卧式单面多轴钻孔组合机床.docx
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卧式单面多轴钻孔组合机床
一、设计的目的和要求：
㈠设计的目的
液压传动课程设计是本课程的一个综合实践性教学环节，通过该教学环节，要求达到以下目的：
1.巩固和深化已学知识，掌握液压系统设计计算的一般方法和步骤，培养学生工程设计能力和综合分析问题、解决问题能力；
2.正确合理地确定执行机构，选用标准液压元件；能熟练地运用液压基本回路、组合成满足基本性能要求的液压系统；
3.熟悉并会运用有关的国家标准、部颁标准、设计手册和产品样本等技术资料。
对学生在计算、制图、运用设计资料以及经验估算、考虑技术决策、CAD技术等方面的基本技能进行一次训练，以提高这些技能的水平。
㈡设计的要求
1.设计时必须从实际出发，综合考虑实用性、经济性、先进性及操作维修方便。
如果可以用简单的回路实现系统的要求，就不必过分强调先进性。
并非是越先进越好。
同样，在安全性、方便性要求较高的地方，应不惜多用一些元件或采用性能较好的元件，不能单独考虑简单、经济；
2.独立完成设计。
设计时可以收集、参考同类机械的资料，但必须深入理解，消化后再借鉴。
不能简单地抄袭；
3.在课程设计的过程中，要随时复习液压元件的工作原理、基本回路及典型系统的组成，积极思考。
不能直接向老师索取答案。
4.液压传动课程设计的题目均为中等复杂程度液压设备的液压传动装置设计。
具体题目由指导老师分配，题目附后；
5.液压传动课程设计一般要求学生完成以下工作：
⑴设计计算说明书一份；
⑵液压传动系统原理图一张（3号图纸，包括工作循环图和电磁铁动作顺序表）。
二、设计的内容及步骤
设计内容
1.液压系统的工况分析，绘制负载和速度循环图；
2.进行方案设计和拟定液压系统原理图；
3.计算和选择液压元件；
4.验算液压系统性能；
设计步骤
以一般常规设计为例，课程设计可分为以下几个阶段进行。
1.明确设计要求
⑴阅读和研究设计任务书，明确设计任务与要求；分析设计题目，了解原始数据和工作条件。
⑵参阅本书有关内容，明确并拟订设计过程和进度计划。
2.进行工况分析
⑴做速度-位移曲线，以便找出最大速度点；
⑵做负载-位移曲线，以便找出最大负载点。
液压缸在各阶段所受的负载需要计算，为简单明了起见，可列表计算；
工况
计算公式
缸的负载F
缸的推力F/ηcm
启动
加速
快进
工进
快退
注：
ηcm——缸的机械效率，取ηcm=0.9
⑶确定液压缸尺寸
确定液压缸尺寸前应参照教材选择液压缸的类型，根据设备的速度要求确定d/D的比值、选取液压缸的工作压力，然后计算活塞的有效面积，经计算确定的液压缸和活塞杆直径必须按照直径标准系列进行圆整。
计算时应注意考虑液压缸的背压力，背压力可参考下表选取。
系统类型
背压力（MPa）
回路上有节流阀的调速系统
0.2～0.5
回路上有背压阀或调速阀的进给系统
0.5～1.5
采用辅助泵补油的闭式回路（拉床、龙门刨等）
1～1.5
⑷绘制液压缸工况图
液压缸工况图包括压力循环图（p-s）、流量循环图（q-s）和功率循环图（P-s），绘制目的是为了方便地找出最大压力点、最大流量点和最大功率点。
计算过程可列表计算。
各阶段压力、流量和功率值
工况
负载F（N）
液压缸
计算公式
回油腔压力
流入流量
进油腔压力
输入功率
快进（差动）
启动
加速
恒速
工进
快退
启动
加速
恒速
3.进行方案设计和拟定液压系统原理图
方案设计包括供油方式、调速回路、速度换接控制方式、系统安全可靠性（平衡、锁紧）及节约能量等性能的方案比较，根据工况分析选择出合理的基本回路，并将这些回路组合成液压系统，初步拟定液压系统原理图。
选择液压基本回路，最主要的就是确定调速回路。
应考虑回路的调速范围、低速稳定性、效率等问题，同时尽量做到结构简单、成本低。
4.计算和选择液压组件
⑴计算液压泵的工作压力
⑵计算液压泵的流量
⑶选择液压泵的规格
⑷计算功率，选择原动机
⑸选择控制阀
⑹选择液压辅助元件
5.验算液压系统性能
⑴验算液压系统的效率
⑵验算液压系统的温升
6.绘制正式工作图，编制课程设计计算说明书
⑴液压传动系统原理图一张（3号图纸，包括工作循环图和电磁铁动作顺序表）
⑵整理课程设计计算说明书
液压系统原理图的标题栏如下所示：
图 名
比例
图 号
件数
设计
日期
重量
共张
第张
指导
日期
襄樊学院
审核
日期
三、进度安排
