卧式双面钻、镗专用机床液压系统

成 都 工 业 学 院 毕 业 设 计 （论 文） 设计（论文）题目： 卧式双面钻、镗专用机床液压系统 系 部 名 称： 机电工程系 专 业： 数控专业 班 级： 11421 学 生 姓 名： 学 号： 41 指 导 教 师： 二O一四 年 5 月摘要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。在数控加工的机械设备中已经广泛引用液压技术。作为数控技术应用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。本论文主要阐述了主要阐述了卧式双面钻、镗专用机床液压系统，能实现的工作循环是：机床工作循环定位夹紧快进工进死挡铁停留快退松开拔销原位停止。液压系统的设计包括系统工况分析，拟定液压系统原理图，液压元件的计算和选择以及液压系统的性能验算、液压缸主要零部件的设计及其结构设计。关键词： 液压系统 液压传动 液压元件Abstracttechnology in machinery and equipment, especially in recent years combined with microelectronics, computer technology, hydraulic technology has entered a new stage of development, mechanical, electrical, hydraulic, gas integration is the development of machinery and equi Hydraulic drive technology is one of the fastest growing pment today. Has been widely referenced in the CNC 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 selection of hydraulic units and hydraulic systems maintenance and repair is necessary.This thesis mainly expounds mainly elaborated the horizontal double auger, special boring machine hydraulic system, can realize the work cycle is: positioning and clamping machine work cycles to fast-forward, workers enter - die block iron stay - fast back to loosen, pull out the pin - stop in situ. Working condition of hydraulic system design including the system analysis, draw up the hydraulic system schematic diagram, calculation and selection of hydraulic components and hydraulic system performance calculation, the design and the structure of the major parts of the hydraulic cylinder design.Key words: hydraulic system hydraulic transmission hydraulic components.IV目录摘要IAbstractII第1章 绪论11.1液压传动的发展概况11.2液压传动在机械行业中的应用21.3液压机的发展及工艺特点31.4液压系统的基本组成41.5液压传动的定义41.6液压传动的优缺点5第2章 设计任务62.1要求62.2功能分析、需求设计6第3章 