液压实训报告

常州轻工职业技术学院

学 生 实 训 报 告

实训名称：液压与气动课程设计

指导教师：周兰美

班 级：14机制332

姓 名：刘奔

学 号：11

学 期: 2016 ～ 2017 学年 短学期

报告时间: 2016 年 7 月 21 日 ～ 7 月 30 日

钻床组合机床液压系统设计计算

一．明确技术要求

某型汽车发动机机箱加工自动线上的一台单面多轴钻孔组合机床，其卧式动力平台（导轨为水平导轨，其静摩擦因数µs＝，动摩擦因数µd＝），拟采用液压缸驱动，一完成工件钻削加工时的进给运动；工件的定位和夹紧均采用液压方式，以保证自动化要求。液压与电气配合实现的自动循环为：定位（插定位销）→夹紧→快进→工进→快退→原位停止→夹具松→开拔定位销。工作部件终点定位精度无特殊要求。工进情况及动力滑台的已知参数如下：

表1 工件情况及动力滑台的已知参数

二．执行元件的配置

根据上述技术要求，选择杆固定的单杆活塞缸作为驱动滑台实现切削进给运动的液压系统执行元件，定位和夹紧控制则选用缸筒固定的单杆活塞缸作为液压执行元件。

三．运动分析和动力分析

以下着重对动力滑台液压缸进行。

word/media/image1.gif运动分析

a．运动速度。与相近金属切削机床所类比，确定滑台液压缸的的快速进，退的速度相等，且υ1= υ3=0.1m/s。按D1=13.9mm孔的切削用量计算缸的工进速度为υ2=n1×S1=360×60m/s=(mm/s)=×10-3m/s。

b．各工况的工作持续时间。由行程和运动速度易算得各工况的动作持续时间为

快进t1= L1/υ1=100×10-3/=1s

工进t2= L2/υ2=50×10-3/×10-3)=

快退t3=（L1+ L2）/υ3=(100+50)×10-3/=

由表1及上述分析计算结果可画出滑台液压缸的行程-时间循环图（L-t图）和速度循环图（v-t图），如下图所示。

word/media/image5.gif动力分析。动力滑台液压缸在快速进给，退阶段，启动时的外负载是导轨静摩擦阻力加速时外负载是导轨动摩擦阻力和惯性力，恒速时是动摩擦阻力；在工进阶段，外负载是工作负载即钻削阻力负载及动摩擦阻力。

计算静摩擦阻力：

Ffs=µs(G+Fn)=×(9800+0)=1960(N)

计算动摩擦阻力：

Ffd=µd(G+Fn)=×(9800+0)=980(N)

计算惯性负载：

b78db2a7db5780c431e7938fefb41e93.png

利用铸铁工作钻孔的轴向钻削阻力经验公式Fe=算的工作负载：

Fe=×式中：Fe---轴向钻削阻力，N；

D---钻孔孔径，mm；

S---进给量，mm/r；

HB---铸件硬度。

滑台液压缸各工况下的外负载计算结果列于表2，绘制出的负载循环图（F-t图），见图1。

表2 动力滑台液压缸外负载计算结果

四. 液压系统主要参数计算和工况图的编制

word/media/image1.gif预选系统设计压力。本钻孔组合机床属于半精加工机床，在和最大时为慢速工进阶段，其他工况时载荷都不大，预选液压缸的设计压力P1＝4MPa。

word/media/image5.gif计算液压缸主要结构尺寸，为了满足滑台快速进退速度相等，并减小液压泵的流量，将液压缸的无杆腔作为主工作腔，并在快速进时差动连接，则液压缸无杆腔与有杆腔的有效面积A1与A2应满足A1＝2A2，即活塞杆直径d和液压缸内径D的关系应为d＝。

为防止工进结束时发生前冲，液压缸需保持一定回油背压。暂取背压，并取液压缸机械效率2312aa114f3dd891c4f85f96d80cdf46.png，则可算的液压缸无杆腔的有效面积为

2399458825b5075cc29ed529a69547af.png

液压缸内径为

145cdec5b1b4aa0c4a1b9f2d936ea2d9.png

按GB/T2348－1993 ，将液压缸内径圆整为D=110mm＝11cm。

因 A1＝2A2，故活塞杆直径为

d==×110=(m)

