1、攀枝花學院學生課程設計（論文）題 目： 液壓傳動課程設計 臥式單面多軸鉆孔組合機床的液壓系統 所在院(系)： 機械工程學院 專 業： 機械設計制造及其自動化 攀枝花學院本科學生課程設計任務書題目臥式單面多軸鉆孔組合機床的液壓系統1、課程設計的目的學生在完成液壓傳動與控制課程學習的基礎上，運用所學的液壓基本知識，根據液壓元件、各種液壓回路的基本原理，獨立完成液壓回路設計任務；從而使學生在完成液壓回路設計的過程中，強化對液壓元器件性能的掌握，理解不同回路在系統中的各自作用。能夠對學生起到加深液壓傳動理論的掌握和強化實際運用能力的鍛煉。2、課程設計的內容和要求（包括原始數據、技術要求、工作要求等）臥

2、式單面多軸鉆孔組合機床的液壓系統，要求液壓系統完成的工作循環是：快進工進快退停止；系統參數如下,動力滑臺采用平面導軌，其靜、動摩擦系數分別為0.2、0.1，往復運動的加減速時間要求不大于0.2s。單面多軸鉆孔組合機床，動力滑臺的工作循環是：快進工進快退停止。液壓系統的主要性能參數要求如下，工件部件重量為g=9800n；最大行程為了300mm，工進行程為100mm，快進與快退速度相等，均為 7mmin，工進速度為v= 30-55mmmin。工作時要求運動平穩，且可隨時停止運動。試設計該液壓系統。完成設計計算書，擬定系統方案圖，確定各液壓元件的型號及尺寸，設計液壓缸。3、主要參考文獻1 王積偉.液

3、壓傳動m.北京：機械工業出版社出版，2006.122 章宏甲.液壓與氣壓傳動m.北京：機械工業出版社出版，2007.1 3 雷天覺.液壓工程手冊m.北京：機械工業出版社，19904、課程設計工作進度計劃 內容學時明確機床對液壓系統的要求，進行工作過程分析4初步確定液壓系統的參數，進行工況分析和負載圖的編制14確定液壓系統方案，擬訂液壓系統圖4確定液壓制造元件的類型并選擇相應的液壓元件，確定輔助裝置4液壓系統的性能驗算2液壓油箱的結構設計，制圖及編制技術文件12合計1周指導教師（簽字）日期年 月 日教研室意見：年 月 日學生（簽字）： 接受任務時間： 年 月 日注：任務書由指導教師填寫。課程設計

4、（論文）指導教師成績評定表題目名稱臥式單面多軸鉆孔組合機床的液壓系統評分項目分值得分評價內涵工作表現20%01學習態度6遵守各項紀律，工作刻苦努力，具有良好的科學工作態度。02科學實踐、調研7通過實驗、試驗、查閱文獻、深入生產實踐等渠道獲取與課程設計有關的材料。03課題工作量7按期圓滿完成規定的任務，工作量飽滿。能力水平35%04綜合運用知識的能力10能運用所學知識和技能去發現與解決實際問題，能正確處理實驗數據，能對課題進行理論分析，得出有價值的結論。05應用文獻的能力5能獨立查閱相關文獻和從事其他調研；能提出并較好地論述課題的實施方案；有收集、加工各種信息及獲取新知識的能力。06設計（實驗）

5、能力，方案的設計能力5能正確設計實驗方案，獨立進行裝置安裝、調試、操作等實驗工作，數據正確、可靠；研究思路清晰、完整。07計算及計算機應用能力5具有較強的數據運算與處理能力；能運用計算機進行資料搜集、加工、處理和輔助設計等。08對計算或實驗結果的分析能力（綜合分析能力、技術經濟分析能力）10具有較強的數據收集、分析、處理、綜合的能力。成果質量45%09插圖（或圖紙）質量、篇幅、設計（論文）規范化程度5符合本專業相關規范或規定要求；規范化符合本文件第五條要求。10設計說明書（論文）質量30綜述簡練完整，有見解；立論正確，論述充分，結論嚴謹合理；實驗正確，分析處理科學。11創新10對前人工作有改進

6、或突破，或有獨特見解。成績指導教師評語指導教師簽名： 年 月 日目錄1 設計題目12 負載分析13 負載圖和速度圖的繪制33.1 繪制負載圖33.2 繪制速度圖34 液壓缸主要參數的確定44.1 初選液壓缸的工作壓力44.2 液壓缸面積計算44.3 計算各個工作階段中的壓力、流量和功率值55 液壓系統圖的擬定65.1 液壓回路的選擇65.2 液壓回路的綜合76 液壓元件的選擇96.1 液壓泵96.2 閥類元件及輔助元件選擇106.3 油管116.4 油箱137 液壓系統性能驗算137.1 驗算系統壓力損失并確定閥的調整值137.2 油液溫升驗算158 致謝169 參考文獻161 設計題目1.

