卧式单面多轴钻孔组合机床液压系统设计

1、徐州X縫瞬院机电工程学院液压与气压传动课程设计说明书课题名称： 卧式单面多轴钻孔组合机床液压系统设计学生姓名：学号：专 业： 机 械 设 计 班级:成 绩：指导教师签字：201306月 27日年目录前言 01第一章设计要求及其工况分析 02第二章液压系统主要参数的确定 05第三章拟定液压系统原理图 11第四章计算和选择液压源，辅件 15第五章第五章液压缸设计基础 21第六章第六章验算液压系统性能 25第七章第七章设计小结 29第八章第八章主要参考文献 30、八 、亠刖言液压与气动控制技术课程设计是学生学完液压与气动控制技术等专业课程后安排的具有综合性和实践性的重要环节，旨在培养学生综合运用液压

2、与气动控制技术课程的理论知识和生产实际知 识分析、解决工程实际问题的能力，以进一步巩固、深化、扩展本课 程所学到的理论知识。同时培养学生运用标准、规范、手册、图册和 查阅有关技术资料和编写技术文件等能力。本设计主要是为卧式单面多轴钻孔组合机床动力滑台设计液压传动系统。液压系统应用在机床中，可以实现机床自动进给。而且可 以使机床的运动更平衡，加工精度更高，效率更高，从而实现机床的 自动化。钻孔组合机床是以系列化，标准化的通用部件为基础，配以 少量的专用部件组成的专用机床， 适于对产品大批大量，一面或多面 同时成组多加工的高效机加工设备。液压动力滑台是其重要组成部 件。通过本题目设计训练，使我们全

3、面熟悉加工工艺，刀具，切削用 量，组合机床，液压动力滑台组成和工作原理。在此基础上，完成给 定参数的动力滑台液压系统设计。通过设计基础技能的训练，使学生掌握液压与气压传动系统设计 的一般方法和步骤，为以后毕业设计乃至实际工程设计奠定必要的 基。设计内容计算说明结论第一章 设计要求 及其工况 分析1.1设计要求已知：机床工作时间轴向切削力为 Ft，往复运动加 速、减速的惯性力为Fm,静摩擦阻力为Ffs，动摩擦阻 力为Ffd，快进、快退速度分别为V1、V3，快进行程长 度为V1，工进速度为V2，工进行程长度为L2。工件的 定位、夹紧采用液压控制，机床的动作顺序为：定位-夹紧动力滑台快进工进快退原位

4、夹具松开 一拔定位销。试设计该液压系统并计算选择相应的液压 元件。各参数具体值见下表：参数Ft (KN)Fm(KN )Ffs (KN)Ffd (KN)数值280.452.11.0参数V1 (m/s)V2 (m/s)V3(m/s)数值0.220.000680.2参数L1 (m)L2(m)数值0.210.0451.2负载与运动分析工作负载轴向切削阻力Fi_=Ft=28000 N摩擦负载摩擦负载即为导轨的摩擦阻力静摩擦阻力Ffs=2100 N动摩擦阻力Ffd =1000 N惯性力Fm=450 N根据上述计算,可确定工作循环中的负载力如下滑台的启动负载F=Ffs=2100 N滑台的加速负载F= Ffd

5、 + Fm=1000 N+450 N=1450 N滑台的快进负载F= Ffd =1000 N设计内容计算说明结论滑台的工进负载F= Ffd + Ft=1000 N+28000 N =29000 N滑台的快退负载 F= Ffd =1000 N设液压缸的机械效率ncm=0.9 ,得出液压缸在各工作 阶段的负载和推力，如表1所列。表1液压缸各阶段的负载和推力工况负载组成液压缸负载F/N液压缸推力F°/F ncm /N启动F=Ffs21002334力卩速F=Ffd +F m14501611快进F=Ffd10001111工进F=Ffd +Ft2900032222反向启动F=Ffs2100233

