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摘要
关键词：液压液压系统组合机床
液压系统已经在各个部门得到越来越广泛的应用，而且越先进的设备，其应用液压系统的部门就越多。
液压传动是用液体作为来传递能量的，液压传动有以下优点：易于获得较大的力或力矩，功率重量比大，易于实现往复运动，易于实现较大范围的无级变速，传递运动平稳，可实现快速而且无冲击，与机械传动相比易于布局和操纵，易于防止过载事故，自动润滑、元件寿命较长，易于实现标准化、系列化。
液压传动的基本目的就是用液压介质来传递能量，而液压介质的能量是由其所具有的压力及力流量来表现的。而所有的基本回路的作用就是控制液压介质的压力和流量，因此液压基本回路的作用就是三个方面：控制压力、控制流量的大小、控制流动的方向。所以基本回路可以按照这三方面的作用而分成三大类：压力控制回路、流量控制回路、方向控制回路。
一.设计要求及工况分析
1.1设计要求
要求设计一台卧式钻孔组合机床的液压系统。要求完成如下工作循环：快进→工进→快退→停止。机床的切削力为F e =25000N ，工作部件的重量为9800N ，快进与快退的速度均为7m/min ，工进速度为0.05m/min ，快进行程为150mm ，工进行程为40mm ，加速、减速时间要求不大于0.2s ，动力平台采用平导轨，静摩擦系数0.2；动摩擦系数为0.1。要求活塞杆固定，油缸与工作台连接。设计该组合机床的液压传动系统。 设计参数如下：
切削力F e =25000N 工作部件质量G=9.8KN 快进速度1V =7m/min=0.12m/s 工进速度2V =0.05m/s=8.3×410-m/s 快退速度3V =7m/min=0.12m/s
快进行程1S =150mm ，工进行程2S =40mm,则快退行程3S =150+40=190mm 1.2负载与运动分析
（1）工作负载。工作负载即轴向切削力，F e =25000N 。 （2）摩擦负载工作部件重量为G=9.8KN ，则摩擦负载为f F =μG
静摩擦负载 0.298001960fs F N =?= 动摩擦负载 0.19800980fd F N =?=
（3）惯性负载 取加速、减速时间均为0.2s ，则惯性负载为 a 98000.126009.80.2
G v F N N g t ?=
?=?=? （4） 液压缸在各工作阶段的负载值
设液压缸的机械效率 w η=0.9，根据公式计算得出液压缸在各阶段的负载和推力。
如表1所列。
表1 液压缸在各运动阶段的负载值（w η=0.9）
快进、工进和快退时间 由下式近似求出
快进 1110.15t 1.250.12
S s V =
== 工进 2220.04t 48.20.00083S s V =
== 快退 3330.19t 1.580.12
S s V =
==
根据负载计算结果和已知的个阶段的速度，可绘制出工作循环图（a ），负载循环图（F-t ）如图(b),速度循环图如图（c)所示。
二.确定液压系统主要参数
2.1 初选液压缸工作压力
参考表2和表3，初选液压缸的工作压力
1
p=3MPa。
负载/KN <5 5~10 10~20 20~30 30~50 >50 工作压力/MPa < 0.8~1 1.5~2 2.5~3 3~4 4~5 ≥5
机械类型
机床农业机械
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
起重运输机械磨床组合
机床
龙门
刨床
拉床
工作压力/MPa 0.8~
2
3~5 2~8 8~10 10~18 20~32
与快退速度相等，选用液压缸无杆腔面积1A 与有杆腔面积2A 之比为2:1，即d=0.71D （D 为液压缸内径，d 为活塞杆直径）。差动连接时由于管路存在压力损失，液压缸有杆腔压力必须大于无杆腔压力，估算时取Δp=0.5MPa 。为了防止钻孔钻通后滑台突然前冲，工进时液压缸回路上必须存在背压2p ，取
2p =0.6MPa 。取快退时回油腔背压为0.7MPa 。
2.2 计算液压缸主要尺寸
由工进时的推力计算液压缸无杆腔的有效面积，公式为1122/m F A p A p η=- 因此，根据已知参数，液压缸无杆腔的有效作用面积可计算为
332
16
2128867m 11.810m 0.90.6/2102
m F A p p η-===??-?-（3） 液压缸缸筒直径为
0.123D m ==
根据GB/T2348—1993将液压缸的内径圆整为D=12.5cm=125mm
又122A A =,故活塞杆直径d=0.71D=88.25mm ，按GB/T2348—1993将活塞杆的内径圆整为D=9cm=90mm
此时液压缸两腔的实际有效面积分别为：
232112.26610A D m π-==?
