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1、一明确液压系统的设计要求 2.二负载与运动分析2.三 负载图和速度图的绘制4.四确定液压系统主要参数5.1.1 确定液压缸工作压力 5.1.2 计算液压缸主要结构参数5.1.3 绘制液压缸工况图 7.五 液压系统方案设计8.5.1 选用执行元件8.5.2 速度控制回路的选择85.3 选择快速运动和换向回路 9.5.4 速度换接回路的选择9.5.5 组成液压系统原理图105.6 系统图的原理 1.1六 液压元件的选择1.36.1 确定液压泵的规格和电动机功率 1.36.2 确定其它元件及辅件146.3 主要零件强度校核16七 液压系统性能验算1.77.1 验算系统压力损失并确定压力阀的调整值 1
2、 77.2 油液温升验算 1.81明确液压系统的设计要求要求设计一台卧式单面多轴钻孔组合机床动力滑台的液压系统。要求实现 的动作顺序为：启动一加速一快进一减速一工进一快退一停止。液压系统的主要 参数与性能要求如下：轴向切削力总和Fg=12700N,移动部件总重量G =20000N;行程长度400mm (其中工进行程100mm)快进、快退的速度为7m/min, 工进速度(201000) mm/min,其中20mm/min为粗加工，1000mm/min为精加 工；启动换向时间 t0.15s；该动力滑台采用水平放置的平导轨；静摩擦系数 fs= 0.2;动摩擦系数fd=0.1。液压系统的执行元件使用液
3、压缸。负载与运动分析负载分析中，暂不考虑回油腔的背压力，液压缸的密封装置产生的摩擦阻力 在机械效率中加以考虑。因工作部件是卧式放置，重力的水平分力为零，这样需 要考虑的力有：夹紧力，导轨摩擦力，惯性力。在对液压系统进行工况分析时，本设计实例只考虑组合机床动力滑台所受到 的工作负载、惯性负载和机械摩擦阻力负载，其他负载可忽略。(1)工作负载Fw工作负载是在工作过程中由于机器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Ft =12700 N(2)阻力负载Ff阻力负载主要是工作台的机械摩擦阻力，分为静摩擦阻力和动摩擦阻力两部 分。导轨的正压力等于
4、动力部件的重力，设导轨的静摩擦力为Ff,则静摩擦阻力 Ffs =0.2 20000 -4000N动摩擦阻力 Ffd =0/20000 -2000N(3)惯性负载最大惯性负载取决于移动部件的质量和最大加速度，其中最大加速度可通过工作台最大移动速度和加速时间进行计算。已知启动换向时间为0.05s ,工作台最大移动速度,2000079.8160 0.15即快进、快退速度为4.5m/min ,因此惯性负载可表示为N =1585.68N如果忽略切削力引起的颠覆力矩对导轨摩擦力的影响，并设液压缸的机械效率“W =0.9,根据上述负载力计算结果，可得出液压缸在各个工况下所受到的负载力和液压缸所需推力情况，如
5、表 1所示表1液压缸总运动阶段负载表（单位：N）工况负载组成负载值F/N推力F/ w /N启动F =Ffs40004444.44加速F =Ffd +Fm3585.683984.08快进F =Ffd20002222.22工进F =Ffd +Ft1470016333.33反向启动F =Ffs40004444.44加速F =Ffd +Fm3585.683984.08快退F =Ffd20002222.22制动F =Ffd - Fm414.32460.36三负载图和速度图的绘制根据负载计算结果和已知的个阶段的速度， 可绘制出工作循环图如图1 (a) 所示，所设计组合机床动力滑台液压系统的速度循环图可根据
6、已知的设计参数进 行绘制，已知快进和快退速度 M=v3=7m/min、快进行程L1=400-100=300mm、 工进行程L2=100mm、快退行程L3=400mm,工进速度v2 =50mm/min。快进、工进和快退的时间可由下式分析求出。快进tiLi300 10与7=2.57s工进t2L2V260一一 一 3100 100.05二 120s60快退tk工迎咨.臾* sV1 V3 |l_7 1000 7 1000根据上述已知数据绘制组合机床动力滑台液压系统绘制负载图( F-t )如图 1(b),速度循环图如图1 (c)所示。快进工进快进停止ba)工作循环图b速度负载循环图)负载速度图c)负载速
7、度图四确定液压系统主要参数4.1 确定液压缸工作压力由表2和表3可知，组合机床液压系统在最大负载约为17000 N时宜取3MP 表2按负载选择工作压力/KN50工作压力/MPa5表3各种机械常用的系统工作压力机械类型机床农业机械小型工程机械建筑机械液压凿岩机液压机大中型挖掘机重型机械起重运输机械磨床组合机床龙门刨床拉床工作压力/MPa0.823528810101820324.2 计算液压缸主要结构参数由于工作进给速度与快速运动速度差别较大，且快进、快退速度要求相等， 从降低总流量需求考虑，应确定采用单杆双作用液压缸的差动连接方式。通常利 用差动液压缸活塞杆较粗、可以在活塞杆中设置通油孔的有利条
8、件，最好采用活 塞杆固定，而液压缸缸体随滑台运动的常用典型安装形式。这种情况下，应把液 压缸设计成无杆腔工作面积 人是有杆腔工作面积A2两倍的形式，即活塞杆直径 d与缸筒直径D呈d = 0.707 D的关系。工进过程中，当孔被钻通时，由于负载突然消失，液压缸有可能会发生前 冲的现象，因此液压缸的回油腔应设置一定的背压（通过设置背压阀的方式），选 取此背压值为P2=0.8MPa快进时液压缸虽然作差动连接（即有杆腔与无杆腔均与液压泵的来油连接）， 但连接管路中不可避免地存在着压降 Ap,且有杆腔的压力必须大于无杆腔，估 算时取 p 0.5MPa快退时回油腔中也是有背压的，这时选取被压值p2 =0.
