1、1SHANGHAI UNIVERSITY课程设计（设计计算说明书）设计题目: 卧式钻镗组合机床液压系统设计学 院 机电工程与自动化专 业 机械工程及自动化学 号 09121793学生姓名 倪晓春指导教师 沈 健起讫日期 2012.11.262013.3.8成 绩： 2液压传动课程设计任务书组 号 ： （ 二 ） 姓 名 ： 倪 晓 春 学 号 ：091217931、 题 目 名 称 ： 卧 式 钻 镗 组 合 机 床 液 压 系 统 设 计2、 设 计 参 数 及 要 求 ：1、 快 进 -工 进 -快 退 -原 位 停 止2、 运 动 部 件 自 重 ： 40KN3、 切 削 力 ： 25K
2、N4、 快 进 ： L=300mm， V=100mm/s5、 工 进 ： L=300mm， V=（ 0.81.5）mm/s6、 有 较 好 的 调 速 刚 性7、 启 动 、 制 动 时 间 均 为 0.5s8、 1.,2.0dsff3、 设 计 内 容 ：1、 负 载 和 运 动 的 分 析 计 算 ， 并 作 出 负 载 图 、 速 度 图 。2、 确 定 液 压 系 统 的 主 要 参 数 ， 作 出 油 缸 的 压 力 、 流 量 、 功 率 图 。3、 拟 定 及 绘 制 液 压 系 统 原 理 图 。4、 有 关 元 件 的 选 择 和 计 算 。5、 系 统 工 进 时 的 效
3、率 估 算 和 系 统 发 热 估 算 。36、 绘 制 集 成 块 、 油 箱 总 图 及 泵 组 总 成 图 。最 大 压 力 4.36 MPa; 最 大 流 量 24.1 L/min; 主 油 缸 内 径 100， 70 mm。卧式钻镗组合机床液压系统1 设计要求及工况分析 .31.1设计要求 3表 1液压缸各阶段的负载和推力 .42 确定液压系统主要参数 .52.1初选液压缸工作压力 5表 2 按负载选择工作压力 .5表 3 各种机械常用的系统工作压力 .52.2计算液压缸主要尺寸 6表 4 执行元件背压力 .6表 5 按工作压力选取 d/D .6表 6 按速比要求确定 d/D .6表
4、 7液压缸在各阶段的压力、流量和功率值 .73 拟定液压系统原理图 .83.1选择基本回路 83.2组成液压系统 94 计算和选择液压件 .94.1确定液压泵的规格和电动机功率 94.2确定其它元件及辅件 .10表 8各工况实际运动速度、时间和流量 11表 9允许流速推荐值 11表 10液压元件规格及型号 .125 验算液压系统性能 135.1验算系统压力损失 .1345.2 验算系统发热与温升 15卧式钻镗组合机床液压系统1 设计要求及工况分析1.1 设计要求要求设计的动力滑台实现的工作循环是：快进 工进 快退 原位停止。主要性能参数与性能要求如下：切削阻力 FL=25N；运动部件所受重力G
5、=40N；快进、快退速度 1= 3=0.1m/s，工进速度 2=（0.8-1.5）10 -3m/s；快进行程 L1=300mm，工进行程 L2=300mm；往复运动的加速时间 t=0.5s；静摩擦系数 fs=0.2，动摩擦系数 fd=0.1。液压系统执行元件选为液压缸。51.2 负载与运动分析(1) 工作负载 工作负载即为切削阻力 FL=25N。(2) 摩擦负载 摩擦负载即为导轨的摩擦阻力：静摩擦阻力 NGfFs 8042.0动摩擦阻力 sf1(3) 惯性负载 NagGFi 865.0.94(4) 运动时间 快进 svLt 31.031工进 st )37520()5.8(32 快退 svLt
6、61.0313 设液压缸的机械效率 cm=0.9，得出液压缸在各工作阶段的负载和推力，如表1所列。表 1 液压缸各阶段的负载和推力工况 负载组成 液压缸负载F/N液压缸推力F0=F/cm/N启 动加 速快 进工 进反向启动加 速快 退fsFidfLfsidFf 800048164000290008000481640008889535144443222288895351444462 确定液压系统主要参数2.1 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，在其它工况负载都不太高，参考表 2 和表 3，考虑缸径与工作压力之间的关系，初选液压缸的工作压力 p1=5MPa。表 2 按负载选择工作
7、压力负载/ KN 50工作压力/MPa0.811.52 2.53 34 45 5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/MPa0.8235 28 8101018 20322.2 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（A 1=2A2） ，快进时液压缸差动连接。选用回油路带调速阀的差动系统。参考表四，调速阀的压差损失定为 0.5MPa。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 0.20.5根据液压缸
8、在上述各阶段内的负载和运动时间，即可绘制出负载循环图 F-t和速度循环图 V-t，如图所示：7统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 可忽略不计由式得246211 108)2/5.0(9.)/( mpFAcm 则活塞直径 AD93168441表 5 按工作压力选取 d/D工作压力/MPa 5.0 5.07.0 7.0d/D 0.50.55 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
9、 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。参考表 5 及表 6，得 d 0.71D =66mm，圆整后取标准数值得 D=100mm， d=70mm。由此求得液压缸两腔的实际有效面积为 24221 105.784.0mDA24222 10.07.1mdDA 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。c218表 7 液压缸在各阶段的压力、流量和功率值工况 推力F0/N回油腔压力p2/MPa进油腔压力p1/MPa输入流量q10-3/m3/s输入功率P/KW计算公式启动8889 2.31 加速