按GB/T2348－1993 ，将液压缸内径圆整为d＝80mm＝8cm。

则液压缸实际有效面积为

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07e9c84acc12be9a400a9d4f5ed673ca.png

e38f235700c95431a2241b801eee03cc.png

差动连接快进时，液压缸有杆腔压力P2必须大于无杆腔压力P1，其差值估取b679c6a42dc25a91f7ee563697dc24d6.png，并注意到启动瞬间液压缸尚未移动，此时89201f32e384dfc9095cf3f7c4fbd019.png7850e878da8ed3dd2788e5662970609f.png为零；另外，取快退时的回油压力损失为。

word/media/image17.gif编制液压缸的工况图。根据上述条件经计算得到液压缸工作循环中各阶段的压力，流量和功率见表3，编制出其工况图见图2。

表3 液压缸工作循环中各阶段的压力，流量和功率

五．制定液压回路方案，拟定液压系统原理图

word/media/image1.gif定液压回路方案。

a． 况图表明，液压系统功率较小，负载为阻力负载且工作中变化小，故采用调速阀的进油节流阀回路。为防止在钻孔通时负载突然消失引其滑台前冲，回油路设置背压阀。

由于已选用节流阀调速回路，故系统必然为开始式循环。

b． 类型。工况图表明，系统在快速进，退阶段为低压，大流量的工况且持续时间较短，而工进阶段为高压，小流量的工况且持续时间长，两种工况的最大流量与最小流量之比约达60，从提高系统效率和节能角度，宜选用高低压双泵组合供油或采用限压式变量泵供油。两种各有利弊，现决定采用双联叶片泵供油方案。

c． 阀与速度换接回路。系统已选定差动回路作快速回路，同时考虑到工进 快退时回油量较大，为保证换向平稳，故选用三位五通，Y型中位机能电液动换向阀作主换向阀并实现差动连接。由于本机床工作部件终点的定位精度无特殊要求，故采用行程控制方式即活动挡块压下电气行程开关，控制换向阀电磁铁的通断电即可实现自动换向和速度换接。

d． 控制回路。在高压泵出口并联一溢流阀，实现系统的溢流定压；在低压泵出口并联一外控顺序阀，实现系统高压工作阶段的卸荷。

e． 位夹紧回路。为了保证工件的夹紧力可靠且能单独调节，在该回路上串接减压阀和单向阀；为保证定位→夹紧的顺序动作，采用压力控制方式，即在后动作的夹紧缸进油路上串接单向顺序阀，当定位缸达到顺序阀的调压值时，夹紧缸才动作；为保证工件确已夹紧后滑台液压缸才能工作，夹紧缸进油口处装一压力继电器。

f． 回路。在液压泵进口设置一过滤器以保证吸入液压泵的油液清洁；出口设一压力表及其开关，以便各压力控制元件的调压和观测。

word/media/image5.gif拟定液压系统图。在制定各液压回路方案基础上，经整理所组成的液压系统原理图如图3图所示，图中附表是电磁铁及行程阀的动作顺序阀，结合该表容易看出系统在各工况下的油液流动路线。

图3 钻孔组合机床液压系统原理图

1－双联叶片泵；2－三位五通电液动换向阀；3－二位二通机动换向阀；4－调速阀；5，6，10，13，16－单向阀；

7－外控顺序阀；8，9－溢流阀；11－过滤器；12－压力表开关；14，19，20－压力继电器；15－减压阀；

17－二位四通电磁换向阀；18－单向顺序阀；21－定位缸；22－加紧缸；23－进给缸；24－压力表

系统的电磁铁及行程阀动作顺序表

六．计算和选择液压元件

word/media/image1.gif压泵及其驱动电动机计算与选定。

a．液压泵的最高工作压力的计算。由工况图2（或表3）可以查得液压缸的最高工作压力出现在工进阶段，即3aba346438f8f44b51c213473d9c62cc.png，而压力继电器的调整压力应比液压缸最高工作压力大。此时缸的输入流量较小，且进油路元件较少，故泵至缸间的进油路压力损失估取为33f532a392d81b573a08d1aba47805e0.png则小流量泵的最高工作压力a98ad3fb118f69d98d45dc827ddbf5c3.png为

0e59e6f6897988f20b4c0ea06e6c1737.png

大流量泵仅在快速进退时向液压缸供油，由图2-2可知，快退时液压缸的工作压力比快进时大，取进油路压力损失为bd5ad775515c09de418e3a8fc632c602.png，则大流量泵最高工作压力3d0506e65c91f953d5b653315fff7361.png为