液压系统的性能和参数的初步确定73.1运动分析73.2液压缸的负载分析83.2.2导轨摩擦阻力计算83.2.3惯性力计算83.2.4工作负载计算93.2.5重力93.2.6液压缸密封摩擦阻力计算93.3液压系统主要参数计算和工况图的编制103.3.1预选系统设计压力103.3.2计算液压缸主要结构尺寸103.3.3确定夹紧缸的内径和活塞杆径113.3.4编制液压缸的工况图11第4章 液压系统的选择和方案的拟定134.1制定液压回路方案134.1.1调速回路134.1.2快速运动回路与速度换接回路134.1.3油源形式144.1.4压力控制回路154.1.5定位夹紧回路154.1.6辅助回路154.2拟定液压系统图15第5章 各液压元件的计算和选择185.1液压泵及其驱动电机计算与选定185.1.1液压泵的工作压力的计算185.1.2液压泵流量计算185.1.3液压泵规格的确定185.1.4确定液压泵驱动功率及电机的规格、型号195.2液压控制阀的选择195.3管道尺寸215.4油箱容量21第6章 液压系统性能的验算226.1回油路中的压力损失226.2液压泵工作压力236.3估算系统效率、发热和温升236.3.1计算系统效率236.3.2计算系统发热功率24第7章 液压缸的设计257.1液压缸工作压力的确定257.2液压缸的注意尺寸参数的确定257.3液压缸行程s的确定257.4液压缸油口尺寸的确定257.5液压缸的结构设计257.6最小导向长度的确定267.7缸体长度的确定277.8液压缸的结构设计277.9缸筒与缸盖的连接形式277.10活塞277.10.1活塞的结构形式287.10.2活塞与活塞杆的连接287.10.3活塞的密封287.10.4活塞材料287.11缸筒287.12排气装置29总结30致谢31参考文献32成都工业学院毕业设计（论文）第1章 绪论1.1液压传动的发展概况 液压传动相对于机械传动来说，它是一门新学科，从17世纪中叶帕斯卡提出静压传动原理，18世纪末英国制成第一台水压机算起，液压传动已有23百年的历史，只是由于早期技术水平和生产需求的不足，液压传动技术没有得到普遍地应用。随着科学技术的不断发展，对传动技术的要求越来越高，液压传动技术自身也在不断发展，特别是在第二次世界大战期间及战后，由于军事及建设需求的刺激，液压技术日趋成熟。第二次世界大战前后，成功地将液压传动装置用于舰艇炮塔转向器，其后出现了液压六角车床和磨床，一些通用机床到本世纪30年代才用上了液压传动。第二次世界大战期间，在兵器上采用了功率大、反应快、动作准的液压传动和控制装置，它大大提高了兵器的性能，也大大促进了液压技术的发展。战后，液压技术迅速转向民用，并随着各种标准的不断制订和完善及各类元件的标准化、规格化、系列化而在机械制造，工程机械、农业机械、汽车制造等行业中推广开来。近30年来，由于原子能技术、航空航天技术、控制技术、材料科学、微电子技术等学科的发展，再次将液压技术推向前进，使它发展成为包括传动、控制、检测在内的一门完整的自动化技术，在国民经济的各个部门都得到了应用，如工程机械、数控加工中心、冶金自动线等。采用液压传动的程度已成为衡量一个国家工业水平的重要标志之一。第一个使用液压原理的是1795年英国约瑟夫布拉曼(JosephBraman,1749-1814)，在伦敦用水作为工作介质,以水压机的形式将其应用于工业上,诞生了世界上第一台水压机。1905年他又将工作介质水改为油,进一步得到改善。我国的液压工业开始于20世纪50年代，液压元件最初应用于机床和锻压设备。60年代获得较大发展，已渗透到各个工业部门，在机床、工程机械、冶金、农业机械、汽车、船舶、航空、石油以及军工等工业中都得到了普遍的应用。当前液压技术正向高压、高速、大功率、高效率、低噪声、低能耗、长寿命、高度集成化等方向发展。同时，新元件的应用、系统计算机辅助设计、计算机仿真和优化、微机控制等工作，也取得了显著成果。 我国的液压工业开始于20世纪50年代，液压元件最初应用于机床和锻压设备。60年代获得较大发展，已渗透到各个工业部门，在机床、工程机械、冶金、农业机械、汽车、船舶、航空、石油以及军工等工业中都得到了普遍的应用。当前液压技术正向高压、高速、大功率、高效率、低噪声、低能耗、长寿命、高度集成化等方向发展。同时，新元件的应用、系统计算机辅助设计、计算机仿真和优化、微机控制等工作，也取得了显著成果。目前，我国的液压件已从低压到高压形成系列，并生产出许多新型元件，如插装式锥阀、电液比例阀、电液伺服阀、电业数字控制阀等。