7、設計題目試設計一臥式單面多軸鉆孔組合機床的液壓系統，要求液壓系統完成的工作循環是：快進工進快退停止；系統參數如下表,動力滑臺采用平面導軌，其靜、動摩擦系數分別為0.2、0.1，往復運動的加減速時間要求不大于0.2s。 2. 設計內容完成系統設計計算，5000字左右的課程設計論文，包含動作循環圖、負載圖、速度圖、系統原理圖。繪制系統圖，液壓缸圖紙。3. 設計數據臥式單面多軸鉆孔組合機床的液壓系統設計已知數據見表1-1：表1-1 臥式單面多軸鉆孔組合機床的液壓系統設計已知數據參數1主軸參數孔一直徑(mm)13.8 個數12孔二直徑(mm)8.5個數4快進、快退速度(m/min)7工進速度(mm/m

8、in)30-55最大行程(mm)300工進行程(mm)100材料硬度(hb)240工作部件重量(n)98002 負載分析負載與運動分析：工作負載：高速鋼鉆頭鉆鑄鐵孔時的軸向切削力（單位為n）與鉆頭直徑d（單位為mm）、每轉進給量s（單位為mm/r）和鑄鐵硬度hbw之間的經算式為： （2-1）鉆孔時的主軸轉速n和每轉進給量s（參考組合機床設計手冊）選?。?對13.8mm的孔，=360r/min，=0.147mm/r 對8.5的孔， =550r/min, =0.096mm/r代入式(1-1)求得：=27975n 慣性負載 m= kg=1000kg=1000=583n阻力負載 靜摩擦阻力 動摩擦阻力

9、由此得出液壓缸在各工作階段的負載如下表2-1所示： 表2-1 液壓缸在各工作階段的負載 （單位：n）工況負載組成負載值f推力=f/起動=19602178加速=+15631737快進=9801089工進=+2895532172反向起動=19602178加速=+15631737快退=9801089注: 1. 液壓缸的機械效率通常取0.9-0.95,此處取0.9。 2. 不考慮動力滑臺上顛覆力矩的作用。 3 負載圖和速度圖的繪制3.1 繪制負載圖負載圖按表2-1中數值繪制,如圖3-1: 圖3-1負載圖3.2 繪制速度圖速度圖按已知數值=7m/min, =200mm、=100mm、快退行程=+=300

10、mm和工進速度等的繪制，如圖3-2，其中由主軸轉速及每轉進給量求出，即=53 mm/min圖3-2速度圖4 液壓缸主要參數的確定4.1 初選液壓缸的工作壓力 由參考文獻1中表11-2和表11-3可知，臥式單面多軸鉆孔組合機床液壓系統的最大負載為32172n時，宜取。4.2 液壓缸面積計算鑒于動力滑臺要求快進、快退速度相等，這里液壓缸可選用單桿式的，并在快進時做差動連接。這種情況下液壓缸無桿腔工作面積應為有桿腔工作面積的兩倍，即活塞桿直徑與缸筒直徑呈的關系。在孔加工時，液壓缸回油路上必須具有背壓，以防孔被鉆通時突然消失而造成滑臺突然前沖而設置的回油腔背壓0.8mpa?？爝M時液壓缸雖作差動連接，但

11、由于油管中有壓降存在，有桿腔的壓力必須大于無桿腔，估算時可取mpa。快退時回油腔中是有背壓的，這時可按0.6mpa估算。可以算出工作腔需要的工作面積。 由參考文獻1中工進時的推力式（5-3）得： 故有 ； 根據將這些直徑圓整成就近標準值時得:d=110mm,d=80mm。由此求得液壓缸兩腔的實際有效面積為： 經檢驗，活塞桿的強度和穩定性均符合要求。4.3 計算各個工作階段中的壓力、流量和功率值 根據以上d與d的值，可估算液壓缸在各個工作階段中的壓力、流量和功率值，如表4-1所示：表4-1 液壓缸在各個工作階段中的壓力、流量和功率值工況計算公式推力回油腔壓力 進油腔壓力輸入流量輸入功率快 進起動

12、217800.434_加速17370.791_恒速10890.66235.180.388工進,321720.83.7620.50.031快 退起動217800.487加速17370.61.66恒速10891.51731.340.792并根據表4-1繪出工況圖，如圖4-1： 圖4-1 組合機液壓缸工況圖5 液壓系統圖的擬定5.1 液壓回路的選擇1. 供油方案：參考同類組合機床，選用雙作用葉片泵雙泵供油，調速閥進油節流調速的開式回路，溢流閥做定壓閥。為防止孔鉆通時負載突然消失引起運動部件前沖，在回路上加背壓閥，初定背壓值pb=0.8mpa.2. 快速運動回路：和速度換接回路 根據運動方式和要求，采

13、用差動連接和雙泵供油二種快速運動回路來實現快速運動。即快進時，由大小泵同時供油，液壓缸實現差動連接。3. 速度換接回路：采用二位二通電磁閥的速度換接回路，控制由快進轉為工進。與采用行程閥相比，電磁閥可直接安裝在液壓站上，且能實現自動化控制，由工作臺的行程開關控制，管路較簡單，行程大小也容易調整，另外采用液壓順序閥與單向閥來切斷差動油路。因此速度換接回路為行程閥與壓力聯合控制形式。4. 換向回路：本系統對換向的平穩性沒有嚴格的要求，所以選用電磁換想閥的換向回路。為便于實現差動連接，所以選用三位五通電磁換向閥。為提高換向的位置精度，采用死擋鐵鐵和壓力繼電器的行程終點返程控制。5.2 液壓回路的綜合

