工程学院课程设计题目：卧式单面多轴钻孔组合机床液压系统设计系部: 机械工程系专业: 矿山机电班级: 班姓名:学号:指导老师:完成日期: 2014年6月13日机械工程系课程设计任务书教研室主任（签名）（部）主任（签名）2012 年6月机械工程系课程设计成绩表目录摘要 (5)1.明确液压系统的设计要求 (6)1.1负载分析 (6)1.2负载图和速度图的绘制： (7)2. 确定液压系统主要参数: (8)2.2计算液压缸主要结构参数 (8)2.3确定液压泵的规格和电动机功率 (10)3. 液压系统方案的设计： (12)3.1选用执行元件 (12)3.2选择快速运动 (12)3.3速度换接回路的选择 (12)3.4组成液压系统原理图 (13)3.5系统图的原理 (14)4.液压控制阀和液压辅助元件的选定 (16)4.1 管道尺寸的确定 (18)4.2液压缸壁厚的计算 (19)4.3液压缸的结构设计 (21)4.4油箱的设计 (22)5.验算系统压力损失并确定压力阀的调整值 (25)6.油液温升验算 (27)设计小结 (28)参考文献 (29)摘要液压系统已经在各个部门得到越来越广泛的应用。
液压传动是用液体作为来传递能量的，液压传动有以下优点：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，易于实现较大范围的无级变速，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。
液压传动的基本目的就是用工作介质来传递能量，而工作介质的能量是由其所具有的压力及力流量来表现的。
而所有的基本回路的作用就是控制液压介质的压力和流量，因此液压基本回路的作用就是三个方面：控制压力、控制流量的大小、控制流动的方向。
所以基本回路可以按照这三方面的作用而分成三大类：压力控制回路、流量控制回路、方向控制回路。
1.明确液压系统的设计要求1.1负载分析负载分析中，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。
因工作部件是卧式放置，重力的水平分力为零，需要考虑的力有：切削力、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的工作负载、惯性负载和机械摩擦阻力负载，其他负载可忽略。
滑台液压缸在快速进退阶段，启动时的外负载是导轨的静摩擦阻力，加速时的外负载是导轨的动摩擦阻力和惯性力；恒速时的外负载是动摩擦阻力，在工进阶段，外负载即钻削阻力和动摩擦力负载。
1.1.1工作负载Fl即动力头产生的最大切削力Fl=24000N.1.1.2 摩擦负载 静摩擦阻力： Ffs=G u s =0.2×26000=5200N动摩擦阻力： Ffd==G u d 0.1×26000=2600N 1.1.3惯性负载 Fi=TVg G ∆∆=26000÷9.81×0.1÷0.3=883.5N 在未完成液压设计前，不知密封参数，一般采用液压缸的机械效率η.常取η=0.90—0.97.作用于液压缸活塞上的密封摩擦阻力用下式计算： Fm=(1-η)Fl取η=0.92时，则启动时的静密封摩擦阻力Fms=(1-η)Fl=0.08×24000=1920N 恒速时，动密封摩擦阻力取静密封摩擦阻力的30%。
则Fmd=576N.表1滑动液压缸在工况下的外负载计算结果列于下表：（单位：N ）1.2负载图和速度图的绘制：负载图按上面的数值绘制，速度图按给定条件绘制图一液压缸的负载与行程图图二液压缸的速度与行程图2.确定液压系统主要参数:2.1确定液压缸工作压力表2按负载选择工作压力负载/ KN <5 5~10 10~20 20~30 30~50 >50工作压力/MPa < 0.8~1 1.5~2 2.5~3 3~4 4~5≥5表3 各种机械常用的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/MPa 0.8~2 3~5 2~8 8~10 10~18 20~32卧式钻镗类组合机床属于组合机床，最大载荷时为慢速工进阶段，其他工况下载荷都不大。
参考表三，预设液压缸的压力P1=4MPa.2.2计算液压缸主要结构参数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的差动连接方式。
这种情况下，应把液压缸设计成无杆腔工作面积1A 是有杆腔工作面积2A 两倍的形式，即活塞杆直径d 与缸筒直径D 呈d = 0.71D 的关系。
1P —— 液压缸工作腔的压力 MPa 2P —— 液压缸回油腔的压力 MPa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的现象，因此液压缸的回油腔应设置一定的背压(通过设置背压阀的方式)，选取此背压值为p2=0.6MPa 。
液压缸的机械效率9.0=η，则液压缸无杆腔的有效面积为 )(1027.810)3.04(92.028176)221(F1236m P P A -⨯=⨯-⨯=-=η液压缸的内径：）（ππm 103.01027.84143-=⨯⨯==A D 按GB/T2348-1993表中，将液压缸的内径调整为110mm.因A1=2A2,则活塞杆的直径：d=0.71D=0.71⨯110=78.1mm 。
