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1、1设计内容 设计说明及计算过程 备注一、负载分析1.1 运动分析该单头卧式车床采用零件固定、刀具旋转和进给的加工方式。工作循环为：快进工进工进快退原位停止。车床的主要参数如下：车床的最大钻削力为Fmax=2000N，钻削头部件质量为 m=500kg，快进速度为2m/min；工进速度为 0.6m/min；工进速度为0.4m/min；加、减速时间 t0.2s，钻削头部件运动时，静摩擦力 Ffs=1000N，动摩擦力 Ffd=500N，执行元件的总效率为 0.9，系统总压力损失为 0.5MPa。1.2 惯性负载钻削头部件质量 m=500kg 启动、制动时间为t=0.2s快进、快退速度为 0.2s F
2、m=m =500 84Ntv .2061.3 阻力负载Fn=mg=4900N静摩擦阻力 F fs=1000N动摩擦阻力 F fd=500N液压缸在个工作阶段的负载 如表 1 所示 已知 w=0.9工况 计算公式 外负载（F 1)工作负载F=F1/w启动 F1=Ffs 1000 1111加速 F1=Ffd+Fm 584 649快进 F1=Ffd 500 556工进 F1=Ffd+Fg 2500 2778反向启动 F1=Ffs 1000 1111反向加速 F1=Ffd+Fm 584 649后退 F1=Ffd 50056已知快进、快退的速度 为 33mm/s,工进速度 为1v3 2v10mm/s，工
3、进长度 50mm 行程 150mm。由已知条件和上表数值绘制负载图、速度图如图 1、图22所示设计内容 设计说明及计算过程 备注3二、负载图速度图三、确定执行元件主要参数图 1 负载图图 2 速度图2.1 确定执行元件主要参数由表 1 可知机床最大负载 查表 8-7 NF3492max=8-8 得液压系统取工作压力 d=0.707D MpP51= / =21A2查课本表 8-3 得液压缸回油路背压 a2=+6212 .34910)*5(349mPF246.78mAD1.0.41D 为缸筒直径d 为活塞杆直径，A 1为无杆腔的工作面积，A2 为有杆腔的工作面积设计内容 设计说明及计算过程 备注4
4、四、设计液压系统方案和拟定液压系统原理图d=0.707D=0.0707m 圆整 D=0.1m d=0.07ms3.)7510(31vltslt94.26.2，3.1t因此从提高系统效率、节省能量的角度来看 应采用两个适宜的液压泵自动两级并联供油的油源方案。如图3 所示图 33.1 选择基本回路 由于不存在负载对系统做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。但必须有快速运动、换向、速度换接以及调压、卸荷等回路。3.1.1 确定换向方式为了满足工作台在任意位置停止，液压缸差动连接采用滑阀机能为 Y 型的三位五通电磁换向阀。 （如下图4）3.1.2 选择工作进给油路为了实现工进时液
5、压缸回油腔油液能经换向阀左位流回油箱；快进时液压缸回油腔油液能经换向阀左位流入油腔以及防止高压油液倒流。在回油路上设置一只液控顺序阀一只单向阀。 （如下图 5）5设计内容 设计说明及计算过程 备注图 4图 5设计内容设计说明及计算过程 备注3.1.3 确定快进转工进方案为了使快进平稳的转换为工进，采用行程换向阀使快进转工进（如图 6）图 63.1.4 选择调压和卸荷回路油源中有溢流阀（见图 3） ，调定系统工作压力，因此调压问题已在油源中解决，无需另外设置调压回路。在图 3 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、大流量液压泵都可以经此阀卸荷。由于工进在整个循环
6、周期占了绝大部分时间，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，就不需要在设置卸荷回路。3.2 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，就可得到一张下图 7 所示的液压系统原理图。6设计内容设计说明及计算过程 备注五、选择液压元件图 7液压系统中各电磁铁的动作顺序如表 2 所示表 2 电磁铁动作顺序表1Y 2Y 3Y 4Y 5Y 6Y快进 + + 工进 + + + +工进 + +停止 4.1 液压泵液压缸在整个工作循环中的最大压力为 2.54Mpa，如果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.
