1、液壓與氣壓傳動課程設計說明書題目：臥式單面多軸鉆孔組合機床液壓傳動系統設計院系：專業：班級：姓名：學號：指導教師：日期：2013年7月18日目 錄一、設計要求及工況分析 .3二、確定液壓系統主要參數.5三、擬定液壓系統原理圖. 7四、計算和選擇液壓件.8五 、液壓缸設計基礎.115.1液壓缸的軸向尺寸.115.2主要零件強度校核.11六、驗算液壓系統性能.14七、設計小結.17 一、設計要求及工況分析 1.設計要求 要求設計一臺臥式單面多軸鉆孔組合機床動力滑臺的液壓系統。要求實現的動作順序為：快進工進快退停止。液壓系統的主要參數與性能要求如下：軸向切削力總和Fe=30500N，移動部件總重量G

2、19800N；快進行程為100mm，快進與快退速度0.1m/s，工進行程為50mm，工進速度為0.88mm/s，加速、減速時間均為0.2s，利用平導軌，靜摩擦系數0.2；動摩擦系數為0.1。液壓系統的執行元件使用液壓缸。 2.負載與運動分析（1）工作負載 工作負載即為切削阻力（2）摩擦負載摩擦負載即為導軌的摩擦阻力靜摩擦阻力 動摩擦阻力 （3）慣性負載 1010NN2.01.08.919800i=´=DD=tgGFu （4） 運動時間 快進 工進 快退 設液壓缸的機械效率 =0.9，得出液壓缸在各階段的負載和推力，如表1所列。表1 液壓缸在各運動階段的負載和推力（=0.9）工況計算公

3、式負載值F/N液壓缸推力F/N啟動39604400加速29903322快進19802200工進3248036089反向啟動39604400加速29903322快退19802200根據液壓缸在上述各階段內的負載和運動時間，即可繪制出負載循環圖F-t 和速度循環圖-t，如圖1所示。圖1 F-t與-t圖 圖1 速度負載循環圖 a)工作循環圖 b）負載速度圖 c)負載速度圖二、確定液壓系統主要參數1.初選液壓缸工作壓力 所設計的動力滑臺在工進時負載最大，在其他工況負載都不太高，參考表2和表3，初選液壓缸的工作壓力=4MPa。2計算液壓缸主要尺寸鑒于動力滑臺快進和快退速度相等，這里的液壓缸可選用單活塞桿

4、式差動液壓缸（A1=2A2），快進時液壓缸差動連接。工進時為防止孔鉆通時負載突然消失發生前沖現象，液壓缸的回油腔應有背壓，參考表4選此背壓為p2=0.6MPa。表2按負載選擇工作壓力負載/ KN<5510102020303050>50工作壓力/MPa< 0.811.522.5334455表3 各種機械常用的系統工作壓力機械類型機 床農業機械小型工程機械建筑機械液壓鑿巖機液壓機大中型挖掘機重型機械起重運輸機械磨床組合機床龍門刨床拉床工作壓力/MPa0.82352881010182032表4 執行元件背壓力系統類型背壓力/MPa簡單系統或輕載節流調速系統0.20.5回油路帶調速閥

5、的系統0.40.6回油路設置有背壓閥的系統0.51.5用補油泵的閉式回路0.81.5回油路較復雜的工程機械1.23回油路較短且直接回油可忽略不計表5 按工作壓力選取d/D工作壓力/MPa5.05.07.07.0d/D0.50.550.620.700.7表6 按速比要求確定d/D2/11.151.251.331.461.612d/D0.30.40.50.550.620.71注：1無桿腔進油時活塞運動速度；2有桿腔進油時活塞運動速度。由于工作進給速度與快速運動速度差別較大，且快進、快退速度要求相等，從降低總流量需求考慮，應確定采用單桿雙作用液壓缸的差動連接方式。通常利用差動液壓缸活塞桿較粗、可以在

6、活塞桿中設置通油孔的有利條件，最好采用活塞桿固定，而液壓缸缸體隨滑臺運動的常用典型安裝形式。這種情況下，應把液壓缸設計成無桿腔工作面積是有桿腔工作面積兩倍的形式，即活塞桿直徑d與缸筒直徑D呈d = 0.707D的關系。 工進過程中，當孔被鉆通時，由于負載突然消失，液壓缸有可能會發生前沖的現象，因此液壓缸的回油腔應設置一定的背壓(通過設置背壓閥的方式)，選取此背壓值為p2=0.6MPa。快進時液壓缸雖然作差動連接（即有桿腔與無桿腔均與液壓泵的來油連接），但連接管路中不可避免地存在著壓降，且有桿腔的壓力必須大于無桿腔，估算時取0.5MPa。快退時回油腔中也是有背壓的，這時選取被壓值0.7MPa。工

