液压设计论文

1、 TOC o 1-5 h z 1机床液压系统的设计任务分析与方案分析31.1设计任务分析3 HYPERLINK l bookmark5 o Current Document 1.2方案分析32分析系统工况，确定系统参数42.1确定执行元件42.2分析系统工况42.2.1工作负载分析4 HYPERLINK l bookmark16 o Current Document 2.2.2负载图与速度图的绘制5 HYPERLINK l bookmark19 o Current Document 2.2.3液压缸主要参数的确定6 HYPERLINK l bookmark22 o Current Docume

2、nt 3液压系统图的拟定83.1液压回路的选择83.1.1选择调速回路 8 HYPERLINK l bookmark29 o Current Document 3.1.2选择快速运动和换向回路8 HYPERLINK l bookmark32 o Current Document 3.1.3选择速度换接回路8 HYPERLINK l bookmark35 o Current Document 3.1.4考虑压力控制回路8 HYPERLINK l bookmark38 o Current Document 3.2液压回路的综合8 HYPERLINK l bookmark45 o Current D

3、ocument 4液压元件的选择 104.1液压泵及驱动电机规格选择 104.1.1大小流量泵最高工作压力计算10 HYPERLINK l bookmark52 o Current Document 4.1.2总需供油量计算10 HYPERLINK l bookmark55 o Current Document 4.1.3电动机的选择10 HYPERLINK l bookmark58 o Current Document 4.2阀类元件及辅助元件选择10 HYPERLINK l bookmark61 o Current Document 4.3油管的选择114.4油箱的选择和计算124.4.1

4、油箱容积的计算12 HYPERLINK l bookmark68 o Current Document 4.4.2散热量的计算12 HYPERLINK l bookmark71 o Current Document 4.4.3油箱长、宽、高计算 12 HYPERLINK l bookmark74 o Current Document 4.4.4油箱结构设计 135油压系统性能验算145. 1验算系统压力损失并确定压力阀的调整值14 HYPERLINK l bookmark81 o Current Document 5.1.1 快进14 HYPERLINK l bookmark84 o Curr

5、ent Document 5.1.2 工进 145. 1. 3 快退155. 2油液油温验算15 HYPERLINK l bookmark99 o Current Document 参考文献17致谢181机床液压系统的设计任务分析与方案分析1.1设计任务分析设计一卧式单面多轴钻孔组合机床液压系统，要求液压系统的工作循环是: 快进r工进r快退r停止。机床主轴上有36个孔，加工 13.7mm的孔12个， 6.5的孔24个；刀具材料硬度为230HBW；工作部件重量1000N快进、快退速 度为v =v =7m/min，最大行程t =360mm,工进行程/ =130mm，往复运动的加减速时1312间要求

6、不大于0.2s，动力滑台采用平面导轨，其静、动摩擦系数分别为0.2、0.1。1.2方案分析方案一:系统采用开式容积调速回路，液压泵从油箱直接吸油，执行元件的 回油直接回油箱，油液在油箱中能够得到充分的冷却，虽油箱体积较大，空气和 脏物易进入油箱，但此回路效率比较高，发热少。同时系统采用无级调压，结构 简单，压力切换平稳，而且便于实现机床远距离控制。由于液压缸要求油源交替 地提供低压大流量和高压小流量的油液，故系统可采用大小液压泵双泵供油的油 源方案。在卸荷回路中，回路可设置成M型中位机能的电液换向阀卸荷，以系统 保持在0.3MPa左右的压力，供控制油路之用。因系统要求快进，快退两种运动 的换接

7、，故可采用蓄能器快速运动回路，以满足要求。不过系统在整个工作循环 内必须有足够长的停歇时间，以使液压泵能对蓄能器充分进行充油。方案二：要求系统快进，快退速度相等，速度平稳性要求较高，且速度低， 故采用进口节流调速方案。系统采用大小流量泵双泵供油回路，功率损耗 小，系统效率高，应用比较广泛。同时采用外控顺序阀与单向阀组成卸荷 阀，在双泵供油系统中构成卸荷回路，可以减少在专门设置元件或油路， 使系统简单化，而且实用可靠。不管采用什么油源形式供油，都必须有单 独的油路直接通向液压缸两腔，以实现快速运动，因此采用单杆液压缸作 差动连接构成快进快退换向回路。在机床滑台由工进转为快退时，回路中 通过的流量

