30吨旋压机集成块式液压系统的设计毕业设计正文

1、中文摘要 内容：对旋压机的工作原理进行了研究，在不改变其工作过程的前提下，对原 液压系统进行了改进设计。首先对系统进行工况分析，画出了每个液压缸的负载速 度曲线，之后进行液压缸的参数计算，从而根据参数进行元器件选取，进而绘制出 了系统原理图，接下来经过相关分析计算，决定采用低压大流量泵加高压小流量泵 的双泵供油方法，之后进行油箱、集成块以及液压泵站的设计。最后检验系统的性 能，从而得到了一套完整的旋压机液压系统。 关键词：旋压机，液压系统，工况分析，液压泵站 abstract content: studied the working principle of spinning machine,

2、 under the premise of without changing its working process, improved the design of original hydraulic system. first, analyzed the work process of system, drew the load curve and speed curve of each hydraulic cylinder, then, calculated the parameters of the hydraulic cylinders, and then, selected the

3、 components according to the parameters, drew a schematic diagram of the system, after that, analyzed and calculated the related data, designed a set of high-speed spinning machine, hydraulic system，which adopts low pressure big flow pump high-pressure small flow pump with the double pump injection

4、techniques, then, designed the fuel tank, manifold and pump station. at last, inspected the performance of system, then, got a complete set of spinning machine hydraulic system. key words: spinning machine，hydraulic system，work process analysis，hydraulic pump station 目目 录录 中文摘要中文摘要 abstract 第一章第一章 引

5、言引言.1 第二章第二章 设计题目及方案确定设计题目及方案确定.3 2.12.1 研究开发内容和技术关键研究开发内容和技术关键.3 2.22.2 主要技术参数主要技术参数.3 2.32.3 方案确定方案确定.4 第三章第三章 液压系统的工况分析液压系统的工况分析.6 3.13.1 压紧缸压紧缸的的工况分析工况分析.6 3.23.2 径向缸的工况分析径向缸的工况分析.9 3.33.3 顶出缸的工况分析顶出缸的工况分析.11 3.43.4 液压马达的工况分析液压马达的工况分析.14 第四章第四章 确定系统主要参数确定系统主要参数.15 4.14.1 压紧缸的主要参数压紧缸的主要参数.15 4.24

6、.2 径向缸的主要参数径向缸的主要参数.17 4.34.3 顶出缸的主要参数顶出缸的主要参数.19 第五章第五章 液压系统原理图的拟定液压系统原理图的拟定.21 5.15.1 速度控制回路的选择速度控制回路的选择.21 5.25.2 换向和速度换接回路的选择换向和速度换接回路的选择.21 5.35.3 油源的选择油源的选择.22 5.45.4 压力控制回路的选择压力控制回路的选择.22 5.55.5 辅助回路辅助回路.23 第六章第六章 液压元件的选择液压元件的选择.24 6.16.1 液压泵及其驱动电机的计算与选定液压泵及其驱动电机的计算与选定.24 6.26.2 液压控制阀和液压辅助元件的

7、选定液压控制阀和液压辅助元件的选定.26 第七章第七章 液压泵站的设计液压泵站的设计.29 7.17.1 油箱设计油箱设计.29 7.27.2 液压控制阀组块式集成的设计液压控制阀组块式集成的设计.30 7.37.3 液压泵站的设计液压泵站的设计.30 第八章第八章 液压系统性能的验算液压系统性能的验算.33 8.18.1 验算系统压力损失验算系统压力损失.33 8.28.2 液压泵工作压力的估算液压泵工作压力的估算.34 8.38.3 估算系统效率、发热和温升估算系统效率、发热和温升.34 结论结论.36 参考文献参考文献.37 致谢致谢.39 第一章 引言 旋压技术是一种综合了锻造、挤压、

8、拉伸、弯曲、环轧、横轧和滚挤等工 艺特点的少无切削加工的先进工艺，将金属筒坯、平板毛坯或预制坯用尾顶顶 紧在旋压机芯模上，由主轴带动芯棒和坯料旋转，同时旋压轮从毛坯一侧将材 料挤压在旋转的芯模上，使材料产生逐点连续的塑性变形，从而获得各种母线 形状的空心旋转体零件。旋压作为一种典型的连续局部塑性成形技术已经成为 精密塑性成形技术的重要发展方向。 我国的旋压加工技术是从 20 世纪中叶开始发展起来的，80 年代后期至 90 年代 末，陆续引进德国、美国等国家制造的旋压机床，同时我国的旋压设备开发在吸收、 消化的基础上，进行了研制并成功生产，然而与国外的设备相比，还存在较大的差 距，主要表现在：成

9、型精度差、成型速度低、电气、液压控制系统问题多等缺点， 特别对汽车行业的带轮生产尤为突出。因此，开发功能适用、性价比高的高速旋压 机具有较为重要的意义。 皮带轮是一种重要的机械传动零件，广泛应用于汽车、轻纺及农机的各种机械 设备的传动中，尤其对于汽车机械具有举足轻重的作用，此次的 30 吨旋压机即为 带轮旋压机。以前我国主要靠进口专用带轮旋压设备（立式结构），现在已基本实 现了国产化，并已形成多种规格的数条全自动生产线，以提供国内上千万件的需求 量。设备性能已基本达到国外先进水平，已具有刚性好、精度高、可靠性好、控制 系统先进、调试方便、生产效率高、外形美观等特点。 目前，我国在旋压机方面的研