我国机械工业在认真消化、推广国外引进的先进液压技术的同时，大力研制、开发国产液压件新产品，加强产品质量可靠性和新技术应用的研究，积极采用国际标准，合理调整产品结构，对一些性能差而且不符合国家标准的液压件产品，采用逐步淘汰的措施。由此可见，随着科学技术的迅速发展，液压技术将获得进一步发展，在各种机械设备上的应用将更加广泛。1.2液压传动在机械行业中的应用 机床工业磨床、铣床、刨床、拉床、压力机、自动机床、组合机床、数控机床、加工中心等工程机械挖掘机、装载机、推土机等汽车工业自卸式汽车、平板车、高空作业车等农业机械联合收割机的控制系统、拖拉机的悬挂装置等轻工机械打包机、注塑机、校直机、橡胶硫化机、造纸机等冶金机械电炉控制系统、轧钢机控制系统等起重运输机械起重机、叉车、装卸机械、液压千斤顶等矿山机械开采机、提升机、液压支架等建筑机械打桩机、平地机等船舶港口机械起货机、锚机、舵机等铸造机械砂型压实机、加料机、压铸机等本机器适用于可塑性材料的压制工艺。如冲压、弯曲、翻边、薄板拉伸等。也可以从事校正、压装、砂轮成型、冷挤金属零件成型、塑料制品及粉末制品的压制成型。本机器具有独立的动力机构和电气系统。采用按钮集中控制，可实现调整、手动及半自动三种操作方式。本机器的工作压力、压制速度、空载快速下行和减速的行程范围均可根据工艺需要进行调整，并能完成一般压制工艺。此工艺又分定压、定程两种工艺动作供选择。定压成型之工艺动作在压制后具有保压、延时、自动回程、延时自动退回等动作。本机器主机呈长方形，外形新颖美观，动力系统采用液压系统，结构简单、紧凑、动作灵敏可靠。该机并设有脚踏开关，可实现半自动工艺动作的循环。1.3液压机的发展及工艺特点液压机是制品成型生产中应用最广的设备之一，自19世纪问世以来发展很快，液压机在工作中的广泛适应性，使其在国民经济各部门获得了广泛的应用。由于液压机的液压系统和整机结构方面，已经比较成熟，目前国内外液压机的发展不仅体现在控制系统方面，也主要表现在高速化、高效化、低能耗；机电液一体化，以充分合理利用机械和电子的先进技术促进整个液压系统的完善；自动化、智能化，实现对系统的自动诊断和调整，具有故障预处理功能；液压元件集成化、标准化，以有效防止泄露和污染等四个方面。作为液压机两大组成部分的主机和液压系统，由于技术发展趋于成熟，国内外机型无较大差距，主要差别在于加工工艺和安装方面。良好的工艺使机器在过滤、冷却及防止冲击和振动方面，有较明显改善。在油路结构设计方面，国内外液压机都趋向于集成化、封闭式设计，插装阀、叠加阀和复合化元件及系统在液压系统中得到较广泛的应用。特别是集成块可以进行专业化的生产，其质量好、性能可靠而且设计的周期也比较短。近年来在集成块基础上发展起来的新型液压元件组成的回路也有其独特的优点，它不需要另外的连接件其结构更为紧凑，体积也相对更小，重量也更轻无需管件连接，从而消除了因油管、接头引起的泄漏、振动和噪声。逻辑插装阀具有体积小、重量轻、密封性能好、功率损失小、动作速度快、易于集成的特点，从70年代初期开始出现，至今已得到了很快的发展。我国从1970年开始对这种阀进行研究和生产，并已将其广泛的应用于冶金、锻压等设备上，显示了很大的优越性。液压机工艺用途广泛，适用于弯曲、翻边、拉伸、成型和冷挤压等冲压工艺，压力机是一种用静压来加工产品。适用于金属粉末制品的压制成型工艺和非金属材料，如塑料、玻璃钢、绝缘材料和磨料制品的压制成型工艺，也可适用于校正和压装等工艺。由于需要进行多种工艺，液压机具有如下的特点：（1）工作台较大，滑块行程较长，以满足多种工艺的要求；（2）有顶出装置，以便于顶出工件；（3）液压机具有点动、手动和半自动等工作方式，操作方便；（4）液压机具有保压、延时和自动回程的功能，并能进行定压成型和定成型的操作，特别适合于金属粉末和非金属粉末的压制；（5）液压机的工作压力、压制速度和行程范围可随意调节，灵活性大。1.4液压系统的基本组成 1）能源装置液压泵。它将动力部分（电动机或其它远动机）所输出的机械能转换成液压能，给系统提供压力油液。 2）执行装置液压机（液压缸、液压马达）。通过它将液压能转换成机械能，推动负载做功。 3）控制装置液压阀。通过它们的控制和调节，使液流的压力、流速和方向得以改变，从而改变执行元件的力（或力矩）、速度和方向，根据控制功能的不同，液压阀可分为村力控制阀、流量控制阀和方向控制阀。