1、第1章概 論21.1液壓技術發展簡史21.2液壓技術的發展趨勢31.3液壓傳動系統的設計31.4本課題的任務3第2章傳動方式的選擇及基本設計參數42.1液壓傳動與電氣傳動、機械傳動相比的主要優點42.2液壓傳動的主要缺點42.3基本設計參數4第3章工況分析53.1動力分析53.2運動分析7第4章確定液壓系統主要參數94.1確定液壓缸主要幾何尺寸9初選系統工作壓力9計算液壓缸的主要結構參數94.2計算液壓缸工作循環各個階段的工作壓力、輸入流量及輸入功率10快進階段：10工進階段：11快退階段：124.3繪制液壓缸的工況圖13第5章擬定液壓系統原理圖155.1選擇液壓基本回路15選定液壓系統的類型

2、15液壓執行元件的選擇15選擇液壓泵的類型及油源回路15選擇調速回路和速度換接回路15選擇壓力控制回路155.2組成液壓系統圖165.3液壓系統的工作原理16第6章液壓元輔件及液壓油的選擇176.1選擇液壓泵及驅動電動機17確定液壓泵的最大工作壓力17確定液壓泵的最大供油流量18選擇液壓泵18選擇電動機18計算液壓缸實際的輸入流量、輸出流量、運動速度和持續時間19選擇液壓控制閥21液壓油管的計算確定21確定油箱的容量23液壓油的選擇24濾油器的選擇24第7章液壓系統的性能驗算257.1驗算系統壓力損失257.2驗算系統發熱溫升28第1章 概 論1.1 液壓技術發展簡史1.2 液壓技術的發展趨勢

3、1.3 液壓傳動系統的設計液壓系統是液壓設備的一個組成部分，液壓系統設計是主機設計的重要組成部分液壓系統的設計包括如下步驟：1.4 本課題的任務組合機床是在綜合了通用機床和專用機床的應用特點的基礎上發展起來的一種新型專用機床，組合機床是以系列化、標準化設計的通用部件為基礎，配以以工件形狀和加工工藝要求而設計的少量專用部件，對一種或若干種零件按預先確定的工序進行加工的機床。組合機床在汽車、拖拉機、電動機、柴油機和閥門等生產中應用較為廣泛。本課題針對一臺單面多軸臥式組合鉆床，設計其動力滑臺的液壓傳動系統，課題將綜合應用在大學階段所學的主要課程的知識，解決實際的生產設計問題。第2章 傳動方式的選擇及

4、基本設計參數2.1 液壓傳動與電氣傳動、機械傳動相比的主要優點2.2 液壓傳動的主要缺點本文中，為了減輕機床設計重量，組合鉆床動力滑臺的驅動擬采用液壓驅動。2.3 基本設計參數本文中所涉及組合機床是一臺單面多軸組合鉆床，其動力滑臺為臥式布置，導軌為水平導軌，其靜、動摩擦系數分別為=0.2、=0.1，工件在動力滑臺上采用機械夾緊，滑臺由液壓與電氣配合實現的自動動作循環為：快進工進快退停止。其主要加工參數和動力滑臺的基本參數如下：被加工工件的材料為鑄鐵，硬度為240HB。在組合鉆床上對工件一次鉆削直徑為的孔14個，采用的主軸轉速為，進給量；鉆削直徑為的孔2個，采用的主軸轉速為，進給量。動力滑臺的快

5、進、工進和快退行程分別為、和，快進和快退的速度為；運動部件重力為N，啟動和制動時間均為S。第3章 工況分析工況分析是確定液壓傳動系統參數的主要依據，包括對每個執行器的動力分析和運動分析，并畫出其對應的負載循環圖和速度循環圖。對于一些較簡單的液壓設備，這兩種圖均可以省略，但對于一些專用的、動作比較復雜的液壓設備，則必須繪制負載循環圖和速度循環圖，以了解運動過程的本質，查明每個執行器在其工作中的負載、位移、速度的變化規律，并找出最大負載點和最大速度點。根據組合鉆床動力滑臺的技術要求，選擇桿固定的單桿液壓缸作為液壓執行器驅動動力滑臺做進給運動。由本文第二節所給出的基本設計參數可知，整個工作循環的三個

