实习实训任务书

名 称： 液压与气压传动实训

起讫时间： 2016.6.13—2016.6.17

学院(部)： 机电工程学院

班　　级：

指导教师：

学院（部）负责人：

校内实习实训报告

名称 组合钻床液压系统及叠加阀设计

2016年6月13日至 2016年6月17日共1周

学院(部) 机电工程学院

班 级

姓 名

学 号

指导教师

目 录

设计引言…………………………………………………………………………… 1

1 课题内容及分析 2

1.1 课题内容 2

1.2 工况分析 2

2 拟定液压系统原理图 6

2.1 确定供油方式 6

2.2 液压基本回路的选择 6

2.3 液压回路的组合 6

3 液压系统的计算和液压元件选择 8

3.1 立置滑台液压缸主要尺寸确定 8

3.2 卧置滑台液压缸主要尺寸确定 8

3.3 实际工况下，液压缸压力和流量的计算 9

3.4 液压泵流量、压力和规格确定 9

3.5 液压阀的选择 12

3.6 管道尺寸的确定 13

4 叠加阀系统设计 14

4.1 叠加阀系统设计 14

4.2 叠加阀通径选择 14

4.3 叠加阀系统原理图设计 14

4.4 叠加阀系统元件选择 15

4.5 叠加阀系统回路总装 16

实训小结 17

设计引言

本次设计主要针对加工垂直孔和水平孔的专用组合机床的液压系统及其有关装置设计，根据已知的条件和需要而设计的一个液压系统，对液压传动的基本原理进行分析，涉及到集成块的设计、必要的计算、分析和验算，以及阀类元件的选择，系统的改进方法。液压传动之所以能得到广泛的应用，是由于它与机械传动、电气传动相比，液压传动装置的重量轻、结构紧凑、惯性小，传递运动均匀平稳，负载变化时速度较稳定，液压传动容易实现自动化。 

液压传动课程设计的目的主要有以下几点： 

1、综合运用液压传动课程及其他有关先修课程的理论知识和生产实际只是，进行液压传动设计实践，是理论知识和生产实践机密结合起来，从而使这些知识得到进一步的巩固、加深提高和扩展。 

2、在设计实践中学习和掌握通用液压元件，尤其是各类标准元件的选用原则和回路的组合方法，培养设计技能，提高学生分析和嫁接生产实际问题的能力，为今后的设计工作打下良好的基础。 

3、通过设计，学生应在计算、绘图、运用和熟悉设计资料（包括设计手册、产品样本、标准和规范）以及进行估算方面得到实际训练本液压系统的设计，除了满足主机在动作和性能方面规定的要求外，还必须符合体积小、重量轻、成本低、效率高、机构简单、工作可靠、使用和维修方便等一些公认的普通设计原则。液压系统的设计主要是根据已知的条件，来确定液压工作方案、液压流量、压力和液压泵及其它元件的设计。 

完成整个设计过程需要进行一系列艰巨的工作。设计者首先应树立正确的设计思想，努力掌握先进的科学技术知识和科学的辩证的思想方法。同时，还要坚持理论联系实际，并在实践中不断总结和积累设计经验，向有关领域的科技工作者和从事生产实践的工作者学习，不断发展和创新，才能较好地完成机械设计任务。

实 训 报 告

1 课题内容及分析

1.1 课题内容

设计一台加工垂直孔和水平孔的专用组合机床。立置动力滑台，所加工孔的粗糙度和尺寸要求价高，故在滑台终点加死挡铁停留。为了满足扩锥孔的进给量的要求而设置第二次工进（慢速）。其动作循环为快进工进Ⅰ工进Ⅱ死挡块停留快退至原位停止。卧置动力滑台的动作循环为快进工进停留快退至原位停止。