6、4力卩速F=Ffd +Fm14501611快退F=Fd10001111根据液压缸在上述各阶段内的负载和运动时间，即可绘制出负载循环图F-t和速度循环图-t，如图1和图2所示。设计内容计算说明结论设计内容计算说明结论第二章 液压系统 主要参数 的确定2.1初选液压缸工作压力根据要求可确疋液压缸为差动式液压缸。经负载分析和计算可知液压缸驱动的最大负载是 在工进阶段为27850N由参考表2和表3,初选液压缸 的工作压力p1=4MPa。2.2计算液压缸主要尺寸鉴于动力滑台快进和快退速度相等，这里的液压缸 可选用单活塞杆式差动液压缸（Ai=2A2）,快进时液压 缸差动连接。工进时为防止孔钻通时负载突然消

7、失发生 前冲现象，液压缸的回油腔应有背压，参考表 4选此背 压为 p2=1MPa 。负载/ KN<5510102020303050>50工作压力 /MPa<0.811.522.533445>52按负载选择工作压力表3各种机械常用的系统工作压力表机械类机床农业机液压机、型磨床组合 机 床龙 门 刨 床拉床械、小型 工程机 械、建筑 机械、液 压凿岩 机大中型 挖掘机、 重型机 械、起重 运输机 械工作压 力/MPa0.82352881010182032设计内容计算说明结论表4执行元件背压力系统类型背压力/MPa简单系统或轻载节流调速系统0.20.5回油路带调速阀的系统0.

8、40.6回油路设置有背压阀的系 统0.51.5用补油泵的闭式回路0.81.5回油路较复杂的工程机械1.23回油路较短且直接回油可忽略不计表5按工作压力选取d/D工作压力/MPa<5.05.07.0>7.0d/D0.50.550.620.700.7表6按速比要求确定d/D2/ 11.151.251.331.461.612d/D0.30.40.50.550.620.71注：1 无杆腔进油时活塞运动速度；2有杆腔进油时活塞运动速度。进而由表4可确定工进时的背压力为Pb=0.51.5, 我们取Pb=1MPa ，m =0.9根据差动缸定义有Ai=2A2，所以设计内容P1 A1Pb A2(2R

9、Pb)A212F2 32222m(2R P) 0.9(2 4 1) 1010229 104m24 102.29 10211.41 10 m计算说明结论J2J2d D11.41 10 28.07 10 2m22由 GB2348-2003 圆整为 D=0.11md=0.08m.根据所确定的D和d算出液压缸无杆腔有效作用D110面积 A( )2 3.14 ()2 94.99 10 4m2。液压2 2缸 有杆 腔有 效 作 用 面 积2222242A (D d) (0.11 0.8 )m44.7 10 m44，液压缸活塞杆有效作用面积 A350.24 10 4m2。根据计算出的液压缸的尺寸，可估算出液

10、压缸在工作循环中各阶段的压力、流量和功率，如表7所列，由此绘制的液压缸工况图如图 3所示。工况图计算：启动时进油腔压力：4p F。A2 P 2334一他75”。0.46皿卩* A1 A250.24 10加速时进油腔压力：I F0 A2 P 161144.75 10 40.3 106 门P40.59 MPaA1 A250.24 10恒速时进油腔压力：P F0 A2 P 1111 44.75 10 4 40.3 106 0.48MPa A1 A250.24 10恒速时输入流量：433q (A1 A2W150.24 100.221.1052 10 m /s恒速时输入功率：P p1 q 0.48 1.

11、1052 0.53kw设计内容计算说明结论工进时：进油腔压力：46I F0 A2P232222 44.75 101 10oR043.86MPaA,94.99 10 4输入流量：q AV294.99 10 4 0.000680.00646 10 3m3/s输入功率：3P P1q 3.86 0.00646 100.024kw快退时：启动进油腔压力：F0 P2A2334p1 4 0.52 MPaA244.75 10 4加速进油腔压力：F0 P2A11611 0.6 94.99 10 4 106 仆p1 乙丄 4 1.6MPaA244.75 10 4恒速进油腔压力：F0 P2A11111 0.6 10

12、6 94.99 10 4 ,P102141.52MPaA244.75 10恒速输入流量：q V3A2 0.2 44.75 10-4 0.895 10 3m3/s恒速输入功率：P= P p1q 1.52 0.895 1.36kw表7液压缸在各阶段的压力、流量和功率值设计内容计算说明结论工况推回油进油输入输计算公式力腔压腔压流量入Fo力力q x功/P2/P1/10-3/率NMPaMPm 3/sP/aKW20.46F0 A> P P A A启3q (A AD 1动3PPiq41p1 +0.59快加60.3进速111P1 +0.481.100.5恒10.3523速11工进3222213.860.

