液壓系統設計

1.某臥式單面多孔鑽床液壓系統負載分析 1

1.1系統的設計依據 1

1.2系統的負載分析與計算 1

1.3繪製進給油缸的負載圖和速度圖 2

2.液壓系統方案設計 3

2.1選擇液壓迴路 3

2.2組合成液壓系統圖 4

3液壓系統引數計算 4

3.1液壓缸的引數計算 4

3.2液壓幫浦的引數計算 7

3.3電動機的選擇 8

4.液壓控制項及輔助元件的選擇 9

4.1各控制閥的選擇 9

4.2確定油管的型號 10

4.3確定油箱容量 10

5.液壓系統效能驗算 10

5.1壓力損失的計算及系統壓力的調整 13

5.2系統發熱與溫公升的驗算 13

6.整合閥塊設計 14

1.1閥塊設計原則 14

1.1閥塊設計依據 14

參考文獻 16

1.某臥式單面多孔鑽床液壓系統負載分析

1.1系統的設計依據

設計一台臥式單面多軸鑽孔工具機的液壓傳動系統，系統有三個液壓缸，分別完成鑽削（快進、工進、快退）、夾緊工件（夾緊、鬆開）、工件定位（定位、拔銷）。其工作迴圈為：定位→夾緊→快進→工進→快退→拔銷鬆開，如圖1-1所示。

工具機主軸有6根，銑刀直徑為14mm，運動部件重量：9800 n，總軸向切削阻力：12400 n。

要求進給缸工作行程為320mm，快進、快退速度：5m/min，工進速度：0.

04～0.1m/min，加速、減速時間大於0.2秒。

工作台平導軌靜摩擦係數fs=0.2，動摩擦係數fd=0.1。

夾緊缸夾緊力：5000~6000 n，夾緊時間：1~2 秒，夾緊液壓缸行程長度：

16 mm。

圖 1-1 臥式單面多軸鑽孔工具機示意圖

1.2系統的負載分析與計算

負載分析中，暫不分析定位缸和夾緊缸的受力情況，進給缸受力分析時暫不考慮回油腔的背壓力，進給缸的密封裝置產生的摩擦阻力在機械效率中加以考慮。因工作部件是臥式放置，重力的水平分力為零，這樣需要考慮的力有：切削阻力fc，導軌靜摩擦力ffs和動摩擦力ffd及慣性力fm。

導軌的正壓力等於動力部件的重力。

如果忽略切削力引起的顛覆力矩對導軌摩擦力的影響，並設行程缸的機械效率m=0.95,則進給缸在各工作階段的總機械負載可以算出，見表1-1

表1-1 液壓缸各運動階段負載表

1.3繪製進給油缸的負載圖和速度圖

a)負載圖 b)速度圖

圖1-2 負載速度圖

2.液壓系統方案設計

2.1選擇液壓迴路

1．確定液壓幫浦型別及調速方式

參考同類組合工具機，系統選用雙作用葉片幫浦雙幫浦供油，溢流閥作定壓閥。進給缸採用調速閥進油調速的開式迴路，為防止鑽孔通時滑台失去負載向前衝，回油路上設定背壓閥，初定背壓值pb =0.8mpa。

定位缸與夾緊缸採用單向順序閥實現先後動作，夾緊缸採用單向節流閥實現速度調節。

2．選用執行元件

因系統動作迴圈要求正向快進和工作，反向快退，且快進、快退速度相等，因此選用單活塞桿雙作用液壓缸，快進時差動連線，無桿腔面積a1等於有桿腔面積a2的兩倍。定位缸和夾緊缸只起定位和加緊作用，且行程較短，所以沒有特殊要求，均為雙作用缸。

3．快速運動和速度換接迴路

根據本系統運動方式和要求，採用差動連線與雙幫浦供油兩種快速運動迴路來實現快速運動。即快進時，由大小幫浦同時供油，液壓缸實現差動連線。本系統採用二位二通電磁閥的速度換接迴路。

控制由快進轉為工進，與採用行程閥相比，電磁閥可以直接安裝在液壓站上，由工作台的行程開關控制，管路簡單，行程大小也容易調整，另外採用液控順序閥與單向閥來切斷差動油路。因此速度換接迴路為行程與壓力聯合控制形式。

4．換向迴路的選擇

本系統對換向的平穩性沒有嚴格的要求，所以行程缸迴路選用電磁換向閥的換向迴路，為便於實現差動連線，選用三位五通換向閥；定位—加緊系統選用二位二通電磁閥的換向迴路，加緊時間由壓力繼電器控制。

5．組成液壓系統繪原理圖

將上述所選定的液壓迴路進行組合，並根據要求適當修改補充，即組成圖2-1所示的液壓系統圖。為便於觀察調整壓力，在液壓幫浦的進口處、背壓閥和液壓缸無桿腔進口處設定測壓點，並設定多點壓力表開關，這樣只需乙個壓力表既能觀測各點壓力。液壓系統中各電磁鐵的動作順序如表2-1所示。

