组合钻床动力滑台液压传动系统的设计.doc

第1章 概 论 2
1.1 液压技术发展简史 2
1.2 液压技术的发展趋势 3
1.3 液压传动系统的设计 3
1.4 本课题的任务 3
第2章 传动方式的选择及基本设计参数 4
2.1 液压传动与电气传动、机械传动相比的主要优点 4
2.2 液压传动的主要缺点 4
2.3 基本设计参数 4
第3章 工况分析 5
3.1 动力分析 5
3.2 运动分析 7
第4章 确定液压系统主要参数 9
4.1 确定液压缸主要几何尺寸 9
4.1.1 初选系统工作压力 9
4.1.2 计算液压缸的主要结构参数 9
4.2 计算液压缸工作循环各个阶段的工作压力、输入流量及输入功率 10
4.2.1 快进阶段： 10
4.2.2 工进阶段： 11
4.2.3 快退阶段： 12
4.3 绘制液压缸的工况图 13
第5章 拟定液压系统原理图 15
5.1 选择液压基本回路 15
5.1.1 选定液压系统的类型 15
5.1.2 液压执行元件的选择 15
5.1.3 选择液压泵的类型及油源回路 15
5.1.4 选择调速回路和速度换接回路 15
5.1.5 选择压力控制回路 15
5.2 组成液压系统图 16
5.3 液压系统的工作原理 16
第6章 液压元辅件及液压油的选择 17
6.1 选择液压泵及驱动电动机 17
6.1.1 确定液压泵的最大工作压力 17
6.1.2 确定液压泵的最大供油流量 18
6.1.3 选择液压泵 18
6.1.4 选择电动机 18
6.1.5 计算液压缸实际的输入流量、输出流量、运动速度和持续时间 19
6.1.6 选择液压控制阀 21
6.1.7 液压油管的计算确定 21
6.1.8 确定油箱的容量 23
6.1.9 液压油的选择 24
6.1.10 滤油器的选择 24
第7章 液压系统的性能验算 25
7.1 验算系统压力损失 25
7.2 验算系统发热温升 28

第1章 概 论
1.1 液压技术发展简史

1.2 液压技术的发展趋势

13 液压传动系统的设计
液压系统是液压设备的一个组成部分，液压系统设计是主机设计的重要组成部分……
液压系统的设计包括如下步骤：

1.4 本课题的任务
组合机床是在综合了通用机床和专用机床的应用特点的基础上发展起来的一种新型专用机床，组合机床是以系列化、标准化设计的通用部件为基础，配以以工件形状和加工工艺要求而设计的少量专用部件，对一种或若干种零件按预先确定的工序进行加工的机床。
组合机床在汽车、拖拉机、电动机、柴油机和阀门等生产中应用较为广泛。
本课题针对一台单面多轴卧式组合钻床，设计其动力滑台的液压传动系统，课题将综合应用在大学阶段所学的主要课程的知识，解决实际的生产设计问题。
第2章 传动方式的选择及基本设计参数
2.1 液压传动与电气传动、机械传动相比的主要优点

2.2 液压传动的主要缺点

本文中，为了减轻机床设计重量，组合钻床动力滑台的驱动拟采用液压驱动。

2.3 基本设计参数
本文中所涉及组合机床是一台单面多轴组合钻床，其动力滑台为卧式布置，导轨为水平导轨，其静、动摩擦系数分别为=0.2、=0.1，工件在动力滑台上采用机械夹紧，滑台由液压与电气配合实现的自动动作循环为：快进→工进→快退→停止。

其主要加工参数和动力滑台的基本参数如下：
被加工工件的材料为铸铁，硬度为240HB。在组合钻床上对工件一次钻削直径为的孔14个，采用的主轴转速为，进给量；钻削直径为的孔2个，采用的主轴转速为，进给量。
动力滑台的快进、工进和快退行程分别为、和，快进和快退的速度为；运动部件重力为N，启动和制动时间均为S。

