大学液压与气压课程设计说明书题目卧式单面多轴钻孔组合机床动力滑台的液压系统专业机械设计制造及其自动化班级机制0912姓名。
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2012年10月14 日目录第一章明确液压系统的设计要求 (3)第二章负载与运动分析 (3)第三章确定液压系统主要参数 (4)第四章拟定液压系统原理图 (5)第五章计算和选择液压件 (8)第六章液压缸设计基础 (13)第七章验算液压系统性能 (18)设计小结 (19)参考文献 (19)引言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。
液压系统已经在各个部门得到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。
第一章 明确液压系统的设计要求1.设计要求设计一卧式单面多轴钻孔组合机床动力滑台的液压系统，动力滑台的工作循环是：快进——工进——快退——停止。
液压系统的主要参数与性能要求如下：轴向切削力为用21000N,移动部件总重力为10000N ，快进行程为 100mm ，快进与快退速度均为 4.2m ／min ，工进行程为 20mm ，工进速度为 0.05m ／min ，加速、减速时间为0.2s ，利用平导轨，静摩擦系数为0.2，动摩擦系数为0.1，动力滑台可以随时在中途停止运动，试设计该组合机床的液压传动系统。
第二章 负载与运动分析负载分析中 暂不考虑回油腔的背压力 液压缸的密封装置产生的摩擦阻力 在机械效率中加以考虑。
因工作部件是卧式放置 重力的水平分力为零 这样需 要考虑的力有 夹紧力 导轨摩擦力 惯性力。
在对液压系统进行工况分析时 本设计实例只考虑组合机床动力滑台所受到 的工作负载、惯性负载和机械摩擦阻力负载 其他负载可忽略。
（1）工作负载 工作负载即为切削阻力 F W =21000N（2） 阻力负载 阻力负载主要是工作台的机械摩擦阻力，分为静摩擦阻力和动摩擦阻力两部分。
摩擦负载f F 即为导轨的摩擦阻力，导轨的正压力等于动力部件的重力，设导轨的静摩擦力为F S ,则静摩擦阻力F S =0.2X 10000=2000N ，同理动摩擦阻力F V =0.1X 10000=1000N 。
( 3 ) 惯性负载 最大惯性负载取决于移动部件的质量和最大加速度 其中最大加速度可通过工作台最大移动速度和加速时间进行计算。
已知启动换向时间为 0.05s 工作台 最大移动速度 即快进、快退速度为 4.2m/min 因此惯性负载可表示为N N t v g G F i 3502.007.01010000=⨯=∆∆=(4) 运动时间快进 =⨯==-s V L t 07.0101003111 1.4s工进 =⨯⨯==--s V L t 332221083.0102024.1s 快退 s s V L L t 71.107.010)20100(33213=⨯+=+=-设液压缸的机械效率 cm η =0.9，得出液压缸在各阶段的负载和推力，如表1表1 液压缸在各运动阶段的负载和推力（cm η=0.9）根据液压缸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υ-t ，如图1所示。
图1 速度负载循环图a)工作循环图 b ）负载速度图 c)负载速度图第三章 确定液压系统主要参数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，在其他工况负载都不太高，参考表2和表3，初选液压缸的工作压力1p =3MPa 。
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=2A 2），快进时液压缸差动连接。
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4选此背压为p 2=0.6MPa 。
表2按负载选择工作压力负载/ 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图1 F -t 与 -t 图表3 各种机械常用的系统工作压力表4 执行元件背压力表5 按工作压力选取d/D表6 按速比要求确定d/D注：1—无杆腔进油时活塞运动速度；υ—有杆腔进油时活塞运动速度。
2由于工作进给速度与快速运动速度差别较大，且快进、快退速度要求相等，从降低总流量需求考虑，应确定采用单杆双作用液压缸的差动连接方式。
通常利用差动液压缸活塞杆较粗、可以在活塞杆中设置通油孔的有利条件，最好采用活塞杆固定，而液压缸缸体随滑台运动的常用典型安装形式。
这种情况下，应把液压缸设计成无杆腔工作面积1A是有杆腔工作面积2A两倍的形式，即活塞杆直径d与缸筒直径D呈d = 0.707D的关系。
工进过程中，当孔被钻通时，由于负载突然消失，液压缸有可能会发生前冲的现象，因此液压缸的回油腔应设置一定的背压(通过设置背压阀的方式)，选取此背压值为p2=0.6MPa 。
快进时液压缸虽然作差动连接（即有杆腔与无杆腔均与液压泵的来油连接），但连接管路中不可避免地存在着压降p ∆，且有杆腔的压力必须大于无杆腔，估算时取p ∆≈0.5MPa 。
快退时回油腔中也是有背压的，这时选取被压值0.7MPa 。
工进时液压缸的推力计算公式为c 1122/mF 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2426211109110)26.03(9.022000)2(m m p p F A cm -⨯=⨯-⨯=-=η 液压缸缸筒直径为 mm m m A D 108108.010914441==⨯⨯==-ππ由于有前述差动液压缸缸筒和活塞杆直径之间的关系，d = 0.707D ，因此活塞杆直径为d=0.707×109=77mm ，根据GB/T2348—1993对液压缸缸筒内径尺寸和液压缸活塞杆外径尺寸的规定，圆整后取液压缸缸筒直径为D=110mm ，活塞杆直径为d=80mm 。
此时液压缸两腔的实际有效面积分别为：242221m 1095m 411.04-⨯=⨯==ππD A24222222m 107.44m )8.011.0(4)(4-⨯=-⨯=-=ππd D A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4所示。
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、流量和功率值注：1. Δp为液压缸差动连接时，回油口到进油口之间的压力损失，取Δp=0.5MPa。
2．快退时，液压缸有杆腔进油，压力为p1，无杆腔回油，压力为p2。
第三章拟定液压系统原理图1．选择基本回路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=0.35/(0.79×10-2)≈44；其相应的时间之比(t1+t3)/t2=(2.1+2.6)/36.1=0.13。
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。
(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，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。
(4) 选择速度换接回路由于本系统滑台由快进转为工进时，速度变化大（υ1/υ2=0.07/(0.83×10-3)≈84），为减少速度换接时的液压冲击，选用行程阀控制的换接回路。
(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。
图2 液压缸工况图2．组成液压系统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，如上图所示。
在上图中，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。
第五章 计算和选择液压件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p 1=2.86MPa ，如在调速阀进口节流调速回路中，选取进油路上的总压力损失∑∆p =0.6MPa ，考虑到压力继电器的可靠动作要求压差∆p e =0.5MPa ，则小流量泵的最高工作压力估算为Mpa Mpa p p p p e p 96.3)5.06.086.2(11=++=∆+∑∆+≥大流量泵只在快进和快退时向液压缸供油，由表7可见，快退时液压缸的工作压力为p 1=1.40MPa ，比快进时大。
考虑到快退时进油不通过调速阀，故其进油路压力损失比前者小，现取进油路上的总压力损失∑∆p =0.3MPa ，则大流量泵的最高工作压力估算为Mpa Mpa p p p p 70.1)3.040.1(12=+=∑∆+≥(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0.4×10-3 m 3/s ，若取回路泄漏系数K=1.1，则两个泵的总流量为min /4.26/1044.0/104.01.133331L s m s m K q q p =⨯=⨯⨯=≥--考虑到溢流阀的最小稳定流量为3L/min ，工进时的流量为0.79×10-5 m 3/s =0.5L/min ，则小流量泵的流量最少应为3.5L/min 。