()22223224(1.250.9)4 5.90710A D d m ππ-=-=-=?
2.3 绘制液压缸工况图
根据上述计算出的1A 和2A 值，可计算得到液压缸在工作循环中各阶段的压力、流量和功率值，如表4所示。由此绘制的液压缸工况图如图2所示。
三.拟定液压系统原理图
3.1选择液压回路
（1）选择调速回路。由工况图可知液压系统功率小，负载为阻力负载且工作中变化小，因此采用进油调速阀节流调速回路，回油路设置背压阀。
（2）选择油源形式。分析工况图可知，系统在快进、快退时为低压、大流量且持续时间短，在工进时为高压、小流量且持续时间长。两种工况要求的最大流量与最小流量之比约为60，因此从提高系统效率、节省能量的角度来看，宜选用高低压双泵供油回路或选用限压式变量泵供油。现选用高低压双泵供油方案。
（3）选择换向与速度换接回路。系统已选用差动回路做快速回路。考虑到由快进转换到工进时，速度变化不大，因此采用行程阀作为速度转换环节。由于本机床工作部件终点的定位精度不高，因此采用挡块压下行开关控制换向阀电磁铁失电，使液压缸停止。由于快退时回油量较大，为了保证换向平稳，因此采用三位五通电液换向阀作为主换向阀。
3.2 液压原理图，如图3：
（图3.卧式钻孔组合机床液压系统原理图）
四、计算和选择液压件
4.1 液压泵及其驱动电机
（1）确定液压泵的最高工作压力
由表4.工况图所需压力、流量和功率表可知，液压缸在整个工作循环中最大压力为2.44MPa 。在调速阀进油节流调速回路中，选取进油路上的压力损失为0.8MPa ，则泵的最高工作压力为： 1P p =2.44+0.8=3.24MPa
大流量泵只在快退、快进时向液压缸供油，由表4可知，快退时液压缸的工作压力比快进时大，取进油路压力损失为0.4MPa 则大流量泵最高工作压力为：2P p =1.75+0.4=2.15MPa （2）确定液压泵的流量
由工况图可知缸需要的最大流量为44L/min,若取统的泄露系数为1.1则两台泵的总流量应为：
1.144min 48.4min p q L L =?=
由于溢流阀的最小稳定溢流量2 L/min ，工进时输入液压缸的流量为0.613 L/min ，所以小流量液压泵的流量为2.613 L/min 。 （3）选择液压泵的规格
据据以上压力和流量数值查阅液压泵产品手册，现选取1YB -2.5/50联叶片泵。 11p q V n =η=2.5×960×0.9=2.16（L/min ） 22p q V n =η=50×960×0.9=43.2（L/min ）
1245.36p p p q q q =+=（L/min ）
由工况图可知最大功率出现在快退阶段，取泵的总功率为0.75p η=
则所需的电动机功率为
63
3
2.1510(2.550)10 2.51600.7510p p p p q P kW kW η-??+?===??
选用电动机型号：查电动机产品样本，选用Y132S-6型电动机，其额定功率是3.0KW ，
额定转速为960min r 。
4.2 阀类元件及其辅助元件
首先根据所选择的液压泵规格及系统的工况算出液压缸在各个阶段的实际进、出流量，运动速度以便为其他液压控制阀及辅件的选择及系统的性能奠定基础。
根据系统的工作压力和通过液压控制阀及部分辅助元件的最大流量，查阅产品样
本，可选出这些元件的型号及规格，如下表：
4.3 确定油管
表 10 允许流速推荐值
，由式
πυq
d 4=
计算得与液压缸无杆腔和有杆腔相连的油管内径分别为
31021.55d mm -===
31022.36d mm -===
为了统一规格，按产品样本选取所有管子均为内径25mm 、外径34mm 的1钢管。
4.4 确定油箱
油箱的容量按式V q α=估算，其中α为经验系数，低压系统，α=2～4；高压系统，α=5～7。q 为液压泵的总额定流量。
则V q α==6×（2.5+50）=315L 取标准值V =350L
五.液压系统主要性能验算
5.1 系统压力损失验算
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ν=1?10-4m 2/s ，油液的密度取ρ=0.9174?103
kg/m 3。
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q 2=94.20L/min 为最大，此时，油液流动的雷诺数
3
34
4494.2010800602510110
e vd q R v vd ππ---??====?????﹤2000
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。
管中流速为：
3
32
2494.2010 3.2/60(2510)4
q
V m s d ππ--??=
==??? 因此沿程压力损失为
22
63
75752 3.2917.40.3510280025102f e l V p Pa R d ρ-?=?=???=?? 在管路具体结构没有确定时，管路局部损失r P ?常按以下经验公式计算
r P ?=0.1f p ?