压力控制阀又分为益流阀(安全阀)、减压阀、顺序阀、压力继电器等；流量控制阀包括节流阀、调整阀、分流集流阀等；方向控制阀包括单向阀、液控单向阀、梭阀、换向阀等。根据控制方式不同，液压阀可分为开关式控制阀、定值控制阀和比例控制阀。 4）辅助装置油箱、管路、蓄能器、滤油器、管接头、压力表开关等.通过这些元件把系统联接起来，以实现各种工作循环。 5）工作介质液压油。绝大多数液压油采用矿物油，系统用它来传递能量或信息。1.5液压传动的定义一部完整的机器是由原动机、传动机构及控制部分、工作机(含辅助装置)组成。原动机包括电动机、内燃机等。工作机即完成该机器之工作任务的直接工作部分，如剪床的剪刀，车床的刀架、车刀、卡盘等。由于原动机的功率和转速变化范围有限，为了适应工作机的工作力和工作速度变化范围较宽，以及其它操纵性能的要求，在原动机和工作机之间设置了传动机构，其作用是把原动机输出功率经过变换后传递给工作机。传动机构通常分为机械传动、电气传动和流体传动机构。流体传动是以流体为工作介质进行能量转换、传递和控制的传动。它包括液压传动、液力传动和气压传动。液压传动和液力传动均是以液体作为工作介质来进行能量传递的传动方式。液压传动主要是利用液体的压力能来传递能量；而液力传动则主要是利用液体的动能来传递能量。由于液压传动有许多突出的优点，因此，它被广泛地应用于机械制造、工程建筑、石油化工、交通运输、军事器械、矿山冶金、轻工、农机、渔业、林业等各方面。同时，也被应用到航天航空、海洋开发、核能工程和地震预测等各个工程技术领域。1.6液压传动的优缺点液压传动能得到如此迅速的发展和广泛的应用，是由于它与机械传动、电气传动、气压传动相比，具有以下优点：1）单位功率的重量轻，即在输出同等功率的条件下，体积小、重量轻、惯性小、结构紧凑、动态特性好等。如轴向柱塞泵的重量只是同功率直流发电机重量的10%20%，前者的外形尺寸只有后者的12%13%。2）液压传动能方便地实现无级调速，并且调速范围大。3）液压传动装置工作平稳、反应快、冲击小、能快速启动制动和频繁换向。4）液压传动装置的控制、调节比较简单，操纵比较方便、省力，易于实现自动化。当机、电、液配合使用时，易实现较复杂的自动工作循环。5）液压传动易获得很大的力和转矩，可以使传动结构简单。 6）液压系统易于实现过载保护，同时，因采用油液作为传动介质，相对运动表面键能自行润滑，故元件的使用寿命长。7）由于液压元件已实现了标准化、系列化和通用化，所以液压系统的设计、制造和使用都比较方便，液压元件排列布置以具有较大的机动性。 液压传动的主要缺点：1）液压传动是以液体为工作介质，在相对运动表面间不可避免要有泄漏，同时，液体又不是绝对不可压缩的，因此不宜在传动比要求严格的场合采用。2）液压传动在工作过程中有较多的能量损失，如摩擦损失、泄漏损失等，故不宜于远距离传动。3）液压传动对油温的变化比较敏感，油温变化会影响运动的稳定性。因此，在低温和高温条件下，采用液压传动有一定的困难。4）为了减少泄漏，液压元件的制造精度要求较高，因此，液压元件的制造成本较高，而且对油液的污染比较敏感。5）液压系统故障的诊断比较困难，因此对维修人员提出更高的要求，即需要系统的掌握液压传动的理论知识，液压具有一定的实践经验。6）随之，高压、高速、高效率和大流量化，液压元件和系统的噪声日益增大，这也是需要解决的问题。总而言之，液压传动的优点是突出的，随着科学技术的进步，液压传动的缺点将得到克服，液压传动将日益完善，液压技术与电子技术及其它传动方式的结合更是前途无量。第2章 设计任务 液压系统的设计室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原理图，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结构设计。2.1要求 设计一台双面钻、镗专用机床的液压系统。机床工作循环定位夹紧快进工进死挡铁停留快退松开拔销原位停止。已知参数为：运动部件总重为10000N，最大切削力为31000N，夹紧力为1200N；快进行程为400mm，工进行程为180mm，快速进退速度为5.5m/min,工进速度为52mm/min；启动加速时间为0.2s。