液压课程设计

机械工程学院液压与气动技术课程设计题专目：业：卧式单面多轴钻孔组合机床液压系统设计机械设计制造与自动化班级：1301班姓名：王鹏飞学号：33指导教师：蔺国民指导教师：蔺国民一、主要任务与目标任务：设计一个卧式单面多轴钻孔组合机床液压系统目标：设计要求滑台实现“快进→工进→快退→停止”工作循环。已知：机117φ4φ钢，工件材料为铸铁，硬度为240HBW，机床工作部件总质量为m=1000Kg速度121=100mm，工进行程长度为2=50mm，d往复运动的加速、减速时间不大于，动力滑台采用平导轨，静摩擦系数s=系数f=；液压系统的执行元件为液压缸。d二、主要内容）熟悉设计任务，明确设计及目标。）根据设计要求和已学过的设计流程，拟定系统工作原理图。）计算各元件的参数并验算。）元件选型。）编制文件，绘制速度、负载图谱。三、工作量要求完成规定的任务，总字数3000～4000字。四、时间要求本课程设计于前完成目 录1 与运分析 ⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯ 12 和速度的制3确定液缸的主要参数 初液缸工作力⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯算液缸主要尺寸 ⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯各段力、流量、功率的算 ⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯4液系的定⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯

⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯ 122234液回路的 ⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯4液回路的合 ⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯65液元件的 ⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯8液的 ⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯8元件及助元件的 ⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯9油管的 ⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯9油箱的算⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯106液系性能的算⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯10算系力失并确定力的整⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯10快 ⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯10工 ⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯11快退⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯11油液温升算⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯7油箱 ⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯1112壁厚、箱及箱元件的 ⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯ 12箱壁、清洗孔、吊耳、液位 ⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯ 13箱底、放油塞及支架 ⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯ 13油箱内隔板及除气网置 ⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯ 13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。切削负载W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。切削负载

个钻铸铁孔时的轴向切削力

F单位为N为Ft 25.50.8(HBW)0.6

(8—1)式中：D——钻头直径，单位为 mm；s——每转进给量，单位为 mm／HBW——铸件硬度,HBW=240。根据组合机床加工特点，钻孔时主轴转速φmin，φmin，s2=／所以，系统总的切削负载 Ft为：F令Ft=Fg=17907N惯性负载往复运动的加速，减速时间不希望超过

n和每转进给量s按“组合机床设计手册”取：，所以取 t为Fm=m△v/△t=N=583N阻力负载机床工作部件对动力滑台导轨的法向力为：Fn=mg=9810N

F=fF==1962NtfsnF=fF==981Nfd dn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根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由此得出液压缸在各工作阶段的负载如表

81所列。工况负载组成负载值F工况负载组成负载值F启动工况负载组成负载值F工况负载组成负载值F启动FFnFnFn1962工进FFFnFfdd+Fg18888加速FF+mfd△v/△t1564快退981快进981注：在负载分析中，没有考虑动力滑台上倾翻力矩的作用按表8-1数值绘制的动力滑台负载图如图 所示。2 负载图和速度图的绘制3确定液压系统主要参数确定液压缸工作压力由表2和表3表2按负载选择工作压力32000N时宜取4MPa。负载/KN工作压力/MPa<5<~15~103确定液压系统主要参数确定液压缸工作压力由表2和表3表2按负载选择工作压力32000N时宜取4MPa。负载/KN工作压力/MPa<5<~15~10~210~20~320~303~430~504~5>50≥5表3各种机械常用的系统工作压力机床农业机械小型工程机械液压机大中型挖掘机机械类型磨床建筑机械液压凿岩机重型机械起重运输机械工作压力/Mpa~2组合机床3~5龙门刨床2~8拉床8~1010~1820~32计算液压缸主要尺寸量需求考虑，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

A1是有杆腔工作面积 两倍的形式，即活塞杆直

d与缸筒直径D呈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=。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）路中不可避免地存在着压降 p，且有杆腔的压力必须大于无杆腔，估算时

，但连接管p 。快退工进时液压缸的推力计算公式为

p2=。F/m式中：F——负载力

Ap Ap1 1 2

Ap (11 11

/2)p2m——液压缸机械效率A1A2p1——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FA2= =

