卧式钻镗组合机床的液压动力液压系统课程设计Word格式.docx

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=12000N

静摩擦力：

=

G=0.2×

20000=4000N

动摩擦力：

G=0.1×

20000=2000N

启动惯性力：

=680.27N

1.2液压缸的推力

启动推力：

=

/η=4444.44N

加速推力：

=（

+

）/η=2978.08N

快进推力：

/η=2222.22N

工进推力：

）/η=15555.55N

反向启动过程作用力与F启、F加、F快大小相同，方向相反。

液压缸在各工作阶段的负载（单位：

N）

工况

负载组成

负载值F

总机械负载

=F/

起动

4000N

4444.44N

加速

2680.27N

2978.08N

快进

2000N

2222.22N

工进

14000N

15555.55N

反向起动

4444.44N

2680.27N

快退

2000N

2222.22N

工况运行图如下：

2液压缸计算

2.1选取工作压力及背压力

=15555.55N,选取

=4MPa，为防止加工结束动力头突然前冲,设回油有背压阀或调速阀，取背压

=0.8MPa。

取液压缸无杆腔有效面积等于有杆腔有效面积的2倍

式中：

F——负载力

m——液压缸机械效率

——液压缸无杆腔的有效作用面积

——液压缸有杆腔的有效作用面积

p1——液压缸无杆腔压力

p2——液压有无杆腔压力

快进和快退速度V1=V2=6m/min，工进速度V2=0.5m/min，相差很大,应进行差动换接,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

液压缸缸筒直径为

=7.42mm

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×

7.42=5.25mm，根据GB/T2348—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=80mm，活塞杆直径为d=50mm。

2.2液压缸各截面积

此时液压缸两腔的实际有效面积分别为：

按最低工进速度验算液压缸尺寸，查产品样本，调速阀最小稳定流量q=0.05L/min因工进速度为0.05m/min为最小速度，则有

≥q/v=50/5

=10

因为

=50.27

≥10

，满足最低速度的要求。

2.3计算液压缸各工作阶段压力、流量和功率

根据液压缸的负载图和速度图以及液压缸的有效面积，可以算出液压缸工作过程各阶段的压力，流量和功率，在计算工进时背压力

=0.8MPa，快退时背压力按

=0.5MPa。

工作循环

计算公式

负载F

进油压力

回油压力

所需流量Q

输入功率P

N

MPa

L/min

kW

差动快进

=（F+△pA2）/（

-

）

Q=v×

（

P=

×

Q

2222.22

1.91

2.41

11.78

0.375

=（F+

）/

Q=

15555.55

3.36

0.8

0.30

0.0168

）/

1.68

0.5

18.78

0.526

注：

1.差动连接时，液压缸的回油口之间的压力损失

，而

。

2.快退时，液压缸有杆腔进油，压力为

，无杆腔回油，压力为

3、设计卧式钻镗组合机床的液压动力滑台电磁铁动作表

电磁铁动作表

动　作

1YA

2YA

3YA

4YA

工件夹紧

—

快　　进

＋

工　　进

快　　退

工件松夹

4、液压元件设计计算与选择

4.1液压泵工作压力、流量、驱动功率计算

工进阶段液压缸工作压力最大，取进油总压力损失

=0.5MPa,压力继电器可靠动作需要压力差0.5MPa,则液压泵最高工作压力

+0.5MPa=4.36MPa

因此泵的额定压力

≥1.25×

4360000Pa=5.45MPa

工进时所需要流量最小是0.30L/min,设溢流阀最小流量为3.0L/min,则小流量泵的流量

≥（1.1×

0.30+3.0）L/min=3.33L/min

快进快退时液压缸所需的最大流量为18.78L/min,则泵总流量

=1.1×

18.78L/min=20.66L/min。

即大流量泵的流量

≥

=（14.2-2.775）L/min=17.33L/min

根据上面计算的压力和流量，查产品样本，选用YB-4/12型的双联叶片泵，该泵额定压力6.3MPa，额定转速960r/min

4.2电动机的驱动功率

系统为双泵共有系统，其中小泵的流量

/60）

/s=0.0000667

/s

大泵流量

=（0.012/60）

/s=0.0002

差动快进，快退时的两个泵同时向系统供油；

工进时，小泵向系统供油，大泵卸载。

差动快进时

小泵的出口压力损失0.45MPa，大泵出口损失0.15MPa。

小泵出口压力

=1.3MPa（总功率

=0.5）

大泵出口压力

=1.45MPa（总功率

电动机功率

/

=0.753Kw

工进时

调速阀所需要最小压力差为0.5MPa。

压力继电器可靠需要动力差0.5MPa。

因此工进时小泵的出口压力

+0.5+0.5=4.36Pa.