6、階段所花費的時間是：快進：工進：首先要求出工進的速度故快退：3.1 動力分析液壓執行器的負載包括工作負載和摩擦負載兩類。工作負載又分為阻力負載、超越負載和慣性負載三種類型。阻力負載是指負載方向與執行器運動方向相反，負載阻礙執行器的運動；超越負載指負載方向與執行器運動方向相同，負載促使執行器運動；慣性負載是指運動部件在加速和減速過程中產生的負載，其數值由牛頓第二定律確定。摩擦負載又可以分為靜摩擦負載和動摩擦負載兩類，它分別是在運動部件在具有運動趨勢時和在運動過程中產生的負載。下面計算動力滑臺在啟動、快進、工進、反向啟動、反向加速、快退階段驅動液壓缸所受的負載。首先計算各種負載值：阻力負載：由知，

7、慣性負載：靜摩擦負載：動摩擦負載：快進階段啟動：加速：恒速：工進階段工進：快退階段反向啟動：反向加速：反向恒速：由上述計算結果可以畫出液壓執行器所受負載隨時間變化的曲線為：3.2 運動分析由第二章已知的設計參數，可以很容易作出液壓缸的行程-時間()曲線和速度-時間()曲線如下：第4章 確定液壓系統主要參數4.1 確定液壓缸主要幾何尺寸壓力和流量是液壓系統中兩個最主要的參數。要確定液壓系統的壓力和流量，首先根據液壓執行元件的負載-時間曲線圖，選定系統壓力；然后確定液壓缸的有效工作面積；最后根據速度-時間循環圖確定液壓系統的流量。4.1.1 初選系統工作壓力系統工作壓力由設備類型、載荷大小、結構要

8、求和工藝水平而定。若系統壓力取得過低，則液壓設備的尺寸和重量增加；若系統壓力取得過高，液壓元件的性能及對密封的要求將會提高，因此要選擇合適的系統工作壓力。這里，根據上一章所繪制的液壓缸的圖知，液壓缸所受到的最大負載為31.448KN，參照表9-2，選定系統的設計壓力為。4.1.2 計算液壓缸的主要結構參數由基本設計參數知，液壓缸快進、快退的速度相等。為了滿足這一要求，并使得所需流量較小，令液壓缸的無桿腔作為主工作腔，并將液壓缸接成差動連接以實現快進。由于快進、快退速度相同，因此液壓缸的無桿腔與有桿腔的有效工作面積和應滿足。由上一章的分析可知，當液壓缸工進時，所受負載最大，液壓缸的主要結構參數應

9、該在該工步中計算，即取負載，工進時液壓缸無桿腔進油，有桿腔回油，如下圖所示：為了防止工進結束時，發生向前沖的現象，液壓缸需要保持一定的回油背壓，根據表9-9暫取工進時回油背壓為0.6MPa。設液壓缸機械效率，則由圖知，代入有關數據計算得，由表5-2知，取標準值；因，知活塞桿直徑為由表5-2知，取標準值則液壓缸實際有效工作面積為4.2 計算液壓缸工作循環各個階段的工作壓力、輸入流量及輸入功率4.2.1 快進階段：快進時液壓缸應該連接為差動連接，如下圖所示?？紤]到液壓缸有桿腔向無桿腔回油的壓力損失，因此有桿腔的壓力要大于無桿腔的壓力，根據表9-9，其差值估取為。而在啟動瞬時，由于液壓缸尚未移動，此

10、時。由圖知，解得，啟動：加速：恒速：快進階段的輸入流量為：輸入功率為：4.2.2 工進階段：工進階段液壓缸無桿腔進油，有桿腔回油，如圖 所示：由圖知，則工進階段的輸入流量為：工進階段的輸入功率為：4.2.3 快退階段：快退階段液壓缸有桿腔進油，無桿腔回油，如下圖所示。另外，取快退時的壓力損失為。由圖知，則反向啟動：此時，。由上式知，反向加速：反向恒速：快退階段液壓缸的輸入流量為快退階段的輸入功率為4.3 繪制液壓缸的工況圖壓力-時間曲線：流量-時間曲線：功率-時間曲線：第5章 擬定液壓系統原理圖擬定液壓系統原理圖是整個設計工作中最重要的步驟，對系統的性能以及設計方案的經濟性與合理性有決定性的影

11、響。液壓系統原理圖由液壓系統圖、工藝循環順序動作圖表和元件明細表3部分組成。擬定液壓系統原理圖的一般方法是根據主機動作和性能要求先分別選擇和擬定基本回路，再將各個基本回路組成一個完整的系統。5.1 選擇液壓基本回路5.1.1 選定液壓系統的類型由第四章液壓缸的工況圖可以看出，液壓系統功率較小，負載為阻力負載且在工作過程中變化較小，故采用進油路調速閥節流調速回路。由表9-4，選擇液壓系統為開式系統。5.1.2 液壓執行元件的選擇由前文分析知，這里液壓執行元件選擇雙作用單桿活塞式液壓缸，且活塞桿固定，缸體與滑臺固定。5.1.3 選擇液壓泵的類型及油源回路由工況圖可知，液壓缸要求系統提供低壓大流量和

