卧式单面多轴钻孔组合机床液压系统设计9

《液压与气压传动》
课程设计说明书
题目：卧式单面多轴钻孔组合机床液压系统设计
目录
《液压与气压传动》课程设计任务书 (3)
设计基本要求 (5)
一、负载分析 (5)
二、液压系统方案设计 (6)
1确定液压泵类型及调速方式 (6)
2选用执行元件 (6)
3快速运动回路和速度换接回路 (6)
4换向回路的选择 (6)
5组成液压系统绘原理图 (7)
三、液压系统的参数计算 (7)
（一）液压缸参数计算 (7)
1.初选液压缸的工作压力 (7)
2.确定液压缸的主要结构尺寸 (7)
3.计算液压缸各工作阶段的工作压力、流量和功率 (8)
（二）液压泵的参数计算 (9)
（三）电动机的选择 (9)
1.差动快进 (10)
2.工进 (10)
3.快退 (10)
四、液压元件的选择 (11)
1液压阀及过滤器的选择 (11)
2油管的选择 (11)
3邮箱容积的确定 (11)
五、验算液压系统性能 (11)
（一）压力损失的验算及泵压力的调整 (12)
1.工进时的压力损失验算及泵压力的调整 (12)
2.快退时的压力损失验算及大流量泵卸载压力的调整 (12)
3.局部压力损失 (13)
（二）液压系统的发热和温升验算 (13)
六、参考文献 (14)
《液压与气压传动》课程设计任务书
一、设计目的
《液压与气压传动》课程设计是机械工程专业教学中重要的实践性教学环节，也是整个专业教学计划中的重要组成部分，是培养学生运用所学有关理论知识来解决一般gon工程实际问题能力的初步训练。

课程设计过程不仅要全面运用《液压与气压传动》课程有关知识，还要根据具体情况综合运用有关基础课、技术基础课和专业课的知识，深化和扩大知识领域，培养独立工作能力。

通过课程设计，使学生在系统设计方案的拟定、设计计算、工程语言的使用过程中熟悉和有效地使用各类有关技术手册、技术规范和技术资料，并得到设计构思、方案拟定、系统构成、元件选择、结构工艺、综合运算、编写技术文件等方面的综合训练，使之树立正确的设计思想，掌握基本设计方法。

二、设计内容
1．《液压与气压传动》系统图，包括以下内容：
1）《液压与气压传动》系统工作原理图；
2）系统工作特性曲线；
3）系统动作循环表；
4）元、器件规格明细表。

2．设计计算说明书
设计计算说明书用以论证设计方案的正确性，是整个设计的依据。

要求设计计算正确，论据充分，条理清晰。

运算过程应用三列式缮写，单位量纲统一，采用ISO制，并附上相应图表。

具体包括以下内容：
1）绘制工作循环周期图；
2）负载分析，作执行元件负载、速度图；
3）确定执行元件主参数：确定系统最大工作压力，液压缸主要结构尺寸，计算各液压缸工作阶段流量，压力和功率，作工况图；
4）方案分析、拟定液压系统；
5）选择液压元件；
6）验算液压系统性能；
7）绘制液压系统工作原理图，阐述系统工作原理。

三、设计要求与方法步骤
1．认真阅读设计任务书，明确设计目的、内容、要求与方法步骤；
2．根据设计任务书要求，制定个人工作计划；
3．准备必要绘图工具、图纸，借阅有关技术资料、手册；
4．认真对待每一设计步骤，保证质量，在教师指导下独立完成设计任务。

（课程设计说明书封面格式与设计题目附后）
二、液压传动课程设计(大型作业)的内容和设计步骤
1．工况分析
在分析机器的工作情况(工况)的基础上，确定液动机(液压缸和液压马达)的负载、速度、调速范围、功率大小、动作循环、自动化程度等并绘制出工况图。

2．初定液动机的基本参数
液压系统的主要参数有两个压力和流量。

液压系统的压力和流量都由两部分组成：一部分由液动机的工作需要确定，另一部分由油液流经系统所产生的压力损失和泄漏损失决定，前者是主要的，占有很大的比重，因此需要先初步确定液动机的这两个基本参数。

