液压课程设计.docx

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液压课程设计液压课程设计机械工程学院液压与气动技术课程设计题目:

卧式单面多轴钻孔组合机床液压系统设计专业:

机械设计制造与自动化班级:

13班姓名:

王鹏飞学号：

3指导教师：

蔺国民2015、12、15液压与气动技术课程设计任务书一、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:

机床有主轴1个,其中7个用于钻13、9mm得孔，4个用于钻8、5mm得孔。

刀具材料为高速钢，工件材料为铸铁,硬度为4HBW，机床工作部件总质量为=1000Kg；快进速度1、快退速度v2均为5、5/S，快进行程长度=100mm，工进行程长度为L2=50m，往复运动得加速、减速时间不大于0、57S,动力滑台采用平导轨,静摩擦系数fs=0、2，动摩擦系数d0、1;液压系统得执行元件为液压缸。

二、主要内容（）熟悉设计任务，明确设计及目标.

（2）根据设计要求与已学过得设计流程，拟定系统工作原理图。

（）计算各元件得参数并验算。

（4）元件选型.（5）编制文件,绘制速度、负载图谱.三、工作量要求完成规定得任务，总字数300400字。

四、时间要求本课程设计于201、12、前完成1负载与运动分析1负载图与速度图得绘制13确定液压缸得主要参数2、1初选液压缸工作压力23、2计算液压缸主要尺寸2、3各阶段压力、流量、功率得计算34液压系统图得拟定44、液压回路得选择44、2液压回路得综合5液压元件得选择85、1液压泵得选择8、2阀类元件及辅助元件得选择9、3油管得选择5、4油箱得计算10液压系统性能得验算106、1验算系统压力损失并确定压力阀得调整值1、1快进106、1、工进116、1、3快退16、2油液温升验算17油箱设计12、1壁厚、箱顶及箱顶元件得设计27、箱壁、清洗孔、吊耳、液位计设计37、3箱底、放油塞及支架设计13、4油箱内隔板及除气网设置31、负载与运动分析负载分析中，暂不考虑回油腔得背压力，液压缸得密封装置产生得摩擦阻力在机械效率中加以考虑。

因工作部件就是卧式放置，重力得水平分力为零，这样需要考虑得力有：

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得工作负载、惯性负载与机械摩擦阻力负载,其她负载可忽略。

1、切削负载FW工作负载就是在工作过程中由于机器特定得工作情况而产生得负载，对于金属切削机床液压系统来说，沿液压缸轴线方向得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得知识）用高速钢钻头（单个）钻铸铁孔时得轴向切削力F（单位为N）为

（1）式中：

-钻头直径，单位为m；s-每转进给量，单位为m/r;HBW-铸件硬度，HBW=20。

根据组合机床加工特点，钻孔时主轴转速n与每转进给量s按“组合机床设计手册”取:

对13、m得孔：

n1=60rmin,sl=0、47mm/r;对8、5mm得孔：

n50r/min，s2=0、096mr；所以，系统总得切削负载F为：

F=2、5x13、90、147、8x40、+4x25、x8、0、0960、8x00、6=17907令t=g=7907N.惯性负载往复运动得加速，减速时间不希望超过0、157s，所以取为0、157SFm=mvt1000x、5（60x0、57）N=583N3.阻力负载机床工作部件对动力滑台导轨得法向力为:

F=m=9N静摩擦阻力:

tf=fsn0、2x9810N=92动摩擦阻力：

Fd=dF=0、1x810N98N如果忽略切削力引起得颠覆力矩对导轨摩擦力得影响,并设液压缸得机械效率=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得负载力与液压缸所需推力情况由此得出液压缸在各工作阶段得负载如表所列。

表8液压缸在各工作阶段得负载R工况负载组成负载值F工况负载组成负载值F启动19工进+g加速mvt154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得作用按表8-1数值绘制得动力滑台负载图如图8-1（a）所示。