10、究一直在火热地进行中，很多学者致力于研究出 具备更大吨位、速度更快的旋压机，也有一大部分学者致力于设计出性能更加完美 的旋压机液压系统，国内研究旋压机以及其液压系统方面的学者有陈适先、王成和、 刘建华、赵豪云等，其中，刘建华先生的著作旋压技术基本原理的研究现状与发 展趋势重点研究了大重型旋压机的工作原理，预测了旋压机在未来将会得到越来 越多的应用，这一点也得到了很多学者的赞同，其他的有如陈适先的强力旋压及 其应用、王成和的旋压技术简介等，都为我国的旋压技术研究开辟了一方明 亮的天空。 这次的课题做的是30吨旋压机集成块式液压系统的设计，原来的系统因为工作 年限较久，出现噪声大、温升高、易泄漏等

11、问题，影响了设备的正常加工。我们的 任务就是对现有设备的加工过程进行分析，根据企业的相关要求，采用先进的液压 控制技术对其进行改造，其液压控制装置采用集成块式结构，以适应企业生产加工 的需求。这对于企业的技术进步和经济效益增长都有着十分重要的意义。 第二章 设计题目及方案确定 2.1 研究开发内容和技术关键 在对旋压机工作原理和加工过程的了解基础上，运用所学的机械设计技术、液 压传动技术、电气及控制技术和自动化技术等知识进行30吨旋压机液压系统的改进 设计。其液压控制装置采用集成块式结构。完成液压系统方案设计、液压控制装置 结构与零部件设计。其具体要求如下 1)除上下工件外，整个旋压加工过程必

12、须符合原有的工作过程并自动进行； 2)系统最大工作压力16mpa，挤压缸工作压力8mpa，顶出缸工作压力6mpa； 3)旋压机工作过程如下： a.工件放在下模上定位，上模快进、工进、加压，下模带动上模同步旋转（部 分机床电机带动旋转、部分机床液压马达带动旋转） ； b.第一旋轮快进、工进径向进给、延时，快退； c.第二旋轮快进、工进径向进给、延时，快退； d.第三旋轮快进、工进径向进给、延时，快退； e.主轴旋转停止，上模快退； f.下顶缸顶出、延时，操作工取件，下顶缸复位。 4)液压控制装置采用集成块结构 2.2 主要技术参数 1.钣制皮带轮旋压机主要性能数据 1) 主机的力、能参数 轴向最

13、大压力 380kn(20 吨) 径向最大压力 125kn(10 吨) 主传动油泵电机组功率 22kw 节流调速泵站电机功率 8kw 2) 机床各工作油缸性能参数 夹紧缸活（缸 i）塞杆行程 250mm 推进缸（缸 ii）/进给缸（缸 iii）活塞杆行程 100mm 各缸工进速度范围 50-300mm/min 各缸快进速度范围 1200-1800mm/min 3) 主轴转速（机床主轴转速）： 100-500r/min； 4) 加工范围：可加工多种形式的钣制皮带轮，其尺寸范围见表 2-1： 表 2-1 皮带轮的类型 皮带轮型式槽数 直径(毫米) 板厚(毫米) 单槽 60-300 1.4-3.0 双

14、槽 100-280 1.5-2.5 折叠式 三槽 130-280 1.5-2.5 滚开式 多 v 型 50-250 2.0-3.5 劈开式 单槽 60-250 3.0-5.0 5) 机床生产效率：折叠式带轮：2-3 件/分 劈开式带轮：0-1 件/分 多 v 型带轮：0-1 件/分 6) 机床外廓尺寸：主机外廓尺寸（长宽高） 约为：217014703200（单位：毫米） ； 7) 主机净重约 5.2 吨。 2.3 方案确定 旋压机的工作循环： 1）工件放在下模上定位，上模快进、工进、加压，下模带动上模同步旋转 （部分机床电机带动旋转、部分机床液压马达带动旋转） ； 2）第一旋轮快进、工进径向进

15、给、延时，快退； 3）第二旋轮快进、工进径向进给、延时，快退； 4）第三旋轮快进、工进径向进给、延时，快退； 5）主轴旋转停止，上模快退； 6）下顶缸顶出、延时，操作工取件，下顶缸复位（下一循环开始） 。 从上述工作循环可看出，带轮旋压机的液压系统主要由合模夹紧及旋压成型两 大部分组成，根据成型工艺要求，合模夹紧液压缸要有足够的压力夹紧工件，使工 件在成型过程中不能有径向位移现象，压紧力越大液压缸直径也越大，同时又必须 保证压紧力不能过大将工件压变形，还要保证在开模的状态下立柱不能掉下来；而 推进缸是使工件变形，使其达到成型的目的，所需的力较小，液压缸直径也较小。 旋压机的工作特点要求液压系统