1.2 工况分析

首先根据已知条件，绘制运动部件的速度循环图，如图1.1所示。然后计算各阶段的外负载并绘制负载图。

液压缸所受外负载F包括三种类型，即

F=Fw+Ff+Fa

式中: Fw——工作负载，对于机床来说，即为沿活塞运动方向的切削力，在本题中Fw为12000N；

Fa——运动部件速度变化时的惯性负载；

Ff——导轨摩擦阻力负载，启动时为静摩擦阻力，启动后为动摩擦阻力，对于平导轨Ff可由下式求得

Ff=f（G+FRn）

G——运动部件重力；

FRn——垂直于导轨的工作负载，此题中为零；

F——导轨摩擦系数，此题中取静摩擦系数为0.2，动摩擦系数为0.1。则求得：

Ffs=0.2×25000N=5000N

Ffa=0.1×25000N=2500N

上式中Ffs为静摩擦阻力，Ffa为动摩擦阻力。

式中: g——为重力加速度； 

   ∆t——加速或减速时间，一般 t=0.01～0.5s；          

∆v—— t时间内的速度变化量。 

在此题中：

Fa= =956.63N

根据上述计算结果。计算出立置滑台各工作阶段所受的外负载，如表1.1所示，并画出如图1.2所示的负载循环图。

启动加速：F=Ffs+Fa=5000+956.63=5956.63N

快进：F=Ffd=2500N

工进Ⅰ：F=Ffd+Fw=14500N

工进Ⅱ：F= Ffd+Fw=22500N

制动：F=Ffd−Fa=2500−956.63=1543.37N

反向加速：F= Ffs+Fa=5000+956.63=5956.63N

快退：F=Ffd=2500N

反向制动：F=Ffd−Fa=2500−956.63=1543.37N

图1.1 立置滑台速度循环图

图1.2 立置滑台负载循环图

表1.1 立置滑台工作循环各阶段的外负载

同样求得卧置滑台各阶段的外负载，速度循环图，如图1.3所示：

F=Fw+Ff+Fa

Ffs=0.2×25000N=5000N

Ffa=0.1×25000N=2500N

Fa=163.27N

根据上述计算结果。计算出卧置滑台各工作阶段所受的外负载，如表1.2所示，并画出如图1.4所示的负载循环图。

启动加速：F=Ffs+Fa=640+163.27=803.27N

快进：F=Ffd=320N

工进Ⅰ：F=Ffd+Fw=3320N

制动：F=Ffd−Fa=320−163.27=156.73N

反向加速：F= Ffs+Fa=803.27N

快退：F=Ffd=320N

反向制动：F=Ffd−Fa=320−163.27=156.73N

图1.3 卧置滑台速度循环图

图1.4 卧置滑台负载循环图

表1.2 卧置滑台工作循环各阶段的外负载

2 拟定液压系统原理图

2.1 确定供油方式

考虑到该机床在工作进给时负载较大，速度较低。而在快进、快退时负载较小，速度较高。从节省能量、减少发热考虑，泵源系统宜选用双泵供油或液压泵供油。现采用带有压力反馈的限压式变量叶片泵。

2.2 液压基本回路的选择

由工况要求可知，执行元件采用油缸实现往复运动，组合机床进给功率较小，同时为了增加进给运动的平稳性，因此采用回油路节流调速方案。为保证钻孔过程速度稳定，选用调速阀调速。

本机床的动力滑台在调整时，需停在任意位置上，故采用三位四通换向阀进行换向。当动力滑台由差动快进换接为工进时，与调速阀并联的二为二通电磁阀关闭，泵压升高，使液控顺序阀逐渐打开，使差动油路断开，油缸回油经调速阀，三位四通电磁阀和液控顺序阀流回油箱。这样可使速度换接平稳。

2.3 液压回路的组合

立置与卧置滑台的负载不同，速度要求也不同，要保证同时动作，又不相互干扰，变量泵的调节流量应大于两个动力滑台同时快进时通过两个节流阀的流量。 测压点布置在泵源出口和节流阀后，便于调整油泵和液控顺序阀的压力。 

本机床液压系统，过滤精度要求不高，故在泵进口处安装网式滤油器即可。 

最后把所选择的液压回路组合起来，即可组合成图2.1所示的液压系统原理图。电磁阀动作顺序表，见表2.1、表2.2所示。

图2.1 液压系统原理图

表2.1 电磁阀控制顺序表

表2.2 电磁阀控制顺序表

3 液压系统的计算和液压元件选择

3.1 立置滑台液压缸主要尺寸确定

(1) 工作压力P可根据负载大小及机器的类型来初步确定，查书表2-1，取液压工作压力为3MPa。

(2) 计算液压缸内径D和活塞杆直径d。由负载图知：最大负载F=22500N，查书表2-2可知，可取背压p2为0.5MPa，考虑到快进、快退速度相等，取d/D=0.7；ηcm=0.95，将上述数据代入式 得：

D==m

(3) 根据查书表2-4，将液压缸内径圆整为标准系列直径D=100mm；活塞杆直径d，按d/D=0.7及表2-5活塞杆直径系列取d=70mm。

3.2 卧置滑台液压缸主要尺寸确定

(1) 工作压力P可根据负载大小及机器的类型来初步确定，查表2-1，取液压工作压力为1MPa。

(2) 计算液压缸内径D和活塞杆直径d。由负载图知：最大负载F3320N，查表2-2可知，可取背压p2为0.2MPa，考虑到快进、快退速度相等，取d/D=0.7；ηcm=0.95，将上述数据代入式 得：

D==m

(3) 根据查表2-4，将液压缸内径圆整为标准系列直径D=80mm；活塞杆直径d，按d/D=0.7及表2-5活塞杆直径系列取d=56mm。

按最低工进速度验算液压缸的最小稳定速度，由公式可得

式中qmin是由产品样本查得GE系列调速阀AQF3-E10B的最小稳定流量为0.05L/min。 

本设计中调速阀是安装在回油路上，故液压缸节流腔有效工作面积应选取液压缸有杆腔的实际面积，即：

可见上述不等式能满足，液压缸能达到所需的低速。

3.3 实际工况下，液压缸压力和流量的计算

(1) 立置滑台

(2) 卧置滑台

3.4 液压泵流量、压力和规格确定

(1) 泵工作压力的确定

考虑到正常工作中进油管路有一定的压力损失，所以泵的工作压力为

 =

式中： ——液压泵最大工作压力；        

  ——执行元件最大工作压力； 

——进油管路中的压力损失，初算时简单系统可取0.2~0.5MPa，复杂系统取0.5~1.5 MPa，本题取1MPa。

上述计算所得的是系统的静态压力，考虑到系统在各种工况的过渡阶段出现的动态压力往往超过静态压力。另外考虑到系统需要有一定的压力贮备量，并确保泵的寿命，因此选泵的额定压力应满足 (1.25~1.6) 。中低压系统取最小值，高压系统取最大值。在本设计中=4.4 MPa。

