液压设计论文.doc

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目 录
1 机床液压系统的设计任务分析与方案分析……………………………………3
1.1设计任务分析……………………………………………………………………..3
1.2方案分析…………………………………………………………………………3
2 分析系统工况，确定系统参数……………………………………………………4
2.1确定执行元件……………………………………………………………………4
2.2分析系统工况……………………………………………………………………4
3 液压系统图的拟定………………………………………………………………8
3.1液压回路的选择…………………………………………………………………8
3.1.1选择调速回路……………………………………………………………8
3.1.2选择快速运动和换向回路…………………………………………………8
3.1.3选择速度换接回路…………………………………………………………8
3.1.4考虑压力控制回路…………………………………………………………8
3.2液压回路的综合………………………………………………………………8
4 液压元件的选择………………………………………………………………10
4.1液压泵及驱动电机规格选择…………………………………………………10
4.1.1大小流量泵最高工作压力计算………………………………………10
4.1.2总需供油量计算…………………………………………………………10
4.1.3电动机的选择…………………………………………………………10
4.2阀类元件及辅助元件选择…………………………………………………………10
4.3油管的选择………………………………………………………………………11
4.4油箱的选择和计算…………………………………………………………………12
5 油压系统性能验算……………………………………………………………14
5.1验算系统压力损失并确定压力阀的调整值………………………………14
5.2油液油温验算……………………………………………………………15
参考文献………………………………………………………………………17
致 谢………………………………………………………………………18

17
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1 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
1、 设计一台卧式单面多轴钻孔组合机床液压系统，要求完成工件的定位与夹紧，所需夹紧力不得超过6000N。该系统工作循环为：快进——工进——快退——停止。机床快进快退速度约为6 m／min，工进速度可在30～120mm／min范围内无级调速, 快进行程为200mm，工进行程为50mm，最大切削力为25kN，运动部件总重量为15 kN，加速（减速）时间为0.1s，采用平导轨，静摩擦系数为0.2，动摩擦系数为0.1。
1.2方案分析
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。

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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：200mm,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
Ft=25kN
惯性负载 m==15000/9.81kg=1529kg
=15296/60/0.1=1259N
阻力负载 静摩擦阻力=0.26000N=1200N
动摩擦阻力=0.16000N=600N
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/
起动
=
1200
1333
加速
=+
2129
2365
快进
=
600
669
工进
=+
25600
28444
反向起动
=
1200
1333
加速
=+
2129
2365
快退

=
600
667

攀枝花学院本科课程设计（论文） 分析工况，确定参数
注:1.液压缸的机械效率通常取0.9—0.95,此处取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。

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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==6m/min,
快进行程=200mm、工进行程=50mm，快退行程=+=250mm和工进速度等的绘制，如图2-2，其中取最大值=120mm/min

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大负载为28444时，可以取2-3MPa，参考《中国机械设计大典》中表42.4—5中推荐液压系统的公称压力，取=3MPa。
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应为有杆腔面积的两倍，即活塞杆直径d与缸筒直径D呈的关系。钻孔加工时，液压缸回路上必须具有背压，以防孔被钻通时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存在，有杆腔的压力必须大于无杆腔，估算时可取MPa。快退时回油腔中是有背压的，这时可按0.6MPa估算。可以算出工作腔需要的工作面积,由工进时的推力式（5—3）得：

故有

根据《中国机械设计大典》表42.4—2（液压缸缸筒内径尺寸系列）和表42.4—3（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：D=120mm,d=85mm。由此求得液压缸两腔的实际有效面积为：

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

回油腔
压力
进油腔压力
输入
流量

输入
功率

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快 进
起动

1333
0
0.235
—
—
加速
2365

0.915
—
—
恒速
667

0.692
34.0
0.392
工进

,
28444
0.8
2.52
1.36
0.057
快 退
起动

1333
0
0.237
—
—
加速
2365
0.6
1.620
—
—
恒速
667
1.318
1.318
33.7
0.742

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和工进所需的时间分别为

亦是5.5。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，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q—l曲线知，当滑台从快进转为工进时，输入液压缸的流量由
34L/min降为1.36L/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33.79 (113.04/56.32)L/min=67.82L/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。

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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=2.52+0.8+0.5=3.82MPa设大流量泵进油管路压降为0.5MPa,故有=1.318+0.5=1.818 MPa
4.1.2总需供油量计算
设系统内泄为10%，则两个泵的总流量为：
=1.134L/min=37.4
工进时输入液压缸的流量为1.36,但不得不考虑溢流阀的最小稳定溢流
量3,故小流量泵的供油量最少应为4.36。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=0.9，则当泵的转速=940r/min时，液压泵的实际输出流量为：
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=0.75，则液压泵驱动电动机所需的功率为： =
4.1.3电动机的选择
根据此数值，查《机械设计课程设计》中表9—39，选取Y112M—6型电动
机，其额定功率=2.2KW，额定转速=940r/min。