10、5351 p1+p 1.92 快进恒速4444 p1+p 1.68 0.384 0.645210APFp)(q1工进 32222 0.5 4.36 0.0118 0.051120ApF2qP1启动8889 2.21 加速5351 0.1 1.53 快退恒速4444 0.1 1.30 0.401 0.83820ApF3qP1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。2 快退时，液压缸有杆腔进油，压力为 p1，无杆腔直接回油，故压力 p2 取0.1MPa。3 拟定液压系统原理图3.1 选择基本回路油缸压力、流量、功率图(1) 选择调速回路 由表 7 可知，
11、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，故可选用差动连接，回油节流调速回路。由于系统选用节流调速方式，系统必然为开式循环系统。(2) 选择油源形式 从工况表可以清楚看出，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=0.401/0.0118 34 ；其相应的时间之比(t 1+t3)/t2=(3+6)/375=0.024。9这表明在一个工作循环中的大部分时间都处于高压小流量工作。从提高系统效率、节省能量角度来看，选用单定量泵油源显然是不合理的，为此可选用限压式变量泵或双联叶片泵
12、作为油源。考虑到前者流量突变时液压冲击较大，工作平稳性差，且后者可双泵同时向液压缸供油实现快速运动，最后确定选用双联叶片泵方案，如图 2a 所示。(3) 选择快速运动和换向回路 本系统已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，工作压力不大。故选用换向时间可调的电磁换向阀式换向回路，考虑到系统完成运动后，处于待机状态，以进行下路动作，故选用三位四通中位机能为 M 型的电磁换向阀，差动连接由两位三通电磁球阀来完成，如图 2b 所示。3.2 组成液压系统12 345678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
13、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。12342a567 82b12 345678104 计算和选择液压件4.1 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 p1=4.36MPa，如在调速阀回油节流调速回路中，进油路上的总压力损失很小，取p=0.1MPa，则小流量泵的最高工作压力估算为MPa56.403.1大流量泵只在快进和快退时向液压缸供油
14、，由表 7 可见，快进时液压缸的工作压力为 p1=2.31MPa，比快退时大。考虑到快进时不通过调速阀，故其进油路压力损失很小，现取进油路上的总压力损失p=0.1MPa ，则大流量泵的最高工作压力估算为Pap 41.203.1(2) 计算液压泵的流量由表 7 可知，油源向液压缸输入的最大流量为 0.40110-3 m3/s ，若取回路泄漏系数 K=1.1，则两个泵的总流量为 in/5.26/104.31 Lsmqp 考虑到溢流阀的最小稳定流量为 3L/min，工进时的流量为 0.011810-3 m3/s =0.71L/min，则小流量泵的流量最少应为 3.71L/min。(3) 确定液压泵的
15、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积损失，最后确定选取 PV2R12-6/26 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 36mL/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 24.4L/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 min/1.27)0/9.42610/9.46(21 Lqpp 由于液压缸在快退时输入功率最大，若取液压泵总效率 p=0.8，这时液压泵的驱动电动机功率为 kwPp 36.108.67根据此数值查阅产品样本，选用规格相近的 Y100L6 型电动
16、机，其额定功率为 1.5KW，额定转速为 940r/min。4.2 确定其它元件及辅件11(1) 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。表 8 各工况实际运动速度、时间和流量快进 工进 快退min/4.5)(211LAqp in/71.0Lq min/1.271Lqpin/3.2812LAqmin/36.012LAqin/1.5321LAqsmvp/.021 sv/5.312smv/.021svLt54.1svLt02svLt31.53212由表 8 可以看出，液压缸在各阶段的实际
17、运动速度符合设计要求。表 9 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 按表 9 推荐的管道内允许速度取 =4 m/s，由式 qd4计算得与液压缸无杆腔和有杆腔相连的油管内径分别为 mvqd1.704601.54312mvqd8.1604601.5343为了统一规格，按产品样本选取所有管子均为内径 20mm、外径 28mm 的 10 号冷拔钢管。(2) 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
