卧式单面多轴钻孔组合机床液压系统

农业大学工学院课程设计说明书课程名称：液压传动课程设计题目名称：卧式单面多轴钻孔组合机床液压系统班级：20 13级农机专业一班姓名：亚军学号：指导教师：**评定成绩：教师评语：指导老师签名：20 年月日引言 (1)一、液压系统的设计要求 (2)二、负载与运动分析 (2)2.1、负载分析 (2)2.2、运动分析 (3)三、确定执行元件主要参数 (4)3.1、确定液压缸工作压力 (4)3.2、计算液压缸的结构尺寸 (4)3.3、绘制液压缸工况图 (6)四、设计液压系统方案和拟定系统原理图 (6)4.1、液压系统方案 (6)4.1.1、调速回路及油源形式 (6)4.1.2、选择基本回路 (7)4.1.3、速度换接回路的选择 (8)4.2、系统图的原理 (10)五、液压元件的选择 (12)5.1、确定液压泵的规格和电动机功率 (12)5.1.1、液压泵的规格 (12)5.1.2、电动机功率 (13)5.2、确定其他元件及辅件 (13)5.2.1、阀类元件及辅件 (13)5.2.2、油管 (14)5.2.3、油箱 (15)六、液压系统性能验算 (15)6.1验算系统压力损失并确定压力阀的调整值 (15)6.2油液温升验算 (16)七、设计小结 (18)八、参考文献 (18)引言液压系统的作用为通过改变压强增大作用力。

以传递动力和运动为主要功能。

液压控制系统则要使液压系统输出满足特定的性能要求（特别是动态性能），通常所说的液压系统主要指液压传动系统。

一个完整的液压系统由五个部分组成，即动力元件、执行元件、控制元件、辅助元件和液压油。

系统结构由信号控制和液压动力两部分组成，信号控制部分用于驱动液压动力部分中的控制阀动作。

而且液压系统易于获得较大的力或力矩，功率重量比大，易于实现往复运动，易于实现较大围的无级变速，传递运动平稳，可实现快速而且无冲击，与机械传动相比易于布局和操纵，易于防止过载事故，自动润滑、元件寿命较长，易于实现标准化、系列化等优点，使得在各个部门得到越来越广泛的应用，而且越先进的设备，其应用液压系统的部门就越多。

一、液压系统的设计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。

要现的动作顺序为：启动→加速→快进→减速→工进→快退→停止。

液压系统的主要参数与性能要求如下：1、轴向切削力总和F g =12700N ，移动部件总重量G ＝20000N ；2、行程长度400mm （其中工进行程100mm ）快进、快退的速度为7m/min ， 工进速度（20~1000）mm/min ，其中20mm/min 为粗加工，1000mm/min 为精加工；3、启动换向时间△t ≤0.15s ；4、该动力滑台采用水平放置的平导轨；5、静摩擦系数f s ＝0.2，动摩擦系数f d ＝0.1。

二、 负载与运动分析2.1、负载分析（1）外负载外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外负载，即NF 12700t =（2）惯性负载最大惯性负载取决于移动部件的质量和最大加速度，其中最大加速度可通过工作台最大移动速度和加速时间进行计算。

已知启动换向时间为0.15s ，工作台最大移动速度，即快进、快退速度为7m/min ，因此惯性负载可表示为N N t v F 68.158515.060781.920000m m =⨯⨯=∆∆⨯=（3）阻力负载f F阻力负载主要是工作台的机械摩擦阻力，分为静摩擦阻力和动摩擦阻力两部分。

导轨的正压力等于动力部件的重力，设导轨的静摩擦力为f F ，则静摩擦阻力 N F fs 4000200002.0=⨯=动摩擦阻力 N F fd 2000200001.0=⨯=（4）重力阻力因工作部件是卧式安置，故重力阻力为零（5）密封阻力将密封阻力考虑在液压泵的机械效率中去，取液压泵机械效率w η=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，如表1所示。

表1 液压缸总运动阶段负载表（单位：N ）2.2、运动分析快进速度1v 与快退速度3v 相等，m/m in731==v v 。

行程分别为m m 3001=l 、mm4003=l ；工进速度1000m m /m in ~202=v ，其中20m m /m in min 2=v 为粗加工，1000m m /m inmax 2=v 为精加工，工进行程m m 1002=l 。

根据上述已知数据和表1中的数值绘制组合机床动力滑台液压系统绘制负载图（F-l ）如图1(a),速度图（v-l ）如图1（b)所示。

如图8.4 P246三、 确定执行元件主要参数3.1、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17000N 时宜取p1=3MPa 。