2.2組合成液壓系統圖

圖2-1 臥式單面多軸鑽孔工具機液壓系統原理圖

表2-1 電磁鐵動作順序表

3液壓系統引數計算

3.1液壓缸的引數計算

（一）進給缸引數計算

1．初選油缸工作壓力

參考同型別組合工具機，初定油缸的工作壓力為p1=4mpa

2．確定油缸的主要結構尺寸

本系統要求動力滑台的進給、快退速度相等，現採用缸體固定的單桿式液壓缸。快進時採用差動聯接，並取無桿腔的有效面積a1等於有桿腔有效面積的a2兩倍，即a1=2a2。為了防止在鑽孔鑽通時滑台突然前衝，在回油路中裝有背壓閥，在按表8-2，初選背壓pb=0.

8mpa。

由表1-1可知最大負載為工高階段的負載f=14084n,按此計算a1則

液壓缸直徑

由a1=2a2可知活塞直徑

按gb/t2348—1993將所計算的d與d值分別圓整到相似的標準直徑，以便採用標準的密封裝置。圓整後得

d=8cm d=5cm

按標準直徑算出

按最低工進速度驗算液壓缸尺寸，查產品樣本，調速閥最小穩定流量qmin =0.05l/min,因工進速度,則由式（8-2）

本系統＞,滿足最低速度要求。

查gb/t2348—1993，活塞行程為320mm。

3. 計算液壓缸各工作段的工作壓力、流量、功率

根據液壓缸的負載圖和速度圖以及液壓缸的有效面積，可以算出液壓缸工作過程各階段的壓力、流量和功率，在計算工進時背壓按pb= 0.8mpa代入，快退時背壓按pb= 0.5mpa代入公式和計算結果列於表3-1中。

表3-1 液壓缸所需的實際流量、壓力和功率

注：1.差動連線時，液壓缸的回油口到進油口之間的壓力損失為，而

2.快退時，液壓缸有桿腔進油，壓力為pj ,無桿腔壓力為pb。

3.工進速度v取0.07m/min

（二）夾緊缸引數計算

1．夾緊缸主要結構尺寸計算

考慮夾緊缸最大加緊力f=6000n以及油缸結構尺寸，初選液壓缸工作壓力p1 =2mpa,按此計算a1 則

液壓缸直徑

取活塞桿腔有效面積a2=0.5a1 ，則活塞桿直徑

按gb/t2348—1993將所計算的d與d值分別圓整到相似的標準值，以便採用標準的密封裝置。圓整後得

按標準直徑算出

2．夾緊缸壓力和流量計算

進油腔壓力p1為：

夾緊時間為1—2秒，取1秒，已知活塞行程為16mm,則輸入最大流量為：

（三）定位缸引數計算

考慮定位缸拔銷與夾緊缸鬆開為串聯同步迴路，有效工作面積必須相等，所以定位缸內徑與活塞桿直徑分別為：、，定位缸的負載小、行程短，壓力和流量計算從略。

3.2液壓幫浦的引數計算

1．計算液壓幫浦工作壓力

液壓幫浦的工作壓力應考慮液壓缸最高有效工作壓力和系統的壓力損失，本系統工進時是調速閥進口節流，出口加背壓的調速方式，這類系統的壓力損失較大。由表3-1可知工高階段液壓缸工作壓力最大，若取進油路壓力損失，則液壓幫浦最高工作壓力可按式（8-5）算出

因此幫浦的額定壓力可取。

2．計算液壓幫浦流量

由表3-1可知，工進時所需流量最小是0.35l/min,設溢流閥最小溢流量為2.5l/min,則小流量幫浦的流量按式（8-6）應為，快退時液壓缸所需的最大流量是15.

3l/min,則幫浦的總流量為。即大流量幫浦的流量。

3．選擇液壓幫浦型號規格

根據上面計算的壓力和流量，經查閱選定：yb-12/4型的雙聯葉片幫浦，該幫浦額定壓力6.3mpa,額定轉速960r/min。

3.3電動機的選擇

本臥式單面多軸鑽孔工具機的液壓系統為雙幫浦供油系統，其中小幫浦1的流量，大幫浦流量。差動快進、快退時兩個幫浦同時向系統供油；工進時小幫浦向系統供油，大幫浦解除安裝。下面分別計算三個階段所需的電動機功率p。

（1）差動快進

差動快進時，大幫浦2的出口壓力油經單向閥5後與小幫浦1匯合，然後經單向閥6，三位五通閥7，二位兩通閥10進入液壓缸大腔，大腔的壓力，設定系統壓力損失為,則幫浦的出口壓力（總效率 =0.5）。

電動機功率

（2）工進

考慮到調速閥所需的最小壓力差，單向閥和換向閥壓力損失因此工進時小幫浦的出口壓力，大幫浦的解除安裝壓力取。（小幫浦的總效率，大幫浦的總效率）

電動機功率

（3）快退

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液壓系統經典畢業設計

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