另外，因为当回路系统尚未拟订之前，其压力损失和泄漏损失也无法确定。

压力和流量的选定都是在工况图的基础上进行的。

3．拟订液压系统原理图
根据机器的技术性能要求，在工况图的基础上来拟订液压系统原理图。

在拟订液压系统原理图时应拟出几种方案进行分析对比。

调速回路是液压系统的核心，选择回路应从它开始，然后再去选择其它的基本回路，进行合成以满足工况图的要求和机器的其它性能要求。

4．选择标准液压元件，设计非标准液压元件
选择液压元件应尽量选择国产标准定型产品，除非不得已时才自行设计制造。

5．对液压系统进行必要的验算
对工作性能要求较高的液压系统，为使设计可靠在液压元件选定后再根据管路装配草图，然后即可对液压系统的压力损失、发热温升、液压冲击等进行验算，如果验算结果与初定参数相差很大或不能满足机器的工作性能要求时，则应对设计进行必要的修改，或重新拟订液压系统或重新选择元件等。

对于比较简单且性能要求—般的液压系统，可以不进行复杂的验算。

6．绘制正式的工作图
液压传动课程设计(大型作业)要求绘制出所设计的一个液压缸的结构装配图。

以上绘图工作必须严格遵照国家标准和有关部颁标准。

机械制图按GB4457—4460一84、GBl31—83I公差配合按GBl800—1804—79I形状和位置公差按GBll83一U84——80和GBl958—80；表面粗糙度按GB3505—83和GB1031—83，其它内容如螺纹、齿轮等均应贯彻国家现行的有关标准。

7．编写设计计算说明书
应当指出，上述设计步骤征设计中常常是互相穿插进行的，而且往往需经多次反复才能初步完成液压系统的设计，另外上述步骤也不一定是必不可少的。

三、要求及完成工作量
1．学生在课程设计(大型作业)进行中要系统复习课本上的理论知识，应当运用《液压传动》课本上的和其它的理论知识积极思考、独立工作，可收集参考同类资料进行类比分析、理解消化，但不许简单地抄袭。

2．要明确设计要求，仔细地读懂题意。

对你所要进行设计的液压机器的各种性能、工艺要求、工作循环、运动方式、动作颠序、调遣范围、负载变化以及总体布局等应当全面地了解，因为这一切都是设计工作的重要依据。

3．液压系统原理图一张
4．编写设计计算说明书一份。

要求: 原理图除了打印的外,还必须手绘一张.
卧式单面多轴钻孔组合机床液压系统设计
一、基本结构与动作顺序
卧式单面多轴钻孔组合机床主要由工作台、床身、单面动力滑台、定位夹紧机构等组成，加工对象为铸铁变速箱体，能实现自动定位夹紧、加工等功能。

工作循环如下：
工件输送至工作台 动力滑台快进 快退夹紧松开 定位退回 工件送出。

（其中工作输送系统不考虑） 二、主要性能参数
1．轴向切削力F t =24000N ；
2．滑台移动部件质量m=510kg ； 3．加减速时间∆t=0.2s ；
4．静摩擦系数f s =0.2,动摩擦系数f d =0.1，采用平导轨；
5．快进行程l 1=200mm ；工进行程l 2=100mm ，工进速度30～50mm/min ，快进与快退速度均为3.5m/min ；
6．工作台要求运动平稳，但可以随时停止运动，两动力滑台完成各自循环时互不干扰，夹紧可调并能保证。

设计计算分析 一．负载分析
负载分析中，暂不考虑回没腔的背压力，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。

因工作部牛是卧式放置，重力在水平分力为零，这样需要考虑的力有：切削力，导轨摩擦力和惯性力。

导轨的正压力等于动力部件的重力，设导轨的表摩擦力为F fs ，动摩擦力为F fd ,则
F fs = f s F N = 0.2mg = 0.2×9.8×510 = 999.6N ≈1000N F fd = f d F N = 0.1mg = 0.1×9.8×510 = 499.8N ≈500N
而惯性力
F m = m t ∆∆v
= 510×2
.060/5.3 = 148.7N ≈149N
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ηm =
二、液压系统方案设计
1.确定液压泵类型及调速方式
参考同类组合机床，选用双作用叶片泵双泵供油、调速阀进油节流调速的开式回路，溢流阀作定压阀。

