1、攀枝花学院学生课程设计（论文）题 目： 上料机液压系统设计 学生姓名： 学 号： 200410627120 所在院(系 )： 机电工程学院 专 业： 机械设计制造及其自动化 班 级： 指 导 教 师： 乔水明 职称： 讲师 年 月 日攀枝花学院教务处制攀枝花学院本科毕业设计（论文） 摘要摘 要(空 1 行)。（小四号宋体，20 磅行距, 要求 300 字左右）(空 1 行)(空 1 行)关键词 ，（3-5 个,逗号分隔,小四号宋体）黑体三号攀枝花学院本科毕业设计（论文） 摘要- 14 -(空 1 行)目 录(空 1 行)摘 要ABSTRACT(空 1 行)1 绪论 .11.1 课题背景 11.
2、1.1XXX11.1.2 XXX21.2 XXX 31.2.1 XXX31.2.262 XXX12结论52XXX52参考文献54附录 A：XXX55致 谢56宋体五号宋体五号加粗Times New Romani 小四，分散对齐攀枝花学院本科毕业设计（论文） 摘要- 15 -空 1 行)4 机械传动部件设计(空 1 行)4.1切削力的计算（小三号黑体）4.1.1 XXXX（四号黑体）根据 （小四号宋体，20 磅行距）4.1.2 XXXX（四号黑体）XXX (空 1 行)4.2 XXXXXXXX（小三号黑体） （小四号宋体，20 磅行距）(空 1 行)4.3 XXXXXX (空 1 行)4.4 X
3、XXXXXXXXXX；图 4.2 主轴进图示 宋体五号攀枝花学院本科毕业设计（论文） 摘要- 16 -题目六：组合机床液压系统设计试设计一卧式单面多轴钻孔组合机床的液压系统，要求液压系统完成的工作循环是：快进 工进 快退 停止；系统参数如下表,动力滑台采用平面导轨，其静、动摩擦系数分别为 0.15、0.08 往复运动的加减速时间要求不大于 0.2s。 完成系统设计计算，拟定系统图，确定各液压元件的型号及尺寸。设计液压缸参数 3直径 (mm) 15.8孔一个数 10直径 (mm) 6.5孔二个数 8直径 (mm) 9.5主轴参数孔三 个数 2快进、快退速度 (m/min) 8工进速度(mm/mi
4、n) 40-60最大行程(mm) 400工进行程(mm) 150材料硬度(HB) 250工作部件重量(N) 12000一、负载分析(1) 工作负载 高速钢钻铸铁孔时的轴向切削力 (单位为 N)与钻头直径 D（单位为 mm） 、tF每转进给量 s（单位粪为 mm/r）和铸件硬度 HBW 这间的经验公式为（631）0.80.625()tFDHBW钻孔时的主轴转速 n 和每转进给量 s 按组合机床设计手册选取对 15.8mm 的孔， ，1293/minr0.162/r对 6.5mm 的孔， ，60/i.45/s对 9.5mm 的孔， ，15/innr0.1/r代入式（631）求得攀枝花学院本科毕业设
5、计（论文） 摘要- 17 -0.80.6 0.80.6 0.80.6.8.25()(125.1252.561452.95)7949.18376tFDsHBWNNN 惯性负载 12088169.60.2mvFt阻力负载 静摩擦阻力 5fs N动摩擦阻力 0.812096fdF由此得出液压缸在各工作阶段的负载如表 4.1表 4.1 工况 负载组成 负载值 F 推力 /mF起动 fsF1800 2000加速 96081fdm1876 2084快进 fdF960 1067工进 fdt36720 40800快退 fdF960 1067注：1.液压缸的机械效率取 =0.9m2.不考虑动力滑台上颠覆力矩的作
6、用。二、负载图和速度图的绘制负载图按上面计算出的数值绘制，如图 1 所示。速度图已按已知数值快进和快进速度、快进行程 、工进行程 、快退行程 和工进速138/min14052lm2150lm340lm度 等绘制。2190.627./ins攀枝花学院本科毕业设计（论文） 摘要- 18 -a) b)图 1三、 确定液压缸的主要参数1初选液压缸工作压力所设计的动力滑台在工进时负载最大，其值为 40800N,在其它工况负载都比它低，参考表 2 和表3，初选液压缸的工作压力 =4MPa。1P表 2 按负载选择工作压力负载/ KN 50工作压力/MPa0.8 1 1.5 2 2.5 3 3 4 4 5 5