第3章 工况分析
工况分析是确定液压传动系统参数的主要依据，包括对每个执行器的动力分析和运动分析，并画出其对应的负载循环图和速度循环图。对于一些较简单的液压设备，这两种图均可以省略，但对于一些专用的、动作比较复杂的液压设备，则必须绘制负载循环图和速度循环图，以了解运动过程的本质，查明每个执行器在其工作中的负载、位移、速度的变化规律，并找出最大负载点和最大速度点。
根据组合钻床动力滑台的技术要求，选择杆固定的单杆液压缸作为液压执行器驱动动力滑台做进给运动。由本文第二节所给出的基本设计参数可知，整个工作循环的三个阶段所花费的时间是：
快进：
工进：首先要求出工进的速度

故
快退：
3.1 动力分析
液压执行器的负载包括工作负载和摩擦负载两类。
工作负载又分为阻力负载、超越负载和惯性负载三种类型。阻力负载是指负载方向与执行器运动方向相反，负载阻碍执行器的运动；超越负载指负载方向与执行器运动方向相同，负载促使执行器运动；惯性负载是指运动部件在加速和减速过程中产生的负载，其数值由牛顿第二定律确定。
摩擦负载又可以分为静摩擦负载和动摩擦负载两类，它分别是在运动部件在具有运动趋势时和在运动过程中产生的负载。
下面计算动力滑台在启动、快进、工进、反向启动、反向加速、快退阶段驱动液压缸所受的负载。
首先计算各种负载值：
阻力负载：由知，

惯性负载：

静摩擦负载：

动摩擦负载：

快进阶段
启动：
加速：

恒速：
工进阶段
工进：

快退阶段
反向启动：
反向加速：

反向恒速：
由上述计算结果可以画出液压执行器所受负载随时间变化的曲线为：

3.2 运动分析
由第二章已知的设计参数，可以很容易作出液压缸的行程-时间()曲线和速度-时间()曲线如下：

第4章 确定液压系统主要参数
4.1 确定液压缸主要几何尺寸
压力和流量是液压系统中两个最主要的参数。要确定液压系统的压力和流量，首先根据液压执行元件的负载-时间曲线图，选定系统压力；然后确定液压缸的有效工作面积；最后根据速度-时间循环图确定液压系统的流量。
4.1.1 初选系统工作压力
系统工作压力由设备类型、载荷大小、结构要求和工艺水平而定。若系统压力取得过低，则液压设备的尺寸和重量增加；若系统压力取得过高，液压元件的性能及对密封的要求将会提高，因此要选择合适的系统工作压力。这里，根据上一章所绘制的液压缸的图知，液压缸所受到的最大负载为31.448KN，参照表9-2，选定系统的设计压力为。
4.1.2 计算液压缸的主要结构参数
由基本设计参数知，液压缸快进、快退的速度相等。为了满足这一要求，并使得所需流量较小，令液压缸的无杆腔作为主工作腔，并将液压缸接成差动连接以实现快进。由于快进、快退速度相同，因此液压缸的无杆腔与有杆腔的有效工作面积和应满足。
由上一章的分析可知，当液压缸工进时，所受负载最大，液压缸的主要结构参数应该在该工步中计算，即取负载，工进时液压缸无杆腔进油，有杆腔回油，如下图所示：
为了防止工进结束时，发生向前冲的现象，液压缸需要保持一定的回油背压，根据表9-9暂取工进时回油背压为0.6MPa。设液压缸机械效率，则

由图知，

代入有关数据计算得，

由表5-2知，取标准值；因，知活塞杆直径为

由表5-2知，取标准值
则液压缸实际有效工作面积为

4.2 计算液压缸工作循环各个阶段的工作压力、输入流量及输入功率
4.2.1 快进阶段：
快进时液压缸应该连接为差动连接，如下图所示。考虑到液压缸有杆腔向无杆腔回油的压力损失，因此有杆腔的压力要大于无杆腔的压力，根据表9-9，其差值估取为。而在启动瞬时，由于液压缸尚未移动，此时。