采用铸铁平导轨。要求速度换接平稳，运行安全可靠；可实现手动和半自动控制。2.2功能分析、需求设计 1）设备用途、操作过程、周期时间、工作特点、性能指标和作业环境的要求。 2）液压系统必须完成的动作、运动形式、执行元件的载荷特性、行程和对速度的要求。 3）动作的顺序、控制精度、自动化程度和连锁要求。 4）防尘、防寒、噪声控制要求。 5）效率、成本、经济型和可靠性要求等。第3章 液压系统的性能和参数的初步确定 首先，我们对液压系统进行工况分析，工况分析是分析一部机器工作过程中的具体情况，其内容包括对负载、速度和功率的变化规律的分析或确定这些参数的最大值，即分析负载的性质和编制负载图。在液压系统的工作循环中，各个阶段的负载是由不同的负载组成的。而各个阶段都具有不同的速度，已知各阶段的负载和速度，即可求出各阶段功率的变化规律。3.1运动分析 根据任务要求，确定本液压系统的工作循环为快进工进死挡铁停留快退原位停止卸荷，工作循环图如下： 图3-1 工作循环图 一个工作循环内快进行程的时间：t1=L1/V1=400605500=4.36s 工进行程的时间：t2=L2/V2=1806052=208s 快退的行程时间：t3=(L1+L2)/V1=(400+180)605500=6.33s画出一个工作循环中的速度循环图如下： VL 图3-2 速度循环图3.2液压缸的负载分析 动力滑台液压缸在快进、快退阶段，启动时的外负载是导轨的静摩擦阻力和液压缸的静密封摩擦阻力，加速时的外负载是导轨的动摩擦阻力、液压缸的动摩擦阻力和惯性力，恒速时的外负载是导轨动摩擦阻力和液压缸动密封摩擦阻力；在工进阶段，外负载是工作负载即切削力、导轨动摩擦阻力和液压缸动密封摩擦阻力。3.2.1切削力 Fe=31000N3.2.2导轨摩擦阻力计算 机床空载快速进退阶段启动时，导轨受静摩擦阻力Ffs作用，其中动摩擦系数d=0.1，静摩擦系数s=0.2，G=10000N,算得 Ffs=0.2100002=1000N 车床在加速和恒速阶段的动摩擦阻力为 Ffd=0.1100002=500N 3.2.3惯性力计算 速度变化量V=5.5m/min0.1m/s，t=0.2s,算得惯性力Fi为 Fi=100009.80.10.2=255N 3.2.4工作负载计算 液压缸驱动动力头进给时的工作负载为切削力Fe，已知Fe=31000N3.2.5重力 因为运动部件是水平位置，故重力在水平方向的分力为零。3.2.6液压缸密封摩擦阻力计算 作用于液压缸活塞上的密封摩擦阻力Fm，用下式估算 Fm=（1cm）Fe式中，cm液压缸的机械效率cm=0.90.95。 取cm=0.90，算得启动时的静密封摩擦阻力 Fms=(1cm)Fe=(10.9)x31000=3100N 恒速时的动密封摩擦阻力估取为静密封摩擦阻力的30，即Fmd=Fms30=930 将上述计算过程综合后得到的各个工作阶段的液压缸外负载结果于下 表3-3 动力头液压缸外负载计算结果 工况外负载F/N计算公式结果快进启动F=Ffs+Fms4100加速F=Ffd+Fi+Fmd1685恒速F=Ffd+Fmd1430工进F=Fe+Ffd+Fmd32430快退启动F=Ffs+Fms4100加速F=Ffd+Fi+Fmd1685恒速F=Ffd+Fmd1430 液压缸的负载循环图如下： 图3-4 液压缸负载图3.3液压系统主要参数计算和工况图的编制3.3.1预选系统设计压力 本钻镗机床属于半精加工机床，载荷最大时为慢速工进阶段，其他工况时载荷都不大，参考液压传动设计指南表2-2和表2-3表预选液压缸的设计压力p1=4Mpa。3.3.2计算液压缸主要结构尺寸 为了满足滑台快速进退速度相等，并减小液压泵的流量，将液压缸的无杆腔作为主工作腔，并在快进时差动连接，则液压缸无杆腔与有杆腔的有效面积A1与A2赢满足A1=2A2，即活塞杆的直径d和液压缸的内径D的关系为d=0.71D。 为防止工进结束时发生前冲，液压缸需保持一定回油背压，参考表暂取背压0.6Mpa，并取液压缸机械效率cm=0.9,则可算得液压缸无杆腔的有效面积 液压缸内径 查表，将液压缸内径圆整为D=125mm=12.5cm。因A1=2A2，故活塞杆直径为 d=0.71D=0.71125=88.75mm查表，将活塞杆直径圆整为d=90mm=9cm。