9、6MPa工进时液压缸的推力计算公式为F / m = APl A2 P2 = Ai Pl - （Ai / 2） P2 , 式中：F 负载力nm 液压缸机械效率Ai液压缸无杆腔的有效作用面积A2液压缸有杆腔的有效作用面积Pi液压缸无杆腔压力P2 液压有无杆腔压力因此，根据已知参数，液压缸无杆腔的有效作用面积可计算为Ai =16333.33 106Pi -P23-0.82= 0.006282 m液压缸缸筒直径为D = . 4Ai* -89.46mm mm由于有前述差动液压缸缸筒和活塞杆直径之间的关系， d = 0.707D,因此活 塞杆直径为d=0.707)89.46=63.32mm,根据GB/T2
10、348 1993对液压缸缸筒内径 尺寸和液压缸活塞杆外径尺寸的规定，圆整后取液压缸缸筒直径为D=110mm,活塞杆直径为d=80mm。此时液压缸两腔的实际有效面积分别为：A1 = D2.4 =63.585 104m2A23.D2-d2 4 =32.43 10“m2工作台在快进过程中，液压缸采用差动连接，此时系统所需要的流量为q快进=(A1 A2 v1 = 23.07 L/min工作台在快退过程中所需要的流量为q快退=A2 乂 v 3 = 22.7 L/ min工作台在工进过程中所需要的流量为q 工进=A1XV1=0.318 L/min根据上述液压缸直径及流量计算结果，进一步计算液压缸在各个工作
11、阶段中 的压力、流量和功率值，如表 4所示。表4各工况下的主要参数值工况F /N回油腔压力PVMPa进油腔压力P1/ MPa输入流里“-1 q/L.min输入功率 F/Kw计算公式快进启动555601.54P1 =(F +A2Ap“A1-A2q =(A1 -A2 v1p = p1qP2 = P1 +Ap加速69492.311.81快速27781.490.9922.730.375工进277880.83.290.950.052P1 =(F+p2A2 yA q = A1v2 p = p1q快退起动218000.49P1 =(F+p2A )A2 q = A2v3P = P1 + q加速69490.62
12、.84快退27780.61.8220.020.607制动414.30.61.3汪：F = F /nm o4.3 绘制液压缸工况图并据表4可绘制出液压缸的工况图，如图2所示。23. 073, 0781, 81L 670. 4480, 016T /rimC. 7037QPPL86.37L4122.7图2组合机床液压缸工况图五液压系统方案设计5.1 选用执行元件因系统运动循环要求正向快进和工进，反向快退，且快进，快退速度相等，因 此选用单活塞杆液压缸，快进时差动连接，无杆腔面积Ai等于有杆腔面积 A2的两倍。5.2 速度控制回路的选择工况图表明，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
13、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，即进口节流调速、出口节流调速、限压式变量泵加调速阀的容积节 流调速。钻链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。但由于在钻头钻入铸件表面 及孔被钻通时的瞬间，存在负载突变的可能，因此考虑在工作进给过程中采用具 有压差补偿的进口调速阀的调速方式，且在回油路上设置背压阀。由于选定了节流调速方案，所以油路采用
14、开式循环回路，以提高散热效率， 防止油液温升过高。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，液压要求油源 交替地提供低压大流量和高压小流量的油液。 而快进快退所需的时间ti和工进所 需的时间t2分别为ti = li,vi I3. V3 =60 300 7 1000 C60 400 7 1000 S-6st2 =l2 v2 =!60 100 0.05 1000 S-120S亦即是殳=20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 t1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，