7、表 3 各种机械常用的系统工作压力机 床机械类型 磨床组合机床龙门刨床拉床农业机械 小型工程机械 建筑机械 液压凿岩机液压机 大中型挖掘机 重型机械 起重运输机械工作压力P/MPa0.8235 28 8101018 20322计算液压缸主要尺寸鉴于动力滑台快进和快退速度相等，这里的液压缸可选用单活塞杆式差动液压缸，快进时液压缸差动连接。这种情况下液压缸无杆腔工作面积 应为有杆腔工作面积 的两倍。即活塞杆直径与缸筒直径1A2A呈 的关系。0.7dD工进时为防止孔钻通时负载突然消失发生前冲现象，液压缸的回油腔应有背压，参考表 1 和表 2选此背压为 4 MPa。快进时液压缸虽然作差动连接，但由于油
8、管中有压降 存在，有杆腔的压力必2P p须大于无杆腔，参考表 4，估算时取 0.5MPa。快退时回油腔中是有背压的，这时 按 MPa 估算。p 20.6攀枝花学院本科毕业设计（论文） 摘要- 19 -表 4 执行元件背压力系统类型 背压力/MPa简单系统或轻载节流调速系统 0.20.5回油路带调速阀的系统 0.40.6回油路设置有背压阀的系统 0.51.5用补油泵的闭式回路 0.81.5回油路较复杂的工程机械 1.23回油路较短且直接回油 可忽略不计由工进时的推力式计算液压缸面积 1212/ (/)mFAppA有 6222110.8()/)(4)/()10.13m m缸筒直径： 61()(.3
9、).DA参考表 5 及表 6，得活塞杆直径： d 0.71D =85.2mm，圆整后取标准数值得 D=120mm， d=85mm。表 5 按工作压力选取 d/D工作压力/MPa 5.0 5.07.0 7.0d/D 0.5 0.55 0.620.70 0.7表 6 按速比要求确定 d/D2/ 1 1.15 1.25 1.33 1.46 1.61 2d/D 0.3 0.4 0.5 0.55 0.62 0.71注： 1无杆腔进油时活塞运动速度；2有杆腔进油时活塞运动速度。由此求得液压缸两腔的实际有效面积为 22421103.104DAm22422()(85)6.d攀枝花学院本科毕业设计（论文） 摘要
10、- 20 -4424212(3.0156.310)56.710Am根据计算出的液压缸的尺寸，可估算出液压缸在工作循环中各阶段的压力、流量和功率，如表 7 所列，由此绘制的液压缸工况图如图 2 所示。表 7液压缸在各阶段的压力、流量和功率值工况推力 /FN回油腔压力/MPa2P进油腔压力/MPa1输入流量 1/.minqL输入功率 /PKW计算公式启动2000 0.357 加速2084 p1+ p 0.864 快进(差 动 )恒速 1067 p1+ p 0.66 45.4 0.4992112()FApp工进 40800 0.8 4.006 0.54 0.036121()/pFA起动 2000 0
11、.355 加速 2084 0.6 1.57 快退恒速10670.6 1.39 45.08 1.044122()/pFA注：1. p 为液压缸差动连接时，回油口到进油口之间的压力损失，取 p=0.5MPa。3. 。/mF2 快退时，液压缸有杆腔进油，压力为 p1，无杆腔回油，压力为 p2。攀枝花学院本科毕业设计（论文） 摘要- 21 -图 2四、 拟定液压系统原理图（一）选择液压回路(1) 选择调速回路 由图 2 可知，这台机床液压系统功率较小，滑台运动速度低，工作负载为阻力负载且工作中变化小，故可选用进口节流调速回路。为防止孔钻通时负载突然消失引起运动部件前冲，在回油路上加背压阀。由于系统选用
12、节流调速方式，系统必然为开式循环系统。(2) 选择油源形式 从工况图可以清楚看出，在工作循环内，液压缸要求油源提供快进、快退行程的低压大流量和工进行程的高压小流量的油液。最大流量与最小流量之比 qmax/qmin=45.4/0.54 84，而快进快退所需的时间 和工进所需的时间 分别为：1t 2t113(/)(/)602580(640)/(81)4.7tll ss22(/)()/(.75)19.tl也就是 。因此，从提高系统效率、节省能量的角度来看，采用单个定量泵作为油源显然是不合适的，21/3t而宜选用大、小两个液压泵自动并联供油源方案（图 3a） 。(3) 选择快速运动和换向回路 本系统已