18888

-4 2=×10mp(ppm 1 2

)0.96（4 20.）106A A 2A 53.18104m21A1=12 2D 4A1 0.082m由于有前述差动液压缸缸筒和活塞杆直径之间的关系， d=，因此活塞杆直径为 =根据GB/T2348—2001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=90mm，活塞杆直径为 d=63mm此时液压缸两腔的实际有效面积分别为：A1 D2 63.61m24A2 (d2)32.44m24各阶段压力、流量、功率的计算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阶段中的压力、 流量和功率值，如表4所示。表8-2液压缸在不同工作阶段的压力、流量和功率值输入理工况 负

回油腔 进油腔论流压力 压力 q

输入功率 计算式FL/N启动

P

1 P/MPa

P/kW快进 1962 0 -

p1 FL

2Ap/1AA2差加速1564动恒速981

p1p - - q A1P p1q

2Av1p1 FL /1888819620- -1564- -981工进 1888819620- -1564- -981P

pA/A2 2 1启动 p1快加速 q退恒速 P

F / pAL/AL23 m 2 1 2p1q并据表可绘制出液压缸的工况图，如图 2所示。图2组合机床液压缸工况图4液压系统图的拟定根据组合机床液压系统的设计任务和工况分析，所设计机床对调速范围、低速稳定性有一定要求，因此速度控制是该机床要解决的主要问题。速度的换接、稳定性和调节是该机床液压系统设计的核心。此外，与所有液压系统的设计要求一样，该组合机床液压系统应尽可能结构简单，成本低，节约能源，工作可靠。液压回路的选择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 A1等于有杆腔面积A2的两倍。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。钻镗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 和工进所需的时间 2有2有t=20因此从提高系统效率、节省能量角度来看，如果选用单个定量泵作为整个系1统的油源，液压系统会长时间处于大流量溢流状态，显然是不合理的。从而造成能量的大量损失，这样的设计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， 此时液压系统在整个工作循环过程中所需要消耗的功率估大，除采用双联泵作为油源外，也可选用限压式变量泵作油源。但限压式变量泵结构复杂、成本高，且流量突变时液压冲击较大，工作平稳性差，最后确定选用双联液压泵供油方案，有利于降低能耗和生产成本，如图 3所示。图3双泵供油油源选择快速运动和换向回路根据本设计的运动方式和要求， 采用差动连接与双泵供油两种快速运动回路来实现快速运动。即快进时，由大小泵同时供油，液压缸实现差动连接。本设计采用二位二通电磁阀的速度换接回路，控制由快进转为工进。与采用行程阀相比，电磁阀可直接安装在液压站上，由工作台的行程开关控制，管路较简单，行程大小也容易调整，另外采用液控顺序阀与单向阀来切断差动油路。因此速度换接回路为行程与压力联合控制形式。速度换接回路的选择所设计多轴钻床液压系统对换向平稳性的要求不高，流量不大，压力不高，所以选用价格较低的电磁换向阀控制换向回路即可。为便于实现差动连接，选用三位五通电磁换向阀。为了调整方便和便于增设液压夹紧支路，应考虑选用 Y型中位机能。由前述计算可知，当工作台从快进转为工进时，进入液压缸的流量由 L/S降L/S，可选二位二通行程换向阀来进行速度换接，

以减少速度换接过程中的液压冲击

，如图4所示。由于工作压力较低，控制阀均用普通滑阀式结构即可。由工进转为快退时，在回路上并联了一个单向阀以实现速度换接。为了控制轴向加工尺寸，提高换向位置精度，采用死挡块加压力继电器的行程终点转换控制。换向回路 速度换接回路图4换向和速度切换回路的选择参考同类组合机床，选用双作用叶片泵双泵供油，调速阀进油节流阀调速的开式回路，背压值=。液压回路的综合选定调速方案和液压基本回路后，再增添一些必要的元件和配置一些辅助性油路，控制油路、润滑油路、测压油路等，并对回路进行归并和整理，就可将液压回路合成为液压系统，即组成如图 5所示的液压系统图。1—双联叶片液压泵；2—三位五通电液阔；3—行程阀；4—调速阀；5—单向阀；6—单向阀；