由图知，
，解得，

启动：

加速：

恒速：

快进阶段的输入流量为：

输入功率为：

4.2.2 工进阶段：
工进阶段液压缸无杆腔进油，有杆腔回油，如图 所示：
由图知，，则

工进阶段的输入流量为：

工进阶段的输入功率为：

4.2.3 快退阶段：
快退阶段液压缸有杆腔进油，无杆腔回油，如下图所示。另外，取快退时的压力损失为。

由图知，，则

反向启动：
此时，。由上式知，

反向加速：

反向恒速：

快退阶段液压缸的输入流量为

快退阶段的输入功率为

4.3 绘制液压缸的工况图
压力-时间曲线：

流量-时间曲线：

功率-时间曲线：

第5章 拟定液压系统原理图
拟定液压系统原理图是整个设计工作中最重要的步骤，对系统的性能以及设计方案的经济性与合理性有决定性的影响。液压系统原理图由液压系统图、工艺循环顺序动作图表和元件明细表3部分组成。拟定液压系统原理图的一般方法是根据主机动作和性能要求先分别选择和拟定基本回路，再将各个基本回路组成一个完整的系统。
5.1 选择液压基本回路
5.1.1 选定液压系统的类型
由第四章液压缸的工况图可以看出，液压系统功率较小，负载为阻力负载且在工作过程中变化较小，故采用进油路调速阀节流调速回路。由表9-4，选择液压系统为开式系统。
5.1.2 液压执行元件的选择
由前文分析知，这里液压执行元件选择双作用单杆活塞式液压缸，且活塞杆固定，缸体与滑台固定。
5.1.3 选择液压泵的类型及油源回路
由工况图可知，液压缸要求系统提供低压大流量和高压小流量的液压油，系统的最大流量和最小流量之比，相应持续时间之比为。由此可见，系统在快进、快退阶段是低压、大流量工况，且持续时间比较短；在工进阶段为高压、小流量工况，持续时间长。从提高系统效率和节能角度出发，应采用高低压双泵组合的双联泵供油或采用限压式变量泵供油。本文液压系统采用双联叶片泵供油。
5.1.4 选择调速回路和速度换接回路
由前文分析，液压系统采用采用进油路调速阀节流调速回路；采用差动回路实现快进，同时考虑到工进→快退时，回油流量比较大，为了保证换向平稳，选用三位四通电液动换向阀实现差动连接。由于本机床在终点的定位精度要求不高，因此采用活动挡块压下电气行程开关来实现自动换向和速度换接。
5.1.5 选择压力控制回路
为了防止工进临近结束，孔钻通时负载突然消失，滑台向前冲的现象，在回油路上应设置背压阀。
另外，在高压泵的出口并联一个溢流阀，实现系统定压卸荷；在低压泵出口并联一个液控顺序阀，实现系统在高压工作阶段的低压泵卸荷。
综上所述，选择设计的油源回路、差动回路和进油路调速阀节流调速回路如下：

5.2 组成液压系统图
将前面所设计的液压基本回路进行组合，并加以修改和完善便可以组成一个完整的液压系统原理图，如附图所示。在图中，为了切断工进阶段系统进油路和回油路的相通，增设了单向阀6；为了防止滑台停止工作时，系统油液流回油箱，导致空气进入系统，影响启动的平稳性，增加一个单向阀9。
此外，还应增加一些辅助元件。在液压泵的进油口设置一个过滤器11；出油口设置一个压力表及压力表开关，以便观测系统压力。
5.3 液压系统的工作原理

第6章 液压元辅件及液压油的选择
6.1 选择液压泵及驱动电动机
6.1.1 确定液压泵的最大工作压力
液压泵的最大工作压力应该由下式确定：

式中，——液压执行元件最大工作压力，由工况图选取；
——液压泵出口到执行元件入口之间所有沿程压力损失和局部压力损失之和。初算时按经验选取：简单管路系统取，复杂管路系统取。
首先确定小流量液压泵的最高工作压力：
由工况图可知，在工进阶段，液压缸出现最高工作压力。初取小流量液压泵至缸间的压力损失，那么小流量液压泵的最高工作压力为

其次确定大流量液压泵的最高工作压力：
由工况图可知，在快退阶段液压缸的工作压力较高为。初取大流量液压泵至液压缸之间的压力损失为，那么大流量液压泵的最高工作压力为

6.1.2 确定液压泵的最大供油流量
液压泵的最大输出流量应按下式计算：

式中 ——系统的泄漏系数，一般取1.1 ~1.3。其中大流量取小值，小流量取大值。
——同时动作的液压执行器的最大流量，对于工作过程始终用流量阀节流调速的系统，尚需加上溢流阀的最小溢流量，一般取2~3L/min。
本文中，当液压缸在快进、快退时，大小流量液压泵同时向系统供油，取上式中系数此时液压泵的最大供油量为