8、可能很大，为了保证换向平稳可见，可采用电液换向阀式换接 回路。系统调压问题可在油源中解决，因此可不在专门考虑回路调压问题。从设计要求、实际问题、成本问题以及油路的复杂程度等方面考虑，对比 两种方案可知，方案二最优，因此本设计采用方案二。2分析系统工况，确定主要参数2.1确定执行元件由于机床要求液压系统完成的是直线运动，最大行程为：360mm，其属于短行 程，故选用执行元件为：液压缸。（其具体的参数在后面经计算后再确定）2.2分析系统工况2.2.1工作负载高速钢钻头钻铸铁孔时的轴向切削力F （单位为2与钻头直径D （单位 为mm）、每转进给量s （单位为mm/r）和铸铁硬度HBW之间的经算式为F

9、 =25.5 Ds0.8 （HBW ）0.6（1T）钻孔时的主轴转速n和每转进给量按液压传动第二版第十一章液压系统 的设计和计算第三节液压系统设计计算举例中的值（源参考组合机床设计手 册）选取：对。13.7 的孔，n =367r/min s =0.135mm/r对。6.5 的孔，n =620r/min s =0.080mm/r代入式1-1求得：22F = （12 x 25.5 x 13.7 x 0.135 庭 x 230 庭 + 4 x 25.5 x 6.5 x 0.080 庭 x 230 庭） =35845N惯性负载 m= G =10史L kg=1020kgg 9.81F = m v =10

10、20 x7=595Nm A t60 x 0.2阻力负载静摩擦阻力f s =0.2x 9810N=1962N动摩擦阻力 f =0.1 x 9810N=981N由此得出液压缸在各工作阶段的负载如下表2.1所示：表2.1液压缸在各工作阶段的负载值（单位：N）工况负载组成负载值F推力f =F/nm起动F 二 Ffs19622180加速F = Fd + F15761751快进F = Ffd9811090工进F = F + F3682640918反向起动F = Ffs19622180加速F = Fd + F15761751快退F = Ff9811090注：1 .液压缸的机械效率通常取0.90.95,此处取

11、0.9。参考中国机械设计大 典第42篇液压传动与控制中第四章液压缸。2.不考虑动力滑台上颠覆力矩的作用。2.2.2负载图和速度图的绘制负载图按上面表中数值绘制，如图2-1。速度图按已知数值七二v =7m/min, 快进行程i =360mm、工进行程/ =130mm，快退行程/ = / + / =490mm和工进速度v等123122的绘制，如图2-2，其中七由主轴转速及每转进给量求出，即 V = ni s = n s = 49.5mm/minnm/mV图2-1负载图图2-2速度图2.2.3液压缸主要参数的确定a.初选系统工作压力由液压传动教材中表11-2可知，卧式单面多轴钻孔组合机床液压系统的最

12、大负载为40918N时，可以取45MPa，参考 中国机械设计大典中表42.45中推荐液压系统的公称压力，取 p =4.5MPa。b.确定液压缸型式、规格及尺寸 由于工作进给速度与快速运动速差较 大，且快进、快退速度要求相等，从降低总流量需求考虑，确定采用最适的差动 液压缸。由教材第五章知，这种情况下液压缸无杆腔工作面积A应为有杆腔面 积气的两倍，即活塞杆直径d与缸筒直径D呈d = d的关系。12钻孔加工时，液压缸回路上必须具有背压P，以防孔被钻通时F突然消失 而造成滑台突然前冲。根据现代机械设备设计手册中推荐数值，可取回油腔 背压=0.8MPa。快进时液压缸虽作差动连接，但由于油管中有压降Ap

13、存在， 有杆腔的压力必须大于无杆腔，估算时可取ap = 0.5 MPa。快退时回油腔中是有 背压的，这时p可按0.6MPa估算。可以算出工作腔需要的工作面积a ,由工进 时的推力式（53）得：故有F /门 =A P - A P = A P - (A /2) Pm 1 12 21 112故有A = () (P -) = 40918m2 = 0.01 m21 门 m J(4.5 -；)D 顼 A1 兀=112.9 mm ； d = 0.707 D = 79.8 mm根据中国机械设计大典表42.42（液压缸缸筒内径尺寸系列）和表42.43 （液压缸活塞杆外径尺寸系列）将这些直径圆整成就近标准值时得：

