机械毕业设计（论文）-卧式钻孔组合机床液压系统的设计【全套图纸】

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1、 编号编号: 无锡太湖学院 毕毕业业设设计计（论论文文） 题目：题目： 卧式钻孔组合机床液压系统的设计卧式钻孔组合机床液压系统的设计 信机系系 机械 工程 及自动化 专专 业业 学 号： 学生姓名： 指导教师： 职称：副教授） （职称： ） 2013 年 5 月 25 日 无锡太湖学院本科毕业设计（论文）无锡太湖学院本科毕业设计（论文） 诚诚 信信 承承 诺诺 书书 全套图纸，加全套图纸，加 153893706 本人郑重声明：所呈交的毕业设计（论文） 卧式钻孔组 合机床液压系统的设计 是本人在导师的指导下独立进行研究 所取得的成果，其内容除了在毕业设计（论文）中特别加以标 注引用，表示致谢的内

2、容外，本毕业设计（论文）不包含任何 其他个人、集体已发表或撰写的成果作品。 班 级： 机械 94 学 号： 0923156 作者姓名： 2013 年 5 月 25 日 I 无无锡锡太太湖湖学学院院 信信 机机 系系 机机械械工工程程及及自自动动化化 专专业业 毕毕 业业 设设 计计论论 文文 任任 务务 书书 一、题目及专题：一、题目及专题： 1、题目 卧式钻孔组合机床液压系统的设计 2、专题 二、课题来源及选题依据二、课题来源及选题依据 (1)课题来源：导师提供的研究项目 (2)选题依据： 巩固和深化已学知识，掌握液压系统设计计算的一般方法和 步骤，培养学生工程设计能力和综合分析问题、解决问

3、题能力； 正确合理地确定执行机构，选用标准液压元件；能熟练地运用 液压基本回路，组合成满足基本性能要求的液压系统； 熟悉并会运用有关的国家标准、部颁标准、设计手册和产品样 本等技术资料。对学生在计算、制图、运用设计资料以及经验估算、 考虑技术决策、CAD 技术等方面的基本技能进行一次训练，以提高 这些技能。 三、本设计（论文或其他）应达到的要求：三、本设计（论文或其他）应达到的要求： 根据该机床对液压系统的要求，设计该液压系统，给出职能符号 表示的液压系统图； 正确选择液压元件，选定安装方式，绘制液压站总图； II 设计一动力油缸，给出油缸总图； 可任选设计 12 个零件，画出零件图； 完成设

4、计说明书一份，有必要的文字阐述、图表及计算。 四、接受任务学生：四、接受任务学生： 机械 94 班班 姓名姓名 五、开始及完成日期：五、开始及完成日期： 自自 2012 年年 11 月月 12 日日 至至 2013 年年 5 月月 25 日日 六、设计（论文）指导（或顾问）：六、设计（论文）指导（或顾问）： 指导教师指导教师 签名签名 签名签名 签名签名 教教研研室室主主任任 学科组组长研究所学科组组长研究所 所长所长 签名签名 系主任系主任 签名签名 2012 年年 11 月月 12 日日 III 摘摘 要要 液压系统具有广泛的工艺适应性、优良的控制性能、反应快、输出力(或力矩)大等 优点，

5、在组合机床中被广泛采用。液压系统是以电机提供动力基础，使用液压泵将机械 能转化为压力，推动液压油。通过控制各种阀门改变液压油的流向，从而推动液压缸做 出不同方向的动作。 液压传动技术是机械设备中发展最快的技术之一，特别是近年来与微电子、计算机 技术结合，使液压技术进入了一个新的发展阶段，机、电、液、气一体是当今机械设备 的发展方向。在组合机床设备中已经广泛引用液压技术。作为机电一体化专业的学生初 步学会液压系统的设计，熟悉分析液压系统的工作原理的方法，掌握液压元件的作用与 选型及液压系统的维护与修理将是十分必要的。 本论文主要介绍了液压系统的设计(包括系统工况分析，拟定液压系统原理图，液压 元

6、件的计算和选择以及液压系统的性能验算等)、液压缸主要零部件的设计及其结构设计。 关键词：关键词：液压系统；液压传动；组合机床 IV Abstract Hydraulic system with a wide range of adaptability, excellent process control performance, fast response, output force (or torque) and other advantages of combined machine tools that are widely used. hydraulic system is based

7、 on motor power,using hydraulic pump convert mechanical energy into pressure,promoting the hydraulic oil.Through various control valves to change the flow of hydraulic oil,by different directions by hydraulic cylinder. gas integration is the development of machinery and equi Hydraulic drive technolo

8、gy is one of the fastest growing pment today. Has been widely referenced in the modular machining equipment hydraulic technology. As technology students learn hydraulic numerical control system design, familiar with the working principle of the method of analysis of hydraulic systems, control and se

9、lection of hydraulic units and hydraulic systems maintenance and repair is necessary. This paper mainly on the design of the hydraulic system (including system condition analysis, development of hydraulic system schematics, calculation and selection of hydraulic components, and checking the performa

10、nce of the hydraulic system, and so on), design and structure of the main components of hydraulic cylinder design. Key words: hydraulic system;hydraulic transmission;combination machine tools V 目目 录录 摘 要 .III AbstractIV 目 录.V 1 绪论 .1 1.1 本课题的研究内容和意义.1 1.2 国内外的发展概况.1 1.3 本课题应达到的要求.2 2 明确液压系统的设计要求 .3

11、3 液压系统性能与参数的初步确定 .4 3.1 工况分析和负载图的编制.4 3.1.1 负载分析.4 3.1.2 液压缸负载图和速度图的编制.5 3.2 液压系统参数的初步确定.6 3.2.1 初选液压缸的工作压力.6 3.2.2 液压缸主要结构尺寸的确定.7 3.2.3 液压缸各参数确定及编制工况图.8 4 液压系统图的拟订 .10 4.1 选择液压回路.10 4.2 拟订液压系统方案.10 5 液压元件的计算和选择 .13 5.1 双定量泵式液压系统.13 5.1.1 确定液压泵规格和电动机功率.13 5.1.2 控制阀的选择.15 5.1.3 管道尺寸.15 5.1.4 油箱容量及结构.