2负载图与速度图得绘制根据工作循环（总行程L1+L=150mm工进速度V2=ns=2s2=53mm/min，绘制动力滑台速度图，负载图（如图所示）。

确定液压系统主要参数3、1确定液压缸工作压力确定液压缸工作压力由表2与表3可知，组合机床液压系统在最大负载约为32N时宜取4MPa。

表2按负载选择工作压力负载/K55101020300工作压力MPa、1、522、533455表各种机械常用得系统工作压力机械类型机床农业机械小型工程机械建筑机械液压凿岩机液压机大中型挖掘机重型机械起重运输机械磨床组合机床龙门刨床拉床工作压力pa0、23521011820323、2计算液压缸主要计算液压缸主要尺寸尺寸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得差动连接方式.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得有利条件，最好采用活塞杆固定,而液压缸缸体随滑台运动得常用典型安装形式。

这种情况下，应把液压缸设计成无杆腔工作面积就是有杆腔工作面积两倍得形式,即活塞杆直径d与缸筒直径D呈d、70D得关系。

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得现象,因此液压缸得回油腔应设置一定得背压（通过设置背压阀得方式）,选取此背压值为p=0、6MPa.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得来油连接）,但连接管路中不可避免地存在着压降，且有杆腔得压力必须大于无杆腔,估算时取0、3MPa。

快退时回油腔中也就是有背压得，这时选取被压值0、6MPa。

工进时液压缸得推力计算公式为式中:

负载力-液压缸机械效率A1液压缸无杆腔得有效作用面积A液压缸有杆腔得有效作用面积p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,液压缸无杆腔得有效作用面积可计算为A=26、5914m21=由于有前述差动液压缸缸筒与活塞杆直径之间得关系,d=0、07D,因此活塞杆直径为d=0、70、07=0、06m,根据G/2482对液压缸缸筒内径尺寸与液压缸活塞杆外径尺寸得规定，圆整后取液压缸缸筒直径为D=90m，活塞杆直径为d=3mm.此时液压缸两腔得实际有效面积分别为：

、3各阶段压力、流量、功率得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得压力、流量与功率值,如表4所示。

表液压缸在不同工作阶段得压力、流量与功率值工况负载FL/回油腔压力2/MPa进油腔压力P1/MPa输入理论流量q/（/s）输入功率P/W计算式快进（差动）启动6200、66-加速1560、526-恒速910、300、2840、093工进18880、63、500、0560、0196快退启动19620、63加速1640、6、53-恒速9810、310、760、056并据表4可绘制出液压缸得工况图,如图2所示。

图2组合机床液压缸工况图4液压系统图得拟定根据组合机床液压系统得设计任务与工况分析，所设计机床对调速范围、低速稳定性有一定要求，因此速度控制就是该机床要解决得主要问题。

速度得换接、稳定性与调节就是该机床液压系统设计得核心.此外，与所有液压系统得设计要求一样,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。

、1液压回路得选择4、1、1选用执行元件选用执行元件因系统运动循环要求正向快进与工进,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2得两倍。

、1、2速度控制回路得选择速度控制回路得选择工况图表明，所设计组合机床液压系统在整个工作循环过程中所需要得功率较小，系统得效率与发热问题并不突出,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.该机床得进给运动要求有较好得低速稳定性与速度负载特性,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得容积节流调速。

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,采用节流阀得节流调速回路即可。

但由于在钻头钻入铸件表面及孔被钻通时得瞬间,存在负载突变得可能，因此考虑在工作进给过程中采用具有压差补偿得进口调速阀得调速方式，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瞧到，在这个液压系统得工作循环内，液压要求油源交替地提供低压大流量与高压小流量得油液。

而快进快退所需得时间与工进所需得时间有=0因此从提高系统效率、节省能量角度来瞧，如果选用单个定量泵作为整个系统得油源，液压系统会长时间处于大流量溢流状态，从而造成能量得大量损失，这样得设计显然就是不合理得。