为防止钻孔钻通时滑台突然失去负载向前冲，回油路上设置背压阀，初定背压值b P =0.8MPa
2.选用执行元件
因系统动作循环要求正向快进和工作，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1A 等于有杆面积2A 的两倍。

3.快速运动回路和速度换接回路
根据本例的运动方式和要求，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。

4.换向回路的选择
本系统对换向的平稳性没有严格的要求，所以选用电磁换向器的换向回路。

为便于实现差动连接，选用了三位五通换向阀。

为提高换向的位置精度，采用死档板和压力继电器的行程终点返程控制。

5.工件自动定位与夹紧回路的选择
由于系统压力远大于定位，夹紧机构的工作压力所以采用采用减压阀与单向阀来降系统流入此去路的油液压力，起短时保压作用。

定位机构与夹紧机构均采用单作用液压缸。

采用溢流阀与单向阀的并联起平衡回路的作用。

采用两位四通电磁换向阀换向。

6.组成液压系统绘原理图
将上述所选定的液压回路进行组合，并根据要求作必要的修改补充，即组成如图所示的液压系统图。

为便于观察调整压力，在液压泵的进口处、背压阀和液压缸无杆腔进口处设置测压点，并设置多点压力表。

这样只需一个压力表即能观测各点压力。

液压系统中各电磁铁的动作顺序如下表。

卧式单面多轴钻孔组合机床液压系统原理图
三、液压系统的参数计算 （一）液压系统的参数计算 1.初选液压缸的工作压力
参考同类型组合机床，初定液压缸的工作压力为1p =40×510Pa
2确定液压缸的主要结构尺寸
本例要求动力滑台的快进、快退速度相等，现采用活塞杆固定的单杠式液压缸。

快进时采用差动联接，并取无杆腔有效面积1A 等于有杆腔有效面积2A 的两倍，即1A =22A 。

为了防止在钻孔钻通时滑台突然向前冲，在回油路中装有背压阀，按表8-1，初选背压
5b p =810⨯Pa 。

由表1-1可知最大负载为工进阶段的负载F=25789N, 按此计算1A 则 2322155
1b 25789
=7.161071.611
p -p 401081022
F A m m cm -=
=⨯=⨯-⨯⨯ 液压缸直径1
4471.6
9.55A D cm cm π
π
⨯=
=
=
由1A =22A 可知活塞杆直径
d=0.707D=0.707×9.55cm = 6.75cm
按GB/T2348—1993将所计算的D 与d 值分别圆整到相近的标准直径，以便采用标准的密封装置。

圆整后得
D=10cm d=7cm 按标准直径算出
222211078.54
4
A D cm cm π
π
==
=
2222222(10-740.044
A D d cm cm π
π
=
-==）（） 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min q =0.05/min L ，因工进速度v=0.05m/min 为最小速度，则由式
3
22min 2
min 0.0510cm =10cm 0.0510q A v ⨯≥=⨯ 本例1A =78.52cm 》102cm ，满足最低速度的要求。

3计算液压缸各工作阶段的工作压力、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，在计算工进时背压按5b p =810a P ⨯代入，快退时背压按5b p =510a P ⨯代入计算公式和计算结果列于下表中。

（二）液压泵的参数计算
由表二可知工进阶段液压缸压力最大，若取进油路总压力损失5510p Pa ∑∆=⨯，压力继电器可靠动作需要压力差为5510Pa ⨯，则液压泵 最高工作压力可按式算出
5551510(36.955)1046.910p p p p Pa Pa =+∑∆+⨯=++⨯=⨯ 因此泵的额定压力可取r p ≥1.25⨯46.9⨯510Pa=59⨯510Pa 。

由表二可知，工进时所需要流量最小是0.314L/min ，设溢流阀最小溢流量为2.5L/min ，则小流量泵的流量应为1(1.10.314 2.5)/min 2.85/min p q L L ≥⨯+=，快进快退时液压缸所需的最大流量是14L/min ，则泵的总流量为 1.114/min 15.4/min p q L L =⨯=。

即大流量泵的流量21(15.4 2.85)/min 12.55/min p p p q q q L L ≥-=-=。

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，该泵额定压力为6.3MPa ，额定转速960r/min 。

