1、COLLEGEOFSCIENCEANDTECHNOLOGYHNUT課程設計說明書課程名稱：液壓與氣壓傳動設計題目：臥式單面多軸鉆孔組合機床動力滑臺系統專業：班級：學生姓名：學號:指導教師：湖南工業大學科技學院教務部2014年12月30日目錄一：課程設計任務書（四）6二：負載分析8三：液壓系統方案設計10四：液壓系統的參數計算12五：液壓元件的選擇1316六：驗算液壓系統性能15七：參考文獻及心得二液壓與氣壓傳動課程設計任務書（四）設計一臺臥式單面多軸鉆孔組合機床動力滑臺液壓系統。1）機床要求的工作循環是：快速接近工件，然后以工作速度鉆孔,加工完畢后快速退回原始位置，最后自動停止；動力滑臺采用平

2、導軌，往復運動的加速、減速時間為0.2s。2）機床的其他工作參數如下：其他參數運動部件總重力G=25000N切削力Fw=18000N快進行程li=300mm工進行程12=80mm快進、快退速度vi=V3=5m/min工進速度V2=100600mm/min靜摩擦系數fs=0.2動摩擦系數fd=0.13）機床自動化要求：要求系統采用電液結合，實現自動循環，速度換接無沖擊，且速度要穩定，能承受一定量的反向負荷。4）完成：按機床要求設計液壓系統，繪出液壓系統圖。確定滑臺液壓缸的結構參數。計算系統各參數，列出電磁鐵動作順序表。選擇液壓元件型號，列出元件明細表。驗算液壓系統性能。二：負載分析負載分析中，先

3、不考慮回油腔的背壓力，液壓缸的密封裝置產生的摩擦阻力在機械效率中加以考慮。因工作部件是臥式放置，重力的水平分力為零，這樣需要考慮的力有：切削力，導軌摩擦力，慣性力。導軌的正壓力等于動力部件的重力，設導軌的靜摩擦力為Ffs,動摩擦力為Ffd,則Ffs=fsFN=0.2*25000=5000NFfd=fdFN=0.1*25000=2500N而慣性力Fm=(G/g)*(V/zt)=25000*4/9.8*0.2*60=850N如果忽略切削力引起的顛覆力矩對導軌摩擦力的影響，并設液壓缸的機械效率？m=0.95,則液壓缸在個工作階段的總機械負載可以算出，如下表表一：液壓缸各運動階段負載表運動階段計算公式

4、負裁值F/N總機械負裁F/N啟動F=Ffs50005263加速f=Ffd+Fm33503526快進f=Ffd25002631工進F=Ffd+Ft2050021578快進f=Ffd25002631根據負載計算結果和已知的各階段的速度，可繪出負載圖(F-l)和速度圖(v-l).橫坐標以上為液壓缸活塞前進時的曲線，以下是液壓缸活塞退回時的曲線.三：液壓系統方案設計1:確定液壓泵類型及調速方式參考同類組合機床，選用雙作用葉片泵雙泵供油，調速閥進油節流調速的開式回路，溢流閥做定壓閥。為防止孔鉆通時負載突然消失引起運動部件前沖，在回路上加背壓閥，初定背壓值Pb=0.8Mpa.2選用執行元件因系統動作循環要

5、求正向快進和工作，反向快退，且快進快退速此選用單活塞桿液壓缸，快進時差動連接，無桿腔面積A1等于有桿腔面積A2的二倍度相等，因此選用單活塞桿液壓缸，快進時差動連接，無桿腔面積A1等于有桿腔面積A2的二倍.3:快速運動回路和速度換接回路根據運動方式和要求，采用差動連接和雙泵供油二種快速運動回路來實現快速運動。即快進時，由大小泵同時供油，液壓缸實現差動連接。采用二位二通電磁閥的速度換接回路，控制由快進轉為工進。與采用行程閥相比，電磁閥可直接安裝在液壓站上，且能實現自動化控制，由工作臺的行程開關控制，管路較簡單，行程大小也容易調整，另外采用液壓順序閥與單向閥來切斷差動油路。因此速度換接回路為行程閥與