14、D=110mm,d=80mm。由此求得液压缸两腔的实际有效面积为：A.=兀 D 4 = 95.03 x 10 -4 m 2A =兀（D 2 d 2）/ 4 = 44.77 x 10 -4 m 2经检验，活塞杆的强度和稳定性均符合要求。根据上述D与d的值，可估算液压缸在各个工作阶段中的压力、流量和功率， 如表2.2所示，并绘制工况图如图2-3所示表2.2液压缸在不同工作阶段的压力、流量和功率值工况计算公式推力F / N回油腔 压力P2/ MPa进油腔 压力P / MPa输入流量q / L - S -1输入功率P / KW快进起动，P = (F + A P) / (A - A )1212q = (

15、A - A ) vp = P q218000.434加 速1751P = P + P0.794恒 速10900.66235.20.38 8工进P = (F + P A ) / A 1221q = A v , P = P q 1 21409180.84.680.4740.037快退起动P = (F + P A ) / A 1212q = A vP = Pq1218000.487加 速17510.61.665恒 速10890.61.51731.340.792LZmlnLZmln图2-3组合机床液压缸工况图3液压系统图的拟定3.1液压回路的选择3.1.1选择调速回路。由图2-3知，这台液压系统的功率

16、小，滑台运动速度低，工作负载变化小， 可采用进口节流的调速形式。为了解决进口节流调速回路在孔钻通时的滑台突然 前冲现象，回油路上要设置背压阀。由于液压系统选用了节流调速的方式，系统中油液的循环必然是开式的。从工况图中可以清楚地看到，在这个液压系统的工作循环内，液压缸要求油源交 替地提供低压大流量和高压小流量的油液。最大流量和最小流量之比约为74。 而快进和快退所需的时间匕和工进所需的时间r2分别为t 广(11 七)+(I 3/ V J = Z28，12 = 12 / v 2 = 157.58 s亦是七/七* 22。因此从提高系统效率、节省能量的角度上来看，采用单个定量泵 作为油源显然是不合适的

17、，而宜选用大小两个液压泵自动并联供油的油源方案。3.1.2选择快速运动和换向回路。系统中采用节流调速回路后，不管采用什么油源形式都必须有单独的油路 直接通向液压缸两腔，以实现快速运动。在本系统中，单杆液压缸要作差动连接， 所以它的快进快退换向回路采用三位五通的换向阀与油缸连通。3.1.3选择速度换接回路。由工况图ql曲线知，当滑台从快进转为工进时，输入液压缸的流量由 35.2L/min降为0.474L/min,滑台的速度变化较大，宜采用行程阀来控制速度的 换接，以减少液压冲击。当滑台从工进转为快退时，回路通过的流量很大，回油 路中通过31.34x (95.03/44.77)L/min=66.5

18、L/min。为了换向平稳起见，可采用 电液换向阀式换接回路。由于这一回路要实现液压缸的差动连接，换向阀必须是 五通的。3.1.4考虑压力控制回路。在双泵供油系统中，用顺序阀和单向阀构成卸荷回路，用溢流构成调压回 路，除此之外，无需再设置专用的元件或油路来进行调压。3.2液压回路的综合把上面的各种回路组合画在一起，并考虑以下问题，和优化系统后，得到 图3-1的液压系统原理图。考虑问题如下：1）为了解决滑台工进时进油路、出油路相互接通，系统无法建立压力的问 题，必须在换向回路中串接一个单向阀，将工进时的进油路、回油路隔断。2）为了解决滑台快进时回油路接通油箱，无法实现液压缸差动连接的问题， 必须在