12、高壓小流量的液壓油，系統的最大流量和最小流量之比，相應持續時間之比為。由此可見，系統在快進、快退階段是低壓、大流量工況，且持續時間比較短；在工進階段為高壓、小流量工況，持續時間長。從提高系統效率和節能角度出發，應采用高低壓雙泵組合的雙聯泵供油或采用限壓式變量泵供油。本文液壓系統采用雙聯葉片泵供油。5.1.4 選擇調速回路和速度換接回路由前文分析，液壓系統采用采用進油路調速閥節流調速回路；采用差動回路實現快進，同時考慮到工進快退時，回油流量比較大，為了保證換向平穩，選用三位四通電液動換向閥實現差動連接。由于本機床在終點的定位精度要求不高，因此采用活動擋塊壓下電氣行程開關來實現自動換向和速度換接。

13、5.1.5 選擇壓力控制回路為了防止工進臨近結束，孔鉆通時負載突然消失，滑臺向前沖的現象，在回油路上應設置背壓閥。另外，在高壓泵的出口并聯一個溢流閥，實現系統定壓卸荷；在低壓泵出口并聯一個液控順序閥，實現系統在高壓工作階段的低壓泵卸荷。綜上所述，選擇設計的油源回路、差動回路和進油路調速閥節流調速回路如下：5.2 組成液壓系統圖將前面所設計的液壓基本回路進行組合，并加以修改和完善便可以組成一個完整的液壓系統原理圖，如附圖所示。在圖中，為了切斷工進階段系統進油路和回油路的相通，增設了單向閥6；為了防止滑臺停止工作時，系統油液流回油箱，導致空氣進入系統，影響啟動的平穩性，增加一個單向閥9。此外，還應

14、增加一些輔助元件。在液壓泵的進油口設置一個過濾器11；出油口設置一個壓力表及壓力表開關，以便觀測系統壓力。5.3 液壓系統的工作原理第6章 液壓元輔件及液壓油的選擇6.1 選擇液壓泵及驅動電動機6.1.1 確定液壓泵的最大工作壓力液壓泵的最大工作壓力應該由下式確定：式中，液壓執行元件最大工作壓力，由工況圖選取； 液壓泵出口到執行元件入口之間所有沿程壓力損失和局部壓力損失之和。初算時按經驗選取：簡單管路系統取，復雜管路系統取。首先確定小流量液壓泵的最高工作壓力：由工況圖可知，在工進階段，液壓缸出現最高工作壓力。初取小流量液壓泵至缸間的壓力損失，那么小流量液壓泵的最高工作壓力為其次確定大流量液壓泵

15、的最高工作壓力：由工況圖可知，在快退階段液壓缸的工作壓力較高為。初取大流量液壓泵至液壓缸之間的壓力損失為，那么大流量液壓泵的最高工作壓力為6.1.2 確定液壓泵的最大供油流量液壓泵的最大輸出流量應按下式計算：式中 系統的泄漏系數，一般取1.1 1.3。其中大流量取小值，小流量取大值。同時動作的液壓執行器的最大流量，對于工作過程始終用流量閥節流調速的系統，尚需加上溢流閥的最小溢流量，一般取23L/min。本文中，當液壓缸在快進、快退時，大小流量液壓泵同時向系統供油，取上式中系數此時液壓泵的最大供油量為當液壓缸處于工進階段時，設溢流閥的最小穩定溢流量為，由工況圖知，工進階段時液壓缸的輸入

16、流量為，那么小流量泵的輸出流量為6.1.3 選擇液壓泵按照上面的計算結果，液壓泵額定壓力，查文獻選擇規格相近的YB1-2.5/32型雙聯葉片泵。該泵公稱壓力為6.3Mpa，額定轉速為960r/min。6.1.4 選擇電動機由工況圖可知，系統的最大功率出現在快退階段，取液壓泵的效率，則電動機的輸出功率為根據上面計算出來的功率和轉速要求，查文獻 表2-55，選擇規格相近的電動機Y112M-6，該電動機額定功率為2.2kW，可以滿足要求。6.1.5 計算液壓缸實際的輸入流量、輸出流量、運動速度和持續時間高壓小流量泵的輸出流量為低壓大流量泵的輸出流量為1. 快進階段：實際輸入流量為實際輸出流量為實際運