7、進時液壓缸的推力計算公式為因此，根據已知參數，液壓缸無桿腔的有效作用面積可計算為因此，根據已知參數，液壓缸無桿腔的有效作用面積可計算為 液壓缸缸筒直徑為 mm由于有前述差動液壓缸缸筒和活塞桿直徑之間的關系，d = 0.707D，因此活塞桿直徑為d=0.707×111=78mm，根據GB/T23481993對液壓缸缸筒內徑尺寸和液壓缸活塞桿外徑尺寸的規定，圓整后取液壓缸缸筒直徑為D=110mm，活塞桿直徑為d=80mm。此時液壓缸兩腔的實際有效面積分別為：根據計算出的液壓缸的尺寸，可估算出液壓缸在工作循環中各階段的壓力、流量和功率，如表4所示。由此繪制的液壓缸工況圖如圖2所示。表7液壓

8、缸在各階段的壓力、流量和功率值工況推力F0/N回油腔壓力p2/MPa進油腔壓力p1/MPa輸入流量q×10-3/m3/s輸入功率P/KW計算公式快進啟動44001.32加速3322p1+p1.10恒速2200p1+p0.880.500.44工進360890.64.080.84×10-20.034快退啟動44000.98加速33220.72.23恒速22000.71.980.450.89注：1. p為液壓缸差動連接時，回油口到進油口之間的壓力損失，取p=0.5MPa。2 快退時，液壓缸有桿腔進油，壓力為p1，無桿腔回油，壓力為p2。三、擬定液壓系統原理圖1選擇基本回路圖2 液

9、壓缸工況圖(1) 選擇調速回路 由圖2可知，這臺機床液壓系統功率較小，滑臺運動速度低，工作負載為阻力負載且工作中變化小，故可選用進口節流調速回路。為防止孔鉆通時負載突然消失引起運動部件前沖，在回油路上加背壓閥。由于系統選用節流調速方式，系統必然為開式循環系統。(2) 選擇油源形式 從工況圖可以清楚看出，在工作循環內，液壓缸要求油源提供快進、快退行程的低壓大流量和工進行程的高壓小流量的油液。最大流量與最小流量之比qmax/qmin=0.5/(0.84×10-2)=59.5；其相應的時間之比(t1+t3)/t2=(1+1.5)/56.8=0.04。這表明在一個工作循環中的大部分時間都處于

10、高壓小流量工作。從提高系統效率、節省能量角度來看，選用單定量泵油源顯然是不合理的，為此可選用限壓式變量泵或雙聯葉片泵作為油源。考慮到前者流量突變時液壓沖擊較大，工作平穩性差，且后者可雙泵同時向液壓缸供油實現快速運動，最后確定選用雙聯葉片泵方案。(3) 選擇快速運動和換向回路 本系統已選定液壓缸差動連接和雙泵供油兩種快速運動回路實現快速運動。考慮到從工進轉快退時回油路流量較大，故選用換向時間可調的電液換向閥式換向回路，以減小液壓沖擊。由于要實現液壓缸差動連接，所以選用三位五通電液換向閥。(4) 選擇速度換接回路 由于本系統滑臺由快進轉為工進時，速度變化大（1/2=0.1/(0.84×1

11、0-3)=113），為減少速度換接時的液壓沖擊，選用行程閥控制的換接回路。(5) 選擇調壓和卸荷回路 在雙泵供油的油源形式確定后，調壓和卸荷問題都已基本解決。即滑臺工進時，高壓小流量泵的出口壓力由油源中的溢流閥調定，無需另設調壓回路。在滑臺工進和停止時，低壓大流量泵通過液控順序閥卸荷，高壓小流量泵在滑臺停止時雖未卸荷，但功率損失較小，故可不需再設卸荷回路。2組成液壓系統將上面選出的液壓基本回路組合在一起，并經修改和完善，就可得到完整的液壓系統工作原理圖，如上圖所示。在上圖中，為了解決滑臺工進時進、回油路串通使系統壓力無法建立的問題，增設了單向閥。為了避免機床停止工作時回路中的油液流回油箱，導致

12、空氣進入系統，影響滑臺運動的平穩性，圖中添置了一個單向閥。考慮到這臺機床用于鉆孔（通孔與不通孔）加工，對位置定位精度要求較高，圖中增設了一個壓力繼電器。當滑臺碰上死擋塊后，系統壓力升高，它發出快退信號，操縱電液換向閥換向。四、計算和選擇液壓件1確定液壓泵的規格和電動機功率(1) 計算液壓泵的最大工作壓力小流量泵在快進和工進時都向液壓缸供油，由表7可知，液壓缸在工進時工作壓力最大，最大工作壓力為p1=4.08MPa，如在調速閥進口節流調速回路中，選取進油路上的總壓力損失p=0.6MPa，考慮到壓力繼電器的可靠動作要求壓差Dpe=0.5MPa，則小流量泵的最高工作壓力估算為大流量泵只在快進和快退時

