目录一、课程设计题目与其设计要求 (1)二、系统工况分析与方案选择 (1)三、液压元件的计算与产品选择 (4)四、主要部件的结构特点分析与强度校核计算 (8)五、液压系统验算 (10)六、课程设计简单小结 (15)七、参考文献 (15)一、液压设计题目与设计要求设计一台汽车变速箱箱体孔系镗孔专用组合机床的液压系统。

要求该组合机床液压系统要完成的工作循环是：夹具夹紧工件→工作台快进→工作台1工进→工作台2工进→终点停留→工作台快退→工作台起点停止→夹具松开工件。

该组合机床运动部件的重量（含工作台的多轴箱等部件）为20000N，快进、快退速度为6m/min，1工进的速度为800~1000 mm/min，2工进的速度为600～800 mm/min，工作台的导轨采用山型—平面型组合导轨支撑方式；夹具夹紧缸的行程为25mm。

夹紧力在20000~14000之间可调，夹紧时间不大于1秒钟。

二、系统工况分析与方案选择1.工况分析根据已知条件，绘制运动部件的速度循环图，如图1-1所示。

计算各阶段的外负载，如下：液压缸所受外负载F包括三种类型，即F=Fω+Ff +Fa(1-1)式中Fω—工作负载，对于金属钻镗专用机床，既为工进时的最大轴向切削力，为20000N；Fa—运动部件速度变化时的惯性负载；Ff—导轨摩擦阻力负载，启动时为静摩擦阻力，启动后为动摩擦力阻力，对于平导轨Ff可由下式求得Ff = f ( G + FRn);G—运动部件重力；FRn—垂直于导轨的工作负载，本设计中为零；f—导轨摩擦系数，在本设计中取静摩擦系数为0.2，动摩擦系数为0.1。

则求得Ffs= 0.2 ⨯20000N = 4000N （1-2）Ffa= 0.1⨯20000N = 2000N上式中Ffs 为经摩擦阻力，Ffa为东摩擦阻力。

Fa=gGt∆∆υ式中g—重力加速度；t∆—加速或减速时间，一般t∆= 0.01~0.5s,取t∆= 0.1s。

υ∆—t∆时间内的速度变化量。

在本设计中Fa =8.920000⨯601.06⨯N = 4082N根据上述计算结果，列出各工作阶段所受的外负载（见表1-1），并画出如图1-2所示的负载循环图。

图1-1 速度循环图图1-2 负载循环图表1-1 工作循环各阶段的外负载工作循环外负载 F (N) 工作循环外负载 F （N）启动、加速F=Ffs +Fa8230N 工进F=Ffa+Fω22000N快进F=Ffa 2000N 快退F=Ffa2000N2．拟定液压系统原理图（1）确定供油方式考虑到该机床在工作进给时负载较大，速度较低。

