1、.目 录一、设计题目2二、工况分析3三、负载图和速度图的绘制.4四、液压缸主要参数的确定6五、拟定液压系统原理图 .8六、液压元件的选择.12七、液压系统性能的验算17八、参考文献20.一、 设计题目：设计一台双面钻通孔卧式组合机床的液压进给系统及其装置。机床的工作循环为：工件夹紧左、右动力部件快进左右动力部件工进左动力部件快退、右动力部件继续工进左动力部件停止、右动力部件快退左、右动力部件皆停止、工件松开。已知工件的夹紧力为 8*103 N，两侧加工切削负载皆为 15*103N, 工件部件的重量皆为 9.8*103N，快进、快退速度为 5m/min，快进行程为100mm，左动力部件工进行程
2、50mm，右动力部件工进行程 80mm，v min=80200mm/min，往复运动的加、减速时间为 0.2s，滑台为平导轨，静、动摩擦系数分别为 0.2 和0.1。.二、工况分析首先根据已知条件，绘制运动部件的速度循环图，如图 1 所示，然后计算各阶段的外负载并绘制负载图。液压缸所受外负载 F 包括三种类型，即 afwFFw为工作负载，为 15000N；Fa运动部件速度变化时的惯性负载；Ff导轨摩擦阻力负载，启动时为静摩擦阻力，启动后为动摩擦阻力，对于平导轨可由下式求得 RnfFGG运动部件重力；FRn垂直于导轨的工作负载。f导轨摩擦系数，本例中取静摩擦系数 0.2，动摩擦系数为 0.1。求
3、得：.Ffs=0.2*9800N=1960NFfa=0.1*9800n=980N上式中 Ffs为静摩擦阻力， Ffa为动摩擦阻力。 tvgGag重力加速度；t加速度或减速度，一般t=0.010.5svt 时间内的速度变化量。在本题中v505m/min NFa417602.589表 1 工作各阶段左、右液压缸活塞负载工况 负载组成 负载值 F 推力 F/m起动 F=Ffs 1960 2178加速 F=Ffa+Fa 1397 1552快进 F= Ffa 980 1088工进 F= Fw+Fa 15980 17756快退 F= Ffa 980 1088三、负载图和速度图的绘制根据上述计算结果，列出各
4、工作阶段所受的外负载.(见表 1)，并画出如图 1 所示的负载循环图.图 1 速度和负载循环图.四、液压缸主要参数的确定由液压传动中表 11-2 和表 11-3 可知，组合机床液压系统在最大负载约为 17760N 时宜取 P1=3MPa。鉴于左右运动部件要求快进、快退速度相同，这里的液压缸可选用单杆式，并在快进时作差动连接。由第五章得知，这种情况下液压缸无杆腔工作面积 A1应为有杆腔工作面积 A2的两倍，即活塞杆直径 d 与缸筒直径呈d=0.7D 的关系。在钻孔加工时，液压缸回油路上必须具有背压 p2,以防孔被钻通时滑台突然前冲。根据现代机械设备设计手册中推荐数值，可取 p2=0.8MPa。快
5、退时回油腔中有背压的，这是 p2可按 0.6MPa 估算。计算液压缸面积：.212cm1p4.3FDdpD可得：)(7.95.0135.9.0134.7625 mDd=0.7D=66.99mm当按 JB826-66 将这些直径圆整成就近标准值：D=95mm,d=65mm。由此求得液压缸两腔的实际有效面积为：A1=D2/4=70.8810-4m2,A2=(D2-d2)/4=37.710-4m2。经检验，活塞杆的强度和稳定性均符合要求。根据上述 D 和 d 的值，可估算液压缸在各个工作阶段中的压力、流量和功率，如表 2 所示。.表 2 液压缸在不同工作阶段的压力、流量和功率值工况 推力F/m回油腔
6、压力p2/MPa进油腔压力p1/MPa输入流量q/L*min-1输入功率P/kW计算式起动 2178 0 0.656 加速 1552 1.036 快进恒速 10881MPa3.p0.896 16.6 0.248212m1/ApFpvAqqP1工进 17756 0.8 2.39 0.71 0.035 qpvAAF1212m/起动 2178 0 0.578 加速 1552 1.54 快退恒速 10880.61.417 18.85 0.445qpPvAAF13212m/五、拟定液压系统原理图 (1)确定供油方式考虑到该机床在工作进给时负载较大，速度较低。而在快进、快退时负载较小，速度较高。从节省能量
