双头钻床液压系统说明

青岛理工大学琴岛学院课程设计说明书课题名称：液压与气压传动课程设计学院：机电项目系专业班级：学号：学生：指导老师：学院教务处2018年12月22日《液压与气压传动课程设计》评阅书本文是关于双头钻床液压系统设计过程的阐述。

主要包括系统方案的确定、液压与控制系统的设计和总体布局的设计几个方面的内容。

液压传动是利用液体压力势能的液体传动，它以液体作为工作介质进行能量转换、传递和控制。

相对于机械传动来说，它是一门新技术，但如从17世纪末巴斯卡提出静压传递原理，18世纪末英国制成世界上第一台水压机算起，液压及流体技术已经有二三百年的历史了，而近代液压传动在工业上的真正推广使用，则是在上世纪中以后的事。

近几十年来，随着微电子技术的迅速发展，且渗透到液压技术中并与之密切结合，使其应用领域遍及到各个工业部门，已成为实现生产过程自动化、提高劳动生产率等必不可少的重要手段之一。

液压传动的组成。

<1）液压泵：把机械能转换为液体压力能的元件。

<2）执行元件：把液体压力能转换为机械能的元件。

如液压缸、液压马达等。

<3）控制元件：通过对液压的压力、流量和方向的控制来实现对执行元件的运动速度、方向、作用力等控制，也用于实现过载保护程序控制等，其中包括压力控制阀、流量阀、方向控制阀等。

<4）辅助元件：以上组成部分以外的其他元件，如接头油箱、管道、滤油器、冷却器、加热器等。

随着工业的发展，机械化、自动化程度的日益提高，对液压元件及液压装置的标准化、集成化、微型化提出了更高的要求。

于是出现了由液压系统组成的液压站。

液压站不仅满足了日益发展数控机床、组合机床自动线及一般专用组合机床对液压系统的要求，而且适用于小批单件生产的非标准设备。

关键词：双头钻床液压系统目录摘要II1设计任务12液压回路的工况分析22.1 设计要求及工况分析22.2 确定液压系统主要参数33.拟定液压系统原理图63.1初选液压件及基本回路63.2组成液压系统74 计算和选择液压件及验算液压系统性能11总结15参考文献171设计任务设计一台立式双头钻床的液压系统，钻孔行程相同，要求同步完成加工，要求该系统完成：快进→工进→死挡铁停留→快退→原位停止的半自动循环。

采用双泵供油的快进回路和带补正措施的串联同步回路，数据如下：切削阻力F L =31500N ；运动部件所受重力G =8900N ；快进、快退速度1=3=0.08m/s ，工进速度2=1.5×10-3m/s ；快进行程L 1=100mm ，工进行程L 2=28mm ；往复运动的加速时间Δt 1=0.25s ；制动时间Δt 2=0.25s 动力滑台采用平导轨，静摩擦系数μs =0.2，动摩擦系数μd =0.1。

液压系统执行元件选为液压缸。

1.液压系统工况分析在开始设计液压系统时，首先要对机器的工作情况进行详细分析，一般要考虑下面几个问题。

1） 确定该机器中哪些运动需要液压传动来完成。

2） 确定各运动的工作顺序和各执行元件的工作循环。

3） 确定液压系统的主要工作性能。

例如：执行元件的运动速度、调速范围、最大行程以及对运动平稳性要求等。

4） 确定各执行元件所承受的负载及其变化范围。

2.拟定液压系统原理图拟定液压系统原理图一般要考虑以下几个问题。

1） 采用何种形式的执行机构。

2） 确定调速方案和速度换接方法。

3） 如何完成执行机构的自动循环和顺序动作。

4） 系统的调压、卸荷及执行机构的换向和安全互锁等要求。

5） 压力测量点的合理选择。

根据上述要求选择基本回路，然后将各基本回路组合成液压系统。

当液压系统中有多个执行部件时，要注意到它们相互间的联系和影响，有时要采用防干扰回路。

在液压系统原理图中，应该附有运动部件的动作循环图和电磁铁动作顺序表。

5） 液压系统的计算和选择液压元件液压系统计算的目的是确定液压系统的主要参数，以便按照这些参数合理选择液压元件和设计非标准元件。

具体计算步骤如下：1） 计算液压缸的主要尺寸以及所需的压力和流量。

2） 计算液压泵的工作压力、流量和传动功率。

3） 选择液压泵的电动机的类型和规格。

4） 选择阀类元件和辅助元件的规格。

4.对液压系统进行验算必要时，对液压系统的压力损失和发热温升要进行验算，但是有经过生产实践考验过的同类型设备可供类比参考，或有可靠的实验结果，那么也可以不再进行验算。

