卧式单面多轴钻孔组合机床动力滑台的液压系统的课程设计

湖南工业大学
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湖南工业大学
课程设计任务书
2013—2014学年第1学期
机械工程学院（系、部）机电一体化专业1102 班级
课程名称：_______________________ 液压与气动 ___________________________________ 设计题目：_______________ 组合机床动力滑台液压系统设计1 ______________________ 完成期限：自2013 年12 月30 日至2014 年丄月丄日共1周
内容及任务一、设计的主要技术参数
试为某厂汽缸加工自动线上设计一台卧式单面多轴钻孔组合机床动力滑台液压系统。

机床有主轴16根，钻14个$ 13.9mm的孔，2个$ 8.5mm的孔。

1）机床要求的工作循环是：
快速接近工件，然后以工作速度钻孔，加工完毕后快速退回原始位置，最后自动停止。

动力滑台采用平导轨。

2）机床的工作参数如下：
假设运动部件重G= 9800N，切削力F w=30500N ;快进快退速度v仁v3=5.5m/min ;动力滑台采用平导轨，静、动摩擦因数虔_0.2 ,阳_0.1 ;往复运动的加速、减速时间为0.2s；快进行程L1_100mm ;工进行程L2_50mm ,执行兀件使用液压缸，试设计计算其液压系统。

3）机床自动化要求：
要求系统采用电液结合，实现自动循环，速度换接无冲击，且速度要稳定，能承受一定量的反向负荷。

二、设计任务
完成如下工作：
1）按机床要求设计液压系统，绘出液压系统图。

2）确定滑台液压缸的结构参数。

3）计算系统各参数，列出电磁铁动作顺序表。

4）选择液压元件型号，列出元件明细表。

5）验算液压系统性能。

三、设计工作量
1）撰写课程设计计算说明书一份，不少于三千字。

要求计算说明书计算准确、文字通顺、编排规范。

2）绘制液压系统原理图图纸一张、要求图面布置合理、正确清晰、符合相关标准及有关规定。

指导教师（签字）： _______________ 年月日
系（教研室）主任（签字）： ___________________ 年月日
赴二HUNAN UNIVERSITV OFTGCHNOLOGY
（课程设计名称）
设计说明书
（题目）
起止日期：2013_年12月19日至201电年1月2日
指导教师（签字）
机械工程学学院（部） 2013 年 12 月 30 日
学 班 学 成
名 级 号 绩
曹炎斌 机工1102 11495200131
液压传动课程设计指导书
湖南工业大学机械工程学院
2013年12 月
第一章明确液压系统的设计要求
要求设计一台卧式单面多轴钻孔组合机床动力滑台的液压系统。

设计要求驱动动力滑台实现“快进T工进一快退一停止”的工作循环。

液压系统的主要参数与性能要求如下：机床上有主轴16个，加工①13.9 mm的孔14个，Q8.5mm 的孔2个。

刀具材料为高速钢，工件材料为铸铁，硬度为240HBS，运动部件总质量G=9800N,快进、快退的速度v i= v3=5.5 m/min,快进行程长度l i=100mm, 工进行程长度b=50 mm，往复运动的加速，减速时间为0.2s，动力滑台采用平导轨，其静摩擦系数f s=0.2，动摩擦系数f d=0.1，液压系统中的执行元件使用液压缸。

第二章负载与运动分析
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。

(1)切削负载F W 30500N
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(确定切削负载应具备机械切削加工方面的知识)用高速钢钻头伸个)钻铸铁
孔时的轴向切削力F t(单位为N)为
F t 25.5Ds0.8(HBS)06 2 (8 —1)
式中：D ------ 钻头直径，单位为mm ;
s ----- 每转进给量，单位为mm / r;
HBS――铸件硬度。