17、動速度為持續時間為2. 工進階段：實際輸入流量實際輸出流量實際運動速度持續時間3. 快退階段實際輸入流量實際輸出流量實際運動速度持續時間6.1.6 選擇液壓控制閥根據系統的工作壓力和通過各液壓控制閥及部分輔助元件的最大流量，查閱機械設計手冊選擇相應型號的液壓控制閥。各液壓元件的型號及主要參數如下圖：序號名稱通過流量L/min額定流量L/min額定壓力MPa額定壓降MPa型號1雙聯葉片泵2.5/326.32三位五通電液動換向閥70.351006.30.33行程閥62.51006.30.34調速閥<166.35單向閥70.351006.30.26單向閥29.4636.30.27順序閥30.7

18、636.30.38背壓閥<1106.39單向閥70.351006.30.210單向閥30.7636.30.211過濾器33.11006.3XU-100×180-J12壓力表開關13溢流閥2.5106.36.1.7 液壓油管的計算確定管路是液壓系統中液壓元件之間傳遞工作介質的各種油管的總稱。按管路在液壓系統中的作用可以分為主管路、泄油管路、控制管路和旁通管路。液壓系統常用管路的材料有無縫鋼管、有縫鋼管、橡膠軟管、銅管、塑料管和尼龍管等。確定系統中主要管路的內徑油管的內徑取決于管路的種類及管內的流速。油管內徑由下式確定：式中 流經油管的流量() 油管內的允許流速()對吸油管可取，一

19、般取以下，回油管可?。粚毫τ凸?，當時，??；當時，??；當時，。在工程機械和行走機械的液壓系統中，當時，取。管道較長或者油液粘度較大時油液取小值。上式計算結果應按照有關標準圓整為標準值。對橡膠軟管，流速都不能超過。下面利用上式來求本液壓傳動系統主要管路的直徑對吸油管路，取，代入上式得由表10-1取對壓油管路，取，代入上式得由表10-1取對回油管路，取，代入上式得由表10-1取為統一規格，壓油管路和回油管路都取。確定系統中各主要管路的壁厚金屬油管的壁厚應該按照下式計算式中 油管壁厚()油管內液體的最大壓力(MPa)油管內徑(mm)許用應力(MPa)對鋼管(為抗拉強度、為安全系數)。當時，??；當時，

20、?。划敃r，取。銅管取許用應力。下面利用上式來求本液壓系統中各主要管路的壁厚查材料手冊知，取，則對吸油管路：，查表10-1知，壁厚，外徑；對壓油、回油管路：，查表10-1知，壁厚，外徑；6.1.8 確定油箱的容量油箱在液壓系統中的主要功能是儲存油液、散發熱量、沉淀污物及分離水分等。此外，有時它還可以作為液壓元件和閥塊的安裝臺。根據系統的具體條件，要合理選用油箱的容積、形式和附件、以使油箱充分發揮作用。油箱有開式和閉式兩種。開式油箱應用廣泛。箱內液面與大氣相通，為防止油液被大氣污染，在油箱頂部安裝空氣濾清器，并兼著注油口用。閉式油箱是指箱內液面不直接與大氣相通，而將通氣孔與與具有一定壓力的惰性氣體

21、相接，充氣壓力可達0.05Mpa。閉式油箱可用于水下或者高空無穩定氣壓及對工作穩定性與噪聲有嚴格要求的場合。油箱的結構特點及設計要點如下油箱要有足夠的容量吸油管與回油管要插入最低液面以下，以防止卷吸空氣和回油時產生氣泡為了便于排放污油，油箱底部應有1：30斜度，并且與地面保持一定的距離油箱的上端應設置注油孔和通氣孔，中部應安裝油位計油箱的散熱條件要好油箱的密封性要好油箱應便于安裝、吊運、維修和清洗油箱的容量通常按照下式計算式中 油箱容量，L；與系統壓力有關的經驗系數：低壓系統，中壓系統，高壓系統；液壓泵的額定流量，。本文中，取，則油箱容量為。6.1.9 液壓油的選擇液壓油應具有適當的粘度和良好