9d89c8c91c593925081941970ed40ead.png

b．压泵的流量计算。双泵最小供油流量c2efc0358329ab662f9bd878cea1f1c0.png按液压缸的最大输入量流量59ce0e49870c2d2ecf03b01c74e25c6e.png进行估算。取泄露系数K=，双泵最小c2efc0358329ab662f9bd878cea1f1c0.png应为

e2104a7da8be8ca0dad02908d31a042a.png

考虑到溢流阀的最小稳定流量为d8698e2df1359e9a1d03a1f90b5d78ad.png，工进时的流量为d97f71d143b533d33a35183a2bcf1100.png，小流量泵所需最小流量fc80ac2d83a8bb90df1605dba1a34093.png为

7bea976fe60f15c8ad43591427d43e85.png

大流量泵最小流量ed5f163233b29ecd0a14b4438641e64d.png为

cb1aed06f1a5e838ed77a880f65ef235.png

c．确定液压泵的规格。根据系统所需流量，拟初选双联液压泵的转速为8b7af99bb6f5bf5e6bb0ae77a78f3700.png，泵的容积效率6447833a9141c2b4d9bdb73de7bf7087.png，算得小流量泵和大流量泵的排量参考值分别为

95526c786a4d80118d3634ca9517446d.png

3ddce30ea714bccde6ea7ae6b2599ff0.png

根据以上计算结果查阅产品样本，选用规格相近的YB1-40/型双联叶片泵，泵的额定压力为2ade65d2c621b3a52d7168802d4f3a4a.png，小排量为bacb6176f21bfee484e916b5d28777a7.png；大泵排量为d8f9f32835d1d34e240d650457b32943.png；泵的额定转速为3e32e0cf995ac6dc3d188938ef9807ca.png。容积效率6447833a9141c2b4d9bdb73de7bf7087.png，总效率f4ca739893df0740a7deac063cca1b96.png。倒推算得小泵和大泵的额定流量分别为

93d7dd753900ff6627baa5fb30eaa9ee.png

52eec74e3b55450471927181f1477624.png

双泵流量为c2efc0358329ab662f9bd878cea1f1c0.png为

0c6496b5a9d8caff814668a46fc095f0.png

与系统所需流量相符合。

d．确定液压泵驱动功率及电动机的规格，型号，由工况图2知，最大功率出现在快退阶段，已知泵的总功率为f4ca739893df0740a7deac063cca1b96.png，则液压泵的快退所需的驱动功率为

c63d41445a7b965204a75566ff7d80e7.png

查表1-12，选用Y系列（IP44）中规格相近的Y112M-6-B3型卧式三相异步电动机，其额定功率，转速为940r/min。用此转速驱动液压泵时，小泵和大泵的实际输出流量分别为5.33L/min和33.84L/min；

查表1-12，选用Y系列（IP44）中规格相近的Y112M-6-B3型卧式三相异步电动机，其额定功率，转速为940r/min。用此转速驱动液压泵时，小泵和大泵的实际输出流量分别为5.33L/min和33.84L/min；双泵总流量为39.17 L/min；工进时的溢流量为5.33 L/min－0.5 L/min＝4.83 L/min，仍满足系统各工况对流量的要求。

word/media/image5.gif液压控制阀和液压辅助元件的选定。首先根据所选择的液压泵规格及系统工况，算出液压缸在各阶段的实际进出流量，，运动速度和持续时间（表4），以便为其他液压控制阀及辅件的选择及系统的性能计算奠定基础。

根据系统工作压力与通过各液压控制阀及部分辅助元件的最大流量，查产品样本所选择的元件型号规格见表5.

管件尺寸由选定的标准元件油口尺寸确定。

油箱容量计算，本系统属于中压系统，但考虑到要将泵组和阀组安装在油箱顶盖上，故取经验系数22b3168209232414c0771dac09ee7f5a.png，的油箱容量为

1e5b3ab73f16f05a4f949509b5f50a9d.png

七．验算液压系统性能

验算系统压力损失。按选定的液压元件接口尺寸确定管道直径为3a595d436b757b8fd8314f3da5b0c522.png，进，回油管道长度均取为1eeb71e27df6abffd41b44d5fea3a236.png；取油液运动粘度a3f4613d43b2a0ddff2c0e676619f8f5.png，油液密度ce2730cf6d7be6f6fc3d86b0c92b0b7f.png，由表4查的工作循环中进，回油管道中通过的最大流量 发生在快退阶段，由此计算的液流雷诺数：