12、16 5.2 限量式变量叶片泵的液压系统.16 6 液压系统性能的估算 .17 6.1 液压系统稳态特性的检验.17 6.1.1 回路中的压力损失.18 6.1.2 液压泵的工作压力.19 6.1.3 液压回路和液压系统的效率.20 6.2 动态稳定性的验算.21 6.3 液压系统发热与温升的验算.22 6.4 液压系统的工作可靠度估算.23 7 液压装置的结构设计 .25 7.1 液压装置结构形式的选择.25 7.2 液压元件的配置形式.25 VI 7.3 液压装置的布局.25 8 结论与展望 .27 8.1 结论.27 8.2 不足之处及未来展望.27 致 谢 .28 参考文献 .29 附

13、录 .30 卧式钻孔组合机床液压系统的设计 1 1 绪论绪论 1.1 本课题的研究内容和意义本课题的研究内容和意义 液压系统的设计是整个机器设计的一部分，它的任务是根据机器的用途、特点和要 求，利用液压传动的基本原理，拟定出合理的液压系统图，再经过必要的计算来确定液 压系统的参数，然后按照这些参数来选用液压元件的规格和进行系统的结构设计。学会 液压系统的设计，熟悉分析液压系统的工作原理的方法，掌握液压元件的作用与选型及 液压系统的维护与修理。 通过本次毕业设计，培养学生综合运用液压传动、机械设计、工程理学等课程中所 学理论知识的能力；强调设计的独创性和实用性，培养和提高设计者独立分析问题和解

14、决实际问题的能力，为今后适应工作岗位和创造性地开展工作打下坚实基础。 1.2 国内外的发展概况国内外的发展概况 (1)组合机床 组合机床是以系列化、标准化的通用部件为基础，配以少量的专用部件组成的专用 机床。它适宜于在大批、大量生产中对一种或几种类似零件的一道或几道工序进行加工。 这种机床既有专用机床的结构简单、生产率和自动程度较高的特点，又具有一定的重新 调整能力，以适应工件变化的需要。 组合机床国内外发展：1908 年，美国福持汽车公司率先制造出第一台组合机床，用 于汽车零件的加工。1928 年，前苏联开始生产组合机床。我国的组合机床制造技术是从 “一五”计划期间， “汽”、 洛拖引进组合

15、机床开始的。1956 年 3 月，当时的第一机械工 业部第二机器管理局批准成立了第一专业设计处(即现大连组合机床研究所的前身)，全面 引进了前苏联的组合机床通用部件和设计指导资料，开始了我国组合机床的创业阶段。 并于同年在大连机床厂制造出我国的第一台组合机床、1961 年，又制造出我国第一条组 合机床自动线。组合机床设计制造从“一所一厂”起步已发展到如今个独立的配套齐全的 行业。 组合机床的研制和推广，是加速机械工业技术革命的有效途径之一。它是机械工业， 特别是汽车、拖拉机、电机、仪表以及军工等生产部门进行机床革新、推动生产发展的 重要设备。 (2)液压技术 液压技术作为实现现代传动与控制的关

16、键基础技术之一，已成为工业机械、工程建 设 机械及国际尖端产品不可缺少的重要技术基础。是它们向自动化、高精度、高效率、高 速度、小型化、轻量化方向发展的关键技术。世界工业发达国家都将液压工业列为竞争 发展的行业，其发展速度远高于机械工业的发展速度。液压元件及其控制已发展成为综 合的液压工程技术。 机械制造是为国民经济各部门和自身技术改造提供先进技术装备的工业部门。铸造、 锻压、焊接、热处理、及切削等是机械制造工业获取毛坯、成形产品及提高零件机械性 能的重要生产方法，在众多金属冷、热加工机器设备中普遍使用液压技术，其中压力机 无锡太湖学院学士学位论文 2 和金属切削机床是应用液压技术较早较广的领

17、域。 在车、铣、刨、磨、钻各类液压机床中，主要利用液压技术可在较宽范围内进行无 级调速，具有良好的换向及换接性能，易于实现工作循环等优点，完成工件及刀具的加 紧、控制进给速度和驱动主轴作业，尽管现代数控机床、加工中心等先进制造设备中采 用离电伺服系统，但采用液压传动与控制仍然是现代金属切削机床自动化的重要途径。 在锻造机、液压机、折弯机、剪切机等压力加工设备中，主要利用液压传动传递力较大、 便于压力调节控制和过载保护的特点，进行下料、成形加工等作业。铸造、锻压、焊接、 热处理等机器设备的生产作业环境极为恶劣，温度高、粉尘多、湿度大、有腐蚀性气体、 振动噪声大。因此要求机器要有良好的适应性、可靠