4.2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
额定流量

额定
压力
MPa
额定
压降
MPa

型号、规格
1
PV2R型叶片泵
—
33．2
16/14
—
PV2R1-6
PV2R2-33
2
三位五通电液阀
60
80
16
<0.5
35DYF3Y—E10B
3
行程阀
50
63
16
<0.3
AXQF—E10B
=100L/min
4
调速阀
0．5
0.07—50
16
—
5
单向阀
60
63
16
1.2
6
单向阀
25
63
16
<0．2
AF3—Ea10B
7
液控顺序阀
25
63
16
<0.3
XF3—E10B
8
背压阀
0．5
63
16
—
YF3—E10B
9
溢流阀
5．1
63
16
—
YF3—E10B

10

单向阀

22

63

16

<0.2
AF3—Ea10B
=80L/min
11
过滤器
30
63
16
<0.02
XU—63 80—J

12

压力表开关

—

—

16

—
KF3—E3B
3测点

13

单向阀

60

63

16

<0.2
AF3—Ea10B
=80L/min
14
压力继电器
—
—
14
—
HED1Ka/10

4.3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、与设计要求相近。这表明所选液压泵的型号、规格是适宜的。

表4.2 液压缸的进、出流量和运动速度
流量速度
快进
工进
快退

流入流量L/min

=(113.04*33.2)/（113.04-56.32）=66.17

排出流量L/min

=

=

=74.6

运动速度L/min

=(33.210)/(56.72)
=5.85

=0.1203

=(33.210)/56.32
=6.60
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
=21.6mm
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，当取为7时，求得其容积为
V==733.2L=232.4L
按JB/T7938—1999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 ，代入数据H=613.3W,
=,K=16,计算得到A=1.09。
4.4.3油箱长、宽、高计算
设长：宽：高=a:b:h=1.3：1：0.93，而V=abh=250L，所以箱长a=769
箱宽b=590mm,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3～4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：

选择液位计XYW—100，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

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其设计结构见油箱图纸。

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（3—6）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
MPa
=(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与无杆腔压力之差。
=(0.068+0.044+0.298)MPa
=0.410MPa<0.474MPa
所以是偏安全的。
5.1.2工进
工进时，油液在进油路上通过电液换向阀2的流量为0.474l/min,，在调速
阀4处的压力损失为0.5MPa；油液在回油路上通过换向阀2的流量是
.24L/min,在背压阀8处的压力损失为0.5MPa,通过顺序阀7的流量(25+
0.24)L/min=25.24L/min, 因此这时液压缸回油腔的压力为

=(0.0000045+0.474+0.048)MPa
=0.522MPa
可见此时略大于原估算值0.5MPa。故可按表（2）中公式重新计算工进时液压缸进油腔压力即
=4.552MPa
此值与表（2）中4.68MPa相近。考虑到压力继电器可靠动作需要压差，故溢流阀9的调
应为
=5.552MPa
5.1.3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
=0.110MPa
此值较小，所以液压泵驱动电动机的功率是足够的，回油路上总压降为
=(0.25+0.338+0.25)MPa
=0.888MPa
可见此值与表（2）中的估算值0.6MPa相差有点大，故用（2）中的公式重新计算
=2.276MPa
所以快退时液压泵的最大工作压力应为

因此大流量液压泵卸荷的顺序阀7的调压应大于2.386MPa。

5.2油液油温验算
工进在整个工作循环中所占的时间比例达95%，所以系统发热和
油液温升可用工进时的情况来计算。
工进时液压缸的有效功率（即系统输出功率）为

这时大流量泵通过顺序阀7卸荷，小流量泵在高压下供油，所以
两个泵的总输出功率（即系统输入功率）为

=0.6471kw
由此得液压系统的发热量为

按教材（11-2）求出油液温升近似值

温度没有超出允许范围，液压系统不需要设置冷却器。

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参 考 文 献

[1]机械设计手册编委会编著.《机械设计手册》.第4卷.—3版,--北京:机械工业
出版社，2004.8
[2]王积伟,章宏甲,黄谊主编.《液压传动》第2版.机械工业出版社,2006.12
[3]李壮云主编. 《中国机械设计大典》 第五卷. 江西科学技术出版社
[4]席伟光,杨光,李波,主编.《机械设计课程设计》.—北京：高等教育出版社，2003
[5]孙成通主编.《液压传动》.----北京：化学工业出版社，2005.6

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致 谢

衷心的感谢指导老师乔水明老师在本人做设计的过程中，对本人的设计提出了宝贵的意见和建议，使本人的设计不断的改进和优化，并取得了一定的成绩。同时在做设计过程中，得到了本班同学的帮助，解决了许多疑难问题，在此一并致谢。由于本人设计水平有限，设计中难免有些错误，希望老师同学给予批评指正。