大泵的卸载压力取

=0.2MPa

小泵的总功率

=0.565；

大泵总功率

=0.3

=0.648Kw

快退时

=1.65MPa（总功率

=1.8MPa（总功率

=0.51）

=0.926Kw

快退时所需的功率最大。

根据查样本选用Y90L-6异步电动机，电动机功率1.1Kw。

额定转速910r/min。

4.3油管尺寸

根据选定的液压阀的链接油口尺寸确定油管。

快进快退时油管内通油量最大，其实际流量为泵的额定流量的两倍32L/min，则液压缸进出油管直径d按产品样本，选用内径为15mm，外径为19mm的10号冷拔钢管。

4.4油箱容积

油箱容积按公式计算，当取K为6时，求得其容积为V=7×

16=112L，按矩形油箱规定，取最靠近的标准值V=135L

5液压系统稳定性论证

5.1工进时的压力损失验算和小流量泵压力的调整

工进时的压力损失的验算及泵压力的调整

工进时管路的流量仅为0.25L/min,因此流速很小，所以沿程压力损失和局部损失都非常小，可以忽略不计。

这时进油路上仅考虑调速阀的损失0.5MPa，回油路上只有背压阀损失，小流量泵的调整压力

+0.5+0.5=4.36MPa

即小流量泵的溢流阀6应按此压力调整。

快退时的压力损失的验算及泵压力的调整

快退时进油管和回油管长度为1.8m，有油管直径d=0.015m，通过的流量为进油路

=16L/min=

，回油路

=32L/min=

液压系统选用N32号液压油，考虑最低工作温度为15℃，有手册查出此时油的运黏度V=1.5st=1.5

，油的密度P=900kg/

，液压系统元件采用集成块式的配置形式

则进油路中的液流雷诺数为

R=10000vd/r=151<

2300

回油路中液流的雷诺数为

R=302<

由上可知，进回油路的流动都是层流

进油路上，流速

则压力损失为

=64lp

/2Rd=0.052MPa

在回油路上，流速为进油路速的两倍即V=3.02m/s，

=1.04MPa

5、2局部压力损失

元件名称

额定流量

实际流量

额定压力损失

实际压力损失

单向阀5

25

16

2

0.046

三位四通电磁阀7

63

4

0.026

二位二通电磁阀8

0.103

顺序阀

取集成块进油路的压力损失0.03MPa，回油路压力损失为0.05MPa，则进油路和回油路总的压力损失为

=0.052+0.046+0.026+0.103+0.03=0.257MPa

=0.104+0.082+0.026+0.082+0.026+0.05=0.348MPa

快退负载时液压缸负载F=1111.11N，则快退时液压缸的工作压力

=0.934MPa

快退时工作总压力为

=1.19MPa

大流量泵卸载阀的调整压力应大于1.19MPa

综上，各种工况下世纪压力损失都小于初选的压力损失值，而且比较接近，说明液压系统满足要求

5.3系统热能工况的稳定性校核

系统的主要发热是在工进阶段造成的

工进时输入功率：

=648w

工进时液压缸的输出功率：

=Fv=15555.55×

0.00265）W=41.22W

系统总发热功率Φ=

=606.78W

已知油箱容积V=135L，则油箱近似散热面积A

A=

=1.71

假定通风良好，取消散热系数

=0.015Kw/（

℃）可得油液升温为

=24.79℃

设环境温度

=25℃则热平衡温度为

T=

=49.79℃≤55℃

所以油箱散热可达到要求。

6总结

为期两周的实训就这样结束了，这两周让我收获了不少。

本次实训主要内容是卧式钻镗组合机床的液压动力液压系统课程设计，安装与调试。

当然其中还学习了画图等一些与自己专业关联的知识。

我们组分工比较明确，总的来说我们组比较好的完