18、性和维护性。在造型机及浇铸机、 焊接机、淬火机等铸造、焊接及热处理机器设备中，主要利用液压技术便于无级调速和 远距离遥控作业等特点，进行造型及铸型输送与浇铸、高温零件抓取等作业，以减轻劳 动者劳动强度、避免和减少热辐射和有害气体对人身的侵袭并提高生产率。 现代液压技术与微电子技术、计算机控制技术、传感技术等为代表的新技术紧密结 合，形成并发展成为一种包括传动、控制、检测在内的自动化技术。 综上所述，组合机床行业企业一要开展科技攻关，当前行业企业技术发展上的难题； 二要加强与国外的合资合作，利用和学习国外的先进技术，提高企业的现代化管理水平 和技术水平；三要通过对引进技术的消化吸收进行再创新，发

19、展自己的产品。通过我们 的努力，使我国真正由制造大国变成制造强国。 1.3 本课题本课题应达到的要求应达到的要求 对卧式钻孔组合机床的液压传动系统具体设计：(1)明确工作循环并做工况分析。(2) 明确主机的具体性能要求，进行负载分析和运动分析。作出功率循环图，协调各个元件 的动作时间和速度。(3)确定液压系统的主要参数：压力和流量，参照经验选取。(4)拟定 液压系统原理图。确定系统的回路方式、液压油类型、执行元件及液压泵类型、调速、 调压及换向方式、 “开”或“闭”式确定。(5)液压元件选择。(6)液压系统验算。压力计算、 系统容积效率计算和发热估算。 通过本毕业设计，在以下几方面得到锻炼：(

20、1)能正确地理解和应用液压知识解决实 际问题，进行简单的系统计算。(2)学会使用手册及图标资料。掌握与本设计有关的各种 资料的名称及用途，做到熟练运用。(3)学生独立完成设计任务内容，利用计算机进行辅 助设计，设计资料符合国家有关标准。 卧式钻孔组合机床液压系统的设计 3 2 明确液压系统的设计要求明确液压系统的设计要求 设计一台卧式单面多轴钻孔组合机床动力滑台的液压系统，并分析其工作性能。要 求完成如下的动作循环：快进工进快退停止。 已知： (1)机床有 16 个主轴，加工 13.9mm 的孔 14 个，8.5mm 的孔 2 个； (2)工件材料为铸铁，硬度为 HB240。 (3)工作部件重

21、量估计为，快进、快退速度为 7m/min,快进行程长度为NFG9180 100mm，工进行程长度为 50mm。 (4)动力滑台采用平导轨，其摩擦系数之值取，往复运动的加速、2 . 0 s f1 . 0 d f 减速时间要求不大于 0.2s，用高速钢钻头进行加工。 无锡太湖学院学士学位论文 4 3 液压系统性能与参数的初步确定液压系统性能与参数的初步确定 明确了液压系统的设计依据之后，对机床的工作过程进行分析，初步确定液压执行 元件的主要参数，计算液压执行元件的结构尺寸，编制液压执行元件的工况图。 液压执行元件的工况图是选择基本回路，拟订液压系统方案的主要依据。 3.1 工况分析和负载图的编制工

22、况分析和负载图的编制 工况分析即是分析机床工作过程的具体情况，其内容包括对负载、速度和功率变化 规律的分析或这些参数最大值的确定。工况分析的关键是分析负载性质和编制负载图。 在液压系统的工作循环中，各个阶段的负载是由各种性质的负载组成的，而速度则是机 床工作 部件在各该阶段的速度；知道了负载和速度之后，功率的变化规律也就不难求出了。本 设计实例中执行元件采用液压缸式。 3.1.1 负载分析负载分析 (1)切削阻力 切削阻力是指机床上沿液压缸的运动方向的切削分力。此阻力可正可负：凡作用方 向与液压缸（或活塞）运动方向相反者为正，相同者为负。切削阻力有基本上恒定不变 的、有周期性变化的，须根据具体

23、情况分析决定，其数值的大小则须由实验测出或按切 削力公式估算。切削阻力是液压缸负载中最主要的部分，占的比重很大，因此必须对它 的性质、大小分析清楚。 由切削原理可知，高速钢钻头钻铸件时的轴向切削力计算公式为： (3.1) 6 . 0 )( 5 . 25HBDFt 0.8 S 式中 Ft钻削力N D孔径mm S每转进给量mm/r HB铸件硬度 根据组合机床的加工特点，选用的切削用量为： 钻 13.9mm 孔时，取=360r/min,=0.147mm/r 1 n 1 S 钻 8.5mm 孔时，取=550r/min,=0.096mm/r 1 n 2 S 代入上式求得： 6 . 08 . 06 . 0

24、8 . 0 240096. 05 . 8 5 . 252240147 . 0 9 .135 .2514 t F N30468 (2)摩擦阻力 摩擦阻力是指机床工作台导轨处的摩擦力，它与导轨形状、放置情况以及运动状态 有关，其估算公式可在机床设计的有关书籍、手册中找到。 其摩擦阻力的估算公式为： 平导轨 (3.2)sincos hvGnf FFFffFF 由上式得： NFfF Gsfs 196291802 . 0 卧式钻孔组合机床液压系统的设计 5 NFfF Gdfd 98191801 . 0 (3)惯性阻力 惯性阻力是指工作部件在启动和制动过程中的惯性力，可按牛顿第二定律求出： (3.3) t

25、 v g F maF G m 式中 g重力加速度 起动或制动时间，一般机床的主运动取 0.250.5s、进给运动取t 0.10.5s、 磨床取 0.010.05s 惯性阻力可正可负。 由 (3.3)式得： NFm583 602 . 0 7 81 . 9 9180 (4)重力 因工作部件是卧式安置，所以0 G F 根据上述分析，可计算出液压缸在各阶段中的负载如下： 工 况 计 算 公 式 液压缸负载 NF 液压缸推力N m F 启 动 加 速 快 进 工 进 快 退 fs FF mfd FFF fd FF fdf FFF fd FF 1962 1564 981 31449 981 2180 17

