液压传动课程设计题目名称液压与气压传动专业班级2013机械设计制造及自动化学生姓名董韬志学号51501111006指导教师王月英机械与车辆工程系二○一六年六月八日目录一：任务书 (3)二：指导老师评阅表 (4)三：设计内容 (5)1．分析负载 (5)2.确定执行元件主要参数 (6)3.设计液压系统方案和拟定液压系统原理图 (9)4.选择液压元件 (15)5.验算液压系统性能 (20)四：设计小结 (24)五：参考资料 (25)蚌埠学院机械与车辆工程系一：液压传动课程设计任务书班级：2015机械设计制造及自动化（升本）姓名：董韬志学号：51501111006 指导老师：王月英1.设计题目：设计一台卧式单面多轴钻孔组合机床动力滑台的液压传动系统，动力滑台的工作循环是“快进---工进---快退---停止”，液压传动系统的主要性能参数如下：轴向切削力为11000N，移动部件的总重力为10000N，快进行程为100mm，快进与快退速度均为4m/min，工进行程为50mm，工进速度为0.08m/min，加速和减速时间均为0.3s，滑台采用平导轨，静摩擦系数为0.2，动摩擦系数为0.15，动力滑台可以随时在中途停止运动，设计该组合机床的液压传动系统。

2.设计要求：液压系统图拟定时需要提供两种以上的设计方案的选择比较。

从中选择你认为更好的一种进行系统元件选择计算。

3．工作量要求:a. 液压系统图一张b. 液压缸装配图一张c. 设计计算说明书一份系统图与液压缸装配图均使用A1图纸绘制二：指导老师评阅表蚌埠学院本科课程设计评阅表机械与车辆工程系2015级机械设计制造及自动化（升本）专业三：设计内容1 分析负载1) 工作负载：工作负载是在工作过程中由于机械特定的工作情况而产生的负载。

对于金属切削机床液压系统来说，沿液压缸轴线方向的切削力即为工作负载 即：F g =21000N2) 惯性负载(加减速时）：机床的工作部件的总重力为12000N （g 取9.8kg ）3) 阻力负载：机床工作部件对动力滑台导轨的法向力为：F n =mg=G=10000N静摩擦阻力：F fs =f s F n =0.2× 10000N=2000N动摩擦阻力：F fd =f d F n =0.15×10000N=1500N由此得出液压缸在各工作阶段的负载如表1所示：表1 液压缸在各工作阶段的负载F (单位：N)N 1.272N 3.0604)8.9/12000()/(m =⨯⨯=∆∆=t v g G F注：不考虑动力滑台上颠覆力矩的作用按上表数值绘制负载图1a所示：由于是v1=v3=3.5m/min、L1=100mm、L2=50mm、快退行程L3=L1+L2=150mm，工进速度v2=0.08m/min，由此可绘出速度图如图1b所示。

图1 组合机床液压缸负载图和速度图a)负载图 b）速度图2 确定执行元件主要参数1) 由《液压与气压传动》第2版教材书表8-7，表8-8可知，组合机床在最大负载约为11000N时液压系统宜取压力P1=2.5Mpa.2) 动力滑台要求快进，快退速度相等，且是单面钻孔所以这里的液压缸可选用单活塞杆式，并在快进时做差动连接。

这种情况下液压缸的无杆腔的工作面积A1应为有杆腔动作面积A2的两倍，即φ=A1/A2=2,而活塞杆直径d与缸筒直径D成d=0.707D的关系。

在钻孔加工时，液压缸回油路上必须具有背压p2，以保证钻孔时滑台的平稳。

按《液压与气压传动》第2版教材表8-3取p2=0.6MPa。

快进时液压缸作差动连接，管路中有压力损失，有杆腔的压力应略大于无杆腔，但其差值较小，可先按0.4MPa考虑。

快退时回油腔中是有背压的，这时p2也可按0.6MPa估算。

液压缸的效率ηm=0.95。

由工进时的负载值按由工进时的负载值按《液压与气压动》第二版教材表8-9中的公式计算液压缸面积：将这些直径按GB/T2348—2001圆整成就近标准值得：D=0.07m、d=0.05m由此求得液压缸两腔的实际有效面积为：A1=πD/4=54×10-4m2,A2=π(D-d)/4=15×10-4m2根据上述D和d的值，可估算出液压缸在各个工作阶段中的压力、流量和功率，如表2所示，并据此绘出工况图如图2所示。

表2 液压缸在不同工作阶段的压力、流量和功率值注：m /'ηF F =。

图2 液压缸工况图3 设计液压系统方案和拟定系统原理图1) 设计液压系统方案工况图表明，所设计组合机床液压系统在整个工作循环过程中所需要的功率较小，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，因此有三种速度控制方案可以选择，即进油节流调速、回油节流调速、容积节流调速。

钻孔加工属于连续切削加工，加工过程中切削力变化不大，因此钻削过程中负载变化不大，采用节流阀的节流调速回路即可。

但由于在钻头钻入工件表面及孔被钻通时的瞬间，存在载荷突变的可能，因此考虑在工作进给过程中采用具有压差补偿的进油调速阀的调速方式，且在回油路上设置背压阀。

从工况图中可以得到，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。

快进加快退所需的时间t1和工进所需的时间t2分别为：亦即是t1/t2=10。

因此从提高系统效率、节省能量角度来看，如果选用单个定量泵作为整个系统的油源，液压系统会长时间处于大流量溢流状态，从而造成能量的大量损失，这样的设计显然是不合理的。