16、完成的主要是直线，因此，液压系统的执行元 件为液压缸以及带动主轴旋转的液压马达，共有五个液压缸，分别为压紧缸（1 个） 、 径向缸（3 个） 、顶出缸（1 个）以及液压马达（1 个） 。 第三章 液压系统的工况分析 在对液压系统进行工况分析时，一般有工作负载，惯性负载，重力负载 w f m f ，约束性负载有摩擦负载，液压缸自身的密封负载等。 g f f f sf f 本次设计只考虑机床皮带轮加工中所受到的工作负载，惯性负载和机械摩擦阻 力负载，其他负载忽略不计。 3.1 压紧缸的工况分析 1)工作负载 w f 工作负载是在工作过程中由于机器特定的工作情况而产生的负载，对于旋压机 液压系统来说

17、，沿液压缸轴线方向的切削力即为工作负载。即 =380knfw 2)惯性负载 m f 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，工作部件最 大移动速度即快进、快退速度为 20mm/s，因此惯性负载为 （3 -3 m 38000020 10 100.05 =15200 vgv fm tgt n 1） 启动或制动时间，一般机械 =0.01-0.05s，因为旋压机加速时空载，tt 取=0.05s（参考液压传动设计指南 ） 。 t 3)阻力负载 f f 阻力负载主要由工作台的机械摩擦阻力组成，分为静摩擦阻力和

18、动摩擦阻力两 部分。 静摩擦阻力 （3 fj=f 0.2 38000076000 jfs fnf 2） 动摩擦阻力 （3 fd=f 0.1 38000038000 dfs fnf 3） ,静，动摩擦系数，根据摩擦表面的材料及性质决定。通常，对滑动导 j f d f 轨=0.1-0.2，=0.05-0.12(低速时取最大值，高速时取最小值)，这里取 j f d f =0.2，=0.1。 j f d f n正压力，n=g+，因为工作负载在导轨上的垂直分力g, n f n f 可忽略不计,故 n=g。 根据上述负载计算结果，可得出液压缸在各个工况下所受的负载力如表 3-1 所 示。 表 3-1 液压

19、缸在各个阶段的负载 工况负载组成负载值 f/n液压缸推力 f=f/ (n) m 起动 f=ffj7600084444 加速 f=ffd+fm5320059111 快进 f=ffd3800042222 工进 f=ffd+fw418000464444 快退 f=ffd3800042222 （一般液压缸机械效率=0.900.95，这里取=0.90。参考液压设计指南 ） m m 4）负载循环图和速度循环图的绘制 根据计算结果，绘制负载循环图如图 3-1 所示。 已知所取快进和快退速度 v1=v3=20mm/s 快进行程 l1=240mm 工进行程 l2=10mm 快退行程 l3=250mm 工进速度

20、v2=2mm/s 根据上述已知数据绘制压紧液压油缸的速度循环图如图 3-2 所示。 图 3-1 压紧缸负载循环图 图 3-2 压紧缸速度循环图 3.2 径向缸的工况分析 1)工作负载 w f 工作负载是在工作过程中由于机器特定的工作情况而产生的负载，对于旋压机 液压系统来说，沿液压缸轴线方向的切削力即为工作负载。即 =125kn w f 2)惯性负载 m f 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 作部件最大移动速度和最大加速度时间进行计算，已知启动换向时间为 0.05s，工 作部件最大移动速度即快进，快退速度为 20mm/s，因此惯性负载为 （3 -3 m 12

21、500030 10 100.05 =7500 vgv fm tgt n 4） 启动或制动时间，一般机械 =0.1-0.5s，因为旋压机加速时空载，取tt =0.05s（参考液压传动设计指南 ） 。t 3)阻力负载 f f 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。 静摩擦阻力 （3 fj=f 0.2 12500025000 jfs fnf 5） 动摩擦阻力 （3 fd=f 0.1 12500012500 dfs fnf 6） ,静，动摩擦系数，根据摩擦表面的材料及性质决定。通常，对滑动导 j f d f 轨=0.1-0.2，=0.05-0.12(低速时取最大值，高速

22、时取最小值)，这里去 j f d f =0.2，=0.1。 j f d f n正压力，n=g+，因为工作负载在导轨上的垂直分力g, n f n f 可忽略不计,故 n=g。 根据上述负载计算结果，可得出液压缸在各个工况下所受的负载力如表 3-2 所 示。 表 3-2 液压缸在各个阶段的负载 工况负载组成负载值 f/n液压缸推力 f=f/ (n) m 起动 f=ffj2500027777 加速 f=ffd+fm1950021666 快进 f=ffd1250013889 工进 f=ffd+fw137500152778 快退 f=ffd1250013888 （一般液压缸机械效率=0.900.95，这

23、里取=0.90。参考液压设计指南 ） m m 4）负载循环图和速度循环图的绘制 根据计算结果，绘制负载循环图如图 3-3 所示。 已知快进和快退速度 v1=v3=30mm/s 快进行程 l1=90mm 工进行程 l2=10mm 快退行程 l3=100mm 工进速度 v2=1.0mm/s 根据上述已知数据绘制垂直液压油缸的速度循环图如图 3-4 所示。 图 3-3 径向缸负载循环图 图 3-4 压紧缸速度循环图 3.3 顶出缸的工况分析 1)工作负载 w f 工作负载是在工作过程中由于机器特定的工作情况而产生的负载，对于旋压机 液压系统来说，沿液压缸轴线方向的切削力即为工作负载。即 =50kn