各工况下的阀类元件的局部压力损失为 2(
)s s
q P P q ?=?∑ 式中：q 为阀的实际流量；s q 为阀的额定流量（从产品手册中查得）；s P ?为阀在额定流量下的压力损失（从产品手册中查得）。
根据以上公式计算出各工况下的进、回油管路的压力损失，计算结果均小于估取值不会使系统工作压力高于最高压力。
5.2 系统发热与温升计算
液压系统工进在整个工作循环中所占的时间比例为95%，所以系统发热和升温可用工进时的数值来计算。
工进时的回路效率
111122 2.440.613
0.143.24 2.160.07743.2
L P P P P p q p q p q η?=
==+?+?
其中大流量泵的工作压力2P p 就是此泵通过顺序阀卸荷时产生的压力损失因此它的数值为
62620.310(32/63)0.07710P p Pa Pa =??=?
前面已经取双联泵的总效率p η=0.75，现取液压缸的总效率m η=0.95，则可算得本液压系统的效率 0.750.140.950.1p m L ηηηη==??=
可见工进时液压系统效率很低这主要是溢流损失和节流损失造成的。 工进工况液压泵的输入功率为
336
6
1122
2.16104
3.2103.24100.0771********.10.80
P P P P i P
p q p q P W η--????+??
+=
==
根据系统的发热量计算式可算得共进阶段的发热功率 (1)215.1(10.1)193.59i Q P W W η=-=?-=
取散热系数K=15W/（m ?℃），油箱的有效容积为V=315L ，算得系统温升为
4.28Q t KA ?=
===℃
设计床的工作环境t=25℃，加上此升温后有t=25+4.28=29.28℃，在正常工作温度
内，符合要求。
设计小结
通过本次液压课程设计，让我很好的锻炼了理论联系实际，与具体项目、课题相结合开发、设计产品的能力，提升了我查阅资料的能力，在设计过程中，我按照老师的要求逐步完善设计方案。对指导老师提出的问题经行了详细的修改。较好的完成了设计任务，这次设计的过程中，由于理论知识掌握得不够，再加上平时没什么设计经验，一开始有些手忙脚乱，不知从何下手。但是在老师的辛勤指导下，同学的的热心帮助下，是我顺利的完成了设计。现在想想其实课程设计中的每一天都是很累的，正象老师说的一样，机械专业的课程设计没有那么简单的。既让我们懂得了怎样把理论应用于实际，又让我们懂得了在实践中遇到的问题怎样用理论去解决。在设计过程中，总是遇到这样或那样的问题。有时发现一个问题的时候，需要做大量的工作，花大量的时间才能解决。自然而然，我的耐心便在其中建立起来了。为以后的工作积累了经验，增强了信心。在本次设计中，我们还需要大量的以前没有学到过的知识，于是图书馆和INTERNET成了我们很好的助手。在查阅资料的过程中，我们要判断优劣、取舍相关知识，不知不觉中我们查阅资料的能力也得到了很好的锻炼。我们学习的知识是有限的，在以后的工作中我们肯定会遇到许多未知的领域，这方面的能力便会使我们受益匪浅。
参考文献
1、成大先主编。《机械设计手册》[M] 第四版第四卷化学工业出版社 2002
2、宋学义主编。《袖珍液压气动手册》机械工业出版社 1995
3、左建民主编。《液压与气压传动》机械工业出版社 2007
4、谢群、崔广臣、王建编著。《液压与气压传动》国防工业出版社 2011