如果采用一个大流量定量泵与一个小流量定量泵双泵串联得供油方式,由双联泵组成得油源在工进与快进过程中所输出得流量就是不同得，此时液压系统在整个工作循环过程中所需要消耗得功率估大,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，有利于降低能耗与生产成本，如图3所示.图双泵供油油源4、1、3选择快速运动与换向回路选择快速运动与换向回路根据本设计得运动方式与要求，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得速度换接回路,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，由工作台得行程开关控制,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.4、1、4速度换接回路得选择速度换接回路得选择所设计多轴钻床液压系统对换向平稳性得要求不高,流量不大，压力不高，所以选用价格较低得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。

为了调整方便与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,进入液压缸得流量由0、5485L/S降、08L/，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得液压冲击,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得行程终点转换控制。

a、换向回路b、速度换接回路图换向与速度切换回路得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得开式回路,溢流阀做定压阀。

为了换速以及液压缸快退时运动得平稳性，回油路上设置背压阀，初定背压值b=0、6MPa。

4、液压回路得综合选定调速方案与液压基本回路后,再增添一些必要得元件与配置一些辅助性油路,如控制油路、润滑油路、测压油路等，并对回路进行归并与整理，就可将液压回路合成为液压系统，即组成如图5所示得液压系统图。

1双联叶片液压泵;2-三位五通电液阔；行程阀;调速阀;5单向阀；6-单向阀;7顺序阀；背压阀;溢流阀;10单向阀;l过滤器；12压力表接点;13单向阀；l4-压力继电器。

系统图得原理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2三位五通换向阀得左侧,这时得主油路为:

进油路：

泵向阀10三位五通换向阀（YA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2（1A得电）单向阀6行程阀3液压缸左腔。

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，系统压力低，变量泵输出最大流量。

2.工进减速终了时，挡块还就是压下,行程开关使3YA通电，二位二通换向阀将通路切断，这时油必须经调速阀4与15才能进入液压缸左腔,回油路与减速回油完全相同，此时变量泵输出地流量自动与工进调速阀15得开口相适应,故进给量大小由调速阀15调节,其主油路为：

进油路：

泵向阀1三位五通换向阀（1Y得电）调速阀调速阀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.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YA、3YA断电，2通电，这时三位五通换向阀2接通右位,，因滑台返回时得负载小，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10三位五通换向阀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（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Y断电，换向阀处于中位，液压两腔油路封闭，滑台停止运动.这时液压泵输出得油液经换向直接回油箱，泵在低压下卸荷.5液压元件得选择、1确定液压泵得规格与电动机功率（）计算液压泵得最大工作压力由于本设计采用双泵供油方式，根据液压系统得工况图，大流量液压泵只需在快进与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与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与小流量液压泵得工作压力分别进行计算。

根据液压泵得最大工作压力计算方法,液压泵得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与。

对于调速阀进口节流调速回路，选取进油路上得总压力损失，同时考虑到压力继电器得可靠动作要求压力继电器动作压力与最大工作压力得压差为0、5MPa，则小流量泵得最高工作压力可估算为大流量泵只在快进与快退时向液压缸供油,图4表明，快退时液压缸中得工作压力比快进时大，如取进油路上得压力损失为0、5Ma,则大流量泵得最高工作压力为：

（）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得最大流量出现在快进工作阶段，为17、4Lmn，若整个回路中总得泄漏系数L=1、05，则液压油源所需提供得总流量为:

工作进给时,液压缸所需流量约为0、006L/,但由于要考虑溢流阀得最小稳定溢流量0、05L/s，故小流量泵得供油量最少应为、55L/s。

据据以上液压油源最大工作压力与总流量得计算数值,因此选取212-6/26型双联叶片泵，其中小泵得排量为m/,大泵得排量为2mL/r,若取液压泵得容积效率n0、9，则当泵得转速n=90r/min时，液压泵得实际输出流量为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、819MPa、流量为27、r/in。