根据组合机床加工特点，钻孔时主轴转速n和每转进给量s按组合机床设计手册”取：
对©13.9mm 的孔：n 1=360r/min，s l=0.147mm / r；
对©8.5mm 的孔：n2=550r/ min，s 2=0.096mm / r；
所以，系统总的切削负载F t为：
F w 14 25.5 13.9 0.1470.8 2400'6 2 25.5 9.0 0.096082400.630500 N
令Fw=Fq=30500N
2 •惯性负载
往复运动的加速，减速时间为0.2s，所以取t为0.2S
F m m」G」1000 5.5
458N
t g t 60 0.2
3•阻力负载
机床工作部件对动力滑台导轨的法向力为:
F n G9800N
静摩擦阻力：
F tf f s f n0.298001960N
动摩擦阻力：
F fd f d F n0.19800980N
加速负载：F L F n f d m v/ t1438N
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=0.9，根
据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10 1所列。

表8—1液压缸在各工作阶段的负载R
工况负载组成负载值F工况负载组成负载值F 启动F L F n f s1960快退F L F n f d980快进F L F n f d980停止 F F fd F m522工进F L F n f d F q31480
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8-1(a)所示。

第三章负载图和速度图的绘制
根据工作循环(总行程L1+L2=150mm 工进速度M2....... 绘制动力滑台速度图(如图8-1(b)所示。

快进、工进和快退的时间可由下式分析求出。

快进+ h 0.1
t1
W 5.5
60 1.09s
工进, l20.05
t2
V2 0.053
6056.6s
快退& I2 h 0.15 t3
V3 5.5
60 1.63s
根据上述已知数据绘制组合机床动力滑台液压系统绘制负载图( F-t )如图1(b),速度循环图如图1 ( c)所示。

初选液压缸工作压力
所设计的动力滑台在工进时负载最大，在其它工况负载都不太高，参考表1和表2,初选液压缸的工作压力p=4MPa
I ------------ --------------- »
工进 .
甲快退
停止
组合机床液压缸的负载图和速度图
图1速度负载循环图
a）工作循环图 b ）负载速度图c）负载速度图
第四章确定液压系统主要参数 4.1确定液压缸工作压力
由表2和表3可知，组合机床液压系统在最大负载约为40000N时宜取5M P。

4.2计算液压缸主要结构参数
由于工作进给速度与快速运动速度差别较大，且快进、快退速度要求相等，从降低总流
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A是有杆腔工作
面积A两倍的形式，即活塞杆直径d与缸筒直径D呈d = 0.707 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S=0.8MPa。

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），但连接管
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，估算时取p 0.5MPa。

快退时回油腔中也是有背压的，这时选取被压值p2=0.6MPa。

工进时液压缸的推力计算公式为
F / m AP l A2P2 AP l （A/2）P2，
式中：F ――负载力
m 液压缸机械效率
A1 ――液压缸无杆腔的有效作用面积
A1
■6
43603.333x10
=—5^
2
=0.0947899 mm d = 0.707D ，因此活塞杆直径为
A2——液压缸有杆腔的有效作用面积 P 1 ――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
液压缸缸筒直径为
D =、、4A1/ =109.89mm
由于有前述差动液压缸缸筒和活塞杆直径之间的关系，
d=0.707 W.89=77.69mm ,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=110mm ，活塞杆直径为 d=80mm 。

此时液压缸两腔的实际有效面积分别为：
A1= D 2/4=94.795x10-4m 2 A2= (D 2-d 2)/4=44.555 x10-4m 2
工作台在快进过程中，液压缸采用差动连接，此时系统所需要的流量为
q 快进(A ) A 2) V 1 27.63
工作台在快退过程中所需要的流量为
q 快退 A 2V 3
24.50L / min
工作台在工进过程中所需要的流量为
q 工进 AV 2 0.502L / min
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。

并据表4可绘制出液压缸的工况图，如图2所示。

第五章液压系统方案设计
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。

5.1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A i等于有杆腔面积A2的两倍。

5.2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t1和工进所需的时间t2乞=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t i
统的油源，液压系统会长时间处于大流量溢流状态，从而造成能量的大量损失，这样的设计
显然是不合理的。