18、阀 3 按小流量泵的额定流量选取，调速阀 6 选用 2FRM6B 型，其最小稳定流量为 0.05L/min，小于本系统工进时的流量 0.71L/min。表 10 液压元件规格及型号规格序号元件名称通过的最大流量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 PV2R12-6/26 5.1/22 16 2 单向阀 22 RVP10 600 31.5 0.23 先导式溢流阀5.1 DB10A-1-30B/100U200 31.5 4 先导式卸荷溢流阀22 DA10A-1-30B/80250 31.5 5 三位四通电磁换向阀53.1 4WE10E2
19、0/A G24100 31.5 0.36 调速阀 0.71 2FRM6B3P-2X/1.5QR6 31.5 7 两位三通电磁换向阀28.3 3WE6A 80 35 0.3138 过滤器 XU-B*注：此为电动机额定转速为 940r/min 时的流量。(3) 确定油箱油箱的容量按式 pnqV估算，其中 为经验系数，低压系统， =24；中压系统，=57；高压系统，=612。现取 =6，得LqVpn180)4.265(5 验算液压系统性能5.1 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
20、为 l=2m，油液的运动粘度取 =110-4m2/s，油液的密度取=0.9174103kg/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退时回油流量 q2=70L/min 为最大，此时，油液流动的雷诺数 58102604.5443dvRe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 qdR475e和油液在管道内流速 2d同时代入沿程压力损失计算公式 2ldp，并将已知数据代入后，得 qqqdlp 84341 10547.)10(4.3
21、29705275 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，管道的局部压力损失p 常按下式作经验计算l1.014各工况下的阀类元件的局部压力损失可根据下式计算 2nvqp其中的 pn由产品样本查出，q n和 q 数值由表 8 和表 10 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。在进油路上，油液通过单向阀2、电磁换向阀 5，在回油路上，经过两位三通阀。故在进油路上，压力损失分别为 MPaapli 058.1604.1478.063Plii .58apvi 0156.273.062.0小于
22、估计值，因此液压泵的驱动电动.viilii p机的功率是足够的。在回油路上，压力损失分别为 MPaapli 02584.1603.281547.06Plii .54 Mapvi 037.8.23.0pviilii 659.将回油路上的压力损失折算到进油路上去，便得出差动快速运动时的总的压力损失 MPap1057840659.71. 152工进滑台工进时，在进油路上，油液通过电磁换向阀 5 直接进入无杆腔，阀的局部损失可忽略。且流量很小，沿程损失和局部损失可忽略不计。在回油路上，油液通过电磁换向阀 5、调速阀 6 和两位三通阀 8 返回油箱，在调速阀 6 处的压力损失为 0.5MPa。若忽略管路
23、的沿程压力损失和局部压力损失。则在进油路上压力损失可忽略不计。在回油路上总的压力损失为 MPapvoo 50.8036.12036.2该值即为液压缸的回油腔压力 p2=0.5MPa，可见此值与初算时参考表 4 选取的调速阀系统背压相符。则小流量泵的工作压力为 MPapp86.4503.01此值与估算值基本相符，是调整溢流阀 3 的调整压力的主要参考数据。3快退滑台快退时，在进油路上，油液通过单向阀 2、电磁换向阀 5，单向阀 7，两位三通阀 8 进入液压缸有杆腔。在回油路上，油液通过电磁换向阀 5 返回油箱。在进油路上总的压力损失为 MPapvii 054.81.23.061.7.012.73
24、.062.0 2 在回油路上总的压力损失为 MPapvoo 0587.12.3.0此值与表 7 的数值基本相符，故不必重算。大流量泵的工作压力为 appi 580405312此值是调整液控顺序阀 4 的调整压力的主要参考数据。5.2 验算系统发热与温升由于工进在整个工作循环中占 90%以上，所以系统的发热与温升可按工进工况16来计算。在工进时，大流量泵经液控顺序阀 4 卸荷，其出口压力即为油液通过液控顺序阀的压力损失 MPaqpn023.53.0222 液压系统的总输入功率即为液压泵的输入功率 WpPpr 4.5178.060261.84/)( 3321 液压系统输出的有效功率即为液压缸输出的
25、有效功率 WFvc 3.05.32由此可计算出系统的发热功率为 PHcr 1.469.817按式 KAT计算工进时系统中的油液温升，即CO1.58010654932其中传热系数 K=15 W/（m 2C） 。V: 油箱体积，当油箱的 3 个边长之比在 1:1:1 1:2:3 范围内，且油位高占油箱高 80%时，其散热面积设环境温 T2=25C，则热平衡温度为CTO51.40.51 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。6.VA17附录1、电机：2、双联叶片泵：183、单向阀：RVP10 600L/min 31.5Mpa 压降 0.2Mpa。19、204、DA10A-1-30B/80 先导式卸荷溢流阀，250L/min5、DB10A-1-30B/100U 先导式溢流阀，200L/min216、三位四通电磁换向阀：4WE10E20/AG24, 100L/min，31.5Mpa， 压降 0.2Mpa。227、调速阀：2FRM6 B 型 ，6L/min，31.5Mpa。238、二位三通电磁换向阀：3WE6A,80L/min,35Mpa