26、38 1090 34943 1090 注：这里取液压缸的机械效率9 . 0 m 3.1.2 液压缸液压缸负载图负载图和速度图的编制和速度图的编制 (1)液压缸在动作循环中各个工作阶段的负载按以下诸式计算： 1)启动阶段 这时活塞或液压缸处于刚未动状态，它的负载由下式表示： (3.4) GnsGfs FFfFFF 2)加速阶段 (3.5) Gmfd FFFF 根据工况负载绘制出来的负载图 (F-l)如图 3-1 (a)所示。 3)恒速阶段 Gfdt FFFF (3.6) Gndt FFfF 4)制动阶段 无锡太湖学院学士学位论文 6 Gmfdt FFFFF (3.7) Gmndt FFFfF 式

27、 (3.4)(3.7)中，如工作部件水平放置，则。0 G F 根据上述各个阶段内的负载和它所经历的工作时间(或移动的距离)可绘出液压缸的负 载图(F-t 图或 F-l 图)。该图可以清楚地表明液压缸在整个动作循环内的负载变化规律。图 上的最大负载值是初选液压缸工作压力和确定液压缸结构尺寸的依据。 (2)已知快进、快退的速度，其行程分别为 100mm 与 150mm。 min/7 21 mvv 工进的速度按选定的钻头转速与进给量求得为： min/53096 . 0 550 min/53147 . 0 360 2 1 mmv mmv 工进行程是 50mm。由此可绘出液压缸的速度图 (v-l )图如

28、图 3-1 (b)所示。 图 3-1 液压缸的负载图和速度图 (a)负载图 (b)速度图 3.2 液压系统参数的初步确定液压系统参数的初步确定 液压系统的主要参数有两个：压力和流量。系统的压力和流量都由两部分组成：一 部分由液压执行元件的工作需要决定，另一部分由油液流过回路时的压力损失和泄露损 失决定；前者是主要的，占有很大的比重，后者是附加的，并应设法尽可能使之减少。 因此，这里的所谓系统主要参数的确定，其实是确定液压执行元件的主要参数，因为这 时回路的结构尚未决定，其压力损失和泄露损失都无法估计。确定液压执行元件主要参 数时应全盘考虑液压装置的性能要求、制造费用等多方面的因素，不能只从承载

29、能力单 方面着眼。 3.2.1 初选液压缸的工作压力初选液压缸的工作压力 各类机床液压系统由于各自特点和使用场合的不同，其液压缸的工作压力也不尽 卧式钻孔组合机床液压系统的设计 7 相同。例如，磨床类机床工作台的液压缸大都选用低压，这是因为磨削负载比较小， 负载的变化也比较小，负载中占有主要比重的是工作部件的摩擦阻力和惯性阻力，而 且磨床运动平稳性、换向精度、换向频率以及系统温升等都有较高的要求。相反地， 普通组合机床液压滑台的液压缸一般都选用中压，因为它的切削阻力比磨床大，又是 负载的主要成分，而这类机床对工作平稳性、转换精度及系统温升的要求都比磨床低， 故可选用高一些的系统压力；为了不使油

30、液压缩性造成过大的影响和液压元件在制造 质量、密封等方面的要求过高起见，以选用中压系统为宜。总之，初选液压缸的工作 压力时，必须对机床工作性能的要求和液压缸的负载情况进行仔细分析，根据各自的 特点进行合理的选择。液压缸工作压力还可以参考同类型机床或按负载条件相当的情 况来选择，见表 3-1、3-2 所示。 表 3-1 按负载选择液压缸的工作压力 负载 FN50000 液压缸工作压力 Pap 5 10 81015202530304040505070 表 3-2 按机床类型选择工作压力 机床类型磨床车、镗、铣珩磨机组合机床齿轮加工机床 拉床 龙门刨床 工作压力 Pap 5 10 202040205

31、0305063100 由表 3-1 和表 3-2 可知，在组合机床上，对负载约为 35000N 的液缸来说应选取 Pap 5 1 1040 3.2.2 液压缸主要结构尺寸的确定液压缸主要结构尺寸的确定 液压缸的有效工作面积或，与其类型、作用方式、往返行程的速比、背压力 1 A 2 A v 等因素有关，当前面三项确定之后，只要知道了就可以根据有关公式求出面积 2 p 2 p 或、液压缸直径 D、活塞杆直径 d 等的值。 1 A 2 A 但是，液压缸回油腔中的背压力在液压系统尚未拟订、回油路结构尚未明确之前是 无法估算的，因此这里只能先在表 3-3 的经验数据中暂选一个，到以后再进行订正。 表 3

32、-3 液压缸中的背压力 系 统 类 型 背压力 Pap 5 2 10 回油路上有节流阀的调速系统25 回油路上有背压阀或调速阀的进给系统515 采用辅助泵补油的闭式回路（拉床、龙门刨床等）1015 液压缸的有效工作面积对推力和速度两方面都发生影响，因此根据负载算出来的有 无锡太湖学院学士学位论文 8 效工作面积，还必须在速度方面进行验算，检查一下该面积能否在节流阀或调速阀的最 小稳定流量下，满足机床规定的最低工作进给速度的要求。验算公式如下： (3.8) min min v Q A 式中 国产节流阀或调速阀的最小稳定流量(由产品样本查出) min Q 机床规定的最低工进速度 min v 液压缸