ll过滤器；12—压力表接点；13—单向阀；4压力继电器。系统图的原理快进换向阀的左侧，这时的主油路为：

1YA通电，由泵输出地压力油经 2三位五通进油路：泵 →向阀三位五通换向阀 2（1YA得电）→行程阀3→液压缸左腔。回油路：液压缸右腔→三位五通换向阀缸左腔。

2（1YA得电）→单向阀 6→行程阀3→液压由此形成液压缸两腔连通，实现差动快进，由于快进负载压力小，系统压力低，变量泵输出最大流量。工进减速终了时，挡块还是压下，行程开关使3YA必须经调速阀4和15才能进入液压缸左腔，回油路和减速回油完全相同，此时变量泵输出地流量自动与工进调速阀15的开口相适应，故进给量大小由调速阀15调节，其主油路为：进油路：泵 →向阀10→三位五通换向阀 2（1YA得电）→调速阀 4→调速阀15→液压缸左腔。回油路：液压缸右腔→三位五通换向阀 2→背压阀8→液控顺序阀7→油箱。快退滑台停留时间结束后，时间继电器发出信号，使电磁铁1YA、3YA断电，2YA位五通换向阀2接通右位，，因滑台返回时的负载小，系统压力下降，变量泵输出流量又自动恢复到最大，滑快速退回，其主油路为：进油路：泵→向阀三位五通换向阀 2（2YA得电）→液压缸右腔。回油路：液压缸左腔→单向阀

5→三位五通换向阀

2（右位）→油箱。原位停止当滑台退回到原位时，挡块压下原位行程开关，发出信号，使中位，液压两腔油路封闭，滑台停止运动。这时液压泵输出的油液经换向泵在低压下卸荷。

2YA断电，换向阀处于2直接回油箱，5 液压元件的选择确定液压泵的规格和电动机功率（1）计算液压泵的最大工作压力由于本设计采用双泵供油方式，根据液压系统的工况图，大流量液压泵只需在快进和快退阶段向液压缸供油，因此大流量泵工作压力较低。小流量液压泵在快速运动和工进时都向液压缸供油，而液压缸在工进时工作压力最大，因此对大流量液压泵和小流量液压泵的工作压力分别进行计算。根据液压泵的最大工作压力计算方法，液压泵的最大工作压力可表示为液压缸最大工作压力与液压泵到液压缸之间压力损失之和。对于调速阀进口节流调速回路， 选取进油路上的总压力损

p0.8MPa，同时考虑到压力继电器的可靠动作要求压力继电器动作压力与最大工作压力的压差为， 则小流泵的最高工作压力可估算为pp1 (3.50.80.5)MPa4.8MPa大流量泵只在快进和快退时向液压缸供油， 图4表明，快退时液压缸中的工作压力比快进时大，如取进油路上的压力损失为，则大流量泵的最高工作压力为：pp2 (0.319

0.819MPa（2）计算总流量表3表明，在整个工作循环过程中，液压油源应向液压缸提供的最大流量出现在快进工作阶段，为 L/mi，若整个回路中总的泄漏系数 KL=，则液压油源所需提供的总流量为：qp /min 17.892L/min工作进给时，液压缸所需流量约小流量泵的供油量最少应为 s。

s，但由于要考虑溢流阀的最小稳定溢流量 故据据以上液压油源最大工作压力和总流量的计算数值，因此选取 PV2R12 6/26型双联叶片泵，其中小泵的排量为

6mL/r，大泵的排量为26mL/r

nv=，则当泵的转速p=940r/min时，液压泵的实际输出流量为qp 9400.9/1000]L/min 27.1L/min由于液压缸在快退时输入功率最大，这时液压泵工作压力为、流量为 min。取泵的总效率p 0.75，则液压泵驱动电动机所需的功率为：ppqPp

0.81927.1600.75

0.8kW

Y100L-6型电动机，其额定功率 Pn 1.5kW，额定转速nn

960rmin。确定阀类元件及辅件根据系统的最高工作压力和通过各阀类元件及辅件的实际流量，查阅产品样本，选的阀类元件和辅件规格如表 6所列。表6液压元件规格及型号序号 元件名

通过的最大流量

规格型号 额定流量

额定压力 额定压降1双联叶片泵q/L/min— PV2R12-12/32qn/L/min37Pn/MPa?P16/14n/MPa—2三位五通电液换向阀50 35DYF3Y—E10B8016<3行程阀60 AXQF—E10B6316<4调速阀<1 AXQF—E10B616—5单向阀60 AXQF—E10B63166单向阀25 AF3-Ea10B63167液控顺序阀22 XF3—E10B63168背压阀YF3—E10B6316—9溢流阀YF3—E10B6316—10单向阀22 AF3-Ea10B6316<滤油器单向阀

30 XU—63×— KF3-E3B 3测点60 AF3-Fa10B

63 — <— 16 —10014 压力继电器 — PF—B8L — 0 —*940r/min时的流量。确定油管在选定了液压泵后，液压缸在实际快进、工进和快退运动阶段的运动速度、时间以进入和流出液压缸的流量，与原定数值不同，重新计算的结果如表 7所列。流量、速度 快进 工进 快退输入流量 A1qpq1A1 A263.6127.1 q1 0.336 63.6132.4455.3