7、、减少.发热考虑，泵源系统宜选用双泵供油或变量泵供油。现采用带压力反馈的限压式变量叶片泵。(2)调速方式的选择在中小型专用机床的液压系统中，进给速度的控制一般采用节流阀或调速阀。根据铣削类专用机床工作时对低速性能和速度负载特性都有一定要求的特点，决定采用限压式变量泵和调速阀组成的容积节流调速。这种调速回路具有效率高、发热小和速度刚性好的特点，并且调速阀装在回油路上，具有承受负切削力的能力。(3)速度换接方式的选择本系统采用电磁阀的快慢速换接回路，它的特点是结构简单、调节行程比较方便，阀的安装也较容易，但速度换接的平稳性较差。若要提高系统的换接平稳性，则可改用行程阀切换的速度换接回路。(4)夹紧
8、回路的选择.用二位四通电磁阀来控制夹紧、松开换向动作时，为了避免工作时突然失电而松开，应采用失电夹紧方式。考虑到夹紧时间可调节和当进油路压力瞬时下降时仍能保持夹紧力，所以接入节流阀调速和单向阀保压。在该回路中还装有减压阀，用来调节夹紧力的大小和保持夹紧力的稳定。最后把所选择的液压回路组合起来，即可组合成图 2所示的液压系统原理图。.图 2. 液压系统原理图.六、液压元件的选择（一）液压泵1)泵的工作压力的确定。考虑到正常工作中进油管路有一定的压力损失，所以泵的工作压力为 (1-13)pp1pp液压泵最大工作压力；p1执行元件最大工作压力；p进油管路中的压力损失，初算时简单系统可取 0.20.5
9、MPa，复杂系统取 0.51.5MPa，本题取0.5MPa。 MPapp43.509.21上述计算所得的 pp是系统的静态压力，考虑到系统在各种工况的过渡阶段出现的动态压力往往超过静态压力。另外考虑到一定的压力贮备量，并确保泵的寿命，因此选泵的额定压力 pn应满足 pn(1.251.6) pp。中低压系统.取小值，高压系统取大值。在本题中 pn =1.25 pp=4.30MPa。2)泵的流量确定。液压泵的最大流量应为(1-14)maxqKLpqp液压泵的最大流量；(q) max同时动作的各执行元件所需流量之和的最大值。如果这时溢流阀正进行工作，尚须加溢流阀的最小溢流量 23Lmin；KL系统泄
10、漏系数，一般取 KL=1.11.3，现取KL=1.2。 min/4.3in/2.361min LLqLp 3)选择液压泵的规格。根据以上算得的 pp和 qp，再查阅有关手册，现选用 YBS-63 变量叶片泵，该泵的基本参数为:泵的额定压力 6.2MPa，泵的额定流量为 6.3 Lmin，电动机转速 1000rmin。.4)与液压泵匹配的电动机的选定。根据所选液压泵的技术参数由液压技术手册查得与液压泵匹配的电动机的功率为 。kWP3.（二）阀类元件及辅助元件根据阀类及辅助元件所在油路的最大工作压力和通过该元件的最大实际流量，可选出这些液压元件的型号及规格见表 3。序号 元件名称 额定流量/Lmi
11、n-1额定压力/MPa型号、规格、厂家1 过滤器 80 XU-25100（沈阳黄河五金液压厂）2 变量叶片泵 63 YBS-633 溢流阀 40 16 YF-L10B（上海啸力液压传动设备有限公司）4 压力表 16 KF3-EA10B5 减压阀 20 16 JF-L10G（上海维嘉液压气动元件有限公司6 压力表 16 KF3-EA10B7 单向阀 25 16 DIF-L10H1（昌林液压气动有限公司 ）8 二位四通阀 30 16 24D0-B10H-T（深圳市俪骏自动化科技有限公司）9 单向节流阀 25 16 LI-2510 压力继电器 22 10 DP1-63B（上海富继电气公司）.11 夹
12、紧液压缸 16 12 三位四通阀 30 16 34D0-B10C-T13 单向行程阀 25 16 QCI-25（泰兴市斯德液压制造有限公司）14 二位三通阀 30 16 24D0-B10C-T15 左动力液压缸 16 16 三位四通阀 30 16 34D0-B10C-T17 单向行程阀 25 16 QCI-2518 二位三通阀 30 16 24D0-B10C-T19 右动力液压缸 16 (三)油管各元件间连接管道的规格按元件接口处尺寸决定，液压缸进、出油管则按输入、排出的最大流量计算。由于液压泵具体选定之后液压缸在各个阶段的进出流量已与原定数值不同，所以要重新计算表 4 所示。表中数值说明，液