（三）电动机的选择
系统为双泵供油系统其中小泵1的流量33331(410/60)/0.066710/p q m s m s --=⨯=⨯，大泵流量
33332(1210/60)/0.210/q m s m s --=⨯=⨯。

差动快进、快退时两个泵同时向系统供油；工进
时，小泵向系统供油，大泵卸载。

下面分别计算三个阶段所需要的电动机功率P 。

1.差动快进
差动快进时，大泵2的出口压力油经单向阀11后与小泵1汇合，然后经单向阀2，三位五通阀4进入液压缸大腔，大腔的压力81 6.510j p p Pa ==⨯，查样本可知，小泵的出口压力损失51 4.510p Pa ∆=⨯，大泵出口到小泵出口的压力损失52 1.510p Pa ∆=⨯。

于是计算可得小泵的出口压力511110p p Pa =⨯（总效率1η=0.5），大泵出口压力5212.510p p Pa =⨯（总效率2η=0.5）。

电动机效率 5353
11
22
11
2
11100.06671012.5100.210()646.740.50.5
p p p q p q P W W ηη--⨯⨯⨯⨯⨯⨯=
+
=+=
2工进
考虑到调速阀所需最小压力差51510p Pa ∆=⨯。

压力继电器可靠动作需要压力差
52510p Pa ∆=⨯。

因此工进时小泵的出口压力5111246.910p p p p p Pa =+∆+∆=⨯。

而大泵的
卸载压力取52210p p Pa =⨯。

（小泵的总效率1η=0.565，大泵的总效率2η=0.3）。

电动机功率
5353
11
22
21
2
46.9100.0667102100.210()0.5650.3
687p p p q p q p W
W ηη--⨯⨯⨯⨯⨯⨯=
+
=+=
3.快退
类似差动快进分析知：小泵的出口压力5114.510p p Pa =⨯（总效率1η=0.5）；大泵出口压力521610p p Pa =⨯（总效率2η=0.5）。

电动机功率
5353
11
22
21
2
14.5100.06671016100.210()0.50.51
821p p p q p q p W
W
ηη--⨯⨯⨯⨯⨯⨯=
+
=+= 综合比较，快退时所需功率最大。

据此查样本选用Y90L-6异步电动机。

四、液压元件的选择 1.液压阀及过滤器的选择
根据液压阀在系统中的最高工作压力与通过该阀的最大流量，可选出这些元件的型号及规格。

本例中所有阀的额定压力都为56310Pa ⨯，额定流量根据各阀通过的流量，确定为10L/min ，25L/min 和63L/min 三种规格，所有元件的规格型号列于表三中，过滤器按液压泵额定流量的两倍选取吸油用线隙式过滤器。

根据选定的液压阀的连接油口尺寸确定管道尺寸。

液压缸的进、出油管按输入、排出的最大流量来计算。

由于本系统液压缸差动连接快进快退时，油管内通油量最大，其实际流量为泵的额定流量的两倍达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。

3、油箱容积的确定
中压系统的油箱容积一般取液压泵额定流量的5~7倍，本设计取6倍，故油箱容积为
(716)112V L L =⨯=
五、验算液压系统性能
（一）压力损失的验算及泵压力的调整 1.压力损失的验算及泵压力的调整
工进时管路中的流量仅为0.314L/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压力损失51510p Pa ∆=⨯，回油路上只有背压阀的压力损失，小流量泵的调整压力应等于工进时液压缸的工作压力1p 加上进油路压差1p ∆，并考虑压力继电器动作需要，则
55511510(36.955)1046.910p p p p Pa Pa Pa =+∆+⨯=++⨯=⨯
即小流量泵的溢流阀12应按此压力调整。

2快退时的压力损失验算及大流量泵卸载压力的调整
因快退时，液压缸无杆腔的回游量是进油量的两倍，其压力损失比快进时要大，因此必须计算快退时的进油路与回油路的压力损失，以便确定大流量泵的卸载压力。

已知：快退时进油管和回油管长度均为l=1.8m ，油管直径d=15310-⨯m ，通过的流量为
进油路1q =16L/min=0.2673310m -⨯，回油路2q =32L/min=0.5343310/m s -⨯。