33、的有效工作面积，调速阀或节流阀放在进油路上时，A 1 AA 放在回油路上时 2 AA 验算结果如发现有效工作面积不满足机床最低工进速度的要求时，则须重新修改A 液压缸的直径。此外，最后确定下来的液压缸直径和活塞杆直径还必须就近圆化成 JB2188-77 中规定的标准数字，否则设计出来的液压缸将无法采用标准的密封元件。 由于机床要求滑台快进与快退的速度相同，这里选用单杆式的液压缸，使, 21 2AA 于是。Dd707. 0 钻孔加工中，液压缸的回油路上必须加施背压以防止钻孔通过工作部件的突然前冲， 根据表 3-3 取背压力。快进时液压缸作差动连接，由于管路中有压力损Pap 5 2 108 失，这

34、时液压缸有杆腔中的压力必须大于无杆腔；如这项损失按估计，则pPa 5 105 。快退时回油腔中是有背压的，这时亦按估计。5 112 pppp 2 p Pa 5 105 液压缸大腔面积为： 1 A (3.9) 225 5 21 1 06.9710 6 . 970 10) 2 8 40( 34943 2 1 cmm pp F A 故得液压缸的内经为： (3.10)D cm A D12.11 06.9744 1 按 JB 2183-77 圆化成就近的标准值得 cmD11 液压缸活塞杆的直径为: (3.11)dcm D d8 . 711707 . 0 2 按 JB 2183-77 圆化成就近的标准值得

35、 cmd8 由此求得液压缸实际有效工作面积为: 无杆腔面积 (3.12) 2 22 1 03.95 4 11 4 cm D W 有杆腔面积 (3.13) 22222 2 77.44)811( 4 )( 4 cmdDW 3.2.3 液压缸各参数确定及编制工况图液压缸各参数确定及编制工况图 液压缸的最大流量，按其实际的有效工作面积和最大移动速度求出。 (3.14) maxmax AvQ 卧式钻孔组合机床液压系统的设计 9 液压缸工况图的内容包括压力图、流量图和功率图三部分。 根据最后确定下来的液压缸缸直径、活塞杆直径，算出液压缸的实际有效工作面积， 然后倒求出液压缸在其动作循环中各个阶段内的工作压

36、力(这是液压缸的实际应用压力)， 并把它们绘制成图(或图)即压力图。压力图在形状上与负载图很相似，它表示lp tp 了整个动作循环中最大压力出现的位置和压力变化的规律。 根据液压缸的实际有效工作面积计算出它在整个动作循环中每一个阶段内的实际流 量，并把它们绘制成图(或图)即流量图。当系统中有多个液压缸时，必须把lQ tQ 这些液压缸的流量图按系统总的动作循环组合成总流量图。流量图反映了流量在动作循 环内的变化规律，其中最大流量是选择液压泵的依据之一。 根据上述的压力图、流量图，可以很方便地作出液压缸的功率图，图(或lP 图)，它表明了液压缸在动作循环内的功率变化规律。tP 液压缸工作循环中各阶

37、段的压力、流量和功率的实际使用值如下表所示。 液 压 缸 工 况 负载 NF 回油腔压力 Pap 5 2 10 输入流量 min/ lQ 进油腔压力 Pap 5 1 10 输入功率 kwP 计算公式 启动21804.34* 加速17387.91 快 进 （差动） 恒速1090 )5( 12 p ppp 35.196.620.39QpP vAAQ AA pAF p 1 121 21 2 1 )( 工 进3494380.540.540.034 QpP vAQ A ApF p 1 21 1 22 1 启动21804.87* 加速173814.50 快 退 恒速1090 5 31.3413.050.6

38、81 32 2 12 1 pP vAQ A ApF p *启动瞬间活塞尚未移动，0p 根据上表可绘制出液压缸的工况图 (见图 3-2 )。 无锡太湖学院学士学位论文 10 图 3-2 组合机床液压缸的工况图 4 液压系统图的拟订液压系统图的拟订 拟订液压系统图是整个液压系统设计中重要的一步。它是从油路结构上来具体体现 设计任务中提出的各项性能要求的。 拟订液压系统图包含两项内容：一是通过分析、对比选出合适的液压回路，二是把 选出的回路组成液压系统。后面这一步可以采用经验法(凭设计人员的知识和经验进行设 计)，也可以采用逻辑法(应用逻辑推理的方法寻找最佳方案)；目前在不很复杂的液压系 统中经验法

39、仍使用得比较普遍。 4 4.1.1 选择液压回路选择液压回路 (1)调速回路与油路循环形式的确定 由液压工况图 (图 3-2 )中的 p-l 曲线得知，这 台机床液压系统功率小，滑台运动速度低，可以选用节流阀调速的形式。由于钻孔工序 切削力变化小而且是正负载，故以采用进口节流阀调速为好。为了防止工件钻通时工作 部件突然前冲起见，在回油路上须加设背压阀。这台机床液压系统既选用了节流式的调 速回路，油路的循环就应该是开式的。 (2)油源形式的确定 从液压缸的工况图中的 p-l 和 Q-l 曲线得知，液压系统的主要由 低压大流量和高压小流量两个阶段组成，在这种情况下，采用单个定量泵的油源显然是 不合

40、理的，因为它会使系统的效率极低，为此须采用两个定量泵或变量泵的油源。双定 量泵在大、小流量的选择上，往往不能匹配得很好，常造成较大的能量损失；限压式变 量叶片泵输出流量能与调速阀的通过流量很好地适应，但由于泵的供油压力与输出流量 有关，目前国内生产的限压式变量泵性能尚不够完善，高压时内泄露很大，仍有一定的 能量损失；因此这里把两种油源形式都选出来，作为两种对比方案。 (3)快速运动回路和速度换接回路 液压系统采用了节流调速回路后，不管使用什么 油源形式都必须有单独的油路通向液压缸以实现快速运动。这台机床快进时采用液压缸 差动连接的方式，以使往复快动的速度基本上相等。 由液压缸工况图中的 Q-l