13、压缸快进快退的速度 v1v3与设计要求相近。这表明所选液压泵的型号规格是适宜的。.表 4 液压缸的进出流量和运动速度流量、速度 快进 工进 快退输入流量/Lmin-135.46 37.)-81.)/(0 (72p1Aq71.0q85.21q排除流量/Lmin-118.6 )/70.8435(12Aq378.0 )/.(12Aq08.41 )/37.52(72Aq运动速度/mmin-15.02 37.)-)/(861(pAqv0.1 )/7.8(2Aqv5.8 /37.1023Aqv根据表 4 中的数值，当油液在压力管中流速取3m/min，可算得与液压缸无杆腔和有杆腔的油管内径分别为：15.8m
14、)03/6(10(35.42)/(2 vqd .)/7.6这两根油管都按 GB/T 2351-93 选用外径16mm、内径12的无缝钢管。.（四）油箱油管容积估算，当取为 7 时，求得容积为V=qp=743.44L=304.08L按 JB/T 7938-1999 规定，取标准值 V=400L。七、液压系统性能的验算一、验算系统压力损失由于系统的管路布置尚未具体确定，整个系统的压力损失无法全面估算，故只能先估算阀类元件的压力损失，待设计好管路布局图后，加上管路的沿程损失和局部损失即可。压力损失的验算应按一个工作循环中不同阶段分别进行。1.快进时滑台快进时，液压缸差动连接，由表 3 和表 4 可知
15、，进油路上油液通过电液换向阀 12 的流量是 16.6L/min，有杆腔内油液通过电液换向阀 14 流量是 18.86L/min，两方面油液汇合后一同进入无杆腔。因此进油路上的总压降为 MPa35.0)86.1(5.0)36.1(5.022Vp回油路上，液压缸有杆腔中的油液通过电液换向阀 14的流量是 18.86L/min，然后与液压泵的供油合并流入无杆腔。由此可算出快进时有杆腔压力 与无杆腔压力 之2p1p差： 2212 )3086.1(5.)306.(5.pMPa3.0.此值与设计估算值 0.3 MPa 基本相符。2工进时工进时，油液在进油路上通过电液换向阀 12 的流量为0.71 L/m
16、in；油液在回油路上通过电液换向阀 14 的流量是 0.378L/min ，在单向行程阀 13 处的压力损失为0.6MPa，通过电液换向阀 12 流量为 0.378L/min，液压缸回油控的压力 为2p MPa6.0)378.(506.)378.0(522可见此值略小于原估计值。重新计算工进时液压缸进油腔压力 即,1pPa57.208.77.36159064412am1 ApF考虑到压力继电器可靠动作需要压差 ，故工进M0ep时溢流阀 9 的调压 应为yp Pa57.3.3071.5.22e11y p3. 快退时快退时，油液在进油路上通过电磁换向阀 12 的流量为21.85L/min、通过单向
17、行程阀 13 的流量 21.85L/min、通过电磁换向阀 14 的流量为 21.85L/min；回油路通过单向行程阀 12 的流量 41.08L/min。因此进油路上总压降为 MPa371.085.21.0385.21.01V p此值小于估计值，所以液压泵驱动电动机的功率是足够的。回油路是总压降为 Pa938.0.415.022Vp所以，快退时液压泵的工作压力 应为pM1.711p.二、验算油液温升工进在整个工作循环过程中所占的时间比例达 95% (见前)，所以系统发热和油液温升按工进时的工况来计算。工进时液压缸的有效功率为 kW027.160.598V2e FP液压泵工进时的工作压力 ，流
18、量 ,液压MPapL/min3.61q泵的总输入功率为 p1qPkW86.0175.0632液压系统的发热功率为 k841.027epP为使温升不超过允许的 值，可按下式计算油)C3(T箱的最小有效面积： 3333min m148.01010V油箱的总容积： L5m8.25.3a 系统不必设置冷却器。.八、参考文献章 宏 甲 液 压 传 动 机 械 工 业 出 版 社 2006.1章 宏 甲 液 压 与 气 压 传 动 机 械 工 业 出 版 社 2005.4黎 启 柏 液 压 元 件 手 册 冶 金 工 业 出 版 社 2002.8雷 天 觉 液 压 工 程 手 册 机 械 工 业 出 版 社 1994.4