13、向液壓缸供油，由表7可見，快退時液壓缸的工作壓力為p1=2.23MPa，比快進時大。考慮到快退時進油不通過調速閥，故其進油路壓力損失比前者小，現取進油路上的總壓力損失p=0.3MPa，則大流量泵的最高工作壓力估算為(2) 計算液壓泵的流量由表7可知，油源向液壓缸輸入的最大流量為0.5×10-3 m3/s ，若取回路泄漏系數K=1.1，則兩個泵的總流量為L/min33/sm1055.0/sm105.01.133331p=´=×´=³-Kqq考慮到溢流閥的最小穩定流量為3L/min，工進時的流量為0.84×10-5 m3/s =0.47L

14、/min，則小流量泵的流量最少應為3.47L/min。(3) 確定液壓泵的規格和電動機功率根據以上壓力和流量數值查閱產品樣本，并考慮液壓泵存在容積損失，最后確定選取PV2R12-6/33型雙聯葉片泵。其小流量泵和大流量泵的排量分別為6mL/r和33mL/r，當液壓泵的轉速np=940r/min時，其理論流量分別為5.6 L/min和31L/min，若取液壓泵容積效率v=0.9，則液壓泵的實際輸出流量為由于液壓缸在快退時輸入功率最大，若取液壓泵總效率p=0.8，這時液壓泵的驅動電動機功率為KW17.1KW108.06010331070.1336ppp=´´´

15、0;´=³-hqpP根據此數值查閱產品樣本，選用規格相近的Y100L6型電動機，其額定功率為1.5KW，額定轉速為940r/min。2.確定其他元件及輔件 (1) 確定閥類元件及輔件根據系統的工作壓力和通過各閥類元件及輔件的實際流量，查閱產品樣本，可選出這些元件的型號及規格,表6所列為選擇元件的一個方案。表6 液壓元件規格及型號序號元件名稱通過的最大流量q/L/min規格型號額定流量/L/min額定壓力/MPa額定壓降/MPa1雙聯葉片泵-2.5/32(2.5/32)6.32三位五通電液換向閥7035DY100BY1006.30.33行程閥62.322C-100BH1006

16、.30.34調速閥<1Q-6B66.35單向閥701-100B1006.30.26單向閥29.31-63B506.30.37背壓閥<1B-10B106.38順序閥28.1XY-63B636.30.39單向閥701-100B1006.30.210單向閥27.91-63B636.30.211過濾器36.6XU-50X2005012壓力表開關K-6B6.313溢流閥5.1Y10B106.3*注：此為電動機額定轉速為940r/min時的流量。(2) 確定油管在選定了液壓泵后，液壓缸在實際快進、工進和快退運動階段的運動速度、時間以及進入和流出液壓缸的流量，與原定數值不同，重新計算的結果如表7

17、所列。表9各工況實際運動速度、時間和流量快進工進快退L/min24.0L/min957.445.01212=*=AAqqm/s10824.0m/s1095601047.0343 112-3-35´=´´´=Aqus38.1s109.01015031=´=-ts1.34s1088.01030332=´´=-ts46.1s123.01018033=´=-t由表可以看出，液壓缸在各階段的實際運動速度符合設計要求。根據表9數值，按表10推薦的管道內允許速度取=4 m/s，由式計算得與液壓缸無桿腔和有桿腔相連的油管內徑分別為

18、為了統一規格，按產品樣本選取所有管子均為內徑20mm、外徑28mm的10號冷拔鋼管。(3) 確定油箱油箱的容量按式估算，其中為經驗系數，低壓系統，=24；中壓系統，=57；高壓系統，=612。現取=6，得五 、液壓缸設計基礎5.1液壓缸的軸向尺寸液壓缸軸向長度取決于負載運行的有效長度（活塞在缸筒內能夠移動的極限距離）、導向套長度、活塞寬度、缸底、缸蓋聯結形式及其固定安裝形式。圖示出了液壓缸各主要零件軸向尺寸之間的關系。活塞寬度。活塞有效行程取決于主機運動機構的最大行程，=0.15+0.03=0.18m。導向長度，缸筒長度。5.2主要零件強度校核5.2.1缸筒壁厚=5mm因為方案是低壓系統，校核