41、 曲线得知，滑台由快进转工进时，液压系统的流量从 35.19降至 0.5，速度变化较大，故宜选用行程阀以减小液压冲击。同时，从min/ lmin/ l 卧式钻孔组合机床液压系统的设计 11 工进转快退时回路中通过的流量很大(进油路为 31.34，回油路为 66.53)，min/ lmin/ l 为了保证换向平稳起见，决定采用有电液换向阀的换接回路。由于液压系统中选用了差 动式液压缸，电液换向阀要三位五通式的。 (4)压力控制回路 调压(限压)和卸荷的问题，无论在双泵供油或限压式变量叶片泵供 油的油路中都已解决，这里只须使三位五通换向阀的中位为 Y 型就可以了。 (5)行程终点的控制方式 这台机

42、床由于加工通孔，工作部件终点位置的定位精度要 求不高，因此采用行程控制(由档块压下电气行程开关发出信号)就可以了，不须采用定位 精度较高的压力控制(滑台碰上死档块后，系统压力升高，由压力继电器发出信号)，以免 结构复杂化。 4.2 拟订液压系统方案拟订液压系统方案 (1) 绘制回路图 图 4-1 示双定量泵方案和限压式变量叶片泵方案中所用的各个回路 的结构图形。 图 4-1 液压回路图 无锡太湖学院学士学位论文 12 (a)双泵油源 (b)限压式变量叶片泵油源 (c)速度换接回路 (d)换向回路 (2)组成系统图 图 4-2 示由上面一些回路组合成的双定量泵方案的液压系统和限压 式变量泵方案的

43、液压系统。把这两个系统与上面的五点注意事项逐一对照进行检查，检 查的结果表明：循环中除了有二个动作无法实现必须给与解决之外，其余都是符合要求 的；这两个有问题的动作及其解决办法是： 1)图 4-2 中的滑台在工作进给时，进油路与回油路串通，系统压力无法升高。为此必 须在系统中添入一个单向阀，将工进时的进油路和回油路隔开，如图中虚线的单向阀 6 所示。 2)滑台快速前进时，液压缸须作差动连接，这时回油路应不接通油箱。为此系统中须 添入一个顺序阀，在快进时把回油路和油箱隔断，如图中虚线的顺序阀 7 所示(图 4-2a 中 两个顺序阀合并了)。经过这样的修正之后，机床的各个动作要求就都得到满足了。

44、图 4-2 液压系统图 卧式钻孔组合机床液压系统的设计 13 (a)双定量泵方案 (b)变量泵方案 5 液压元件的计算和选择液压元件的计算和选择 液压元件的计算主要是计算元件工作压力和通过流量，此外还有电动机的功率和油 箱的容量。选择元件时应尽量选用标准元件，只有在特殊情况下，才设计专用元件。 5.1 双定量泵式液压系统双定量泵式液压系统 5.1.1 确定液压泵规格和电动机功率确定液压泵规格和电动机功率 (1)液压泵工作压力的计算 液压泵的工作压力是根据执行元件的工作性质来确定的：若执行元件在工作行程终 了、运行停止时才需要最大压力，例如，夹紧液压缸的情况，则液压泵的工作压力就等 于执行元件的

45、最大压力。若执行元件是在工作行程过程中需要最大压力，则液压泵的工 作压力应为： (5.1) 11 pppp 式中 执行元件的最大工作压力p 进油路上的压力损失。 1 p 系统管路未曾画出，按经验资料选取： 一般节流调速和管路简单的系统取： 5 1 102pPa 5 105 进油路有调速阀及管路复杂的系统取： 5 1 105pPa 5 1015 1)确定小流量液压泵的工作压力 1p p 小流量液压泵在快进和工进时都向液压缸输油。由图 3-2 可见，液压缸在整个工作循 环中的最大工作压力为，在调速阀进口节流式调速回路中，进油路上的Pa 5 1054.40 压力损失如取，则小流量泵的最高工作压力为：

46、Pa 5 1010 Papp 555 1 1054.5010101054.40 2)确定大流量液压泵的工作压力 2p p 大流量液压泵只在快动时向液压缸输油，由图 3-2 可见，液压缸快退时的最大工作压 无锡太湖学院学士学位论文 14 力为，这时压力油不通过调速阀，如取进油路上的压力损失为Pa 5 1005.13 ，则大流量泵的最高工作压力为： Pa 5 105 Papp 555 2 1005.181051005.13 (2)液压泵流量的计算 液压泵的流量按执行元件工况图上的最大工作流量和回路的泄露量的确定 P Q 1)单液压泵供给多个同时工作的执行元件时 (5.2) max )( ip QK

47、Q 式中 K回路泄露折算系数，其值常数取 1.11.3 同时工作的执行元件流量之和的最大值 max )( i Q 2)采用差动连接的液压缸时 (5.3) max21 )(vAAKQp 式中 、液压缸无杆腔、有杆腔的有效工作面积 1 A 2 A 液压缸或活塞的最大移动速度 max v 3)采用蓄能器储存压力油时 按系统在一个工作周期中的平均工作流量来选择： (5.4) T V KQ i n i p 1 式中 机组工作周期T 每个执行元件在工作周期中的总耗油量 i V 执行元件个数n 由图 3-2 得知，油源向液压缸输入最大的流量为 35.19，若取回路泄露折算系min/ l 数为 K=1.1，则