19、回油路上串接一个液控顺序阀，以阻止油液在快进阶段返回油箱。3）为了解决机床停止工作时系统中的油液流回油箱，导致空气进入系统，影 响滑台运动平衡性问题，必须在电液换向阀的出口外增设一个单向阀。4）为了便于系统自动发出快退信号起见，在调速阀输出端须增设一个压力继 电器。图3-1液压系统原理图4液压元件的选择4.1液压泵及驱动电机规格选择4.1.1大、小流量泵最高工作压力计算设小流量泵进油路上的压力损失为0.8MPa，压力继电器压力高出系统最大 工作压力的值为0.5MPa，故有p =4.68+0.8+0.5=5.98MPa设大流量泵进油管路 压降为 0.5MPa,故有P =1.517+0?5=2.0

20、17 MPa4.1.2总需供油量计算设系统内泄为10%，则两个泵的总流量为：q =1.1 x 35.2L/min=38.72l /min工进时输入液压缸的流量为0.474l / min ,但不得不考虑溢流阀的最小稳定溢流 量3 l /min，故小流量泵的供油量最少应为3.474 l /min。据据以上压力和流量 的数值，查阅机械设计手册，最后决定选取PV2R1-6型叶片泵和选取PV2R2-33 型叶片泵，其小泵的排量为6ml/r，大泵的排量为33.3ml/r，若取液压泵的容积 效率门=0.9，则当泵的转速n =940r/min时，液压泵的实际输出流量为：q = (6 + 33.3) X 940

21、 x 0.9 / 1000 l/min=33.2 l/min由于液压缸在快退时输入功率最大，这时液压泵泵工作压力为2.017 MPa 流量为33.2l/min。取泵的总效率门=0.75,则液压泵驱动电动机所需的功率为：p = Ppqp = 2.017 x33.2 KW=1.49KW 门 p 60 x 0.754.1.3电动机的选择根据此数值，查机械设计课程设计中表939，选取Y112M6型电动 机，其额定功率p=2.2KW，额定转速n =940r/mino4.2阀类元件及辅助元件的选择根据阀类及辅助元件所在油路的最大工作压力和通过该元件的最大实际流 量，可选出这些元件的型号及规格见表4.1与表

22、中序号与图3-1中情况相同表4.1元件的型号及规格序号元件名称估计通过 流量J / 1L / min额定流量J / 1L / min额定压力MPa额定压降MPa型号、规格1PV2R型叶 片泵33. 216/14PV2R1-6PV2R2-332三位五通 电液阀6080160.535DYF3YE10B3行程阀5063160.3AXQFE10Bq =100L/minq max4调速阀0. 50.0750165单向阀6063161.26单向阀2563160. 2AF3Ea10B7液控顺序 阀2563160.3XF3E10B8背压阀0. 56316YF3E10B9溢流阀5. 16316YF3E10B10

23、单向阀2263160.2AF3Ea10Bq =80L/min11过滤器3063160.02XU63 x 80J12压力表开 关16KF3E3B3测点13单向阀6063160.2AF3Ea10Bq =80L/min14压力继电 器14HED1Ka/104.3油管的选择各元件间连接管道的规格按元件接口处尺寸决定，液压缸进、出油管则按 输入、排出的最大流量计算。由于液压泵具体按选定之后液压缸在各个阶段的进 出流量已与原定数值不同，所以要重新计算如表4.2所示。表中数值说明，液压 缸快进、快退速度v、v与设计要求相近。这表明所选液压泵的型号、规格是 适宜的。1 3表4.2液压缸的进、出流量和运动速度流

24、量速度快进工进快退流入流量L/minq 1 = (A1 q ) / (A1 - A 2)=(95.03 x 33.2)/(95.03-44.77)=62.8q = 0.474q = p = 33.2排出 流量 L/minq 2 = (A 2 q 1)/ A1= (44.77 x 62.8)/95.03=29.6q 2 = (A 2q 1)/ A1 =0.474x 44.77/95. 03 =0.22q 2 = ( a q y A 2二 (33.2 x 95.03)/44 .77=70.5运动 速度 L/minV 1 = q p /(A1-A 2)二 (33.2 x 10)/(95.03-44.