19、公式,式中： -缸筒壁厚（）-實驗壓力 ,其中是液壓缸的額定工作壓力D-缸筒內徑 D=0.11m-缸筒材料的許用應力。，為材料抗拉強度（MPa）,n為安全系數，取n=5。對于P1<16MPa.材料選45號調質鋼，對于低壓系統因此滿足要求。5.2.2缸底厚度1=11mm1.缸底有孔時：其中2.缸底無孔時，用于液壓缸快進和快退；其中5.2.3桿徑d,式中F是桿承受的負載（N）F=36089N 是桿材料的許用應力，=100缸蓋和缸筒聯接螺栓的底徑d1式中 K-擰緊系數，一般取K=1.251.5； F-缸筒承受的最大負載（N）； z-螺栓個數； -螺栓材料的許用應力， ，為螺栓材料的屈服點（MP

20、a），安全系數n=1.22.5 5.2.5液壓缸穩定性計算液壓缸承受的負載F超過某臨界值時將會失去穩定性。穩定性可用下式校核：式中 nc- 穩定性安全系數 ，-4，取nc=3;由于缸筒固定活塞動，由桿材料知硬鋼，因此 因此滿足穩定性要求。5.2.6液壓缸緩沖壓力液壓缸設置緩沖壓力裝置時要計算緩緩從壓力，當值超過缸筒、缸底強度計算的時，則以取代。在緩沖時，緩沖腔的機械能力為，活塞運動的機械能為。活塞在機械能守恒中運行至終點。 式中： 通過驗算，液壓缸強度和穩定性足以滿足要求。六、驗算液壓系統性能1驗算系統壓力損失由于系統管路布置尚未確定，所以只能估算系統壓力損失。估算時，首先確定管道內液體的流動

21、狀態，然后計算各種工況下總的壓力損失。現取進、回油管道長為l=2m，油液的運動粘度取=1´10-4m2/s，油液的密度取r=0.9174´103kg/m3。(1) 判斷流動狀態在快進、工進和快退三種工況下，進、回油管路中所通過的流量以快退時回油流量q2=70L/min為最大，此時，油液流動的雷諾數也為最大。因為最大的雷諾數小于臨界雷諾數（2000），故可推出：各工況下的進、回油路中的油液的流動狀態全為層流。(2) 計算系統壓力損失將層流流動狀態沿程阻力系數和油液在管道內流速同時代入沿程壓力損失計算公式，并將已知數據代入后，得可見，沿程壓力損失的大小與流量成正比，這是由層流流

22、動所決定的。在管道結構尚未確定的情況下，管道的局部壓力損失p常按下式作經驗計算各工況下的閥類元件的局部壓力損失可根據下式計算其中的Dpn由產品樣本查出，qn和q數值由表8和表9列出。滑臺在快進、工進和快退工況下的壓力損失計算如下：1快進滑臺快進時，液壓缸通過電液換向閥差動連接。在進油路上，油液通過單向閥10、電液換向閥2，然后與液壓缸有桿腔的回油匯合通過行程閥3進入無桿腔。在進油路上，壓力損失分別為在回油路上，壓力損失分別為將回油路上的壓力損失折算到進油路上去，便得出差動快速運動時的總的壓力損失2工進滑臺工進時，在進油路上，油液通過電液換向閥2、調速閥4進入液壓缸無桿腔，在調速閥4處的壓力損失

23、為0.5MPa。在回油路上，油液通過電液換向閥2、背壓閥8和大流量泵的卸荷油液一起經液控順序閥7返回油箱，在背壓閥8處的壓力損失為0.6MPa。若忽略管路的沿程壓力損失和局部壓力損失，則在進油路上總的壓力損失為此值略小于估計值。在回油路上總的壓力損失為該值即為液壓缸的回油腔壓力p2=0.66MPa，可見此值與初算時參考表4選取的背壓值基本相符。按表7的公式重新計算液壓缸的工作壓力為此略高于表7數值。考慮到壓力繼電器的可靠動作要求壓差Dpe=0.5MPa，則小流量泵的工作壓力為此值與估算值基本相符，是調整溢流閥10的調整壓力的主要參考數據。3快退滑臺快退時，在進油路上，油液通過單向閥10、電液換向閥2進入液壓缸有桿腔。在回油路上，油液通過單向閥5、電液換向閥2和單向閥13返回油箱。在進油路上總的壓力損失為此值遠小于估計值，因此液壓泵的驅動電動機的功率是足夠的。在回油路上總的壓力損失為此值與表7的數值基本相符，故不必重算。大流量泵的工作壓力為此值是調整液控順序閥7的調整壓力的主要參考數據。2驗算系統發熱與溫升由于工進在整個工作循環中占96%，所以系統的發熱與溫升可按工進工況來計算。在工進時，大流量泵經液控順序閥8卸荷，其出口壓力即為油液通過液控順序閥的壓力損失液壓系統的總輸入功率即為液壓泵的輸入功率W4.564W8.060109.27100588