当液压缸处于工进阶段时，设溢流阀的最小稳定溢流量为，由工况图知，工进阶段时液压缸的输入流量为，那么小流量泵的输出流量为

6.1.3 选择液压泵
按照上面的计算结果，液压泵额定压力，查文献选择规格相近的YB1-2.5/32型双联叶片泵。该泵公称压力为6.3Mpa，额定转速为960r/min。
6.1.4 选择电动机
由工况图可知，系统的最大功率出现在快退阶段，取液压泵的效率，则电动机的输出功率为

根据上面计算出来的功率和转速要求，查文献 表2-55，选择规格相近的电动机Y112M-6，该电动机额定功率为2.2kW，可以满足要求。
6.1.5 计算液压缸实际的输入流量、输出流量、运动速度和持续时间
高压小流量泵的输出流量为
低压大流量泵的输出流量为
1. 快进阶段：
实际输入流量为

实际输出流量为

实际运动速度为

持续时间为

2. 工进阶段：
实际输入流量
实际输出流量

实际运动速度

持续时间

3. 快退阶段
实际输入流量
实际输出流量

实际运动速度

持续时间

6.1.6 选择液压控制阀
根据系统的工作压力和通过各液压控制阀及部分辅助元件的最大流量，查阅机械设计手册选择相应型号的液压控制阀。
各液压元件的型号及主要参数如下图：

序号
名称
通过流量
L/min
额定流量
L/min
额定压力
MPa
额定压降
MPa
型号
1
双联叶片泵

2.5/32
6.3

2
三位五通电液动换向阀
70.35
100
6.3
0.3

3
行程阀
62.5
100
6.3
0.3

4
调速阀
<1
6
6.3

5
单向阀
70.35
100
6.3
0.2

6
单向阀
29.4
63
6.3
0.2

7
顺序阀
30.7
63
6.3
0.3

8
背压阀
<1
10
6.3

9
单向阀
70.35
100
6.3
0.2

10
单向阀
30.7
63
6.3
0.2

11
过滤器
33.1
100
6.3

XU-100×180-J
12
压力表开关

13
溢流阀
2.5
10
6.3

6.1.7 液压油管的计算确定
管路是液压系统中液压元件之间传递工作介质的各种油管的总称。按管路在液压系统中的作用可以分为主管路、泄油管路、控制管路和旁通管路。液压系统常用管路的材料有无缝钢管、有缝钢管、橡胶软管、铜管、塑料管和尼龙管等。
确定系统中主要管路的内径
油管的内径取决于管路的种类及管内的流速。油管内径由下式确定：

式中 ——流经油管的流量()
——油管内的允许流速()
对吸油管可取，一般取以下，回油管可取；
对压力油管，当时，取；当时，取；当时，。在工程机械和行走机械的液压系统中，当时，取。管道较长或者油液粘度较大时油液取小值。
上式计算结果应按照有关标准圆整为标准值。对橡胶软管，流速都不能超过。
下面利用上式来求本液压传动系统主要管路的直径
对吸油管路，取，，代入上式得