6、壓力聯合控制形式。4:換向回路的選擇本系統對換向的平穩性沒有嚴格的要求，所以選用電磁換想閥的換向回路。為便于實現差動連接，所以選用三位五通電磁換向閥。為提高換向的位置精度，采用死擋鐵鐵和壓力繼電器的行程終點返程控制.5:組成液壓系統繪原理圖將上述選出的液壓基本回路組合在一起，并根據要求作必要的修改補充，即組成如圖4-1所示的液壓系統圖。為便于觀察調整壓力，在液壓泵的進口處，背壓閥和液壓缸無桿腔進口處設置測壓點，并設置多點壓力表開關。這樣只需一個壓力表即能觀測各點壓力。組合機床動力滑臺液壓系統原理圖液壓系統中各電磁鐵的動作順序如表2-2所示1Y2Y3Y停止-快進+-工進+-+快退-+-四：液壓系

7、統的參數計算（一）液壓缸的參數計算1：初選液壓缸的工作壓力所設計的動力滑臺在工進時負載最大，在其他工況負載都不太高，參考表8-1,初定液壓缸的工作壓力P1=40X10Pa。2:確定液壓缸的主要結構尺寸要求動力滑臺的快進，快退速度相等,現采用活塞桿固定的單桿式液壓缸?？爝M時采用差動連接，并取無桿腔有效面積A1等于有桿腔有效面積A2的二倍，即A1=2A2。為了防止在鉆孔鉆通時滑臺突然前沖，在回油路中裝有背壓閥按表8-2,初選背壓閥Pb=8兇05Pa。快進時液壓缸雖然作差動連接，但是由于油管中有壓降AP存在，有桿腔的壓力必須大于無桿腔，估算時可取4P三5父105Pa。快退時回油腔中有背壓，這時P也可

8、按5n05Pa估算。由前面的表格知最大負載為工進階段的負載F=20421.05N,按此計算A1.貝UA1=F/(R-P2/2)=21578/40*105-8*105/2=5.99*10-3帚=59.9cm2液壓缸直徑D=，(4A/n)=V(4*59.9/n)=8.75cm由A1=2A2可知活塞桿直徑D=V2d,d=0.707D=0.707*8.75cm=6.18cm按GB/T2348-1993將所計算的D與d值分別圓整到相近的標準直徑，以便采用標準的密封裝置.圓整后得：D=8.8cmd=6.2cm按標準直徑算出：A1=nD2/4=n*8.82/4=60.79cm2A2=n(D2-d2)/4=n

9、(8.82-6.22)cn?=30.62cm2按最低工進速度驗算液壓缸尺寸，查產品樣本，調速閥最小穩定流量qmin=0.05l/min,因工進速度V=0.3m/min為最小速度,則有A1min=qmin/vmin=0.05*10'/0.3*102cm=1.67cmAi=60.7cm2>A1min=1.67cm2,滿足最低速度的要求。3:計算液壓缸各階段的工作壓力，流量和功率根據液壓缸的負載圖和速度圖以及液壓缸的有效面積，可以算出液壓缸工作過程各階段的壓力，流量和功率，在計算工進時背壓按P=8M05Pa代入，快退時背壓按P=5x105Pa代人計算公式和計算結果于下表中表3-1:液壓

10、缸所需的實際流量，壓力和功率工作循環計算公式進油壓力回油壓力所需壓力輸入功率PFPRqNPaPaL/minkw差動快進Pl=(F+A2*AP)/(A1-A2)q=V(Ai-A2)P=Rq/6122631513.8x10518.8X1015.10.340工進P1=(F+P2*A2)/A1q=VAP=Pjq/6122157839.5X1058X1051.820.117快退P1=(F+P2*A1)/A2q=VAP=Pjq/612263118.5X10555X1015.30.463注：1.差動連接時，液壓缸的回油口到進油口之間的壓力損失P=5X105Pa,而P=Pj+af>o2.快退時，液壓缸有

11、桿腔進油，壓力為Pj，無桿腔回油，壓力為Pb.(二)液壓泵的參數計算由表3-1可知工進階段液壓缸工作壓力最大，若取進油路總壓力損失EAP=5X105Pa,壓力繼電器可靠動作需要壓力差為5M05Pa,則液壓泵最高工作壓力可按式8-5算出Pp=Pi+EAP+5x105=(39.5+5+5)X105Pa=49.5X105Pa因此泵的額定壓力可取Pr-1.25>49.5X105Pa=62Xi。5Pa由表3-1可知，工進時所需流量最小是1.82l/min,設溢流閥最小溢流為2.5L/min。取泄露系數K=1.1,則小流量泵的流量應為qpi之(1.1xi.82+2.5)L/min=4.007L/mi