019c65efe1593e60fc9c346ebd14242a.png

Re小于临界雷诺数0fcd649d46ff4494bfbb3b8d9ce5d010.png，故可推论出，各工况下的进回油路中的液流均为层流。

将适用于层流的沿程阻力系数9d2bd9e0cc647770f237104af8084a81.png和管道中液体流速 81d68052d62f45e1b14a35db670b3e89.png代入沿程压力损失计算得

beb3e6b713ee26c76ccdacd64c03087e.png

表4 液压缸在各阶段的实际进出流量，运动速度和持续时间

表5 钻孔组合机床液压系统中控制阀和部分辅助元件的型号规格

在管道具体结构尚未确定的情况下，管道局部压力损失9f205c44849d99a79c244bd81fced566.png常按以下经验公示计算：

dbd4ca71a0a2139b41bbe4391fb9f211.png

各工况下的阀类元件的局部压力损失计算，即： b04e26a26ec5f2db1af291bf9ddd9a75.png

以上三式计算出的各工况下的进回油管道的沿程，局部和阀类元件的压力损失见表6。.

表6 各工况下进回油管道的沿程，局部和阀类零件的压力损失

将回油路上的压力损失折算到进油回路上，可求得总的压力损失，例如快进工况下的总的压力损失为

2a9c6d1274273a9dfab2f8723abfd2b9.png

其余工况以此类推，尽管上述计算结果与估取值不同，但不会使系统工作压力超过其能达到的最高压力。

word/media/image5.gif液压泵工作压力的估算。小流量泵在工进时的工作压力等于液压缸工作腔压力15be3c2519dc3df50beeab4d9eb20dd8.png；加上进油路上的压力损失9751a644012f8da1824092dcc7b33d77.png及压力继电器比缸工作腔最高压力所大的压力值88b61bc90b930f54d7de8ba8d79b16c0.png，即

66fe4734db9d707271b751f9f7f0dc28.png

此值即为调整溢流阀9的调整压力时的主要参考依据。

大流量泵在快退时的工作压力最高，其数值为

db93f6c98c96487f864d2168246f18e7.png

此值为调整顺序阀7的调整压力是的主要参考依据

word/media/image17.gif估算系统效率，发热和升温。由表4可看到，本液压系统的进给缸在其工作循环持续时间中，快速进退仅占3％，而工作进给达97％，故系统效率，发热和温升可概略用工进时的数值来代表。

a. 计算系统效率。算得工进阶段的回路效率：

910b14792ac3aedc92401f31321f3746.png

其中，大流量泵的工作压力7da75b23fd80a6a2abe95c1f5123a92f.png就是此泵通过顺序阀7卸荷时所产生的压力损失，因此其数值为

44879adffd5a77302bd15fb2d12926f1.png

前已取双联液压泵的总效率affe8fde6aff712cdc1556a33fe40b8c.png，现取液压缸的总效率845131d6492f2f3bf7c9c0db67cea5ba.png，则算得本液压系统的效率为

0c61cd5c42355840edd4ecdee3494ed9.png

足见工进时液压系统效率极低，这主要是由于溢流阀损失和节流损失造成的。

工进工况液压泵的输入功率为

c433da08d002fdf6dcbb65d916b089ba.png

b. 计算系统发热功率。根据系统的发热功率计算工进阶段的发热功率为

60c17a05aa5d61141346ec8225d68ca8.png

c. 计算系统散热功率。前已初步求得油箱有效容积为4000L＝0.4m3，即72d3c4189f1e1fa4c78961c6abe8a7ed.png求得油箱各边之积为

d05a8f6f8ac093c5e26c6bfe49152b7b.png

取油箱三边之比为f012e5a6d75f8281570b0920e522a358.png，则算得4d93bdfb45b84e53ff8a6b118e3615bb.png。

算得油箱散热面积为

9fbcbc18651b28baabd0fbf03c2dbd95.png

油箱的散热功率为

c60c7df1bf6ddc87e036a0ccaf5972a7.png

取油箱散热系数d9a6c0820ef4cf4f6fdf4bb6e0e464aa.png，油温与环境温度之差e4c1122aa255b1f7fc55d1b57151ba0c.png，算得

f82f46b1d2fcedbaf69e3cd7bc79551e.png

可见油箱散热能够满足液压系统的散热要求，不需加设其他冷却装置。

word/media/image122.gif系统液压冲击计算（略）。

本文来源：https://www.2haoxitong.net/k/doc/2e97b891df3383c4bb4cf7ec4afe04a1b171b064.html