则液压缸实际有效面积为 差动连接快进时，液压缸有杆腔压力p2必须大于无杆腔压力p1，其差值估取p=p2-p1=0.5Mpa，并注意到启动瞬间液压缸尚未移动，此时p=0；另外，取快退时的回油压力损失为0.6Mpa。3.3.3确定夹紧缸的内径和活塞杆径 根据夹紧缸的夹紧力夹F夹=1200N，选夹紧缸工作压力夹P=1.0MPa可以认为回油压力为零，夹紧缸的机械效率=1 查表，取D=40mm。 根据活塞杆工作受压，活塞杆直径适当取大时，活塞杆直径d为： 查表，d取d=20mm。3.3.4编制液压缸的工况图 根据上述条件经过计算得到液压缸工作循环中个阶段的压力、流量、功率，并可编制其工况图。 表3-5 液压缸工作循环中各阶段的压力、流量、和功率工作阶段计算公式负载F/N回油压力p2/Mpa工作腔压力p1/Mpa输入流量q/（L/min)负载功率P/W快进启动41000.71加速16851.260.76恒速14301.210.7134.98414工进324300.63.230.63834快退启动41000.72加速16850.61.56恒速14300.61.5132.51818 图3-6 液压缸工况图第4章 液压系统的选择和方案的拟定4.1制定液压回路方案4.1.1调速回路 工况图表面，这台机床液压滑台工作进给速度低，系统功率也较小，很适宜选用节流阀调速方式，由于钻、镗时切削力变化小，而且正负载，同时为了保证切削过程中速度稳定，采用调速阀进油口调速，为了增加液压缸运行的稳定性，在回油路中设置背压阀。分析液压缸速度循环图可知，滑台由快进转工进时，速度变化大，选用单向行程阀换接速度，以减小压力冲击如下图所示： 图4-1 调速回路4.1.2快速运动回路与速度换接回路 此机床快进时采用液压缸差动连接方式，使其快速往返运动，即快进、快退速度基本相等。同时考虑到工进快退时回油流量较大，液压缸采用差动连接，为保证换向平稳，电液动换向阀宜采用三位五通阀，为了保证机床调整时可停止在任意位置上，现采用中位机能O型。 快进时，液压缸的油路差动连接，进油路与回油路串通，且不能经背压阀流回油箱，因而在回油路中使用外控顺序阀，快进时回路压力低，外控顺序阀不打开，回油路的油只有经单向阀与进油路汇合。转为工进后进油路与回油路则需要隔开，回油则经背压阀回油箱，因而增加一个单向阀，转工进后（行程阀断路），由于调速阀的作用，系统压力升高，外控顺序阀打开，液压缸的回油可经背压阀回油箱，与此同时，单向阀将回油路切断，确保液压系统形成高压，以便液压缸正常工作。该部分回路如下图所示： 图4-2 快速运动回路与速度换接回路4.1.3油源形式 工况图表面，系统在快速、快退阶段为低压、大流量的工况且持续时间较短，而工进阶段为高压、小流量的工况且持续时间长，两种工况的最大流量与最小流量之比约55，从提高系统效率和节能角度，宜选用高低压双泵组合供油或采用限压式变量泵供油。两者各有利弊，比较如下：限压式变量泵双联叶片泵1系统较简单须配有溢流阀，卸荷阀组，系统较复杂2无溢流损失，系统效率高，温升小有溢流损失，系统效率低，温升较大3流量突变时，定子反应滞后，液压冲击大流量突变时，液压冲击一般取决于溢流阀的性能，一般冲击较小4内部径向力不平衡，轴承负载比较大，压力及波动噪音较大，工作平稳性差内部径向力平衡，压力平稳，噪音小，工作性能好 根据上表的比较，又由于左右工作滑台在工作时要采用互不干扰回路，所以选用双联叶片泵。小流量泵提供高压油，供两滑台工作进给时用，低压大流量泵以实现两滑台快速运动。4.1.4压力控制回路 在高压泵出口并联一溢流阀，实现系统的溢流定压；在低压泵出口并联外控顺序阀，实现系统高压工作阶段的卸荷。4.1.5定位夹紧回路 为了保证工件的夹紧力可靠且能单独调节，在该回路上串联减压阀和单向阀：为保证定位夹紧的顺序动作，采用压力控制方式，即在后动作的夹紧缸进油路上串联单向顺序阀，当定位缸达到顺序阀的调压值时，夹紧缸才动作；为保证工件确已夹紧后滑台液压缸才能动作，在夹紧缸进油口处装一压力继电器。4.1.6辅助回路 在液压泵进口设置一过滤器以保证吸入液压泵的油液清洁；出口设一压力表及开关，以便各压力控制元件的调压和观测。4.2拟定液压系统图 在制定液压回路方案的基础上，经整理所组成的液压系统图，以及电磁阀、行程阀的动作顺序表。 