24、w f 2)惯性负载 m f 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 作部件最大移动速度和最大加速度时间进行计算，已知启动换向时间为 0.05s，工 作部件最大移动速度即快进，快退速度为 20mm/s，因此惯性负载为 （3 -3 m 5000030 10 100.05 =3000 vgv fm tgt n 7） 启动或制动时间，一般机械 =0.1-0.5s，因为旋压机加速时空载，取tt =0.05s（参考液压传动设计指南 ） 。t 3)阻力负载 f f 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。 静摩擦阻力 （3 fj=f 0.2 50

25、00010000 jfs fnfn 8） 动摩擦阻力 （3 fd=f 0.1 500005000 dfs fnfn 9） ,静，动摩擦系数，根据摩擦表面的材料及性质决定。通常，对滑动导 j f d f 轨=0.1-0.2，=0.05-0.12(低速时取最大值，高速时取最小值)，这里去 j f d f =0.2，=0.1. j f d f n正压力，n=g+，因为工作负载在导轨上的垂直分力g, n f n f 可忽略不计,故 n=g。 根据上述负载计算结果，可得出液压缸在各个工况下所受的负载力如表 3-3 所 示。 表 3-3 液压缸在各个阶段的负载 （一般液压缸机械效率=0.900.95，这里

26、取=0.90。参考液压设计指南 ） m m 4）负载循环图和速度循环图的绘制 根据计算结果，绘制负载循环图如下图 3-5 所示。 已知快进和快退速度 v1=v2=30mm/s 快进行程 l =80mm 工况负载组成负载值 f/n液压缸推力 f=f/(n) m 起动 f=ffj1000011111 加速 f=ffd+fm80008888 快进 f=ffd50005556 快退 f=ffd50005556 快退行程 l =80mm 根据上述已知数据绘制顶出液压油缸的速度循环图如下图 3-6 所示。 图 3-5 顶出缸负载循环图 图 3-6 顶出缸速度循环图 3.4 液压马达的工况分析 (1) 液压

27、马达的工作过程：启动，加速，恒速，减速，停止。 (2) 为保证液压马达的运转平稳，一般应设回油背压=(0.5-1.0),因此 b pmpa 可由最大负载转矩,最高转速及液压马达工作 p 计算液压马达的排量及 maxl t max n m v 输入液压马达的最大流量（此处取 0.95， 取 0.90，参考液压与气压 m q mm mv 传动 ） 。 （3 max 6 2 () 2 3.14 340 (160.5) 100.95 0.145/ l m bmm t v pp l r 10） （3 max max 5000.145 0.90 80.6/ min mm mv nv q l 11） 第四章

28、 确定系统主要参数 液压系统的主要参数是压力和流量，它们是选择系统方案及选择液压元件的主 要依据。压力决定于外负载；流量取决于液压执行元件的运动速度和结构尺寸。通 常，首先选择执行元件的设计压力，并按最大外负载和选定的设计压力计算执行元 件的主要结构尺寸，然后根据对执行元件的速度（或转速）要求，确定其输入流量。 压力和流量一经确定，即可确定其功率，并做出液压执行元件的工况图。 4.1 压紧缸的主要参数 1）初选压紧缸的工作压力 根据任务书，我选定压紧缸的工作压力为 8mpa。 2）确定压紧缸的主要尺寸 压紧缸的最大工作负载 f=380kn，查现代机械设计手册第 4 卷 表 20-3-3 可取液

29、压缸背压，取。考虑到快进、快退速度相等，取 2 1.0pmpa0.90 cm d/d=0.71。 （4 1122 2 1 5 6 22 () 2 3.8 10 1 0.90(8) 10 2 5.6 10 cm cm f pap a f a p p m 由式得 1） 则液压缸内径为： （4 2 1 44 5.6 10 3.14159 267.0mm a d 2） 查现代机械设计手册第 4 卷 表 20-1-6,，将液压缸内径圆整为 d=320mm 又 d/d=0.71 （4 3） d=0.71d=227.2mm 查现代机械设计手册第 4 卷 表 20-1-7 将活塞杆的直径圆整为 d=250mm

30、 由此求得液压缸两腔的实际有效面积为 （4 2242 1 222242 2 42 12 0.32804.2 10 44 ()(0.320.25 )313.4 10 44 490.8 10 admm addmm aaamm 4） 3）计算各个阶段参数 根据计算出来的液压缸的尺寸，可计算液压缸在工作循环中各个阶段的压力， 流量和功率。得出如表 4-1 所示。 表 4-1 液压缸在各个阶段的压力，流量和功率 工况回油腔压力 p2/mp 进油腔压力 p1/mp 输入流量 q*10-3/ m3/s 输入功率 p/kw 液压缸推力 f/n 1.7284444 2.021.5259111 启动 快进 加速

31、恒速 1.681.180.9821.1642222 工进 1.06.160.1610.992464444 1.7284444 0.73.6859111 启动 快退 加速 恒速 0.73.140.6271.96942222 注：1.差动连接快进时，液压缸有杆腔压力必须大于无杆腔压力，其差 2 p 1 p 值为，在液压元件的规格和管道长度，直径未确定时，可初定简单液 21 ppp 压 系统,复杂液压系统。 5 (25) 10ppa 5 (5 10) 10ppa 故此时可取。0.5pmpa 2.在启动瞬间液压缸尚未移动时，此时，另外，取快退时的回油压0p 力损失为 0.7mpa。 3.快退时，液压缸