12、n快進快退時液壓缸所需的最大流量是15.3L/min,則泵的總流量為qp=1.1M5.3L/min=16.83L/min即大流量泵的流量qp2至qp-qpi=16.83-4.007=12.823L/min。根據上面計算的壓力和流量，并考慮液壓泵存在容積損失，查液壓元件及選用當選用YB-7/12型的雙聯葉片泵，該泵額定壓力為6.3MPa.額定轉速為960r/min.(三)電動機的選擇系統為雙泵供油系統，其中小泵1的流量：qpi=(5X105/60)m3/s=0.083M0-3m3/s大泵流量：qp2=(13M03/60)m3/s=0.22X10-3m3/s.差動快進，快退時兩個泵同時向系統供油；

13、工進時，小泵向系統供油，大泵卸載。下面分別計算三個階段所需的電動機功率P。1:差動連接差動快進時，大泵2的出口壓力經單向閥11與小泵1匯合，然后經單向閥2,三位五通閥3二位二通閥進入液壓缸大腔4,大腔的壓力Pi=pj=13.8M05Pa,由樣本可知，小泵的出口壓力損失p1=4.5X105Pa,大泵出口到小泵的壓力損失p2=1.5父105Pa于是計算得小泵的出口壓力Pp1=18.3X105Pa(總效率=0.5),大泵出口壓力Pp2=19.8X105Pa(總效率=0.5).電動機功率：P=(Pp1*qp1/1)+(P.2*qp2/%)=1176w2:工進；考慮到調速閥所需最小壓力差AP|=5父10

14、5Pa壓力繼電器可靠動作需要壓力差&P2=5父105Pa因此工進時小泵的出口壓力中1=RP|P2=49.5父105Pa而大泵的卸載壓力取Pp2=2X105Pa.(小泵的總效率n1=0.565,大泵總效率“2=0.3).電動機功率：P=(Pp1*qp1/l)+(PZqp2八2)=876w3:快退；類似差動快進分析知：小泵的出口壓力Pp1=21.8x105Pa(總效率1=0.5)，大泵出口壓力Po2=23.3M05Pa(總效率。2=0.51).電動機功率：P=(PZqpi/"i)+(Pp2*qp2/n2)=1368w綜合比較，快退時所需功率最大。據此查樣本選用Y100L-6異步電

15、動機，電動機功率1.5KW額定轉速940r/min。五：液壓元件的選擇1:確定閥類元件及輔根據系統的最高工作壓力和通過各閥類元件的實際流量，查閱產品樣本,選出的閥類元件和輔助規格如下表所示。其中溢流閥12按小流量泵的額定流量選取。過濾器按液壓泵額定流量的2倍選取吸油用線隙式過濾器。表中序號與系統原理圖的序號一致。表五：液壓元件明細表序號兀素名稱最大通過流量/L.min-1型號備注1雙聯葉片泵19YB-7/12查液壓元件及選用表2-1002單向閥19I-25B查液壓元件及選用表4-1463三位五通電磁閥3835D-63BY查液壓元件及選用表4-1684二位二通電磁閥3822D-63BH查機械設計

16、手冊單行本表20-7-1645調速閥3.82Q-10H8查機械設計手冊單行本表20-7-1246壓力繼電器DP-63B查液壓元件及選用表4-967單向閥19I-25B查液壓元件及選用表4-1468液控順序閥0.16XY-25B查液壓元件及選用表4-819背壓閥0.16B-10B查機械設計手冊單行本表20-7-8410液控順序閥（卸載用）12XY-25B查液壓元件及選用表4-8111單向閥12I-25B查液壓元件及選用表4-14612溢流閥4Y-10B查液壓元件及選用表4-1413過濾器38XU-B32X100查液壓元件及選用表5-1714壓力表開關K-6B2:油管的選擇根據選定的液壓閥的連接油