取泵得总效率,则液压泵驱动电动机所需得功率为:

kW根据上述功率计算数据,此系统选取Y100L6型电动机,其额定功率，额定转速。

、2确定阀类元件及辅件确定阀类元件及辅件根据系统得最高工作压力与通过各阀类元件及辅件得实际流量，查阅产品样本，选出得阀类元件与辅件规格如表6所列。

表6液压元件规格及型号序号元件名称通过得最大流量/Ln规格型号额定流量q/Lmin额定压力/Pa额定压降P/Ma双联叶片泵-P2R12-12/36/14-2三位五通电液换向阀5035DYF3-160、53行程阀60AXQFE10B160、调速阀AQF10B66-单向阀60AXQFE10B63160、26单向阀A3Ea10B63160、27液控顺序阀22X3E1063160、3背压阀、3F310B6316-9溢流阀5、1YF3E10616-单向阀2F3Ea106310、0211滤油器30U6030、021压力表开关3B3测点1613单向阀0AF3-a0B100、30、21压力继电器-PFB8L0注：

此为电动机额定转速为940r/in时得流量。

5、确定油管在选定了液压泵后,液压缸在实际快进、工进与快退运动阶段得运动速度、时间以及进入与流出液压缸得流量,与原定数值不同,重新计算得结果如表所列。

流量、速度快进工进快退输入流量（L/mi）排出流量（L/mi）运动速度/（Lin）表7各工况实际运动速度、时间与流量由表可以瞧出,液压缸在各阶段得实际运动速度符合设计要求。

有表中得数据，取油液得流速=3ms，算得液压缸无杆腔及有杆腔相连得油管内径分别为这两根油管都按B23512选用内径，外径得冷拔无缝钢管。

5、4油箱计算油箱得容量按式，Vp估算，其中为经验系数，取，得V=qp=72、1=189、7L按JB/738999规定,取最靠近得标准值=20L验算液压系统性能6、1验算系统压力损失由于系统管路布置尚未确定，整个系统得压力损失无法全面估算，故只能估算阀类元件得压力损失。

、1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1得流量就是2Lmin、电液换向阀得流量就是27、/m，然后与液压缸有杆腔得回油汇合,以流量5、3L/min通过行程阀3进入无杆腔.在进油路上，总压降为MPa在回油路上，油液通过电液换向阀2与单向阀6得流量就是2、2/mn,然后与液压泵得供油合并，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0、33MPa6、1、2工进滑台工进时，在进油路上，油液通过电液换向阀2得流量为0、336Lin、调速阀4进入液压缸无杆腔，在调速阀4处得压力损失为、5a.在回油路上，油液通过电液换向阀得流量为0、171Lmin,经液控顺序阀得流量为（0、17+22）=2、7L/min，返回油箱，在背压阀处得压力损失为、6MP。

若忽略管路得沿程压力损失与局部压力损失,则在液压缸回油腔得压力P为可见此值略大于原估计值0、6a。

故可按表82中公式重新计算工进时液压缸进油腔压力p1,即此略高于表8数值。

考虑到压力继电器得可靠动作要求压差pe=、5MPa,则溢流阀得调压Pp1应为6、1、3快退滑台快退时,在进油路上，油液通过单向阀1得流量为2L/min、电液换向阀2得流量为27、1L/min进入液压缸有杆腔。

在回油路上，油液通过单向阀、电液换向阀2与单向阀13得流量为5、14L/min返回油箱。

在进油路上总得总压降为此值远小于估计值,因此液压泵得驱动电动机得功率就是足够得。

在回油路上总得总压降为此值与表7得数值基本相符,故不必重算。

快退时液压泵得工作压力为此值就是调整液控顺序阀得调整压力得主要参考数据.、验算系统发热与温升由于工进在整个工作循环中占95,所以系统得发热与温升可按工进工况来计算。