48、两个泵的总流量为： min/71.3819.351 . 1lQp 由于溢流阀的最小稳定流量为 3，工进时的流量为 0.5，所以小流量泵min/ lmin/ l 的流量最少应为 3.5。min/ l (3)液压泵规格的确定 前面计算的 pp仅仅是系统的静态压力。系统在工作过程中常因过渡过程内的压力超 调或周期性的压力脉动而存在着动态压力，其值远超过静态压力。所以液压泵的额定压 力应定得比系统最高压力大出 2560%。至于液压泵的流量则应选得与系统所需的最大 流量相符。 根据以上计算数值查阅产品样本，选用规格相近的 YB1-2.5/30 型双联叶片泵。 (4)液压泵电机功率的确定 1)若工况图上的

49、 p-t 与 Q-t 曲线变化比较平缓，则电动机所需功率为： (5.5) p pp p Qp P 卧式钻孔组合机床液压系统的设计 15 式中 液压泵总效率 p 2)若工况图上的 p-t 与 Q-t 曲线起伏较大，则需按上式分别计算出电动机在各个循环 阶段内所需的功率（注意液压泵在各阶段内的效果是不同的） ，然后用 下式求出电动机的平均功率： (5.6) n i i n i ipi P t tP P 1 1 2 式中 ，整个循环中每一动作阶段内所需的功率 ppi PP 3p P pn P. 整个循环中每一动作阶段所占用的时间 ni ttttt., 321 求出了平均功率后还要返回去检查每一阶段内

50、电动机的超载量是否都在允许的范围 之内（电动机允许的短期超载量一般为 25%） 。 由图 3-2 得知，液压缸的最大功率 0.68kw 出现在其压力为，流量为Pa 5 1005.13 时，这时泵站的输出压力为，流量为。 min/34.31lPa 5 1005.17min/40l 如取双泵的总功率为则电机所需功率为：75 . 0 p (5.7) kw Qp P p pp p 52 . 1 75 . 0 10 10 1 60 40 1005.17 3 3 5 由此计算功率值及 JB/T 9616-1999，选用规格相近的 Y112M-6 型电动机，其转速为 940r/min，功率为 2.2kw。

51、5.1.2 控制阀的选择控制阀的选择 控制阀的规格是根据系统最高压力和通过该阀的实际流量在标准元件的产品样本中 选取出来的。进行这项工作时必须注意：液压系统有串联油路与并联油路之分。油路串 联时系统的流量即为油路中各处通过的流量；油路并联且各油路同时工作时系统的流量 等于各条油路通过流量的总和，油路并联且各油路顺序工作时的情况与油路串联时同。 元件选定的额定压力和流量应尽可能与其计算所需之值相近，必要时，应允许通过元件 的最大实际流量超过其额定流量 20%。 根据液压泵的工作压力和通过各阀的实际流量，选出各阀的规格如表 5-1 所示。其 中调速阀的最小稳定流量为。min/03 . 0 L 表

52、5-1 液压元件表 规 格 序 号 元 件 名 称型号 通过阀的实际 流量min/ l额定流量/(L/min)额定压力/MP 1 双联叶片泵YB1-2.5/302.5/306.3 2 三位五通电磁阀S-DSG-03-3C 801006.3 3 单向行程调速阀UCFIG-03-10801006.3 4 单向阀RVP-1240636.3 无锡太湖学院学士学位论文 16 5 顺序阀DZ10DP35636.3 6 背压阀FBF3-10B35636.3 7 过滤器XU-8020040806.3 8 压力表开关K-6B 6.3 9 溢流阀DB205106.3 10 单向阀RVP-1235636.3 5.1

53、.3 管道尺寸管道尺寸 管道尺寸取决于需要通过的最大流量和管内允许的流速。油管的管径不宜选得过大， 以免使液压装置的结构庞大；但也不能选得过小，以免使管内液体流速加大，液压系统 压力损失增加或产生振动和噪声，影响正常工作。 管道的壁厚取决于所承受的工作压力。在保证强度的情况下，管壁可尽量选得薄些。 薄壁易于弯曲，规格较多，装接较易，采用它可减少管接头数目，有助于解决系统泄漏 问题。 在实际设计中，管道尺寸常常是由已选定的液压元件连接口处的尺寸决定的。 5.1.4 油箱容量及结构油箱容量及结构 (1)油箱容量 液压系统的散热主要依靠油箱：油箱大，散热快，但占地面积大；油箱小则油温较 高。一般中、

54、低压系统中油箱的容量可按下列经验公式计算 低压系统 =(24) (4.8) VP Q 中压系统 =(57) (4.9) VP Q 式中 油箱容量 V l 液压泵流量 P Qmin/ l 按经验公式计算： =(57) =640=240 VP Ql (2)油箱的结构 分离式油箱一般用 2.54mm 钢板焊成，箱壁越薄，散热越快，有资料建议： 100L 容量的油箱箱壁厚度取 1.5mm，400L 以上的取 6mm,箱底厚度大于箱壁，箱盖厚度 应为箱壁的 4 倍。大尺寸油箱要加焊角板、筋条，以增加刚度。当液压泵及其驱动电机 和其他液压元件都要装在油箱上时，油箱顶盖要相应加厚。 5.2 限量式变量叶片泵

55、的液压系统限量式变量叶片泵的液压系统 限压式变量叶片泵的最大工作压力与流量的计算方法，和双联叶片泵的方案相同， 根据计算结果查阅产品目录，选出这种方案的油源采用 YBX-40 型变量叶片泵，同时查出 其所需的电机为 Y132S-6，其功率为 3.0kw，转速为 960r/min。 变量泵方案中控制阀的选择，管道尺寸的确定和油箱容量及结构的估算，都与定量 泵方案完全相同。 卧式钻孔组合机床液压系统的设计 17 6 液压系统性能的估算液压系统性能的估算 液压系统设计完成之后，需要对它的技术性能进行验算，以便判断其设计质量，或 从几种方案中评选出最好的设计方案。然而液压系统的性能验算是一个复杂的问题