27.1排出流量

A2q1A

Aq2

Aq1 11 A1 A232.4455.3 0.336 32.44 27.163.6163.61 28.2 63.61 32.440.171 53.14运动速度 qp q1 v1 A1 A2 A1 A227.110 0.33610 27.11063.6132.4463.6132.448.690.0538.35表7由表可以看出，液压缸在各阶段的实际运动速度符合设计要求。有表7中的数据，取油液的流速v=3m/s别为qd 2 2

55.3

/603 mm19.77mmv 31027.1106/60d 2 mm 13.85mm3310这两根油管都按GB/T2351-2005选用内径 15mm，外径 18mm的冷拔无缝钢管。油箱的容量按式

油箱计算

,V=αqpαα=7，得V=αqp==按JB/T7938-1999规定，取最靠近的标准值 V=200L6验算液压系统性能验算系统压力损失由于系统管路布置尚未确定，整个系统的压力损失无法全面估算，故只能估算阀类元件的压力损失。快进滑台快进时，液压缸通过电液换向阀差动连接。在进油路上，油液通过单向阀 10流量是、电液换向阀 2的流量是然后与液压缸有杆腔的回油汇合，以流量min通过行程阀 3进入无杆腔。在进油路上，总压降为v 2p [0.2v 2

0.5(271

55.30.3( )2]MPa 0.31MPa263 80 6322221在回油路上，油液通过电液换向阀 2和单向阀6的流量是然后与液压泵的供油并，通过行程阀3进入无杆腔。有杆腔压力 P2与无杆腔压力 p1之差为2221p p2

p [0.5(

0.2(

0.3

]MPa80 63 63工进滑台工进时，在进油路上，油液通过电液换向阀2的流量为、调速阀缸无杆腔，在调速阀4处的压力损失为。在回油路上，油液通过电液换向阀2min，经液控顺序阀7的流量为（+22）=min，返回油箱，在背压阀处的压力损失为。若忽略管路的沿程压力损失和局部压力损失，则在液压缸7压力 P2为22p [0.5(22

0.6

0.3( )2]MPa 0.637MPa80 63可见此值略大于原估计值。故可按表8-2中公式重新计算工进时液压缸进油腔压力 p1，即pFp2mA1

3.81MPa此略高于表8-2数值。

pe5溢流阀的调压p1应为p1A p1 p1 pe [3.810.5( 0.5 0.5]4.75MPa80快退滑台快退时，在进油路上，油液通过单向阀 10的流量为、电液换向阀的流量为min进入液压缸有杆腔。在回油路上，油液通过单向阀 5、电液换向阀 2和单向阀13的流量为。在进油路上总的总压降为222 27.12v1 () 0.5()263 80

]MPa0.082MPa此值远小于估计值，因此液压泵的驱动电动机的功率是足够的。在回油p上总的总压降为22v22[0.20.5(0.322v22

]MPa0.576MPapp p1

63 80 63此值与表7快退时液压泵的工作压力为pv1(0.53 0.082)MPa 0.612MPa此值是调整液控顺序阀 7的调整压力的主要参考数据。验算系统发热与温升由于工进在整个工作循环中占 95%，所以系统的发热与温升可按工进工况来计算液压系统输出的有效功率即为液压缸输出的有效功率188880.053103600.0167pe2FvkWkW这时大流量液压泵经顺序阀 7卸荷，小流量液压泵在高压下供油。大液压泵通过顺序阀7的流量为有表查得该阀在额定流量 qn=，故此阀在工进时的压力损q 22pn(22 0.3

0.037MPaq1 63小液压泵工进时的工作压力 pp1=，流量q1=min，所以俩个液压泵的总输入功率为pqp1 1 pqpp

4.751065.1103 0.037106 2210360 60 kW 0.5564kW液压系统的发热功率为(0.(0.55640.0167)0.540kWkWp ep p油箱的散热面积为A 6.53V 2 6.53 3m2 2.22m2查表8-18得油箱的散热系数 K=9W,则油液温升为t pKA

0.54092.22

103C27.0C油温在允许范围内，油箱散热面积符合要求，不必设置冷却器。7油箱设计壁厚、箱顶及箱顶元件的设计采取钢板焊接而成，故取油箱的壁厚为3mm上表面的方式