25、77)=6.6v 2 = q 1 / A1= (0.474 x 10)/95.03=0.04998v 3 = q 1 / A 2= (33.2 x 10)/44.77=7.41根据表中数值，当油液在压力管中流速取3m/min时，按教材式（7-9）算得液压 缸无杆腔和有杆腔相连的油管内径分别为d = 2 x ,q/（兀 v）=2x 顼62.8 x0 6/兀 x3x0 3x60 mm=2l-08mmd 2 = 2 x ，q/（兀 v） = 2 x 顼33.2 x0 6/兀 x3x 10 3x60 mm=15.3mm 这两根油管都按GB/T2351-1993选用外径。20mm,内径。16mm的无缝钢

26、管。4.4油箱的的选择和设计4.4.1油箱容积的计算油箱容积按教材式（7-8）估算，当取g为7时，求得其容积为 V= g q =7 x 33.2L=232.4L按JB/T79381999规定，取标准值V=250L。4.4.2散热量的计算忽略系统中其它地方的散热，只考虑油箱散热时，显然系统的总发热功率 H全部由油箱散热来考虑。由油箱散热面积公式a = H /At，代入数据H=613.3W, At = 350 ,K=16,计算得到 A=1.09m 2。4.4.3油箱长、宽、高计算设长：宽：高二a:b:h=1.3： 1： 0.93，而 V=ax bx h=250L，所以箱长 a=769 箱宽 b=5

27、90mm,箱体高 h=550mm。4.4.4油箱的结构设计根据油箱容积，在考虑油箱的散热、分离气泡、沉淀杂质等问题，油箱设 计成开式油箱，箱中液面与大气相通，且在油箱盖上装有空气过滤器。取油箱箱 壁厚取8mm取箱底厚度为6mm，箱盖厚度应为箱壁的34倍，取箱盖厚度为24mm。在设计液位计时，要考虑液位计的显示最大刻度与最小刻度之间的差值和 油箱的高度。油箱内的液面高度为油箱的80%，所以：H = 530 x 80% = 424 mm选择液位计XYW100，最大刻度与最小刻度之间为96mm。安装时，液位计的中 心位置与上述的液面高度在同一水平面。隔板的长度由油箱的内部尺寸可以确定，主要计算隔板的

28、高度。隔板的高 度一般为油箱内液面高度的3/4。但是也要考虑到当油箱内的油液降到最低位置 时，液压油也能流入到吸油腔，避免液压系统吸入空气。所以隔板的高度为H = 424 - 35 - 10 = 379 mm其设计结构见油箱图纸。隔板5液压系统性能的验算5.1验算系统压力损失并确定压力阀的调整值由于系统的管路布置尚未具体确定，整个系统的压力损失无法全面估算， 故只能按材式(36)估算阀类元件的压力损失，待设计好管路布置后，加 上管路的沿程损失和局部损失即可。但对于中小型液压系统，管路的压力损 失甚微。可以不予考虑。压力损失的验算应按一个工作循环中不同阶段分别 进行。5.1.1快进滑台快进时，液

29、压缸差动连接，由表(3)和表(4)可知，进油路上油液 通过单向阀10的流量是22L/min，通过电液换向阀2的流量是33.2L/min，然后 与液压缸有杆腔的的回油汇合，以流量62.8L/min通过行程阀3并进入无杆腔。 因此进油路上的总压降为 pv = 0.2 x (22 /22) 2 + 0.5 x (33.2 /80) 2 + 0.3 x (62.8 /63) 2 MPa二 (0.024+0.086+0.298)MPa=0.408MPa此值不大不会使压力阀开启，故能确保两个泵的流量全部进入液压缸。回油路上，液压缸有杆腔中的油液通过电液换向阀2和单向阀6的流量都是 29.6L/min，然后

30、与液压泵的供油合并，经行程阀3流入无杆腔。由此可算出快进 时有杆腔压力p 2与无杆腔压力p 1之差。 p = p p = 0.5 x (29.6 /80) 2 + 0.2 x (29.6 /63) 2 + 0.3 x (62.8 /63)2二 (0.068+0.044+0.298)MPa=0.410MPa p + p + p e = 4.552 + 0.5 x (0.474 /80) 2 + 0.5 + 0.5 MPap A11=5.552MPa5.1.3快退快退时，油液在进油路上通过单向阀10的流量为22L/min,通过换向阀2的 流量为33.2L/min，油液在回油路上通过单向阀5、换向阀2和单向阀13 的流量都是70.5L/min。因此进油路上总压降为py1 = 0.2 x (22 /63) 2 + 0.5