表4-3 系统的电磁铁和行程阀动作顺序表工况电磁阀和行程阀的状态1YA2YA3YA4YA5YA6YA行程阀定位+夹紧+快进+下位工进+上位死挡铁停留上位快退+上位松开+拔销+原位停止下位 图4-4钻、镗专用液压系统图1-双联叶片泵 2、24-三位五通电液动换向阀 3、30-行程阀 4、29-调速阀 5、6、11、16、27、28-单向阀 7、25-顺序阀 8、26-背压阀 9、10-溢流阀12-过滤器 13、22-压力表开关 14、23-压力表 15-减压阀 17-三位四通电磁阀18-单向顺序阀 19-压力继电器 20-夹紧缸 21-定位缸 30、31-液压缸 以左侧动力头即液压缸31为例简要说明其工作原理如下： a.快进 按下启动按钮，电磁铁5YA通电，定位和夹紧。1YA通电使电液动换向阀24切换至左位，由于快进时负载小，系统压力不高，故顺序阀25关闭。此时液压缸31为差动连接，动力头快进。系统的油液流动路线为 进油路：双联叶片泵1换向阀24（左位)行程阀30（下位）液压缸31无杆腔。 回油路：液压缸31有杆腔换向阀24（左位)单向阀24行程阀30（下位）液压缸31无杆腔。 b.工进 当动力头快速前进到预定位置时，动力头侧面的活动挡块压下行程阀30，动力头开始加工工件。此时系统压力升高，顺序阀25打开，溢流阀9打开，以便与调速阀29的开口相适应。系统油液流动路线为 进油路：双联叶片泵1换向阀24（左位)调速阀29液压缸31无杆腔。 回油路：液压缸31有杆腔换向阀24（左位)顺序阀25溢流阀26（背压阀）油箱。 c.快退 在动力头工作进给到预定位置触动死挡铁开关SQ3时，给出动力头快退信号，电磁铁1YA断电，2YA得电，换向阀24切换至右位，此时液压系统压力下降，溢流阀9关闭，流量增大，动力头实现快退。系统中油液的流动路线为 进油路：双联叶片泵1换向阀24（右位)液压缸31有杆腔。 回油路：液压缸31无杆腔单向阀28换向阀24（右位)油箱。 d.动力头原位停止 当动力头快退到原位是，活动挡块压下终点行程开关SQ1，使电磁铁1YA和2YA都断电，此时换向阀24中位，液压缸31两腔封闭，动力头停止运动，溢流阀9、10都打开，实现卸荷。 待卸下加工好的工件，装好待加工工件后，系统开始下一工作循环。第5章 各液压元件的计算和选择5.1液压泵及其驱动电机计算与选定5.1.1液压泵的工作压力的计算由液压缸工况图3-6或表3-5可以查得液压缸的最高工作压力出现在工进阶段，即p1=3.23Mpa。此时液压缸的输入流量较小，泵至液压缸间的进油路压力损失估取p=0.6Mpa。则泵的最高工作压力pp为 pp1=3.32+0.6=3.83Mpa 大流量泵仅在快速进退时向液压缸供油，由表3-5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p=0.4Mpa，则大流量泵最高工作压力为pp2为 pp2=1.56+0.4=1.96Mpa5.1.2液压泵流量计算 本系统共2个液压缸，左右滑台工作压力相等时，液压泵供到个液压缸的油量相等，单边最大输入流量（快进时）为q1max=34.98L/min。双泵最小供油量qp按液压缸最大输入流量进行估算，根据公式qpqv=K（q）max取泄漏系数K=1.2，双泵最小供油流量qp应为 qpqv=2Kq1max=1.234.982=84L/min 考虑到溢流阀的最小稳定流量为q=3L/min，工进时的流量为q1=0.638L/min，小流量泵所需最小流量qp1为 qp1qv1=2Kq1+q=1.20.6382+3=4.5L/min 大流量泵最小流量qp2为 qp2qv2=qpqp1=844.5=79.5L/min5.1.3液压泵规格的确定 根据系统所需流量，拟初选双联液压泵的转速为n1=960r/min，泵的容积率v=0.9，根据公式可算得小流量泵和大流量泵的排量参考值分别为 根据以上计算结果查阅产品样本，选用规格相近的YB1100/63型双联叶片泵，泵的额定压力为6.3Mpa，小泵排量为V1=6.3mL/r；大泵排量为V2=100mL/r；泵的额定转速为n=960r/min，容积率v=0.9，总效率p=0.8。倒推算得小泵和大泵额定流量分别为 qp1=V1nv=6.39600.9=5.44L/min qp2=V2nv=1009600.9=86.4L/min 双泵流量qp为 qp=qp1+qp2=5.44+86.4=91.84L/min与系统所需流量相符合。