液压系统输出得有效功率即为液压缸输出得有效功率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得流量为22L/min，有表82查得该阀在额定流量qn0、MPa,故此阀在工进时得压力损失小液压泵工进时得工作压力p=4、75MPa,流量q1=5、1/mn,所以俩个液压泵得总输入功率为液压系统得发热功率为油箱得散热面积为查表1得油箱得散热系数K=9W，则油液温升为油温在允许范围内，油箱散热面积符合要求，不必设置冷却器.7油箱设计7、1壁厚、箱顶及箱顶元件得设计采取钢板焊接而成，故取油箱得壁厚为3mm,并采用将液压泵安装在油箱得上表面得方式,故上表面应比其壁要厚,同时为避免产生振动，则顶扳得厚度应为壁厚得4倍以上，所以取:

顶壁厚1m，并在液压泵与箱顶之间设置隔振垫。

在箱顶设置回油管、泄油管、吸油管、通气器并附带注油口,即取下通气帽时便可以进行注油，当放回通气帽地就构成通气过滤器，其注油过滤器得滤网得网眼小于20mm，过流量应大于40L/min。

另外,由于要将液压泵安装在油箱得顶部,为了防止污物落入油箱内，在油箱顶部得各螺纹孔均采用盲孔形式。

7、2箱壁、清洗孔、吊耳、液位计得设计在此次设计中采用箱顶与箱壁为不可拆得连接方式,由于油箱得体积也相对不大，采用在油箱壁上开设一个清洗孔，在法兰盖板中配以可重复使用得弹性密封件。

法兰盖板得结构尺寸根据油箱得外形尺寸按标准选取，具体尺寸见法兰盖板得零件结构图，此处不再着详细得叙述.为了便于油箱得搬运,在油箱得四角上焊接四个圆柱形吊耳，吊耳得结构尺寸参考同类规格得油箱选取.在油箱得箱体另一重要装置即就是液位计了，通过液位计我们可以随时了解油箱中得油量，同时选择带温度计得液位计,我们还可以检测油箱中油液得温度,以保证机械系统得最佳供油。

将它设计在靠近注油孔得附近以便在注油时观察油箱内得油量。

7、箱底、放油塞及支架得设计在油箱得底设置放油塞，可以方便油箱得清洗与换油,所以将放油塞设置在油箱底倾斜得最低处.同时，为了更好地促使油箱内得沉积物聚积到油箱得最低点,油箱得倾斜坡度应为：

/251/0。

在油箱得底部，为了便于放油与搬运方便,在底部设置支脚，支脚距地面得距离为15mm，并设置加强筋以增加其刚度,9在支脚设地脚螺钉用得固定。

7、4油箱内隔板及除气网得设置为了延长油液在油箱中得逗留时间，促进油液在油箱中得环流,促使更多得油液参与系统中得循环，以更好地发挥油箱得散热、除气、沉积得作用，在油箱中得上下板上设置隔板，其隔板得高度为油箱内油液高度得2/3以上。

并在下板得下部开缺口，以便吸油侧得沉积物经此缺口至回油侧,经放油孔排出。

油箱隔板在油箱中为了使油液中得气泡浮出液面，并在油箱内设置除气网，其网眼得直径可用网眼直径为0、5mm得金属网制成,并倾斜100布置。

在油箱内回油管与吸油管分布在回油测与吸油测,管端加工成朝向箱壁得45斜口,以便于油液沿箱壁环流。

油管管口应在油液液面以下,其入口应高于底面2倍管径,但不应小于20mm，避免空气或沉积物得吸入或混入.对泄油管由于其中通过得流量一般较小，为防止泄油阻力,不应插入到液面以下。

另外在油箱得表面得通孔处，要妥善密封，所以在接口上焊上高出箱顶20m得凸台，以免维修时箱顶得污物落入油箱。