32、有杆腔进油，压力为，无杆腔回油，压力为。 1 p 2 p 4.2 径向缸的主要参数 1）初选径向缸的工作压力 根据任务书，我选定径向缸的工作压力为 8mpa。 2）确定径向缸的主要尺寸 径向缸的最大工作负载 f=125kn，查现代机械设计手册第 4 卷 表 20-3-3 可取液压缸背压，取。考虑到快进，快退速度相等，取 2 1.0pmpa0.90 cm d/d=0.71。 （4 1122 2 1 5 6 22 () 2 1.25 10 1 0.90(8) 10 2 1.85 10 cm cm f pap a f a p p m 由式得 5） 则液压缸内径为： （4 2 1 44 1.85 10

33、 3.14159 153.5mm a d 6） 查现代机械设计手册第 4 卷 表 20-1-6,，将液压缸内径圆整为 d=160mm 又 d/d=0.71 （4 7） d=0.71d=113.6mm 查现代机械设计手册第 4 卷 表 20-1-7 将活塞杆的直径圆整为 d=125mm 由此求得液压缸两腔的实际有效面积为： （4 2242 1 222242 2 42 12 0.16200.96 10 44 ()(0.160.125 )78.30 10 44 122.66 10 admm addmm aaamm 8） 3）计算各个阶段参数 根据计算出来的液压缸的尺寸，可计算液压缸在工作循环中各个阶

34、段的压力， 流量和功率。如表 4-2 所示。 表 4-2 液压缸在各个阶段的压力，流量和功率 工况回油腔压力 p2/mp 进油腔压力 p1/mp 输入流量 q*10-3/ m3/s 输入功率 p/kw 液压缸推力 f/n 2.2627777 启动 快进 加速 2.582.0821666 恒速 1.951.450.3680.53413888 工进 1.07.990.0200.160152778 2.2627777 0.74.5621666 启动 快退 加速 恒速 0.73.570.2350.83913888 注：1.差动连接快进时，液压缸有杆腔压力必须大于无杆腔压力，其差 2 p 1 p 值为，

35、在液压元件的规格和管道长度，直径未确定时，可初定简单液 21 ppp 压系统,复杂液压系统。故此时可取 5 (25) 10ppa 5 (5 10) 10ppa 。0.5pmpa 2.在启动瞬间液压缸尚未移动时，此时，另外，取快退时的回油压0p 力损失为 0.7mpa。 3.快退时，液压缸有杆腔进油，压力为，无杆腔回油，压力为。 1 p 2 p 4.3 顶出缸的主要参数 1）初选顶出缸的工作压力 根据任务书，我选定顶出缸的工作压力为 6mpa。 2）确定顶出缸的主要尺寸 顶出缸的最大工作负载 f=50kn，查现代机械设计手册第 4 卷 表 20-3-3 可 取液压缸背压，取。考虑到快进，快退速度

36、相等，取 2 1.0pmpa0.90 cm d/d=0.70。 （4 1122 2 1 4 6 42 () 2 5 10 1 0.90(6) 10 2 101.0 10 cm cm f pap a f a p p m 由式得 9） 则液压缸内径为： （4 4 1 44 101.0 10 3.14159 113.4mm a d 10） 查现代机械设计手册第 4 卷 表 20-1-6,，将液压缸内径圆整为 d=125mm 又 d/d=0.70 （4 11） d=0.71d=87.5mm 查现代机械设计手册第 4 卷 表 20-1-7 将活塞杆的直径圆整为 d=90mm 由此求得液压缸两腔的实际有效

37、面积为： （4 2242 1 222242 2 42 12 0.125122.7 10 44 ()(0.1250.09 )59.1 10 44 63.6 10 admm addmm aaamm 12） 3）计算各个阶段参数 根据计算出来的液压缸的尺寸，可计算液压缸在工作循环中各个阶段的压力， 流量和功率。如表 4-3 所示。 表 4-3 液压缸在各个阶段的压力，流量和功率 注：1.差动连接快进时，液压缸有杆腔压力必须大于无杆腔压力，其差 2 p 1 p 值为，在液压元件的规格和管道长度，直径未确定时，可初定简单液 21 ppp 压系统,复杂液压系统。故此时可取 5 (25) 10ppa 5 (

38、5 10) 10ppa 。0.5pmpa 2.在启动瞬间液压缸尚未移动时，此时，另外，取快退时的回油压0p 力损失为 0.7mpa。 3.快退时，液压缸有杆腔进油，压力为，无杆腔回油，压力为。 1 p 2 p 第五章 液压系统原理图的拟定 根据旋压机床液压系统的设计任务和工况分析，所设计机床对调速范围、低速 工况回油腔压 力 p2/mp 进油腔压 力 p1/mp 输入流量 q*10-3/ m3/s 输入功率 p/kw 液压缸推 力 f/n 1.7511111 2.021.868888 启动 快进 加速 恒速 1.681.340.1910.2565556 1.7511111 0.72.96888