如果采用一个大流量定量泵和一个小流量定量泵双泵串联的供油方式，由双联泵组成的油源在工进和快进过程中所输出的流量是不同的，此时液压系统在整个工作循环过程中所需要消耗的功率估大，除采用双联泵作为油源外，也可选用限压式变量泵作油源。

但限压式变量泵结构复杂、成本高，且流量突变时液压冲击较大，工作平稳性差，最后确定选用双联液压泵供油方案，有利于降低能耗和生产成本。

如图3（a)所示。

2) 选择基本回路由于不存在负载对系统作功的工况，也不存在负载制动过程，故不需要设置平衡及制动回路。

但必须具有快速运动、换向、速度换接以及调压、卸荷等回路。

a 选择快速运动和换向回路所设计的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，选用三位五通电磁换向阀。

为了调整方便和便于增设液压夹紧支路，应考虑选用Y型中位机能。

如图3（b）所示。

b 选择速度换接回路由工况图可知：当滑台从快进转为工进时，输入液压杆的流量由15.38L/min降至6.2L/min,滑台的变化速度较大，可选用行程阀来控制速度的换接，以减小液压冲击，如图3（C）所示。

c 选择调压和卸荷回路油源中有溢流阀（见图8 3a），调定系统工作压力，因此调压问题已在油源中解决，无须另外再设置调压回路。

而且，系统采用进油节流调速，故溢流阀常开，即使滑台被卡住，系统压力也不会超过溢流阀的调定值，所以又起安全作用。

在图8 3a所示的双液压泵自动两级供油的油源中设有卸荷阀，当滑台工进和停止时，低压、大流量液压泵都可经此阀卸荷。

由于工进在整个工作循环周期中占了绝大部分时间，且高压、小流量液压泵的功率较小，故可以认为卸荷问题已基本解决，就不需要再设置卸荷回路。

图3 油源及液压回路的选择a)液压源 b）换向回路 c）速度换接回路3）将液压回路综合成液压系统把上面选出的各种液压回路组合画在一起，就可以得到一张图4所示的液压系统原理图（不包括点划线圆框内的元件）。

将此图仔细检查一遍，可以发现，该图所示系统在工作中还存在问题。

为了防止干扰、简化系统并使其功能更加完善，必须对图4所示系统进行如下修整：图4 液压回路的综合和整理为了解决滑台工进（阀2在左位）时图中进、回油路相互接通，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a，将进、回油路隔断。

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，必须在回油路上串接一个液控顺序阀b。

这样，滑台快进时因负载较小而系统压力较低，使阀b关闭，便阻止了油液返回油箱。

为了解决机床停止工作后回路中的油液流回油箱，导致空气进入系统，影响滑台运动平稳性的问题，必须在电液换向阀的回油口增设一个单向阀c。

为了在滑台工进后系统能自动发出快退信号，须在调速阀输出端增设一个压力继电器d。

若将顺序阀b和背压阀8的位置对调一下，就可以将顺序阀与油源处的卸荷阀合并，从而省去一个阀。

经过修改、整理后的液压系统原理图如图5所示：1图5 整理后的液压系统原理图图6 电磁铁动作顺序表要实现系统的动作，即要求实现的动作顺序为：快进→工进→快退→停止。

则可得出液压系统中各电磁铁的动作顺序如上图6所示。

表中“+”号表示电磁铁通电或行程阀压下；“—”号表示电磁铁断电或行程阀复位。

具体油路分析：A.快进：油箱→滤油器11 →双泵1 →单向阀10 →阀2左腔→单向阀6 →行程阀3下腔→缸右腔→缸左腔→阀2左腔B.工进：油箱→滤油器11 →双泵1 →单向阀10 →阀2左腔→调速阀4 →缸右腔→缸左腔→阀2左腔→阀8 →阀7 →油箱C.快退：油箱→滤油器11 →双泵1 →单向阀10 →阀2左腔→缸右腔→缸左腔→单向阀12 →油箱D.停止：阀2中位、阀3上腔4 选择液压元件1）液压泵液压缸在整个工作循z环中的最大工作压力为5.6MPa，如取进油路上的压力损失为0.8MPa，为使压力继电器能可靠地工作，取其调整压力高出系统最大工作压力0.5MPa，则小流量液压泵的最大工作压力应为：P p1=(5.6+0.8+0.5)MPa=6.9MPa大流量液压泵在快进、快速运动时才向液压缸输油，由图2可知，快退时液压缸的工作压力比快进时大，如取进油路上的压力损失为0.5MPa（因为此时进油不经调速阀故压力损失减小），则大流量液压泵的最高工作压力为：P p2=(1.676+0.5)MPa=2.176MPa由图2可知，两个液压泵应向液压缸提供的最大流量为14L/min，因系统较简单，取泄漏系数K L=1.05，则两个液压泵的实际流量应为：q p=1.05×14L/min=14.7L/min考虑到溢流阀的最小稳定溢流量为3L/min，而工进时输入液压缸的流量为 6.24L/min，且小流量液压泵单独供油，所以小液压泵的流量规格最少应为9.24L/min。

根据以上压力和流量的数值查阅设计手册，确定选取PV2R12-6/26型双联叶片液压泵，其小液压泵和大液压泵的排量分别为6mL/r和26mL/r，当液压泵的转速np=940r/min时该液压泵的理论流量为30.08L/min，取液压泵的容积效率ηv=0.9，则液压泵的实际输出流量为：q p=[(9.24+26)×940×0.9/1000]L/min =29.81L/min由于液压缸在快退时输入功率最大，这时液压泵工作压力为2.176MPa、流量为29.81L/min。