(2) 泵的流量确定

液压泵的最大流量应为:

式中：——液压泵的最大流量； 

——同时动作的各执行元件所需流量之和的最大值。如果

这时溢流阀正进行工作，尚须加溢流阀的最小溢流量2~3L/ min；          

——系统泄露系数，一般取KL=1.1~1.3。现取KL=1.2。

(3) 选择液压泵的规格

根据计算结果和查阅手册，现选用YBX-16限压式变量叶片泵。该泵的基本参数为：每转排量=16mL/r,泵的额定压力=6.3MPa,电动机转速=1450 r/min，容积效率ηv=0.85总效率η=0.7。 

(4) 与液压泵匹配的电动机的选定

首先分别计算出快进与工进两种不同工况时的效率，取两者较大值作为选择电动机规格的依据。由于在慢进时泵输出的流量减小，泵的效率急剧降低，一般当流量在0.2～1 L/min范围内时，可取η=0.03～0.14。同时还应注意到，为了使所选择的电动机在经过泵流量特性曲线最大功率点时不致停转，需进行验算，即

式中： ——所选电动机额定功率；        

——限压式变量泵的限定压力；        

——压力为时，泵的输出流量。

首先计算快进时的功率，快进时的外负载为2500N，进油路的压力损失定为0.3MPa

快进时所需要电动机功率为

工进时所需电动机P为

快退时的压力为

快退时的功率为

查阅电动机产品样本，选用Y80M 1-4型电动机，其额定功率为0.55kw，额定转速为1390r/min。

根据产品样本可查得Y80M 1-4的流量压力特性曲线，如图3.1所示。查的该曲线拐点处的流量为24L/min，压力为1.8Mpa，该工作点对应的功率为

图3.1 YBX-16液压泵特性曲线

1--额定流量、压力下的特性曲线 2--实际工作时间的特性曲线

3.5 液压阀的选择

本系统可采用力士乐系统或GE系列的阀。现均选用GE系列阀。选定的液压元件如表3.1所示。

表3.1 液压元件明细表

3.6 管道尺寸的确定

油管内径尺寸一般可按照选用的液压元件接口尺寸而定，也可按管路允许流速进行计算。本系统主油路流量为差动时流量q=35.325L/min,压油管的允许流速取v=3m/s,则内径d为 

综合诸因素。现取油管的内径d=16mm。现参照YBX-16液压泵吸油口连接尺寸，取吸油管内径d=25mm。

4 叠加阀系统设计

4.1 叠加阀系统设计

组合钻床回路由叠加阀组成的液压叠加回路。要把普通液压回路变成液压叠加回路，应先对叠加阀系列谱进行研究，重点注意的是叠加阀的机能、通径和工作压力，对要选用的叠加阀应将与普通阀原理相对比，验证其使用后 的正确性，最后将选用的叠加阀按一定的规律叠加成液压叠加回路。

4.2 叠加阀通径选择

(1) 一组叠加阀回路中的主换向阀，叠加阀和底板之间的通径安装；连接尺寸必须一致，本题采用的是16mm通径系列的叠加阀。

(2) 主换向阀应该布置在叠加阀组的最上面兼作顶盖作用，与执行器连接用的底板块放在最下面；叠加阀均安装在主换向阀和底板之间，其顺序按照系统的动作要求而定。

4.3 叠加阀系统原理图设计

见图4.1所示。

图4.1 叠加阀回路

4.4 叠加阀系统元件选择

(1) 采用电控换向阀，其主换向阀的中位机能采用O型。

(2) 减压阀，由于立置滑台与卧置滑台工作压力不同，所以泵出来的油液经减压阀输送到卧置滑台系统。

(3) 溢流阀，溢流阀通径按系统液压泵的总流量确定。

(4) 节流阀，位于回油路上的节流阀应该安装紧靠主换向阀，减小回路压力损失，有利于其他阀的回油或泄露油畅通。

(5) 压力表开关位置，压力表开关位置必须靠底板块，位置靠近底板块。

(6) 叠加阀的安装方向，原则上应垂直安装，尽量避免水平安装，本题采用垂直安装

4.5 叠加阀系统回路总装

把所设计的液压叠加回路进行反复校验，与系统图进行比较，确认其工作原理无无后，即可绘制总装图。见图纸。

说明：报告包含实习实训内容、过程、情况小结及心得体会、对实习实训的意见建议等。

本文来源：https://www.2haoxitong.net/k/doc/660da4c1fc4ffe473268ab41.html