13、64X10-20.024F0 P2A2 p Apq A 2p 口q快退启动23340.52F0 p2 A1 P1A2q A2 3 p 口q加速16110.61.6恒速11110.61.520.8951.36注：1. Ap为液压缸差动连接时，回油口到进油口之间的压力损失，取 p=0.3MPa 。2 .快退时，液压缸有杆腔进油，压力为pi，无杆腔回油，压力为P2。设计内容计算说明结论设计内容计算说明结论第三章 拟定液压 系统原理 图3.1主体方案的确定由表7可知，本系统属于速度变化不大的小功率固 定作业系统，因而首先考虑性能稳定的双定量泵供油， 差动缸差动快进和咼速阀进口节流咼速的开式系统方 案。

14、这样，既满足液压缸工进的高压小流量要求，既考 虑了节能问题，又兼顾了工作可靠性问题。3.1基本回路确定321供油回路按主题方案，供油回路采用双定量泵供油回路，见 图4所示。322选择调速回路由图4可知，这台机床液压系统功率较小，滑台运 动速度低，工作负载为阻力负载且工作中变化小，故可选用进口节流调速回路。为防止孔钻通时负载突然消失 引起运动部件前冲，在回油路上加背压阀。由于系统选 用节流调速方式，系统必然为开式循环系统。323选择速度换接回路由于本系统滑台由快进转为工进(vi/v 2=0.22/(0.68 X10-3 )=324),为液压冲击，选用行程阀制的换接回路，时，速度变化大9减少速度换

15、接时的如图 5所示。设计内容计算说明结论324选择快速运动和换向回路本系统已选定液压缸差动连接和双泵供油两种快速运动回路实现快速运动。考虑到从工进转快退时回油路流量较大，故选用换向时间可调的电液换向阀式换向回路，以减小液压冲击。由于要实现液压缸差动连接，方向控制回路为了满足液压缸停止，启动，换向和液压缸差动控制，图6给出了利用三位五通电液换向阀为主的方向控制回路。图中的单向阀建立了电液换向阀所需的控制压 力。设计内容计算说明结论326选择定位夹紧回路此回路采用顺序阀控制的顺序动作回路，图7所示这种回路采用了单向自控顺序阀对两缸进给和退回双向顺序控制，起到先定位，夹夹紧再松开，后拔定位销原位停止

16、的功能。紧再松开，后拔定位销原位停止的功图73.3液压系统原理图综合将上面选出的液压基本回路组合在一起，并经修改和完善，就可得到完整的液压系统工作原理图，如图8所示。在图8中，为了解决滑台工进时进、回油路串通 使系统压力无法建立的问题，增设了单向阀10。为了避 免机床停止工作时回路中的油液流回油箱，导致空气进 入系统，影响滑台运动的平稳性，图中添置了一个单向阀8。考虑到这台机床用于钻孔（通孔与不通孔）加工， 对位置定位精度要求较高，图中增设了一个压力继电器15。设计内容计算说明结论HA1 U3忖5H141523+X如隰+k/X1+、/、/R+、/xX1+JUfN+x/诽岭lar H+、/1+I

17、fc ftx、严Mgi设计内容计算说明结论第四章计算和选择液压源，辅件4.1确定液压泵的规格和电动机功率计算液压泵的最大工作压力小流量泵在快进和工进时都向液压缸供油，由表7可知，液压缸在工进时工作压力最大，最大工作压力为 pi=3.52MPa，如在调速阀进口节流调速回路中，选取 进油路上的总压力损失刀？ p=0.8MPa，考虑到压力继电 器的可靠动作要求压差pe=0.5MPa，则小流量泵的最高工作压力估算为Pp, PiPPe 3.86 0.8 0.5 5.16 MPa大流量泵只在快进和快退时向液压缸供油，由表7可见，快退时液压缸的工作压力为 pi=3.02MPa，比快 进时大。考虑到快退时进油