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
5.3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。

5.4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0.5485 L/S 降
0.0084 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。

图4
b. 速度换接回路
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，
溢流阀做定压阀。

为了换速以及液压缸快退时运动的平稳性，回油路上设置背压阀，初定背
压值P b=0.8MPa。

5.5组成液压系统原理图
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，如控制油路、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。

a.换向回路
3 —行程阀；4—调速阀；5—单向
阀;
9—溢流阀；10—单向阀；II —过滤
器;
12—压力表接点；13—单向阀；I4 —压力继电器。

系统图的原理
1 •快进
快进如图所示，按下启动按
钮，电磁铁 1YA 通电，由泵输出地压力油经 2三位五通换 向阀的左侧，这时的主油路为：
进油路：泵 T 向阀10宀三位五通换向阀 2 （1YA 得电行程阀3T 液压缸左腔。

回油路：液压缸右腔T 三位五通换向阀 2 （
左腔。

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，
输出最大流量。

2 .工进
减速终了时，挡块还是压下，行程开关使
3YA
油必须经调速阀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 T 向阀10T 三位五通换向阀 2 （1YA 得电）T 调速阀4T 调速阀15T 液压 缸左腔。

回油路：液压缸右腔T 三位五通换向阀
2T 背压阀8T 液控顺序阀7T 油箱。

3. 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 通电，这
时三位五通换向阀 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 T 向阀10~三位五通换向阀 2 ( 2YA 得电)7液压缸右腔。

回油路：液压缸左腔T 单向阀
三位五通换向阀 2 (右位油箱。

4. 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
2YA 断电，换向阀处于中
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 2直接回油箱，泵在 低压下卸荷。

第六章
液压元件的选择
6.1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
1 —双联叶片液压泵；
2 —三位五通电液阔;
6—单向阀；7—顺序阀；8—背压阀;
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失p 0.8MPa，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0.5MPa,
则小流量泵的最高工作压力可估算为
Pn 4.88 0.8 0.5 MPa 6.18MPa
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0.5MPa,则大流量泵的最高工作压力为：
P p20.47 0.5 MPa 0.97MPa
(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0.5485 L/S，若整个回路中总的泄漏量按液压缸输入流量的10%计算，则液压油
源所需提供的总流量为：
q p 1.1 0.5485 0.6034L/S =36.2L/mi n
工作进给时，液压缸所需流量约为0.0084L/S，但由于要考虑溢流阀的最小稳定溢流量
0.05 L/s ，故小流量泵的供油量最少应为0.0584L/S。

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 12/32型双联
叶片泵，其中小泵的排量为12mL/r,大泵的排量为32mL/r ,若取液压泵的容积效率=0.9 ,
v 则当泵的转速n =940r/min时，液压泵的实际输出流量为
p
q p12 32 960 0.91000 L min 37.224L 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0.97MPa、流量为37.224r/min。

取泵的总效率0.75，则液压泵驱动电动机所需的功率为：
P
60 0.75
P -p p^£0.97 37.224kW 0.81kW
根据上述功率计算数据，此系统选取Y100L-6型电动机，其额定功率P n 1.5kW，额
定转速n n 960 r. min。

6.2确定其它元件及辅件
(1)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，选出的
*
(2)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、时间以及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。

设计心得
液压传动课程设计是机械课程当中一个重要环节，通过这次课程设计是我从各方面都受到了
专业课程设计的训练，对液压系统的有关各个零部件的有机结合有了更加深刻的认识
由于在设计方面我们没有经验，理论知识学的不牢固，在设计中难免会出现这样那样的问题
如在选择计算标准件时可能会出现误差，如果是联系紧密或者循序渐进的，计算误差会更大,
在查表和计算精度上不够
在设计过程中，培养了我综合应用液压传动课程及其他课程的理论知识和实际生产中应用所学知识解决工程实际问题的能力。

通过这次课程设计，感觉虽然很苦很累，但做完之后感觉很乐！。