而在快进、快退时负载较小，速度较高。

从节省能量、减少发热考虑，泵源系统宜选用双泵供油或者变量泵供油。

本设计采用带压力反馈的限压式变量叶片泵。

（2）夹紧回路的选择采用二位四通电磁阀来控制夹紧缸夹紧、松开换向动作时，为了避免工作时突然失电而松开，应采用进油路装个单向阀保压夹紧方式。

为了实现夹紧力的大小可调和保持夹紧力的稳定，在该回路中装有减压阀。

并采用压力继电器对工进主油路电磁阀发出信号，使工进缸动作。

图1-3 液压系统原理图（4）调速方式的选择在中小型专用机床的液压系统中，进给速度的控制一般采用节流阀或者调速阀。

根据钻镗类专用机床工作时对低速性能和速度负载特性都有一定技术要求的特点，采用限压式变量泵和调速阀组成的容积节流调速。

这种调速回路具有效率高、发热小和速度刚性好的特点，并且调速阀装在回油路上，具有承受负切削力的能力。

（5）速度换接方式的选择本设计采用电磁阀的快慢速度换接回路，它的特点是结构简单、调节行程方便，阀的安装也容易。

最后把所选择的液压回路组合起来，既可组成图1—3所示的液压系统原理图。

三、液压元件的计算与产品选择（1）液压缸主要尺寸的确定。

1）工作压力P 的确定。

工作压力P 可根据负载大小及其机器的类型来初步确定，参阅表2-1取液压缸工作压力为3MPa 。

2）计算液压缸内径D 和活塞杆直径d 。

由负载图知最大负载F 为23000N ，按表2-2可取P 2为0.5MPa ，cm η为0.95，按表2-3，取d/D 为0.7。

将上述数据代入式 Ｄ ＝⎪⎭⎪⎬⎫⎪⎩⎪⎨⎧⎥⎥⎦⎤⎢⎢⎣⎡⎪⎭⎫ ⎝⎛--2121114D d P P P Fcm ηπ （2-3）可得 Ｄ ＝()[]⎭⎬⎫⎩⎨⎧--⨯⨯⨯⨯⨯257.01405195.0104014.3220004 m = 10.04210-⨯m根据表2-4，将液压缸内径圆整为标准系列直径D = 100mm ；活塞杆直径d ，按d/D = 0.7及表2-5，活塞杆直径系列取d = 70 mm 。

按工作要求夹紧力由一个夹紧缸提供，考虑到夹紧力的稳定，夹紧缸的工作压力应低于进给液压缸的工作压力，取油背压力为2.5MPa,回油背压力为零，cm η为0.95，则按式（2-3）可得Ｄ ＝95.0103014.31500045⨯⨯⨯⨯ m = 8.96210-⨯m 按表2-4及表2-5液压缸和活塞杆的尺寸系列，取加紧液压缸的D 和d 分别为100mm 及70mm 。

本设计中调速阀是安装在回油路上，故液压缸节流腔有效工作面积应选取液压缸有杆腔的实际面积，既A =4π()22d D - = 4π⨯ ()22710-cm 2 = 40 cm 2 由式（2-4）得最小有效面积 A min =minminυq = 101005.03⨯ cm 2= 5cm 2因为满足A> A min ，故液压缸能达到所需低速。

3）计算在各工作阶段液压缸所需的流量q 快进 =4πd 2快进υ = 4π⨯()22107-⨯ min /63m ⨯ = min /04.23L q 工进2 = 4πD 2工进2υ = 4π⨯21.0 min /7.03m ⨯ = min /495.5Lq1工进 = 4πD 2工进1υ = 4π⨯21.0 min /9.03m ⨯ = min /065.7Lq 快退 = 4π()22d D -快退υ = 4π⨯()2207.01.0-min /63m ⨯ = min /24Lq 夹 = 4πD 2夹υ = 4π⨯min /6010301.0332m ⨯⨯⨯- = min /13.14L（2）确定液压泵的流量、压力和选择泵的规格1）泵的工作压力的确定。

考虑到正常工作中进油路有一定的压力损失，所以泵的工作压力为P p = P 1 +∑∆p式中 P p ——液压泵最大工作压力；P 1——执行元件最大工作压；∑∆p ——进油管路中的压力损失，初算时简单系统可取0.2~0.5MPa ，复杂系统取0.5~1.5 MPa ，本设计取0.5 MPa 。

P p = P 1 +∑∆p = ()5.03+MPa = 3.5MPa上述计算所得的P p 是系统的静态压力，考虑到系统在各种工况的过度阶段出现的动态压力往往超过静态压力。

另外考虑到一定的压力储备量，并确保泵的寿命，因此选泵的额定压力P n 应满足P n ≥()6.1~25.1 P p 。

中低压系统取最小值，高压系统取大值。

在本设计中P n = 1.25 P p = 4.4MPa 。

2）泵的流量确定。

液压泵的最大流量应为q P ≥ k L ()max ∑q式中 q P ——液压泵的最大流量；()max∑q ——同时动作的各执行元件所需流量之和的最大值。

k L ——系统泄露系数，一般取k L = 1.1 ~1.3，本设计取k L = 1.2。

q P ≥ k L ()max ∑q = 1.2min /24L ⨯ = 28.8 L/min3)选择液压泵的规格。

根据以上算得的P p 和q P ，查找相关手册，选用YBX-25限压式变量叶片泵，该泵的基本参数为：每转排量q o = 25Ml/r,泵的额定压力P n = 6.3MPa ，电动机的转速n H = 1450r/min,容积效率为ηv η = 0.88，总效率η = 0.7。