18、不通过调速阀，故其进油路 压力损失比前者小，现取进油路上的总压力损失 E?p=0.5MPa，则大流量泵的最高工作压力估算为Pp2P1P 1.60.5 2.1MPa计算液压泵的流量由表7可知，液压缸快进时所需最大流量为1.1052 X10-3 m3/s，若取回路泄漏系数 K=1.1，因此，选择 双联泵的总流量应满足液压缸快进时的流量要求，并考 虑系统泄漏量，则两个泵的总流量为qpk1qmax 1.1 1.1052 10 3 1.22 10 3m3/s考虑到溢流阀的最小稳定流量为 3L/min，工进时的流量为0.64 X10-5 m3/s =0.38L/min，则小流量泵的流量最少应为3.38L/

19、min。4.1 . 3确定液压泵的规格和电动机功率根据以上压力和流量数值查阅手册可知，并考虑液 压泵存在容积损失，最后确定选取PV2R12-6/26 型双联设计内容计算说明结论叶片泵。其转速为940r/min，容积效率vp 0.9时，33双联泵同时供油流量为qtp°.501 10 m /s ；而 qp qtp vp 0.451 10 3m3/s。由表7得知，液压缸在快退时输入功率最大，若取 液压泵总效率np=0.8，这时液压泵的驱动电动机功率为PPqp 2.1 106 0.451 10 33Rp1.18 103W 1.18KW0.8根据此数值查阅产品样本，选用规格相近的Y100L 6

20、型电动机，其额定功率为1.5KW，额定转速为940r/mi n。4.2确定其它兀件及辅件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，选出的阀类元件和辅件 规格如表8所列。其中，溢流阀4按小流量泵的额定流 量选取，调速阀13选用Q 6B型，其最小稳定流量为 0.03 L/min ，小于本系统工进时的流量 0.5L/min 。表8液压元件规格及型号序号元件名称通过的 最大流 量q/L/min型号额定流量q/L/min额定压力/MPa额疋压 降/MPa1油箱160-2滤油器29.6XU 80 X200100160.33双联叶片泵PV2R12-6/265.

21、1/21.9917.54溢流阀5.1YF3-E10B1016一5压力表开关一K 6B一14一6单向阀23.9AF3-Ea10B63160.27单向阀57.4AF3-Ea10B63160.28液控顺序22.2XY63160.3阀63B9背压阀<1YF3-E10B101610单向阀23.9AF3-Ea10B63160.211三位五通电液换向阀57.435DY100BY63160.312单向阀57.4AF3-Ea10B63160.213调速阀<1AXQF-E10B61614行程阀50.422C 100BH63160.315压力继电器一PFB8L一14一16液压缸一-17三位四通电磁换向阀

22、57.435DYF3Y-E1OB63160.318顺序阀<1XF3-E63160.310B19单向阀57.4AF3-Ea10B63160.220顺序阀<1XF3-E10B63160.321单向阀57.4AF3-Ea10B63160.222压力继电器PFB8L1423液压缸一-24液压缸一-*注：此为电动机额定转速为 940r/min 时的流量。422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 9所列。 表9各工况实际运动速度、时间和流量快进工进快退Ag qp2) qiA A94.99

23、10 4(5.1 21.9)q10.461 / minq1q p1qp25.1 21.9271/min50.2451l / minA2q2q1A144.7 5194.9923991 / minAq2 m-A- A1c “44.70.4694.990.211/minA q2 qA294.99 2744.757.41 / minqp1q p2V1A1 A2(5.121.9) 10 3qV2 A0.46 10 3V323 A327 1060 (94.9944.7) 10 40.089m /s460 94.99 100.8 10 3m/s60 44.7 10 40.1m/ stLii1V10.1 s

24、0.089 1.12st R V20.04 0.8 10 3 50sl3t3亠V30.140.11.4s表10允许流速推存值管道推荐流速/(m/s)吸油管道0. 51.5，一般取1以下压油管道36，压力高，管道短，粘度小取大值回油管道1.5 3由表9可以看出，液压缸在各阶段的实际运动速度符合设计要求。根据表9数值，按表10推荐的管道内允许速度取d已=4 m/s，由式*计算得与液压缸无杆腔和有杆腔相连的油管内径分别为d 严 J4 51 1010 3mm 16.4mm v 3.14 60 4设计内容计算说明结论ir4qU 57.4 10 3 “ 3一d 丨10 mm 17.4mm v 3.14 6