表2按负载选择工作压力3.2、计算液压缸的结构尺寸鉴于动力滑台要求快进、快退速度相等，这里的液压缸可选用单活塞杆式的，并在快进时作差动连接。

这种情况下液压缸无杆腔的工作面积A1应为有杆腔工作面积A2的两倍，即φ=A1/A2=2，而活塞杆直径d 与缸筒直径D 成d=0.707D 的关系。

在钻孔加工时，液压缸回油路上必须具有背压p2，以防止孔钻通时滑台突然前冲。

选取此背压值为p2=0.8MPa 。

快进时液压缸作差动连接，但连接管路中不可避免地存在着压降p ∆，有杆腔的压力应略大于无杆腔，但其差值较小，估算时取p ∆≈0.5MPa 考虑。

快退时回油腔中是有背压的，这时p2也可按0.6MPa 估算。

因此，根据已知参数，液压缸无杆腔A1的有效作用面积可计算为26211m 006282.01028.0333.163332=⨯⎪⎭⎫ ⎝⎛-=⎪⎭⎫ ⎝⎛-=p p F A m η液压缸缸筒直径为mm A D 43.8941==π活塞杆直径d 与缸筒直径D 成d=0.707D 的关系，因此活塞杆直径为d=0.707×89.43=63.23mm根据GB/T2348—2001对液压缸缸筒径尺寸和液压缸活塞杆外径尺寸的规定，圆整后成就近标准值得液压缸缸筒直径为D=10cm ，活塞杆直径为d=7cm由此求得液压缸两腔的实际有效面积为无杆腔面积：A1=πD2/4=78.50cm2, 有杆腔面积：A2=π(D2-d2)/4=40.04cm2。

A=A1-A2=78.50-40.04=38.46cm2查得调速阀Q-10～Q-100(或Q-10B ～Q-100B)的最小稳定流量为min/50min /005.03min cm L q v ==。

检验液压缸的的有效工作面积，即22min min 212525078.50cm =A cm cm v q v ==>所以流量控制阀无论放在进油路上，还是回油路上，有效面积A1，A2都能满足工作部件的最低速度要求。

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。

3.3、绘制液压缸工况图并据表4可绘制出液压缸的工况图，如图2所示如图8.5 P248四、设计液压系统方案和拟定系统原理图4.1、液压系统方案由于该机床是固定式机械，且不存在外负载对系统作功的工况，并所设计机床对调速围、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。

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。

4.1.1、调速回路及油源形式由工况图可知，该机床液压系统功率（<1KW ），速度较低；钻镗加工为连续切削，切削力变化较小。

故采用节流调速回路（开式回路）。

为增加运动的平稳性，防止当工件钻通时滑台突然前冲的问题，采用调速阀的出口节流调速回路。

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。

从工况图中也可以清楚地看到，在这个液压系统的工作循环，液压缸要求油源交替地提供低压大流量和高压小流量的油液。

其最大流量与最小流量之比：)()4.3~5.1717.85~0.15792.26min max ==q q而快进加快退所需的时间t1和工进所需的时间t2分别为()()()()()()[]ss v l v l t 61000740060100073006033111=⨯⨯+⨯⨯=+=()()sv l t 300~61000~2060100222=⨯==亦即是t2/t1≈50~1。

因此从提高系统效率、节省能量的角度来看，采用单个定量液压泵作为油源显然是不合适的，而宜采用大、小两个液压泵自动两级并联供油的油源方案（图3）4.1.2、选择基本回路由于不存在负载对系统作功的工况，也不存在负载制动过程，故不需要设置平衡及制动回路。

但必须具有快速运动、换向、速度换接以及调压、卸荷等回路。

（1）快速回路系统中采用节流调速回路后，不论采用何种油源形式都必须有单独的油路直接通向液压缸两腔，以实现快速运动。

在本系统中，因要求快进、快退的速度相等，因此选用单活塞杆液压缸，无杆腔面积A1等于有杆腔面积A2的两倍，快进时采用液压缸差动连接。

（2）换向回路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。

由于这一回路还要实现液压缸的差动连接，所以换向阀必须是五通的，所以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。

图4（3）速度换接回路快进和减速的速度换接采用二位二通行程阀实现，以减少速度换接过程中的液压冲击；控制由减速转为工进采用二位二通电磁阀的速度换接回路，并在回路上并联了一个单向阀以实现速度换接。

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。

图5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。

（4）调压和卸荷回路油源中有溢流阀（图3），调定系统工作压力，因此调压问题已在油源中解决，无须另外再设置调压回路。

而且，系统采用进油节流调速，故溢流阀常开，即使滑台被卡住，系统压力也不会超过溢流阀的调定值，所以又起安全作用。

在图3所示的双液压泵自动两级供油的油源中设有卸荷阀，当滑台工进和停止时，低压、大流量液压泵都可经此阀卸荷。

由于工进在整个工作循环周期中占了绝大部分时间，且高压、小流量液压泵的功率较小，故可以认为卸荷问题已基本解决，就不需要再设置卸荷回路。

4.1.3、组成液压系统图把上面选出的各种液压回路组合画在一起，就可以得到一原始的液压系统原理图。

将此图仔细检查一遍，可以发现，该图所示系统在工作中还存在问题。

为了防止干扰、简化系统并使其功能更加完善，必须对图所示系统进行如下修整：（1）为了解决滑台工进时图中进、回油路相互接通，系统无法建立压力的问题，必须在换向回路中串接一个单向阀6，将进、回油路隔断。