22、的粘溫特性，油膜強度要高，具有較好的潤滑性能，抗氧化穩定性好，腐蝕作用少，對涂料、密封材料等有良好的相容性。同時液壓油還應具有一定的消泡能力。液壓系統能否可靠運行，很大程度取決于系統所選的液壓油。選擇液壓油，首先是介質種類的選擇；然后考慮合適的粘度；最后還要考慮使用條件等因素。由參考文獻知，本設計選用L-HH46全損耗系統用油。6.1.10 濾油器的選擇過濾是目前使用最為廣泛的油液凈化方法。過濾器的基本作用是濾除固體雜質，保持油液清潔，以延長液壓元件或潤滑元件的使用壽命。液壓系統的故障中75%是由于介質受到污染造成的，因此過濾器是液壓系統中不可缺少的一個重要的輔件。選擇過濾器的基本要求是過濾精

23、度應滿足液壓系統的要求具有足夠大的過濾能力，壓力損失小濾芯及外殼具有足夠的強度，不至于因油壓而損壞有良好的抗腐蝕性，不會對油液造成化學的或機械的污染在規定的工作溫度下，能保持性能穩定，有足夠的耐久性清洗維護方便，更換濾芯容易結構盡量簡單、緊湊。價格低廉。本設計，由參考文獻 表7-22，選擇吸油管路過濾器的型號為：XU-100×180-J，其公稱流量為100L/min，過濾精度為。第7章 液壓系統的性能驗算液壓系統初步設計時，許多參數是由估計和經驗確定的。當回路形式、液壓元件和各其他附件、管路直徑等確定后，有必要對系統中某些技術性能進行驗算，作為評價或修改設計的依據。通常，驗算的項目主

24、要有壓力損失、發熱溫升和液壓沖擊等。7.1 驗算系統壓力損失驗算液壓系統壓力損失的目的是為正確調整系統的工作壓力，使執行元件輸出的力或轉矩滿足設計要求，并可根據壓力損失的大小分析判斷系統設計是否符合要求。液壓系統中的壓力損失由管路的沿程壓力損失、管件局部壓力損失和控制元件的壓力損失三部分組成，即由于系統的管路布置尚未確定，這里只能估算系統的壓力損失。假設進、回油管路的長度為；取油液運動粘度為，油液的密度為。估算時首先判斷油液的流動狀態；其次，計算各種工況下的沿程壓力損失；最后計算各種工況下總的壓力損失。判斷油液在管中的流動狀態由前一章的計算結果知，進、回油管道的內徑為；在各工作循環中，進、回油

25、管道中的最大流量為，發生在快退階段。當管道中流量最大時，相應的雷諾數為最大，下面判斷此種狀態下油液的流動狀態。由此可知，在各工作循環中油液的流動狀態均為層流狀態。計算系統的壓力損失由流體力學的知識可知，沿程壓力損失將和代入上式，得由于管道具體結構尚未確定，管道局部壓力損失按照下面經驗公式計算各工況下閥類元件的局部壓力損失按下式計算式中 額定壓力損失實際通過的流量額定流量下面計算動力滑臺在各工作循環中的管道沿程壓力損失、管道局部壓力損失和閥類元件壓力損失快進階段動力滑臺快進時，液壓缸通過電液動換向閥接成差動連接。在進油路上，油液經過單向閥10、電液動換向閥2、與液壓缸有桿腔的回油匯合后流入行程閥

26、3，最后進入液壓缸的無桿腔。則在進油路上的壓力損失為液壓缸有桿腔的回油經過電液動換向閥2、單向閥6與進油路油液匯合后經過行程閥3進入液壓缸無桿腔，則回油路上的壓力損失為將回油路上的壓力損失折算到進油路上，則快進階段總的壓力損失為工進階段動力滑臺工進時，在進油路上，油液經過電液動換向閥2、調速閥4流入液壓缸的無桿腔；在回油路上，有桿腔回油經過電液動換向閥2、背壓閥8后與大流量泵的卸荷流量匯合后經外控順序閥7流回油箱。若不考慮管道沿程壓力損失和管道局部壓力損失，則進油路上的壓力損失近似為油液經過調速閥時的壓力損失，即由上式知，工進時實際背壓為，比初始設定值略高，也即液壓缸有桿腔的壓力為，則液壓缸無桿腔的實際工作壓力為快退階段動力滑臺快退時，在進油回路上，油液經過單向閥10、電液動換向閥2進入液壓缸的有桿腔；在回油路上，無桿腔的回油經過單向閥5、電液動換向閥2和單向閥9回油箱。則進油路實際壓力損失為在回油路上總的壓力損失為此值要比預先設定的背壓值小，重新計算工作腔的壓力為確定系統調整壓力根據上面計算的結果可知，溢流閥13的調定壓力應該大于工進階段液壓缸工作腔的實際壓力和進油路上的壓力損失之和，即外控順序閥7的調定壓力應該大于快退階段液