25、0 4为了统一规格，按产品样本选取所有管子均为内径20mm、外径28mm的10号冷拔钢管。确定油箱油箱的容量按式V qpn估算，其中a为经验系数， 低压系统，a=24 ;中压系统，a=57;高压系统， a=612。现取a=6，得v aqpn 4 (5.121.9)108L设计内容计算说明结论第五章 液压缸设 计基础5.1液压缸的轴向尺寸液压缸轴向长度取决于负载运行的有效长度（活塞 在缸筒内能够移动的极限距离）、导向套长度、活塞宽 度、缸底、缸盖联结形式及其固定安装形式。图示出了 液压缸各主要零件轴向尺寸之间的关系。活塞宽度 B （0.61.0）D。活塞有效行程L1取决于主机运动机构 的最大行程

26、，Li 0.21 0.040.25m。导向套滑动面长度 C 的 取值：当 D 80m m时，C （0.6 0.8）d， C 1.0d0.08m。导向长度,L1 D250 220 L 122.5mm，20 220 2缸筒长度 L。（2030）D25 2205500mm。5.2主要零件强度校核缸筒壁厚§=8 mm因为方案是低压系统，校核公式旦D,0.1D2式中：-缸筒壁厚（m ）F>-实验压力 Pe （1.251.5）R,其中P1是液压缸 的额定工作压力D-缸筒内径 D 220mm-缸筒材料的许用应力。b/n， b为材料 抗拉强度（MPa ） ,n为安全系数，取n=5。对于P1&l

27、t;16MPa.材料选45号调质钢，对于低压系统PeD4 106 0.22 “2 2因此满足要求。100 1 06""小小设计内容计算说明结论螺栓材料的屈服点（MPa ），安全系数n=1.22.5设计内容计算说明结论E525液压缸稳定性计算液压缸承受的负载F超过某临界值Fc时将会失去稳定性。稳定性可用下式校核:F FC 203.3767.79N入 3nc2 -4,取nc=3;由于缸筒式中nc-稳定性安全系数,0.02 m因此6N2'133106 0.71 106N27850Nnc式中：l 安装长度（m ）；Rc 活塞杆横截面的最小回转半径（m ）；1材料柔性系数，取

28、1=115 ；12液压缸支承末端系数，取2=；4活塞杆材料的弹性模量，可取5E= 2.06 10 MPa ；J活塞杆横截面惯性矩，对于实心杆d 2d 4 d 4J盲；对于空心杆J ，D为杆的外径,d为杆的内径m ;材料强度决定的试验值,f 5.6 108N/m2设计内容计算说明结论A活塞杆横截面积 m2 ;1系数，取 二；5000因此满足稳定性要求。液压缸缓冲压力液压缸设置缓冲压力装置时要计算缓缓从压力 Pc， 当Pc值超过缸筒、缸底强度计算的 Pmax时，则以Pc取 代Pmax。在缓冲时，缓冲腔的机械能力为Ee，活塞运动 的机械能为Ep。活塞在机械能守恒中运行至终点。EcPcAJc1 2Ep

29、 pHc -mvc Fflc2Ec EpEppcAJc式中：A 缓冲腔中活塞有效面积（m2）;lc缓冲行程长度（m）;m运动部件的总质量（kg）;vc缓冲运行的速度（m s）；Ff -所有缓冲过程中的摩擦 力（N）。通过验算，液压缸强度和稳定性足以满足要求。设计内容计算说明结论第六章验算液压系统性能6.1验算系统压力损失由于系统管路布置尚未确定，所以只能估算系统压 力损失。估算时，首先确定管道内液体的流动状态，然 后计算各种工况下总的压力损失。现取进、回油管道长 为l=2m，油液的运动粘度取=1 10-4m2/s，油液的密度取 =0.9174103kg/m 3。判断流动状态在快进、工进和快退三种工况下，进、回油管路中 所通过的流量以快退时回油流量q2=70L/mi n 为最大，此时，油液流动的雷诺数3vd