39、8 启动 快退 加速 恒速 0.72.390.1770.4235556 稳定性有一定要求，因此速度控制是该机床要解决的主要问题。速度的换接、稳定 性和调节是该机床液压系统设计的核心。此外，与所有液压系统的设计要求一样， 该机床液压系统应尽可能结构简单，成本低，节约能源，工作可靠。 5.1 速度控制回路的选择 前部分分析的各缸工况及参数表明，所设计机床液压系统在整个工作循环过程 中所需要的功率不大，系统的效率和发热问题并不突出，因此考虑采用节流调速回 路即可。虽然节流调速回路效率低，但适合于小功率场合，而且结构简单、成本低。 该机床的进给运动要求有较好的低速稳定性和速度负载特性，因此有三种速度控

40、 制方案可以选择，即进口节流调速、出口节流调速、限压式变量泵加调速阀的容积 节流调速。旋压加工属于连续切削加工，加工过程中切削力变化不大，因此旋压过 程中负载变化不大，采用节流阀的节流调速回路即可。但由于在旋轮表面和毛坯接 触的瞬间，存在负载突变的可能，因此考虑在工作进给过程中采用具有压差补偿的 进口调速阀的调速方式，且在回油路上设置背压阀。由于选定了节流调速方案，所 以油路采用开式循环回路，以提高散热效率，防止油液温升过高。 5.2 换向和速度换接回路的选择 所设计旋压机床液压系统对换向平稳性的要求不高，流量不大，压力不高，所 以选用价格较低的电磁换向阀控制换向回路即可。为便于实现差动连接，

41、选用三位 四通电磁换向阀，如图 5-1-a 所示。为了调整方便和便于增设液压夹紧支路，应考 虑选用 o 型中位机能。由前述计算可知，当工作台从快进转为工进时，进入液压缸 的流量由 22.08 l/min 降为 1.2 l/min，可选二位二通行程换向阀来进行速度换接， 以减少速度换接过程中的液压冲击，如图 5-1-b 所示。由于工作压力较低，控制阀 均用普通滑阀式结构即可。由工进转为快退时，在回路上并联了一个单向阀以实现 速度换接。为了控制轴向加工尺寸，提高换向位置精度，采用死挡块加压力继电器 的行程终点转换控制。 a.换向回路 b.速度换接回路 图 5-1 换向和速度切换回路的选择 5.3

42、油源的选择 本次设计旋压机床，由之前的工况分析可知，系统在快速进、退阶段为低压大 流量的工况且持续时间短，而工进阶段为高压小流量的工况且持续时间长，两种工 况的最大流量和最小流量之比较大，从提高系统的效率和节能角度，宜选用高低压 双泵组合供油。现选用双联叶片泵供油方案，如图 5-2 所示。 图 5-2 双泵供油油源 5.4 压力控制回路的选择 由于采用双泵供油回路，故采用液控顺序阀实现低压大流量泵卸荷，用溢流阀 调整高压小流量泵的供油压力。为了便于观察和调整压力，在液压泵的出口处、背 压阀和液压缸无杆腔进口处设测压点。 为了防止立柱下滑在进油和回油路上各装上液控单向阀，还为了防止夹紧力过 大在

43、进油路上装了顺序阀调节压紧力的大小。 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，在两个泵的出口处各加了一个单向阀。 5.5 辅助回路 在液压泵进口并联一个溢流阀，实现系统的溢流定压；在低压泵出口并联一个 外控顺序阀，实现系统高压工作阶段的卸载。 经过以上分析，绘制液压系统原理图如图 5-3 所示，详见附件 1。 图 5-3 液压系统原理图 第六章 液压元件的选择 6.1 液压泵及其驱动电机的计算与选定 1）液压泵的最高压力的计算 由之前的相关计算结果可以查得液压缸的最高工作压力出现在压紧缸工进阶段， 即。而继电器的调整压力应比液压缸最高工作压力大 0

44、.5mp。此时 1 7.99pmpa 液压缸的输入流量较小，且进油路元件较少，故液压泵至液压缸的进油路压力损失 估取为，则小流量泵的最高工作压力为0.8pmpa 1 p p （6 1 7.990.50.89.29 p pmpa 1） 大流量泵仅在快进快退时向液压缸供油，由之前计算可知，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，大流量泵最高压力为0.4pmpa 2 p p （6 2 4.560.44.96 p pmpa 2） 2）液压泵的流量计算 双泵最小供油量按液压缸的最大输入流量进行估算， 33 1max 0.982 10/qms 根据式，取泄露系数 k=1.2，双泵最小供油量

45、应为()max pv qqkq p q （6 3 1max 33 1.20.982 10 1.1784 10/ 70.704/ min pv qqkq ms l 3） 考虑到溢流阀的最小稳定流量，工进时的流量为3 / minql ，小流量泵所需最小流量为： 33 1 0.161 10/9.66/ minqmsl 2 p q （6 1 1 1.2 9.66314.592/ min pv qqkqql 4） 大流量泵所需最小流量（31） 1 1000 v g v q v n （6 21 70.70414.59256.112/ min pvpp qqqql 5） 3）确定液压泵的规格 根据系统所需流

46、量，拟初选双联叶片液压泵的转速为，泵的 1 1000 / minnr 容积效率，由以上数据可算得小流量泵和大流量泵排量参考值分别为0.9 v （6 1 1 1 1000 1000 14.592 10000.9 16.2/ v g v q v n ml r 6） （6 2 2 1 1000 1000 56.112 10000.9 62.3/ v g v q v n ml r 7） 根据以上计算结果查阅产品样本，选用规格相近的 pv2r1317/66 型双联叶片 液压泵，泵的额定压力为，小泵排量为，大泵排量14 16 n pmpa 1 17/vml r 为，泵的额定转速为 n=1800r/min7