13、选定液压缸差动连接和双泵供油两种快速运动回路实现快速运动。考虑到从工进转快退时回油路流量较大，故选用换向时间可调的电液换向阀式换向回路，以减小液压冲击。由于要实现液压缸差动连接，所以选用三位五通电液换向阀，如图 3b 所示。攀枝花学院本科毕业设计（论文） 摘要- 22 -图 3(4) 选择速度换接回路 由工况图（图 2）中的 曲线得知，当滑台从快进转为工进时，输入液ql压缸的流量由 45.4L/min 降为 0.54L/min，滑台的速度变化较大，为减少速度换接时的液压冲击，宜选用行程阀控制的换接回路，如图 3c 所示。当滑台由工进转为快退时，回路中通过的流量很大进油路中通过 45.08L/m
14、in，回油路中通过 45.08(113.1/56.35)L/min=90.48L/min。为了保证换稳中有向平稳起见，可采用电液换向阀换接回路（见图 3b），就不需再设置专用的元件或油路。(5) 选择调压和卸荷回路 在双泵供油的油源形式确定后，调压和卸荷问题都已基本解决。即滑台工进时，高压小流量泵的出口压力由油源中的溢流阀调定，无需另设调压回路。在滑台工进和停止时，低压大流量泵通过液控顺序阀卸荷，高压小流量泵在滑台停止时虽未卸荷，但功率损失较小，故可不需再设卸荷回路。(二)、液压回路的综合将上面选出的液压基本回路组合在一起，并经修改和完善，就可得到完整的液压系统工作原理图，如图 4 所示。在图
15、 3 中，为了解决滑台工进时进、回油路串通使系统压力无法建立的问题，增设了单向阀 6。为了避免机床停止工作时回路中的油液流 回油箱，导致空气进入系统，影响滑台运动的平稳性，图中添置了一个单向阀 13。考虑到这台机床用于钻孔（通孔与不通孔）加工，对位置定位精度要求较高，图中增设了一个压力继电器 14。当滑台碰上死挡块后，系统压力升高，它发出快退信号，操纵电液换向阀换向。攀枝花学院本科毕业设计（论文） 摘要- 23 -图 4 整理后的液压系统图1双联叶片泵 2三位五通电液阀 3行程阀4调速阀 5、6、10、13单向阀 7顺序阀8背压阀 9溢流阀 11过滤器12压力表 13压力继电器五、计算和选择液
16、压件（一）确定液压泵的规格和电动机功率(1) 计算液压泵的最大工作压力小流量泵在快进和工进时都向液压缸供油，由表 7 可知，液压缸在工进时工作压力最大，最大工作压力为 4.006MPa，如在调速阀进口节流调速回路中，参考表 8,选取进油路上的总压力损失 p=0.8MPa，考虑到压力继电器的可靠动作要求压差为=0.5MPa，则小流量泵的最高工作压力估算为1max(4.06.80.5).36pPPMPa损 继 电 器大流量泵只在快进和快退时向液压缸供油，由图 1 可知，快退时液压缸中的工作压力比快进时大，如取进油路上的压力损失为 0.5MPa，则大流量泵的最高工作压力为：21()(.390.5)1
17、.89pMa a损表 8系统结构情况 总压力损失 1/pMP一般节流阀调速及管路简单的系统 020.5进油路有调速阀及管路复杂的系统 0.51.5(2) 计算液压泵的流量攀枝花学院本科毕业设计（论文） 摘要- 24 -由表 7 可知，油源向液压缸输入的最大流量为 45.4L/min ，若取回路泄漏系数 K=1.1，则两个泵的总流量为 /min1.45/in49./minpqKLLL考虑到溢流阀的最小稳定流量为 3L/min，工进时的流量为 0.54L/min，则小流量泵的流量最少应为 3.54L/min。(3) 确定液压泵的规格和电动机功率根据以上压力和流量数值查阅产品样本，并考虑液压泵存在容