由表10-1取
对压油管路，取，，代入上式得

由表10-1取
对回油管路，取，，代入上式得

由表10-1取
为统一规格，压油管路和回油管路都取。
确定系统中各主要管路的壁厚
金属油管的壁厚应该按照下式计算

式中 ——油管壁厚()
——油管内液体的最大压力(MPa)
——油管内径(mm)
——许用应力(MPa)
对钢管(为抗拉强度、为安全系数)。当时，取；当时，取；当时，取。铜管取许用应力。
下面利用上式来求本液压系统中各主要管路的壁厚
查材料手册知，，取，则
对吸油管路：，查表10-1知，壁厚，外径；
对压油、回油管路：，查表10-1知，壁厚，外径；
6.1.8 确定油箱的容量
油箱在液压系统中的主要功能是储存油液、散发热量、沉淀污物及分离水分等。此外，有时它还可以作为液压元件和阀块的安装台。根据系统的具体条件，要合理选用油箱的容积、形式和附件、以使油箱充分发挥作用。油箱有开式和闭式两种。
开式油箱应用广泛。箱内液面与大气相通，为防止油液被大气污染，在油箱顶部安装空气滤清器，并兼着注油口用。
闭式油箱是指箱内液面不直接与大气相通，而将通气孔与与具有一定压力的惰性气体相接，充气压力可达0.05Mpa。闭式油箱可用于水下或者高空无稳定气压及对工作稳定性与噪声有严格要求的场合。
油箱的结构特点及设计要点如下
油箱要有足够的容量
吸油管与回油管要插入最低液面以下，以防止卷吸空气和回油时产生气泡
为了便于排放污油，油箱底部应有1：30斜度，并且与地面保持一定的距离
油箱的上端应设置注油孔和通气孔，中部应安装油位计
油箱的散热条件要好
油箱的密封性要好
油箱应便于安装、吊运、维修和清洗
油箱的容量通常按照下式计算

式中 ——油箱容量，L；
——与系统压力有关的经验系数：低压系统，中压系统，高压系统；
——液压泵的额定流量，。
本文中，取，则油箱容量为。
6.1.9 液压油的选择
液压油应具有适当的粘度和良好的粘—温特性，油膜强度要高，具有较好的润滑性能，抗氧化稳定性好，腐蚀作用少，对涂料、密封材料等有良好的相容性。同时液压油还应具有一定的消泡能力。液压系统能否可靠运行，很大程度取决于系统所选的液压油。
选择液压油，首先是介质种类的选择；然后考虑合适的粘度；最后还要考虑使用条件等因素。由参考文献知，本设计选用L-HH46全损耗系统用油。
6.1.10 滤油器的选择
过滤是目前使用最为广泛的油液净化方法。过滤器的基本作用是滤除固体杂质，保持油液清洁，以延长液压元件或润滑元件的使用寿命。液压系统的故障中75%是由于介质受到污染造成的，因此过滤器是液压系统中不可缺少的一个重要的辅件。
选择过滤器的基本要求是
过滤精度应满足液压系统的要求
具有足够大的过滤能力，压力损失小
滤芯及外壳具有足够的强度，不至于因油压而损坏
有良好的抗腐蚀性，不会对油液造成化学的或机械的污染
在规定的工作温度下，能保持性能稳定，有足够的耐久性
清洗维护方便，更换滤芯容易
结构尽量简单、紧凑。
价格低廉。
本设计，由参考文献 表7-22，选择吸油管路过滤器的型号为：XU-100×180-J，其公称流量为100L/min，过滤精度为。
第7章 液压系统的性能验算
液压系统初步设计时，许多参数是由估计和经验确定的。当回路形式、液压元件和各其他附件、管路直径等确定后，有必要对系统中某些技术性能进行验算，作为评价或修改设计的依据。通常，验算的项目主要有压力损失、发热温升和液压冲击等。
7.1 验算系统压力损失
验算液压系统压力损失的目的是为正确调整系统的工作压力，使执行元件输出的力或转矩满足设计要求，并可根据压力损失的大小分析判断系统设计是否符合要求。液压系统中的压力损失由管路的沿程压力损失、管件局部压力损失和控制元件的压力损失三部分组成，即

由于系统的管路布置尚未确定，这里只能估算系统的压力损失。假设进、回油管路的长度为；取油液运动粘度为，油液的密度为。估算时首先判断油液的流动状态；其次，计算各种工况下的沿程压力损失；最后计算各种工况下总的压力损失。
判断油液在管中的流动状态
由前一章的计算结果知，进、回油管道的内径为；在各工作循环中，进、回油管道中的最大流量为，发生在快退阶段。当管道中流量最大时，相应的雷诺数为最大，下面判断此种状态下油液的流动状态。

由此可知，在各工作循环中油液的流动状态均为层流状态。
计算系统的压力损失
由流体力学的知识可知，沿程压力损失

将和代入上式，得

由于管道具体结构尚未确定，管道局部压力损失按照下面经验公式计算

各工况下阀类元件的局部压力损失按下式计算

式中 ——额定压力损失
——实际通过的流量
——额定流量
下面计算动力滑台在各工作循环中的管道沿程压力损失、管道局部压力损失和阀类元件压力损失
快进阶段
动力滑台快进时，液压缸通过电液动换向阀接成差动连接。在进油路上，油液经过单向阀10、电液动换向阀2、与液压缸有杆腔的回油汇合后流入行程阀3，最后进入液压缸的无杆腔。则在进油路上的压力损失为