5.绘制正式工作图和编制技术文件设计的最后一步就是要整理出全部图纸和技术文件。

正式工作图一般包括如下内容：液压系统原理图；自行设计的全套工作图<指液压缸和液压油箱等非标准液压元件）；液压泵、液压阀及管路的安装总图。

2液压回路的工况分析液压系统设计计算是液压传动课程设计的主要内容，包括明确设计要求进行工况分析、确定液压系统主要参数、拟定液压系统原理图、计算和选择液压件以及验算液压系统性能等。

现以一台卧式单面多轴钻孔组合机床动力滑台液压系统为例，介绍液压系统的设计计算方法。

2.1 设计要求及工况分析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→停止。

主要性能参数与性能要求如下：切削阻力F L =31500N ；运动部件所受重力G =8900N ；快进、快退速度1=3=0.08m/s ，工进速度2=1.5×10-3m/s ；快进行程L 1=100mm ，工进行程L 2=28mm ；往复运动的加速时间Δt 1=0.25s,制动时间Δt 2=0.25s ；动力滑台采用平导轨，静摩擦系数μs =0.2，动摩擦系数μd =0.1。

液压系统执行元件选为液压缸。

2．负载与运动分析(1> 工作负载 工作负载即为切削阻力F L =31500N 。

(2> 摩擦负载 摩擦负载即为导轨的摩擦阻力：静摩擦阻力动摩擦阻力(3> 惯性负载(4> 运动时间快进工进快退设液压缸的机械效率ηcm =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-t ，如图1所示。

2.2 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，在其它工况负载都不太高，参考表2和表3，初选液压缸的工作压力p 1=4MPa 。

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双杆式液压缸，因为带补正<A 1=A 2）。

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p 2=0.5MPa 。

图1 F-t 与v-t 关系图表2 按负载选择工作压力表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/D2/1d/D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。

两液压缸面积相等，由式得则活塞直径：参考表5及表6，得d 0.5D =67mm ，圆整后取标准数值得 D =140mm ， d =70mm 。

由此求得液压缸两腔的实际有效面积为：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3.拟定液压系统原理图3.1初选液压件及基本回路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。

因为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q max/q min=0.586/(0.7×10-2>=83；其相应的时间之比(t1+t3>/t2=(1.2+1.5>/19=0.14。

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。

根据要求采用双泵供油，最后确定选用定量叶片泵方案，如图3a所示。

(3> 选择快速运动和换向回路本系统采用双泵供油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，故选用电磁式换向阀式换向回路，以减小液压冲击。

实现快进有背压，快退无背压；所以选用三位五通电液换向阀，如图3b所示。

(4> 选择速度换接回路因为本系统滑台由快进转为工进时，速度变化大<1/2=0.08/(1.5×10-3>=53），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，如图3c所示。

(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，如图3所示。

在图3中，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14。

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12。

当滑台碰上死挡块后，系统压力升高，它发出快退信号，操纵电磁换向阀换向。

3.2组成液压系统1．确定液压泵规格和电动机功率(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=2.99MPa ，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大流量泵只在快进和快退时向液压缸供油，由表7可见，快进时液压缸的工作压力为p 1=0.73MPa ，比快退时大。

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(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0.915×10-3 m 3/s ，若取回路泄漏图3选择的基本回路图4 最终液压回路系数K=1.1，则两个泵的总流量为考虑到溢流阀的最小稳定流量为3L/min，工进时的流量为0.7×10-5m3/s =0.42L/min，则小流量泵的流量最少应为3.42L/min。