7、5Mpa，则小油量液压泵的最大工作压力应为 MpaPp 84.3)5.084.2(1 大流量液压泵在快进、快退运动时才才向液压缸输油，由表 1-2 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，则大流量液压7泵的最高工作压力为设计内容设计说明及计算过程备注8MpaPp 02.)5.21(由表 2 可知，两个液压泵应向液压缸提供的最大流量为17.31L/min，因系统较简单，取泄漏系数 KL=1.1,则两个液压泵的实际流量应为 min041.9in)31.7(Lqp由于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 0.78L/min，由小流
8、量液压泵单独供油，所以小液压泵的流量规格最少应为 3.78L/min。 根据以上压力和流量的数值查阅产品样本，最后确定选取PV2R12-6/19 型双叶片液压泵其小液压泵和大液压泵的排量分别为 6ml/r 和 19ml/r,当液压泵的转速 np=940r/min 时该液压泵的理论流量为 23.5L/min，若取液压泵的容积效率 ，9.0v则液压泵的实际输出流量为 =(6+19)9400.9/1000L/min=(5.1+16.1)L/min=21.2L/minpq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 2.02Mpa、流量为 21.2L/min。按表 1-13 去液压泵的总效率
9、p=0.75，则液压泵的电动机所需的功率为 KWqPp 95.07.6021根据此数据值查阅电机产品样本选取 Y100L-6 型电动机，其额定功率 Pn=0.95KW，额定转速 nn=940r/min。4.2 阀类元件及辅助元件根据阀类元件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，可选出这些液压元件的型号及规格见表 4，表中序号与图 7 的元件标号相同。设计内容设计说明及计算过程 备注9表 4 液压元件的型号及规格4.3 油管各元件连接的规格按液压元件接口处的尺寸决定，液压缸进、出油管则按输入、排除的最大流量计算。由于液压泵选定后液压在各个工作阶段的进、出流量已与原定数值不同
10、，所以要重新计算如表 3 所示设计内容 设计说明及计算过程 备注10快进 工进 快退输入油量L/minq1=(A1qp)/(A1-A2)=(78.521.2)/(78.5-40.03)=54.62q1=0.78 q1=qp=21.2排除油量L/minq2=(A2q1)/A1=(40.0354.62)/78.5=27.85q2=(A2q1)/A1=(40.030.78)/78.5=0.4q2=(A1q1)/A2=(78.521.2)/40.03=41.57运动速度m/minv1=qp/(A1-A2)=(19.0410)/(78.5-40.03)=4.95v2=q1/A1=(0.7810)/78.
11、5=0.099v3=q1/A2=(21.210)/40.03=5.30表 3由上表可以看出，液压缸在各个工作阶段的实际运动速度符合要求。根据表 3 中数值，并按课本第二章第七节推荐取油液在压油管的流速 v=3m/s，按式 d=2 算的与液压q缸无杆腔及有杆腔相连的油管内径分别为d=2 2 mmq 63.19036104.5mmm25.2.2 3d这两根油管都按 GB/T23512005 选用内径 15mm、外径18mm 的冷拔无缝钢管。4.4 油箱邮箱容积按式 V=q p估算，取经验数据 =7，故其容积为V= =721.2L=148.4Lpq按 JB/T73981999 规定，区最靠近的标准值
12、 V=160L。设计内容 设计说明及计算过程 备注11六、验算液压系统性能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确定，整个系统的压力损失无法全面估算，故只能先按课本（1-13）式估算阀类元件的压力损失，待设计好管路布局后，加上管路的沿程损失即可。压力损失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 2 和表 3 可知，进油路单向阀 11 的流量是 16.1L/min，通过电液阀 9 的流量是 21.2L/min，然后与液压缸有杆腔的回油汇合，以流量 54.62L/min 通过行程阀 7a 并进入无杆腔。因此进油路上的总压降
13、为 MpaP39.0)632.54(.0)82.1(5.12v此值不大，不会是压力阀打开，故能确保两个液压泵的流量全部进入液压缸。会有路上，液压缸有杆腔中的油液通过电液换向阀 9和单向阀 6 的流量都是 27.85L/min，然后与液压泵的供油合并，经行程阀 7a 流入无杆腔。由此可计算快进时有杆腔压力 与无杆腔压力 之差。2P1PMpaMpa325.0 )25.039.061.()6.4( 8.7(.)85.27 21此值与原估计值 0.3Mpa（见表 1）基本相符。5.1.2 工进工进时，油液在进油路上通过电液换向阀 9 的流量为0.78L/min，在调速阀 7c 处的压力损失为 0.5M
14、pa；油液在回油路上通过换向阀 9 的流量 0.4L/min，在背压阀 5 处的压力设计内容 设计说明及计算过程 备注12损失为 0.6Mpa，通过顺序阀 3 的流量为（0.4+16.1）L/min，因此这时液压缸回油腔的压力 P2 为MpaP61.0)65.1(.0)84.(5022 可见此值略大原估计值 0.6Mpa。故可以按表 1 表中公式重新计算工进时液压缸进油腔压力 P1，即Mpa paAFPw14.305.783.4209.1642此值略高于表 1 中数值考虑到压力继电器可靠动作需要压力差P e=0.5Mpa，故溢流阀 12 的调压 应为plAPP1+ P+P e=3.14+0.5
15、( )2+0.5+0.5MpaplAP805.=4.14Mpa5.1.3 快退快退时，油液在进路上通过单向阀 11 的流量为16.1L/min，通过换向阀 9 的流量为 21.2L/min；油液在回油路上通过单向阀 7b、换向阀 9 和单向阀 14 的流量都是41.57L/min。因此进油路上的总压降为 MpaPV 048.802.15.631.2.02此值较小所以液压泵驱动电机的功率足够的。回油路上总压降为 paPV 6357.412.0857.41.06357.412.0 22 =0.31Mpa此值与表 1 中的估值相近，故不必重算。所以，快退时液压泵的工作压降 PP为设计内容 设计说明及计算过程 备注13MpaPVP 68.104.611 因此大流量液压泵卸荷的顺序阀 5 的调压应大于1.688Mpa。5.2 验算油液温升工进在整个工作循环过程中所占时间比例达 95%，所以系统发热和油温升可按工况工进来计算。工进时液压缸的有效功率为 KWFvPe 03.6109.532这时大流量液压泵经顺序阀 3 卸荷，小流量液压泵在高压下供油。大液压泵通过顺序阀 3 的流量为q2=16.1L/min，由表 6-3 查的该阀在额定流量 qn=63L/m