17、口尺寸確定管道尺寸。液壓缸的進、出油管按輸入、排出的最大流量來計算。由于本系統液壓缸差動連接快進快退時，油管內通油量最大，其實際流量為泵的額定流量的兩倍達38L/min,液壓缸進、出油管直徑由下表可知。為統一規格,按產品樣本選取所有油管均為內徑15mm外徑19mrm)10號冷拔管。3:油箱容積的確定中壓系統的油箱容積一般取液壓泵額定流量的57倍，現取7倍，故油箱容積為V=(7X19)L=133L六：驗算液壓系統性能(一)壓力損失的驗算及泵壓力的調整1:工進時的壓力損失驗算和小流量泵壓力的調整工進時管路中的流量僅為1.82L/min,因此流速很小，所以沿程壓力損失和局部壓力損失都非常小，可以忽略

18、不計。這時進油路上僅考慮調速閥的壓力損失，P|=5父105Pa回油路上只有背壓閥的壓力損失，小流量泵的調整壓力應等于工進時的液壓缸的工作壓力P|加上進油路壓差出,并考慮壓力繼電器動作需要貝uPp=P|+API+5X105Pa=39.5+5+5X105Pa=49.5X105Pa即小流量泵的溢流閥12應按此壓力調整。2:快退時的壓力損失驗算和大流量泵卸載壓力的調整因快退時，液壓缸無桿腔的回油量是進油量的2倍，其壓力損失比快進時的要大，因此必須計算快退時的進油路與回油路的壓力損失，以便確定大流量泵的卸載壓力。由于系統管路布局尚未確定，所以只能估算系統壓力損失。估算時，首先確定管道內液體的流動狀態。現

19、取進，回油路管道長為l=1.8m,油管直徑d=15X10-3m通過的流量為進油路q2=19L/min=0.317X10-3m3/s,回油路q2=38L/min=0.633X10-3m3/s,油的運動粘度取v=1.5cm2/s,油的密度k900kg/m3,液壓系統元件采用集成塊式的配置形式。(1)確定油流的流動狀態按式（1-30）經單位換算為Re=Vd/vX104=1.2732q/dvX104式中v平均流速（m/s）d油管內徑（m1v油的運動粘度（cm3/s）q通過的流量（m3/s）則進油路中的液流雷諾數為Re1=179<2300回油路中的液流雷諾數為Re2=385<2300由上可知

20、，進油路中的流動都是層流。（2）沿程壓力損失BP|,由式（1-37）可算出進油路和回油路的壓力損失。在進油路上，流速v=4q1/Hd21.m/s則壓力損失為Ep=64Lv2/Re1*d*2=0.62X105Pa在回油路上，流速為進油路流速的2倍即V=3.58m/sp=64Lv2/Re2*d*2=1.24M05Pa（3）局部壓力損失由于采用集成塊式的液壓裝置，所以只考慮閥類元件和集成塊內油路的壓力損失，通過各閥的局部壓力損失按式（1-39）計算，結果于表五中。表六：閥類元件局部壓力損失元件名稱額定流量q/L.min-1實際通過的流量q/L.min-1額定壓力損失Apn(X105Pa)實際壓力損失

21、p;/(X105Pa)單向閥2251620.82三位五通電磁閥36316/3240.26/1.03單向閥11251241.03二位二通電磁閥4633241.03注：快退時經過三位五通閥的兩油道流量不同，壓力損失也不同若取集成塊進油路的壓力損失Apj1=0.3X105Pa,回油路壓力損失為ppj2=0.5X105Pa,則進油路和回油路總的壓力損失為，P1八pi、p.：pji=(0.62+0.82+0.26+0.46+0.3X105Pa=2.46M05%P2八P2xPP2=(1.24+1.03+1.03+0.5)X105Pa=3.26M05Pa前面已算出快退時液壓缸負載F=2631N則快退時液壓缸

22、的工作壓力為P1=(F+EAp2A1)/A2=(2631+3.26X105X60.79乂10-4)/30.62乂10-4Pa=15.06X105Pa可算出快退時泵的工作壓力為%=P1+Ep1=(15.06+2.46)X105Pa=17.52X105Pa因此，大流量泵卸載閥10的調整壓力應大于17.52M05Pa從以上驗算結果可以看出，各個工況下的實際壓力損失都小于初選的壓力損失值，說明液壓系統的油路結構，元件的參數是合理的，滿足要求。(二)液壓系統的發熱和升溫驗算在整個工作循環中。工進階段所占用的時間最長，所以系統的發熱主要是工進階段造成的，故按工進工況驗算系統升溫。工進時液壓泵的輸入功率如前面計算P1=876W工進時液壓缸的輸出功率F2=FV=(21