56、，目 前详细验算尚有困难，只能采用一些经过简化的公式，选用近似的、粗略的数据进行估 算，并以此来定性地说明系统性能上的一些主要问题。设计过程中如有经过生产实践考 验的同类型系统可供参考、或有较可靠的实验结果可供使用，则系统的性能估算就可以 省略。 液压系统性能估算的内容包括：系统静态特性的估算、系统动态特性的估算、系统 发热计算、液压冲击计算、换向精度估算和系统工作可靠性计算等项。 6.1 液压系统稳态特性的检验液压系统稳态特性的检验 液压系统的静态特性主要是指它在稳态下工作时负载和速度的关系，负载和效率的 关系，等等。这些特性与系统中各处的降压、泄露有很大关系，后两者在确定系统结构 形式和元

57、件具体规格时，曾参照以往经验暂时作出过假定；当系统方案已经拟制出来、 元件规格已经选择完毕时，就可以按照这些既定元件的性能倒过来估算系统的压降和泄 露以考察系统的静态特性了。 在实现自动工作循环的液压系统中，如果不同的动作阶段是由不同的油路实现的， 则它们就各自有不同的静态特性；在机床上工作进给时的静态特性最为紧要，因为它对 工件的加工质量有直接影响。 液压系统的静态特性可以用计算法进行估计，也可以用图解法进行求解。计算法只 能作出极粗略的运算，因为液压元件大多是非线性的，要进行细致的计算十分麻烦，计 算的结果也只能说明某一工作状态下的情况，但是这种方法进行起来比较快。 在选定了液压系统各个组

58、成元件的规格之后，液压泵在实际快进、工进和快退时的 输入、排出油量和移动速度，已与原来提要求时的数值不尽相同，它们现在如表 6-1 所示： 表 6-1 各工位流量、速度 无锡太湖学院学士学位论文 18 快 进工 进快 退 输入流量 min/ l 77.4403.95 35503.95 21 211 1 AA QQA Q pp 64.75 5 . 0 1 Q40 211 pp QQQ 排出流量 min/ l 21 212 1 2 12 AA QQA A A QQ pp 64.35 77.4403.95 35577.44 1 2 12 A A QQ 03.95 77.44 5 . 0 24 . 0

59、 2 1 12 A A QQ 77.44 03.95 40 91.84 移动速度 min/m 77.4403.95 10355 21 21 1 AA QQ v pp 96. 7 03.95 105 . 0 1 1 2 A Q v 053 . 0 77.44 1040 2 1 3 A Q v 94 . 8 6.1.1 回路中的压力损失回路中的压力损失 液压元件的规格和管道尺寸确定之后，就可以估算回路中的压力损失。回路中的压 力损失包括：油液通过管道时的沿程损失、局部损失和阀类元件的局部损失 T p T p 。 V p 即： (6.1) VTT pppp 在实用中，管路简单且短时这些损失的数值较小

60、，计算意义不大，常略去不计。一 般只对长管进行值的计算 T p (6.2) Pa d vQl pT 5 4 10 800 式中为通过的流量， 为长管长，为管径，为油液运动粘度Q min/ ll mdmmvscm / 2 至于之值，则按下式估计 T p (6.3)05 . 0 ( T p T p)15 . 0 阀类元件的值与其额定流量、额定压力损失和实际通过的流量有关， V p Vn Q Vn p V Q 其近似关系为 (6.4) 2 Vn V VnV Q Q pp 和的值可以从产品目录或样本上查到。 Vn Q Vn p 管道直径按选定元件的接口尺寸确定，即 d=18mm，管道长度则在具体液压装

61、置未设 计好以前尚不知道，这里暂按进油管、回油管都是进行估算。油液的运动粘度取ml2 。scmv/5 . 1 2 卧式钻孔组合机床液压系统的设计 19 阀类元件的额定压力损失由产品样本上查得：电液换向阀和行程阀为， Vn pPa 5 103 单向阀为。Pa 5 102 (1)快进时的回路压力损失 经检验，这时进油管中是层流，因为64.754/4/Re 1 dvQvvd 。进油管的沿程压力损失按式(6.2)为：2000 5 . 594608 . 15 . 1 /1000 Pa d lvQ pT 55 4 5 4 1 1073 . 1 10 18 264.755 . 1800 10 800 在尚未

62、确定出管道的结构的情况下，进油管的局部损失按式(6.3)暂作如下估计： Papp TT 5 1017 . 0 1 . 0 同样，可以检验得这时回油管中亦是层流，并计算得其压力损失为：)2000280(Re 和PapT 5 1081 . 0 PapT 5 10081. 0 快进时，进油路中的油液通过电液换向阀 2 和单向行程调速阀 3，这方面的压力损失 按式(6.4)计算得： ， VV pp Pa Q Q p Q Q Vn vn Vn 5 2 5 2 5 2 2 1 2 2 1 2 1096 . 0 100 40 103 100 40 103 同样，快进时回油路中的油液由于通过电液换向阀 2 和单向行程调速阀 3，且其流量为 ，故压力损失为min/64.35l PapV 5 2 5 2 5 2 5 1040 . 1 100 64.35 103 63 64.35 102 100 64.35 103 由此得进油路上的总压力损失为： Papppp VTT 5555 1086 .