滑臺上的擋鐵壓下行程閥3，行程閥上位工作，使通過行程閥3的油路斷開，電磁鐵1YA繼續通電，電液換向閥2左位仍在工作，油路必須經調速閥4進入液壓缸右腔，與此同時，系統壓力升高，將液控順序閥8打開，并關閉單向閥6，使液壓缸實現差動連接的油路切斷，回油經背壓閥7和順序閥8回到油箱，這時的主油路： 進油路：濾油器11液壓泵1電液動換向閥2的P口到A口調速閥4液壓缸右腔回油路：液壓缸左腔電液換向閥2的B口到T1口背壓閥7順序閥8油箱死擋鐵停留：當動力滑臺工作進給終了碰上死擋鐵臺，液壓缸停止不動，系統的壓力進一步

9、升高，達到壓力繼電器14的調定壓力值時，經過時間繼電器的延時，再發出電信號，使滑臺退回。快退：時間繼電器發出信號后，2YA通電，1YA關電。電液換向閥2右位工作，這時的主油路是： 進油路：濾油器11液壓泵1電液換向閥2的P口到B口液壓缸左腔 回油路：液壓缸右腔單向閥5電液換向閥2的A口到T2口單向閥13油箱原位停止：當動力滑臺退回到原始位置時，擋塊壓下行開關，這時1YA，2YA都斷電，電液換向閥2處于中位，動力滑臺停止運動。 5.計算和選擇液壓件5.1液壓泵及其驅動電動機（1）計算液壓泵的最大工作壓力小流量泵在快進和工進時都向液壓缸供油，由表可知，液壓缸在工進時工作壓力最大，最大工作壓力為=3

10、.98MPa，如在調速閥進口節流調速回路中，選取進油路上的總壓力損失，考慮到壓力繼電器的可靠動作要求，則小流量的最高工作壓力估算為： +=（3.98+0.6+0.5）MPa=5.08MPa 大流量泵只在快進和快退時向液壓缸供油，由表7可見，快退時液壓缸的工作壓力為=1.59MPa，比快進時大。考慮到快退時進油不通過調速閥，故其進油路壓力損失比前者小，現取進油路上的總壓力損失=0.3MPa，則大流量的最高工作壓力估算為 +=1.89MPa（2）計算液壓泵的流量 由表7可知，油源向液壓缸輸入的最大流量為，若取回路泄漏系數K=1.2，則 泵的總流量為 =由于溢流閥的最小穩定溢流量為2，工進時輸入液壓

11、缸的流量為0.39，所以小流量液壓泵的最小流量為2.4，大流量液壓泵的最小流量為28.8。 （3）確定液壓泵的規格和電動機的功率根據以上壓力和流量數值查閱液壓泵產品手冊，現選用YB1-40/6.3型雙聯液片泵，泵的額定壓力為=6.3 Mpa，小泵排量為V1=6.3mL/r,大泵排量為V2=40 mL/r;泵的額定轉速為n=960r/min,容積效率為v=0.9，總效率p=0.8。推算的小泵和大泵的額定流量分別為：qp1=V1nv=6.39600.9=5.44L/minqp2=V2nv=409600.9=34.56L/min雙泵流量為qp=qp1+qo2=5.44+34.56=40L/min由工

12、況圖可知，最大功率出現在快退階段，取泵的總效率為=0.80，則所需驅動電動機功率為： =1.575KW 查電動機手冊選Y112M-6-B3型臥式三相異步電動機，其額定功率為2.2Kw，轉速為940r/min。用此轉速驅動液壓泵時，小泵和大泵的實際輸出流量分別為5.33L/min和33.84L/min；雙泵總流量為39.17L/min；工進時的溢流量為5.33-0.5=4.83L/min,仍能滿足系統各工況對流量的要求。5.2閥類元件及輔助元件的選擇根據液壓系統的工作壓力和通過各個閥類元件及輔助元件的流量，可選出這些元件的型號及規格，下表為選擇元件的一種方案。表8 液壓元件的選擇序號元件名稱通過

13、閥的最大流量規格額定流量額定壓力MPa型號1三位五通電液換向閥273.91006.335DY-100BY2行程閥373.91006.322C-100BH3調速閥4<166.3Q-6B4單向閥583.21006.3I-100B5單向閥634.8636.3I-63B6背壓閥7<1106.3B-10B7順序閥833.8636.3XY-63B8溢流閥94.8106.3Y-10B9單向閥1033.8636.3I-63B10過濾器1139.2506.3XU-5020011單向閥1383.21006.3I-100B12雙聯葉片泵140/6.36.3YB1-40/6.36.液壓系統的性能驗算6.1

14、系統壓力損失驗算管道直徑按選定的液壓元件接口尺寸確定為d=18mm,進、回油管長均取l=2m油液的運動粘度取v=1 ,油液密度取 =900kg/m3。工作循環中進、回油管中通過的最大流量q=83.2L/min,由此計算雷諾數，得 Re=vd/V=4q/dv =981<2300由此可推出各工況下的進、回油路中的液流均為層流。管中流速為V=q/d2/4=5.45m/s因此沿程壓力損失為Dpf=75/Rel/dv2/2=0.1Mp在管路具體結構沒有確定時，管路局部損失Dpr=Dps(q/qs)2式中：q為閥的實際流量；qs為閥的額定流量(從產品手冊中查得)；Dps為閥在額定流量下的壓力損失（從

15、產品手冊中查得）。根據以上公式計算出各個工況下的進、回油管路的壓力損失，計算結果均小于估取值，不會使系統工作壓力高于系統的最高壓力。6.2系統發熱與溫升驗算液壓系統工進在整個工作循環中所占的時間比例打94%，所以系統發熱和溫升可用工進時的數值來計算。工進時的回路效率 1=p1q1/ (Pp1*qp1+Pp2*qp2)=0.067其中，大流量泵的工作壓力Pp2就是此泵通過順序閥8卸荷時所產生的壓力損失，因此其數值為：Pp2=0.3（33.84/63)2=0.087Mp前面已經取雙聯液壓泵的總效率=0.8，現取液壓缸的總效率為m=0.95，則可算得本液壓系統的效率為：=0.75*0.067*0.9

16、5=0.048可見工進時液壓系統效率很低，這主要是由于溢流損失和節流損失造成的。工進工況液壓泵的輸入功率為：Pi=（Pp1*qp1+Pp2*qp2)/=611.24W根據系統的發熱量計算式（9-24）可得工進階段的發熱功率為:Q=Pi*(1- )=611.24*(1-0.048)=581.90W當油箱的高、寬、長比例在1:1:1到1:2:3范圍內，且油面高度為油箱高度的80%時，油箱散熱面積近似為式中 V油箱有效容積（）; A散熱面積（）。取油箱有效容積為0.4，散熱系數K為15W/·算得系統溫升為：T=Q/KA=10.7設機床工作環境溫度t=25，加上此溫升后有t=25+10.7=35.7，在正常工作溫度內，符合要求。7.課設總結 本次課程設計時間一周雖然略顯得倉促一些，但是通過本次每天都過得很充實的課程設計，自己還是受益匪淺，從中學到了很多東西。這次課程設計，由于理論知識的不足，再加上平時沒有什么設計經驗，一開始的時候有些手忙腳亂，不知從何入手，但在老師的耐心指導，和小組同學的共同努力下，我還是順利完成了本次課設。通過本次課設，使自己學到了很多在課堂上學不到的東西，鍛煉了