将活塞杆的直径调为80mm.液压缸的实际面积：22cm 95412114.341=⨯==D A π A2=2227.444641214)(cm d D =-=-π A=A1-A2=50.3c 2m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的来油连接），但连接管路中不可避免地存在着压降p ∆，且有杆腔的压力必须大于无杆腔，估算时取p ∆≈0.5MPa 。
快退时回油腔中也是有背压的，这时选取被压值2p =0.7MPa 。
表4工作循环时的压力—流量图2.3确定液压泵的规格和电动机功率本设计所使用液压元件均为标准液压元件，因此只需确定各液压元件的主要参数和规格，然后根据现有的液压元件产品进行选择即可。
（1）计算液压泵的最大工作压力由于本设计采用双泵供油方式，大流量液压泵只需在快进和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和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和小流量液压泵的工作压力分别进行计算。
液压泵的最高工作压力的计算。
由上表可知液压缸的最高工作压力出现在工进阶段，即P1=3.99Mpa.对于调速阀进口节流调速回路，选取进油路上的总压力损失Mpa P 6.0=∆，同时考虑到压力继电器的可靠动作要求压力继电器动作压力与最大工作压力的压差为0.5MPa ，则小流量泵的最高工作压力可估算为Pp1=3.99+0.5+0.6=5.09Mpa大流量泵尽在快进快退时向液压缸供油，快退时液压缸的工作压力比快进时大，取进油路的压力损失为0.4Mpa, 则大流量的最高工作压力Pp2为： Pp2=2.25+0.4=2.65Mpa （2）计算泵流量泵的供油量Qp 按最大输入量q=0.5l/s.换算的q=30L/min.由于泵 的流量较大。
去泄露系数K=1.1，则液压泵供油量： Qp1=Kq1=1.1⨯30=33(L/min) 工进时泵的流量 Qp2=Kq2=1.1⨯0.85210-⨯⨯60=0.56(L/min)考虑到节流调速系统中溢流阀的性能特点，要加上溢流阀稳定工作时 最小溢流量一般取3L/min.则小流量泵最小流量为： Qp3=0.56+3=3.56L/min大流量泵所需的最小流量是：Qp4=Qp1-Qp3=33-3.56=29.44(L/min)（3）确定泵的规格根据系统所需流量，拟初选液压泵的转速为n1=1000r/min.泵的容积效率为9.0=v η。
算出两泵的排量参考值： )/(96.39.0100056.310001310001r ml v n Qp Vg =⨯⨯==η)/(7.329.0100044.2910001410002r ml v n Qp Vg =⨯⨯==η根据以上计算，结合电动机选型，用规格相近的YB1-40/6-3型的双联叶片泵。
其额定压力为Pn=6.3Mpa.小泵排量V1=6.3ml/r.大泵排量V2=40ml/r.泵的额定转速为960r/min.容积效率为：v η=0.9.总效率为：=总η0.8. 分析算得小泵和大泵的额定流量：Qp1=v n V η1=6.3⨯960⨯0.9=5.44L/min Qp2=vn V η2=40⨯960⨯0.9=34.56L/min 与系统所需的流量相符合(4)确定泵的功率及电动机的型号。
泵的总效率8.0p =η.泵的最大功率出现在快退阶段，则泵快退时所需的驱动功率为：总ηQp P P 1p =w 883.110608.01056.3444.51025.233-6K =⨯⨯⨯+⨯⨯=）（ 查表用Y 系列中规格相近的Y112M-6-B3型的三相异步电动机，其额定功率为2.2Kw.转速为940r/min.用此泵驱动液压泵时，大泵和小泵的实际流量分别为33.84L/min 和5.33L/min.工进时的溢流量为5.33-0.5=4.83L/min.可满足系统工作。
3.液压系统方案的设计：3.1选用执行元件因系统运动循环要求正向快进和工进，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A2的两倍。
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的功率较小，系统的效率和发热问题并不突出，因此考虑采用节流调速回路即可。
钻孔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，采用节流阀的节流调速回路即可。
但由于在钻头钻入铸件表面及孔被钻通时的瞬间，存在负载突变的可能，因此考虑在工作进给过程中采用具有压差补偿的进口调速阀的调速方式，且在回油路上设置背压阀。
3.2选择快速运动根据本设计的运动方式和要求，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。
3.3速度换接回路的选择为便于实现差动连接，选用三位五通电磁换向阀。
由前述计算可知，当工作台从快进转为工进时，进入液压缸的流量由30L/min降0.56 L/min，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的液压冲击，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的行程终点转换控制。