5.1.4确定液压泵驱动功率及电机的规格、型号 由工况图1-6知，最大功率出现在快退阶段，已知泵的总效率为p=0.8，则液压泵快退所需的驱动功率为 查表，选用Y系列（IP44）中规格相近的Y132M1-6型卧式三相异步电动机，其额定功率为4kW，转速为960r/min，小泵和大泵的实际输出流量分别为5.44L/min和86.4L/min；双泵的总流量为91.84L/min；工进时的溢流流量为5.440.638=4.802L/min，仍能满足系统各工况对流量的要求。5.2液压控制阀的选择 首先根据所选择的液压泵规格及系统工况，算出液压缸在各阶段的实际进、出流量，运动速度（见表5-1），以便为其他液压控制阀及辅助元件的选择及系统性能计算奠定基础。 表5-1 液压缸各阶段的实际进出流量、运动速度工作阶段流量/（L/min）速度/（m/s）无杆腔有杆腔快进 = =88.59 = =42.67 = =0.12工进=0.638 = =0.31 = =0.8710-3快退 = =92.34= = =40.92 = =0.13 根据系统工作压力与通过该液压元件的最大实际流量，可以选出这些液压元件的型号及规格见表5-2 表5-2 元件的型号及规格序号名称通过流量/（L/min）额定流量/（L/min）额定压力/Mpa额定压降/Mpa型号1 双联叶片泵100/6.36.3YB1-100/6.32、24三位五通电液动换向阀88.591006.30.335DY-20BO3、30行程阀88.591006.30.322C-100BH4、29调速阀 166.3Q-6B5、28单向阀92.341006.30.2I-100B6、27单向阀42.67636.30.2I-63B7、25顺序阀86.4100 6.3XY-100B8、26背压阀 1106.3B-10B9溢流阀4.802106.3Y-10B10溢流阀86.41006.3Y-100B11单向阀86.41006.30.2I-100B12过滤器91.841006.3XU-A10020013、22压力表开关 K-6B14、23压力表040Y-4015减压阀86.41006.3J-100B16单向阀86.41006.30.2I-100B17三位四通电磁换向阀86.41006.30.334DY-100B18单向顺序阀86.41006.30.2I-100B19压力继电器6.3DP1-63B5.3管道尺寸 主油路油液的允许流速为=5m/s，由此可计算油管内径 选择内径为20mm的不锈钢管，壁厚为2mm，外径为24mm。5.4油箱容量 油箱容量按式V=qp计算，本系统属于中压系统=6，得油箱容量为 V=qp=691.84=551L560L第6章 液压系统性能的验算6.1回油路中的压力损失 管道直径d=20mm，进、回油管道长度均取为=2m；液压油选用L-HM100，油液运动粘度=110-4m2/s，油液密度=0.87103kg/m3。由表5-1查得工作循环中进、回油管道中通过最大流量q=92.34L/min发生在快退阶段，由此计算得液流雷诺数Re小于临界雷诺数Rec=2300，故可推论出，各工况下的进回油路中的液流均为层流。 将适用于层流的沿程阻力系数=75/Re=75d/（4q）代入沿程压力损失计算公式得 在管道具体结构尚未确定的情况下，管道局部压力损失p常按以下经验公式计算 p=0.1p 各工况下的阀类元件的局部压力损失按根据以上三式计算出的各工况下的进回油管道的沿程、局部和阀类元件的压力损失表6-1 表6-1 各工况下进回油管道的沿程、局部和阀类元件的压力损失管道压力损失/Pa工况快进工进快退进油管道p0.8721050.006281050.403105p0.0871050.0006281050.0403105p2.20110551050.5105p3.1610551050.9433105回油管道p0.421050.003051050.910105p0.0421050.0003051050.0910105p0.87510561055105p1.33710561056.0005105 将回油路上的压力损失折算到进油路上，可求得总的压力损失 快进工况下的总压力损失为 p=3.16105+1.337105Pa=0.3803MPa 工进工况下的总压力损失为 p=