按教学计划安排，液压传动课程设计总学时数为1周，其进度及时间大致分配如下：
序号
设计内容
天数（约占比例）
1
设计准备
0.5（约占10%）
2
液压系统的工况分析，绘制负载和速度循环图
0.5（约占10%）
3
进行方案设计和拟定液压系统原理图
1.5（约占30%）
4
计算和选择液压组件
1（约占20%）
5
验算液压系统性能
0.5（约占10%）
6
绘制正式工作图，编制课程设计说明书
0.5（约占10%）
7
设计总结
0.5（约占10%）
总计
5
设计一台卧式单面多轴钻孔组合机床液压系统，要求完成工件的定位与夹紧，所需夹紧力不得超过6000N。
该系统工作循环为：
快进——工进——快退——停止。
机床快进快退速度约为6m／min，工进速度可在30～120mm／min范围内无级调速,快进行程为200mm，工进行程为50mm，最大切削力为25kN，运动部件总重量为15kN，加速（减速）时间为0.1s，采用平导轨，静摩擦系数为0.2，动摩擦系数为0.1。
9.2.1 液压系统设计计算题目
本节以一台卧式单面多轴钻孔组合机床为例，要求设计出驱动它的动力滑台的液压系统，以实现“快进→工进→快退→停止”的工作循环。
已知：
机床上有主轴16个，加工φ13．9mm的孔14个，加工φ8．5mm的孔2个；刀具材料为高速钢，工件材料为铸铁，硬度为240HB；机床工作部件总重量为G＝9810N；快进、快退速度为υ1＝υ3＝7m/min，快进行程长度为l1＝100mm，工进行程长度为l2＝50mm，往复运动的加速、减速时间不希望超过0．2s；动力滑台采用平导轨，其静摩擦系数为A＝0.2，动摩擦系数为fb＝0.1；液压系统中的执行元件使用液压缸。
9.2.2 分析系统工况
一、负载分析
工作负载：
由切削原理课程可知，高速钢钻头钻铸铁孔时的轴向切削力F，与钻头直径D（以mm计）、每转进给量s（以mm/r计）和铸件硬度HB之间的经验算式为：
Ft＝25.5Ds0.8（HB）0.6
根据组合机床加工特点，钻孔时的主轴转速“和每转进给量s可选用下列数值：
对φ13．9mm的孔来说n1＝360r／min，sl＝0.147mm/r
对φ8．5mm的孔来说n2＝550r／min，s2＝0.096mm/r
代人式（9．2．1）求得
Ft＝（14×25.5×13.9×0.1470.8×2400.6＋2×25.5×8.5×0.0960.8N
＝30468N
惯性负载
阻力负载 静摩擦阻力Ffs＝0.2×9810N＝1962N
动摩擦阻力Ffd＝0.1×9810N＝981N
液压缸的机械效率取ηm＝0.9，由此得出液压缸在各工作阶段的负载如表9．2．1所示。
表9．2．1液压缸在备工作阶段的负载值
二、负载图和速度图的绘制
负载图按上面数值绘制，如图9．2．1（a）所示。
速度图按已知数值υ1＝υ3＝7m/min、l1＝100mm、l2＝50mm、快退行程l3＝ll＋l2＝150mm和工进速度υ2等绘制。
如图9．2．1（b）所示。
其中υ2由主轴转速及每转进给量求出，即υ2＝nlS1＝n2S2≈53mm/min。
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9.2.3 液压缸主要参数的确定
由表9.1.1和9.1.2可知，组合机床液压系统在最大负载约为35000N时宜取p1＝4MPa。
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杆式的，并在快进时作差动连接。
这种情况下液压缸无杆腔工作面积A1取为有杆腔工作面积A2的两倍，即活塞杆直径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，取p2＝0.8MPa，以防孔被钻通时滑台突然前冲。
快进时液压缸虽作差动连接，但由于油管中有压降△p存在，有杆腔的压力必须大于无杆腔，估算时可取△p≈0.5MPa。
快退时回油腔中是有背压的，这时p2亦可按0.5MPa估算。
由工进时的推力计算液压缸面积：
当按GB2348－80将这些直径圆整成就近标准值时得：
D＝11cm，d＝8cm。
由此求得液压缸两腔的实际有效面积为：
A1＝πD2/4＝95.03cm2，A2＝π（D2－d2）/4＝44.77cm2。
经检验，活塞杆的强度和稳定性均符合要求。
根据上述D与d的值，可估算液压缸在各个工作阶段中的压力、流量和功率，如表9．2．2所示，并据此绘出工况图如图9.2.2所示。