18、积损失，最后确定选取 PV2R12-6/46 型双联叶片泵。其小流量泵和大流量泵的排量分别为 6mL/r 和 46mL/r，当液压泵的转速np=940r/min 时，其理论流量分别为 5.6 L/min 和 31L/min，若取液压泵容积效率 v=0.9，则液压泵的实际输出流量为 (64)90./10/min43.9/minpq LL由于液压缸在快退时输入功率最大，这时液压泵工作压力为 1.89MPa、流量为 43.99MPa，若取液压泵总效率 p=0.75，这时液压泵的驱动电动机功率为 1.8943.1.856075pqPKW根据此数值查阅产品样本，选用规格相近的 Y112L6 型电动机，其
19、额定功率为 2.2KW，额定转速为 940r/min。（二）确定阀类元件及辅件根据系统的最高工作压力和通过各阀类元件及辅件的实际流量，查阅产品样本，选出的阀类元件和辅件规格如表 8 所列。其中，溢流阀 9 按小流量泵的额定流量选取，调速阀 4 选用 Q6B 型，其最小稳定流量为 0.03 L/min，小于本系统工进时的流量 0.5L/min。表 8液压元件规格及型号规格序号 元件名称 估计通过的最大流 量 q/L/min 型号 额定流量qn/L/min额定压力Pn/MPa额定压降Pn/MPa1 双联叶片泵 PV2R12-6/46 6+47 16 2 三位五通电液换向阀90 35DYF3Y100
20、B 100 6.3 0.53 行程阀 92 22C100BH 100 6.3 0.34 调速阀 1 Q6B 6 6.3 5 单向阀 90 YF3-E20B 120 6.3 0.2攀枝花学院本科毕业设计（论文） 摘要- 25 -6 单向阀 44 I100B 100 6.3 0.27 液控顺序阀 32 XY63B 63 6.3 0.38 背压阀 1 B10B 10 6.3 9 溢流阀 5.1 Y10B 10 6.3 10 单向阀 32 I100B 100 6.3 0.211 滤油器 499 XU100200 100 618 0.0212 压力表开关 K6B 63 13 单向阀 916 I100B
21、100 6.3 0.214 压力继电器 PFB8L 14 *注：此为电动机额定转速为 940r/min 时的流量。(三) 确定油管在选定了液压泵后，液压缸在实际快进、工进和快退运动阶段的运动速度、时间以及进入和流出液压缸的流量，与原定数值不同，重新计算的结果如表 9 所列。9各工况实际运动速度、时间和流量流量、速度快进 工进 快退输入流量 1/.minL12()3.49/(13.56)876pAq10.5/minqL143.9pq排出流量 1/.inL21/(5.3.)/3.1468qA21/(0.563)(.qA212/(43.9.)(56.38qA运动速度 1/.min12/()43.90
22、3.56)75pqA21/(0.5)(3.4qA312/(4.90)(56.378qA攀枝花学院本科毕业设计（论文） 摘要- 26 -表 10允许流速推荐值管道 推荐流速/(m/s)吸油管道 0. 51.5，一般取 1 以下压油管道 36，压力高，管道短，粘度小取大值回油管道 1. 53 由表 9 可以看出，液压缸在各阶段的实际运动速度符合设计要求。根据表 9 数值，按表 10 推荐的管道内允许油液在压力管中流速取 3 m/min，由式 计算2/()dq得与液压缸无杆腔和有杆腔相连的油管内径分别为 32/()2(87.6)/(106)4.9Dq m/43.9/ 17.6d 为了统一规格，按产品
23、样本选取所有管子均为外径 mm、内径 mm 的 10 号冷拔钢管。2820(四) 确定油箱油箱的容量按式 估算，取 为 5 时，求得其容积为：pVq743.907.93pLLs按 JB/T 79381999 规定，取标准值 V=375L六、 验算液压系统性能（一）验算系统压力损失由于系统管路布置尚未确定，所以只能估算系统压力损失。估算时，首先确定管道内液体的流动状态，然后计算各种工况下总的压力损失。现取进、回油管道长为 l=2m，油液的运动粘度取 =110-4m2/s，油液的密度取=0.917410 3kg/m3。(1) 判断流动状态在快进、工进和快退三种工况下，进、回油管路中所通过的流量以快