47、50r/min，容积效率， 2 66/vml r0.90 v 倒推算得到小泵和大泵的额定流量分别为（n 取 1000r/min）： （6 1 17 10000.915.3 / min 1 v vnl p q 8） （6 2 66 10000.959.4/ min 2 v v nl p q 9） 则双泵流量为： （6 15.359.474.7/ min 12 l pp p qqq 10） 与系统所需流量相符合。 4）确定液压泵驱动功率及电动机的规格 由工况分析可知，最大功率出现在快退阶段，已知泵的总效率为，则液压泵快 退所需的驱动功率为： （6 2 63 3 4.96 1074.7 10 0.8

48、 60 10 7.719 p p p p p kw q 11） 5）选用电动机型号 查现代机械设计手册第 4 卷 表 2-13，选用 y 系列（ip-44）中规格相近的 y160l8 型立式三相异步电动机，其额定功率 7.5kw,转速为 1000r/min，用此转速 时驱动液压泵时，小泵和大泵的实际输出流量分别为 15.3l/min 和 59.4l/min，双 泵总流量为 74.7l/min，工进时的溢流量为 15.3-9.66=5.64l/min，仍能满足系统 基本工况时对流量的要求。 6.2 液压控制阀和液压辅助元件的选定 首先根据所选择的液压泵规格及系统工作情况，算出各个液压缸在各个阶段

49、的 实际进、出流量，运动速度和持续时间如下表 6-1、6-2、6-3 所示，以便为其他液 压阀及辅件的选择和系统的性能计算奠定基础。 表 6-1 压紧缸在各个阶段的实际进出流量，运动速度和持续时间 流量/(l/min) 工作 阶段 无杆腔有杆腔 速度/(m/s)时间/s 快进 =122.40q进=47.70q出 1 0.025v 1 9.6t 工进 =9.66q进=3.76q出 2 0.002v 2 5t 快退 =191.68q出=74.7q进 3 0.040v 3 6.25t 表 6-2 径向缸在各个阶段的实际进出流量，运动速度和持续时间 流量/(l/min) 工作 阶段 无杆腔有杆腔 速度

50、/(m/s)时间/s 快进 =122.40q进=47.70q出 1 0.101v 1 0.89t 工进 =1.2q进=0.47q出 4 2 9.9 10v 2 10t 快退 =191.76q出=74.7q进 3 0.159v 3 0.63t 表 6-3 顶出缸在各个阶段的实际进出流量，运动速度和持续时间 流量/(l/min) 工作 阶段 无杆腔有杆腔 速度/(m/s)时间/s 快进 =144.11q进=69.41q出 1 0.195v 1 0.41t 快退 =155.09q出=74.7q进 3 0.211v 3 0.38t 根据系统最大工作压力与通过各液压控制阀及部分辅助元件的最大实际流量，

51、查产品样本所选择的元件型号规格如表 6-4 所示： 表 6-4 元器件型号规格表 序号液压件名称型号数量 1 过滤器 wu-160 x1802 2 双联叶片泵 pv2r13-17/661 3 变量泵 180l-4-b51 4 外控顺序阀 d2-1-10-30/601 5 先导溢流阀 db-8-a-f-1-30-1001 6 溢流阀 dbh-20-f-10-1001 7 两位三通电磁换向阀 3-we5-b#-6.0b1 8 节流阀 mg-20-f-12-21 9 液压马达 bn-d1601 10 减压阀 dr-10-f130-m2 11 两位四通电磁换向阀 4-we5-c-6.0b2 12 三位

52、四通电磁换向阀 dg4v-53 13 电动单向行程调速阀 2frm16-20-9.66/122.41 14 单向节流阀 drvr-126 变量泵型号：额定功率 22kw 额定转速 1440r/min 180l4b5 马达型号 ：额定压力 16mp 额定转矩 340nm 额定转速 500r/min bnd160 管件尺寸由选定的标准元件油口尺寸确定。 第七章 液压泵站的设计 7.1 油箱设计 油箱在液压系统中除了储油外，还起着散热，分离油液中的气泡，沉淀杂质， 为液压元件提供安装位置等作用。 油箱容量可按经验公式计算： （7 p vq 1） 对于低压系统：25 对于中压系统： 57 对于高压系统

53、： 1012 公式中，油箱的容积，泵的额定流量。v p q 经验系数选择原则是：不连续工作时取最小值，连续工作时取最大值，但考 15 电动单向行程调速阀 2frm16-20-1.2/122.43 16 压力继电器 hed-1-a-1-161 17 单向阀 s-15-a-5-21 18 单向阀 s-20-a-5-24 虑到要将泵组和阀组安装在油箱顶上，故取经验系数=7，得油箱有效容量为 （7 774.7 =522.9 p vq 2） 按国际 jb/t7938-1999，取=630，油箱的长，宽，高为v 1514mm，945mm，520mm。此邮箱的油箱容积比较大，这有利于散热，油液中的杂质 能够