表9．2．2液压缸在不同工作阶段的压力、流量和功率值
9.2.4 液压回路的选择
首先选择调速回路。
由图9.2.2中的一些曲线得知，这台机床液压系统的功率小，滑台运动速度低，工作负载变化小，可采用进口节流的调速形式。
为了解决进口节流调速回路在孔钻通时的滑台突然前冲现象，回油路上要设置背压阀。
由于液压系统选用了节流调速的方式，系统中油液的循环必然是开式的。
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，液压缸交替地要求油源提供低压大流量和高压小流量的油液。
最大流量与最小流量之比约为70，而快进快退所需的时间tl和工进所需的时间t2分别为：
t1＝（l1/υ1）＋（l2/υ3）
＝[（60×100）/7×1000＋（60×150）/（7×1000）]s
＝2.14s
t2＝l2/υ2＝（60×50）/（0.053×1000）s＝56.6s
亦即是t2/t1≈26。
因此从提高系统效率、节省能量的角度上来看，采用单个定量泵作为油源显然是不合适的，宜选用国内比较成熟的产品——双联式定量叶片泵作为油源，如图9.2.3（a）所示。
其次是选择快速运动和换向回路。
系统中采用节流调速回路后，不管采用什么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，单杆液压缸要作差动连接，所以它的快进快退换向回路应采用图9．2．3（b）所示的形式。
图9.2.3液压回路的选择
再次是选择速度换接回路。
由工况图（图9．2．2）中的q－l曲线得知，当滑台从快进转为工进时，输入液压缸的流量由35.19L/min降为0.5L/min，滑台的速度变化较大，宜选用行程阀来控制速度的换接，以减少液压冲击，如图9．2．3（c）。
当滑台由工进转为快退时，回路中通过的流量很大——进油路中通过31.34L/min，回油路中通过31.34×（95/44.77）L／min＝66．50L/min。
为了保证换向平稳起见，可采用电液换向阀式换接回路，如图9．2．3（b）所示。
由于这一回路要实现液压缸的差动连接，换向阀必须是五通的。
最后再考虑压力控制回路。
系统的调压问题已在油源中解决。
卸荷问题如采用中位机能为H型的三位换向阀来实现，就不须再设置专用的元件或油路。
9.2.5 液压系统图的拟定
把上面选出的各种回路组合画在一起，就可以得到图9．2．4所示的、未设置虚线圆框内元件时的形状。
将此图仔细检查一遍，可以发现，这个图形在工作中还存在问题，必须进行如下的修改和整理：
1）为了解决滑台工进时图中进油路、回油路相互接通，无法建立压力的问题，必须在液动换向回路中串接一个单向阀a，将工进时的进油路、回油路隔断。
2）为了解决滑台快速前进时回油路接通油箱，无法实现液压缸差动连接的问题，必须在回油路上串接一个液控顺序阀b，以阻止油液在快进阶段返回油箱。
3）为了解决机床停止工作时系统中的油液流回油箱，导致空气进入系统，影响滑台运动平稳性的问题，另外考虑到电液换向阀的启动问题，必须在电液换向阀的出口处增设一个单向阀C。
4）为了便于系统自动发出快速退回信号起见，在调速阀输出端需增设一个压力继电器d。
5）如果将顺序阀b和背压阀的位置对调一下，就可以将顺序阀与油源处的卸荷阀合并。
经过这样一番修改、整理后的液压系统便如图9.2.5所示，它在各方面都比较合理、完善了。
图9.2.4液压回路的综合和调整
1-双联叶片泵；1A-小流量泵；1B-大流量泵；2-三位五电磁阀；3-行程阀；4-调速阀；5-单向阀；6-液压缸；7-卸荷阀；8-背压阀；9-溢流阀；10-单向阀；11-过滤器；12-压力表开关
a-单向阀b-顺序阀c-单向阀d-压力继电器
图9.2.5调整后液压系统图
1-双联叶片泵 2-三位五电磁阀 3-行程阀 4-调速阀 5-单向阀 6-单向阀 7-顺序阀 8-背压阀 9-溢流阀 10-单向阀 11-过滤器 12-压力表开关 13-单向阀 14-压力继电器
9.2.6 液压元件的选择
一、液压泵
液压缸在整个工作循环中的最大工作压力为4.054MPa，如取进油路上的压力损失为0.8MPa，压力继电器调整压力高出系统最大工作压力之值为0.5MPa，则小流量泵的最大工作压力应为:
pPl＝（4.054＋0.8＋0.5）MPa＝5.354MPa
大流量泵是在快速运动时才向液压缸输油的，由图9.2.2可知，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:
pP2＝（1.305＋0.5）MPa＝1.805MPa
两个液压泵应向液压缸提供的最大流量为35.19L／min（见图9.2.2）。
若回路中的泄漏按液压缸输入流量的10％估计，则两个泵的总流量应为qP＝1.1×35.19L/min＝38.71L／min。
由于溢流阀的最小稳定溢流量为3L/min，而工进时输入流压缸的流量为0.5L/mln，所以小流量泵的流量规格最少应为3.5L/mln。
根据以上压力和流量的数值查阅产品目录，最后确定选取PV2R12型双联叶片泵。
由于液压缸在快退时输入功率最大，这相当于液压泵输出压力1.805MPa、流量40L/min时的情况。
如取双联叶片泵的总效率为ηP＝0.75，则液压泵驱动电机所需的功率为:
P＝pPVP/ηP＝1.805×（40/60×10-3）/（0.75×103）kW＝1.6kW
根据此数值查阅电机产品目录，最后选定JO2－32－6型电动机，其额定功率为2.2kW。
二、阀类元件及辅助元件
根据液压系统的工作压力和通过各个阀类元件和辅助元件的实际流量，可选出这些元件的型号及规格。
表9.2.3所示为选出的一种方案。
三、油管
各元件间连接管道的规格按元件接口处尺寸决定，液压缸进、出油管则按输入、排出的最大流量计算。
由于液压泵具体选定之后液压缸在各个阶段的进、出流量已与原定数值不同，所以要重新计算，如表9．2．4所示。
根据这些数值，当油液在压力管中流速取3m/min时，按式（6.6.1）算得和液压缸无杆腔及和有杆腔相连的油管内径分别为:
这两根油管都按JB827－66选用内径20mm、外径28mm的无缝钢管。
四、油箱
油箱容积按下式估算:
V＝Kqn
式中：
v——油箱的有效容积（L）；
qn——液压泵的额定流量（L/min）；
K——经验系数，低压系统K＝2～4，中压系统K＝5～7，高压系统K＝
10～12。
当取K为6时，求得其容积为V＝6×40L＝240L，按GB2876－81规定，取最靠近的标准值V＝250L。
表9．2．4液压缸的进、出流量
9.2.7 液压系统的性能验算
一、回路压力损失验算
由于系统的具体管路布置尚未确定，整个回路的压力损失无法估算，仅只阀类元件对压力损失所造成的影响可以看得出来，供调定系统中某些压力值时参考，这里估算从略。
二、油液温升验算
工进在整个工作循环中所占的时间比例达96％（见前），所以系统发热和油液温升可用工进时的情况来计算。
工进时液压缸的有效功率为：
这时大流量泵通过顺序阀7卸荷，小流量泵在高压下供油，所以两个泵的总输出功率为:
由此得液压系统的发热量为：
QH＝Pt—Pe＝0.74－0.03kW＝0.71kW
按式6.3.4和6.3.5求出油液温升近似值，当通风良好时，取k＝16×10-3，则油液温升为:
温升没有超出允许范围，液压系统中不需设置冷却器。
任务书……………………………设计要求………………
1组合机床工况分析…………………………………………1
1.1工作负载……1.2惯性负载……………1.3阻力负载…1.4运动分析………2确定液压缸主要结构参数……………………3方案设计3.1选择基本回路…………3.2组成液压系统原理图…………
4计算和选择液压元件4.1液压泵及其驱动电机的选择……4.2控制阀的选择………4.3油管的选择…………4.4油箱容量………
5验算液压系统性能………………………………………...12
5.1系统压力损失的验算………………………………....12
5.2计算系统效率………………………………………....14
5.3系统发热与温升计算…………………………………15
6液压缸的设计计算………………………………………...15
7电机的选择………………………………………………...16
7.1电动机类型的选择………………………………...….16
7.2电动机功率的选择……………………………………16
参考文献表…………………………………………………...17
附录A............................................................................轴零件图
附录B………………………………..………..液压系统原理图
附录C……………………………………………液压缸结构图
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