24、退时回油流量 =45.4L/min2q为最大，此时，油液流动的雷诺数 344487.610120.3605edqR攀枝花学院本科毕业设计（论文） 摘要- 27 -也为最大。因为最大的雷诺数小于临界雷诺数（2000），故可推出：各工况下的进、回油路中的油液的流动状态全为层流。(2) 计算系统压力损失将层流流动状态沿程阻力系数 754edRq和油液在管道内流速 2d同时代入沿程压力损失计算公式 ，并将已知数据代入后，得21lp2 3471 475750.9141028.345102(8)lpq qqdd 可见，沿程压力损失的大小与流量成正比，这是由层流流动所决定的。在管道结构尚未确定的情况下，管道
25、的局部压力损失 p 常按下式作经验计算各工况下的阀类元件的局部压力损失可根据下式计算其中的 pn由产品样本查出， qn和 q 数值由表 8 和表 9 列出。滑台在快进、工进和快退工况下的压力损失计算如下：1快进滑台快进时，液压缸通过电液换向阀差动连接。由表 8 和表 9 可知，进油路上油液通过单向阀 10 的流量是 32L/min，通过电液换向阀 2 的流量是 43.99 L/min，然后与液压缸有杆腔的回油汇合，以流量 87.67L/min 通过行程阀 3 并进入无杆腔。由此进油路上的总压降为：2224.97.60.()0.5()0.3()111(.2.43Vp MPaMPaPa此值不大，不
26、会使压力阀开启，帮能确保两个泵的流量全部进入液压缸。在回油路上，液压缸有杆腔中的油液通过电液换向阀 2 和单向阀 6 的流量都是 43.68L/min，然后与液压泵的供油合并，经行程阀 3 流入无杆腔。由此可算出快进时有杆腔压力 与无杆腔压力 之差。2p1p攀枝花学院本科毕业设计（论文） 摘要- 28 -2222143.6843.6887.60.5()0.()0.()111(0.95.8p MPaMPaPa此值小于原估计值 0.5MPa(见表 7)，所以是安全的。2工进滑台工进时，在进油路上，油液通过电液换向阀 2、调速阀 4 进入液压缸无杆腔，在调速阀 4 处的压力损失为 0.5MPa。在回
27、油路上，油液通过电液换向阀 2、背压阀 8 和大流量泵的卸荷油液一起经液控顺序阀 7 返回油箱，在背压阀 8 处的压力损失为 0.5MPa。通过顺序阀 7 的流量为（0.25+32）=32.25L/min，因此这时液压缸回油腔的压力 为：2p2 220.53.5.5()0.5.()1100.3p MPaMPa可见，此值略大于原估计值 0.5MPa。故可按表 7 中公式重新计算工进时液压缸进油腔压力 ，即1p6421 461408.53105.3103.9FpAp MPaa 此值与表 7 中数值 4.006 MPa 相近。考虑到压力继电器的可靠动作要求压差 pe=0.5MPa，故溢流阀 9 的调
28、压 应为：1pA2110.53.9.().0.54.8pAp MPaa3快退滑台快退时，在进油路上，油液通过单向阀 10、电液换向阀 2 进入液压缸有杆腔。在回油路上，油液通过单向阀 5、电液换向阀 2 和单向阀 13 返回油箱。在进油路上总的压降为221343.90.()0.5()0.11VpMPa此值远小于估计值，因此液压泵的驱动电动机的功率是足够的。在回油路上总的压降为 22228.98.98.90.()0.5()0.()0.7111Vp PaMPa攀枝花学院本科毕业设计（论文） 摘要- 29 -此值与表 7 的数值基本相符，故不必重算。所以，快退时液压泵的最大工作压力 应为p11(.570.12)1.69pV MPaPa此值是调整液控顺序阀 7 的调整压力的主要参考数据。2验算系统发热与温升由于工进在整个工作循环中占 96%，所以系统的发热与温升可按工进工况来计算。36720.40.26916opFKWKW 液压系统的总输入功率即为液压泵的输入功率 126236335.10.()104.90006.75.57ppiq KWKw 由此可计算出系统的发热功率为 (0.57.0269)0.51iioHpK按式 计算工进时系统中的油液温升，即 32(0.510)/(50)13.9T C油温在允许范围内，油箱散热面积符合要求，不必设置冷却器。