液压缸有杆腔的回油经过电液动换向阀2、单向阀6与进油路油液汇合后经过行程阀3进入液压缸无杆腔，则回油路上的压力损失为

将回油路上的压力损失折算到进油路上，则快进阶段总的压力损失为

工进阶段
动力滑台工进时，在进油路上，油液经过电液动换向阀2、调速阀4流入液压缸的无杆腔；在回油路上，有杆腔回油经过电液动换向阀2、背压阀8后与大流量泵的卸荷流量汇合后经外控顺序阀7流回油箱。若不考虑管道沿程压力损失和管道局部压力损失，则进油路上的压力损失近似为油液经过调速阀时的压力损失，即

由上式知，工进时实际背压为，比初始设定值略高，也即液压缸有杆腔的压力为，则液压缸无杆腔的实际工作压力为

快退阶段
动力滑台快退时，在进油回路上，油液经过单向阀10、电液动换向阀2进入液压缸的有杆腔；在回油路上，无杆腔的回油经过单向阀5、电液动换向阀2和单向阀9回油箱。则进油路实际压力损失为

在回油路上总的压力损失为

此值要比预先设定的背压值小，重新计算工作腔的压力为

确定系统调整压力
根据上面计算的结果可知，溢流阀13的调定压力应该大于工进阶段液压缸工作腔的实际压力和进油路上的压力损失之和，即

外控顺序阀7的调定压力应该大于快退阶段液压缸工作腔的实际压力和进油路上的压力损失之和，即

7.2 验算系统发热温升
液压系统的压力、容积和机械三方面的能量损失构成总的能量损失。这些能量损失大多转化成热能，使液压系统油温升高。系统油温过高会产生下列不良影响：
1.使液压油的粘度大大降低，泄漏增大，容积效率下降，并使油液节流元件的节流特性变化，造成速度不稳。
2.引起热膨胀，使运动副之间间隙发生变化，变小的时候可能造成元件的“卡死” ，失去工作能力，变大的时候会造成泄漏增大。
3.密封软管和过滤器等辅助元件，有一定的温度限制。如果温度超过这个限制，他们就不能正常工作。
4.引起机器构件的热变形，而破坏其应有的精度。
因此对系统的发热温升必须加以验算和矫正。如果计算温度较高，就必须增大油箱散热面积或者增加冷却器等措施。
一般情况下，为了简化计算，通常作以下三方面的假设：
在系统的发热量计算中，只考虑液压泵及溢流阀的发热；
在系统的散热量计算中，只考虑油箱的散热量(在没有安装冷却器的情况下)；
在系统的储存热量计算中，只考虑工作介质和油箱温升所需要的热量。
另外，由上面的计算结果可以看出，本液压系统工作循环持续时间中，快进、快退阶段所占比重很小，所以系统的发热和温升可以只在工进工作循环中计算
1. 液压系统发热量的计算
工进时，大流量泵的工作压力就是液压泵通过外控顺序阀7所产生的压力损失，即

由此可以求出液压泵的输出功率为

设液压泵的效率，则液压泵的输入功率为

此即为整个液压系统的输入功率。
下面计算液压系统的输出功率，系统的输出功率即为液压缸对外输出功率，即

两者之差即为液压系统的发热量

2. 液压系统温升的计算
液压系统温升按照下式计算

式中 ——液压系统发热功率，；
——油箱的传热系数，。周围通风很差时，取；周围通风良好时，一般取；用风扇冷却时，取；用循环水强制冷却时。
——油箱的散热面积，。
本设计，取。有前面计算可知，油箱的容量为，若取油箱的高、宽、长之比为1：1：2，油液的高度达到油箱高度的0.8，则油箱的有效散热面积近似为

则液压系统的温升为

设组合钻床的环境温度为，则液压系统的油温为

对照参考文献 表9-11知，所设计液压传动系统油温在允许范围之内。