54、充分沉淀，渗入在油液中的空气也可以充分逸出。 此次设计采用分离式油箱，设计过程中，考虑到集成块数量过多，重量大，以 及振动影响等因素，采用了双盖板的结构，盖板用衬板支撑，在中路合板。为了充 分对油箱进行冲洗，采用隔板左右各一个放油孔的形式，使废弃的油液充分流出。 此外，为了保证油箱的充分密封，我选用了附带注油口的空气过滤器。 经过以上分析设计，画出液压油箱的结构图如附件 2 所示。 7.2 液压控制阀组块式集成的设计 1）液压集成回路设计 把液压回路划分成若干单元，每一个单元回路一般由 3 个元件组成。采用通用 的压力油 p 和回油路 t。把各单元回路连接起来，组成液压集成回路。 根据我的初拟

55、原理图，将其划分为如下单元回路： 底板、供油回路 1、供油回路 2、压力控制回路、调速回路 1、调速回路 2、调 速回路 3、调速回路 4、调速回路 5 以及顶盖测压回路。 2）底板及供油块设计：底板的作用是连接集成块组，压力油由底板引入各集 成块，回油及泄漏油经底板引入液压油箱。 3）顶盖及测压块设计：顶盖主要作用是封闭油路，安装压力表开关和压力表， 把测压回路、卸荷回路及定位夹紧回路布置在顶盖上。 4）若液压单元集成块回路中液压元件较多或者不好安排时，可以采用过渡板 把阀与集成块连接起来。 5）集成块设计：设计步骤： a.制作液压元件样板； b.决定通道的孔径； c. 液压元件的布置； d

56、.集成块零件图的绘制。 此次 30 吨旋压机所采用的液压集成快为标准集成块，尺寸为 130 125，高度 因为有些溢流阀阀体过大，选用 95 与 130 两种。 经过以上分析，画出旋压机的单元回路图以及相关集成块图如附件 3、4、5、6、7 所示。 7.3 液压泵站的设计 1）液压泵站的组成 液压泵站通常由液压泵组、油箱组件、控温组件、过滤组件和蓄能器组件五个 相对独立的部分组成，此次设计的泵站由液压泵站组件、油箱组件、控温组件以及 过滤器组件四个部分组成，其各部分的作用如表 7-1 所示： 表 7-1 液压泵站的组成 组成 部分 包含元器件作用 液压泵将电动机的机械能转化为液压能 电动机驱动

57、液压泵 联轴器连接电动机和液压泵 液压 泵组 件 传动底座安装和固定液压泵及电动机 油箱储油、散热、逸出空气、消除泡沫及安装元件油箱 组件 液位计显示和观测液面高度 过滤器注油、过滤空气 放油塞清洗油箱或更换油液时放油 油温计显示、观测油液温度 温度传感器检测并控制油温 加热器油液加热 控温 组件 冷却器油液冷却 过滤器组 件 各类过滤器分离油液中的固体颗粒，防止阻塞小截面流道， 保持油液清洁度等 2）液压站的结构型式 机床液压站的结构型式有分散式和集中式两种类型。 a.分散式：这种类型将机床液压系统的供油装置、控制调节装置分散在机床的 各处。这种结构的优点是结构紧凑，泄漏油易回收，节省占地面

58、积，但安装维修不 方便。同时供油装置的振动、液压油的发热都将对机床的工作精度产生影响，故较 少采用。 b.集中式：这种类型将机床液压系统的供油装置、控制装置、调节装置独立于 机床之外，单独设置一个液压站。这种结构的优点是安装维修方便，液压装置的振 动、发热都与机床隔开；缺点是液压站增加了占地面积。 综合实际情况，本次设计的液压站采用集中式结构。液压泵装置采用立式安装， 这种立式的结构形式紧凑、美观，同时电动机与液压泵的同轴度能更好的保证，吸 油条件好，漏油可以直接回油箱，节省占地面积。 本次液压系统还有一块负责机床头部转动的部分，有单独的电动机驱动。此电 动机采用卧式结构且放置在油箱底部，这样

59、便于散热以及节省大量占地面积。 经过以上分析，画出液压泵站总图如图 7-1 所示，详见附件 8。 图 7-1 液压泵站图 第八章 液压系统性能的验算 8.1 验算系统压力损失 按选定的液压元件确定管道直径为,进、回油管道长度均取为；24dmm2lm 取油液运动粘度,油液密度。有之前的计算可 42 1 10/ms 33 0.9174 10/kg m 以查得工作循环中进回油管道中通过的最大流量发生在快退阶段，191.76 / minql 由此计算得液流雷诺数： （8 3 34 4 191.76 10 6024 101 10 1695 e vd r 1） 小于临界雷诺数，故可以推论出，各工况下的进回

60、油路中的液流均为 e r2300 ec r 层流。 将适用于层流的沿程阻力系数和管道中液体流速75/75/(4 ) e rdq 代入沿程压力损失计算公式得到： 2 4 /()vqd （8 6 4 475 0.634 10 2 l pqq d 2） 在管道具体结构尚未确定的情况下，管道局部压力损失常按照以下经验公p 式计算： （80.1pp 3） 各工况下的阀类元件的局部压力损失按以下公式计算，即： （8 2 ( /) vnn pp q q 4） 根据以上三式计算出的各工况下的进回油路上，可求得总的压力损失，例如快 进工况下的总的压力损失为： （80.5804pmpa 5） 所得到的压力损失不会