液压系统选用N32号液压油，考虑最低工作温度为15摄氏度，由手册查出此时油的运动粘度v=1.5st=1.52/cm s ，油的密度3900/kg m ρ=，液压系统元件采用集成块式的配置形式。

、
式中 v ————平均流速（m/s ）
d ————油管内径（m ）
ν————油的运动粘度（2/cm s ） q ————通过的流量（3/m s ） 则进油路中液流的雷诺数为
34
13
1.27320.26710Re 1015123001510 1.5
--⨯⨯=⨯≈<⨯⨯ 回油路中液流的雷诺数为
3
423
1.27320.53410Re 1030223001510 1.5
--⨯⨯=⨯≈<⨯⨯ 由上可知，进回油路中的流动都是层流。

（2）沿程压力损失p λ∑∆ 由式（1-37）可算出进油路和回油路的压力损失。

在进油路上，流速3
1226
440.26710/ 1.51/3.141510q v m s m s d π--⨯⨯=
=≈⨯⨯则压力损失为 22
513
16464 1.8900 1.510.5210Re 215115102
l pv p Pa Pa d λ-⨯⨯⨯∑∆===⨯⨯⨯⨯ 在回油路上，流速为进油路流速的两倍即v=3.02m/s ，则压力损失为
225
23
16464 1.8900 3.02 1.0410Re 230215102
l pv p Pa Pa d λ-⨯⨯⨯∑∆===⨯⨯⨯⨯ （3）局部压力损失 由于采用了集成块式的液压装置，所以只考虑阀类元件和集成块
内油路的压力损失。

通过各阀的局部损失按式（1-39）计算，结果列于下表
若去集成块进油路的压力损失510.310j p Pa ∆=⨯，回油路压力损失为520.510j p Pa ∆=⨯，则进油路和回油路总的压力损失为
55111(0.520.820.260.460.3)10 2.3610j p p p p Pa Pa λξ∑∆=∑∆+∑∆+∆=++++⨯=⨯ 55212(1.04 1.03 1.030.5)10 3.610j p p p p Pa Pa λξ∑∆=∑∆+∑∆+∆=+++⨯=⨯ 查表一得快退时液压缸负载F=526N ；则快退时液压缸的工作压力为
5441212()/[(526 3.61078.510)/4010]p F p A A Pa --=+∑∆=+⨯⨯⨯⨯
518.3810p Pa =⨯ 按式（8-5）可算出快退时泵的工作压力为
55511(8.3810 2.3610)10.7410p p p p Pa Pa =+∑∆=⨯+⨯=⨯ 因此，大流量泵卸载阀10的调整压力应大于510.7410Pa ⨯
从以上验算结果可以看出，各种工况下的实际压力损失都小于初选的压力损失值，而且比较接近，说明液压系统的油路结构、元件的参数是合理的，满足要求。

（二）液压系统的发热和温升验算
在整个工作循环中，工进阶段所占用的时间最长，所以系统的发热主要是工进阶段造成的，故按工进工况验算系统温升。

工进时液压泵的输入功率如前面计算
1687P W = 工进时液压缸的输出功率
2(257890.05/60)21.5P Fv W W ==⨯= 系统总的发热功率φ为：
12(68721.5)665.5P P W W φ=-=-=
已知油箱容积V=112L=-3311210m ⨯,则按式（8-12）油箱近似散热面积A 为
21.51m A ===
假定通风良好，取油箱散热系数321510k /(m T C W C -=⨯⋅︒），则利用式（8-11）可得油液温升为
33665.51029.41510 1.51
T T C C A φ
--⨯∆==≈︒⨯⨯
设环境温度2=25T C ︒，则热平衡温度为
121=2529.454.4[]55T T T C C C T C +∆=︒+︒==︒≤=︒ 所以油箱散热基本可达要求。

六、参考文献
1. 许福玲，陈尧明.液压与气压传动，机械工业出版社，2002
2.液压气压技术速查手册.张利平.化学工业出版社，2007
3.雷天觉.液压工程手册.北京 机械工业出版社， 1990
4.张利平.液压站设计与使用.北京 海洋出版社，2004
5.李胜海.液压机构及其组合.北京 清华大学出版社， 1992。