4）与液压泵匹配的电动机的选定。

首先分别算出快进与工进两种不同工况时的功率，取两者较大值作为选择电动机规格的依据。

由于在慢进时泵输出的流量减少，泵的效率急剧下降，一般当流量在0.2~1L/min 范围内时，可取η = 0.03~0.14。

同时还应注意到，为了使所选择的电动机在经过泵的流量特性曲线最大功率点时不致停转，需进行验算，即n pB P q p 2≤η（1-6）式中 P n ——所选电动机额定功率；P B ——限压式变量泵的限压力； q P ——压力为P B 时，泵的输出流量。

首先计算快进的功率，快进的外负载为3000N ，进油路的压力损失定为0.3MPa,由式（1-4）可得P p = ⎪⎪⎪⎪⎭⎫⎝⎛+⨯⨯-3.01007.04200062πMPa = 0.82MPa 快进时所需电动机功率为P =ηpp q p =7.06004.2382.0⨯⨯KW = 0.45KW工进时所需电动机功率为P =7.060065.75.3⨯⨯KW = 0.59KW查阅相关电动机类型标准，选用Y90L —4型电动机，其额定功率为1.1KW ，额定转速为1400r/min 。

根据产品样本可查得YBX —25的流量压力特性曲线。

再由已知的快进时流量为28.8L/min ，工进时的流量为7.065 L/min ，压力为3.5MPa ，作出泵的实际工作时的流量压力特性曲线，查得该曲线拐点处的流量为24 L/min ，，压力为2.6MPa ，该工作点处对应的功率为P =7.060246.2⨯⨯KW = 1.48KW所选电动机满足式（1-6）,拐点处能正常工作。

（3）液压阀的选择本液压系统可采用力士乐系统的阀，控制液压缸部分选用力士乐系列的阀，其夹紧部分选用叠加阀。

选定的液压元件如下表1-2所示。

表1-2 液压元件明细表（4）确定管道尺寸油管内劲尺寸一般可参照选用的液压元件接口尺寸而定。

综合诸因素，现取油管的内径d 为24mm 。

参照YBX-25变量泵吸油口连接尺寸，取吸油管内径d 为25mm 。

（5）液压邮箱容积的确定本设计为中低液压系统，液压油箱有效容量按泵的流量的5~7倍来确定，取选用容量为160L 的邮箱。

四、主要部件的结构特点分析与强度校核计算1.液压缸的设计（1）液压缸工作压力的确定液压缸工作压力主要根据液压设备的类型来确定，对不同用途的液压设备，由于工作条件不同，通常采用的压力范围也不同。

设计时，可用类比法来确定。

在本系统设计中，由于该系统属于组合机床液压系统，故液压缸工作压力通常为4MPa 。

（2）液压缸内径D 和活塞杆直径d 的确定由公式D=⎪⎭⎪⎬⎫⎪⎩⎪⎨⎧⎥⎥⎦⎤⎢⎢⎣⎡⎪⎭⎫ ⎝⎛--2121114D d p p p Fcm ηπ又由63.0=Dd得夹紧缸：()mmD 4.916.015.37.019.05.314.32000042=⎭⎬⎫⎩⎨⎧--⨯⨯⨯⨯=d=54.8mm 按照液压缸内径和活塞杆直径系列取得D=100mm d=63mm液压缸节流腔的有效工作面积()()2222234.4763100414.34cm d D A =-⨯=-=π保证最小稳定速度的最小有效面积m in A =min min v q =283.06050cm = 显然有效工作面积A>minA 故可以满足最小稳定速度的要求。