14、 將上述選出的液壓基本回路組合在一起，并根據要求作必要的修改補充，即組成如圖5-1所示的液壓系統圖。為便于觀察調整壓力，在液壓泵的進口處，背壓閥和液壓缸無桿腔進口處設置測壓點，并設置多點壓力表開關。這樣只需一個壓力表即能觀測各點壓力。 圖5-1 組合機床動力滑臺液壓系統原理圖各電磁鐵的動作順序如表5-1所示：表5-1 電磁鐵的動作順序1y2y3y快進+-工進+-+快退-+-停止-6 液壓元件的選擇6.1 液壓泵由表4-1可知工進階段液壓缸工作壓力最大，若取進油路壓力損失p=0.8mpa，壓力繼電器可靠動作需要壓力差為0.5mpa，則小流量液壓泵最高工作壓力可按式下式算出 = +p+0.5=(3

15、.762+0.8+0.5)mpa=5.062mpa 大流量泵是在快速運動時才向液壓缸輸油的，由圖4-1可知，快退時液壓缸中的工作壓力比快進時大，若取進油路壓力損失為0.5mpa，則大流量泵的最高壓力為pp2=1.517+0.5mpa=2.017mpa兩個液壓泵應向液壓缸提供的最大流量是35.18l/min，若回路中的泄露按液壓缸輸入流量的10%估計，則兩個泵的總流量為=1.135.18l/min=38.7l/min由于溢流閥的最小穩定溢流量為3l/min,而工進時輸入液壓缸的流量為0.5l/min，由小流量液壓泵單獨供油，所以小液壓泵的流量規格最少應為3.5l/min。根據上面計算的壓力和流量

16、，并考慮液壓泵存在容積損失，查液壓元件及選用，選用pv2r12-6/26型的雙聯葉片泵，其中大流量泵和小流量泵的排量分別為26ml/r和6ml/r，若取液壓泵的容積效率為0.9，則當泵的轉速=,940r/min時，液壓泵的實際輸出流量為由于液壓缸在快退時輸入功率最大，這時液壓泵工作壓力為2.017mpa,流量為27.1l/min。取泵的總效率，則液壓泵驅動電動機所需的功率為根據此數值按jb/t9616-1999，查閱電動機產品樣本選取y100l-6型電動機，其額定功率，額定轉速6.2 閥類元件及輔助元件選擇 根據系統的最高工作壓力和通過各閥類元件的實際流量，查閱產品樣本，選出的閥類元件和輔助規

17、格如下表6-1所示。表6-1中序號與系統原理圖5-1的序號一致。表6-1 液壓元件明細表序號元件名稱估計通過流量/l.min-1額定流量/l.min-1額定壓力/mpa額定壓降/mpa型號、規格1雙聯葉片泵（5.1+22）16/14pv2r12-6/262單向閥2263160.2af3-ea10b3三位五通電磁閥5080160.535dyf3y-e10b4二位二通電磁閥6063160.3axqf-e10b5調速閥0.50.07-5016axqf-e10b6壓力繼電器10hed1ka/107單向閥2563160.2af3-ea10b8液控順序閥2263160.2xf3-e10b9背壓閥0.363

18、16yf3-e10b10液控順序閥（卸載用）2263160.2xf3-e10b11單向閥6063160.2af3-ea10b12溢流閥5.16316yf3-e10b13過濾器30630.02xu-6380j14壓力表開關10kf3-e3b6.3 油管各元件間邊接管道的規格按元件接口處尺寸決定，液壓缸進、出油管見分曉按輸入、排出的最大流量計算。由于液壓泵具體選定之后液壓缸在各個階段的進、出流量已與原定數值不同，所以要重新計算如下表6-2所示。表中的數值說明，液壓缸快進、快退的速度與、與設計相近。這表明上邊所選液壓泵的型號、規格是合適的。表6-2 液壓缸的進、出流量和運動速度流量、速度快進工進快退

19、輸入流量 =(95.0327.1/(95.03-44.77)=51.24=0.5 =27.1排出流量 = =24.14 =0.24 = = 57.52運動速度 =5.39 =0.053=6.05 根據表6-2中數值，當油液在壓力管中流速取3m/s時，按參考文獻1中式（7-9）算得與液壓缸無桿腔和有桿腔相連的油管內徑分別為=mm=19.04mm = =13.85mm 這兩根油管根據gb/t2351-2005選用外徑為mm、內徑mm的無縫鋼管。6.4 油箱油箱容積按參考文獻1式（78）估算，當取時，求得其容積為 按jb/t79381999規定，取標準值v=250l。7 液壓系統性能驗算7.1 驗算

20、系統壓力損失并確定閥的調整值 由于系統的管路布置尚未具體確定，整個系統的壓力損失無法全面估算，故只能先按參考文獻1式(3-46)估算閥類元件的壓力損失，待設計好管路布局圖后，加上管路的沿程損失和局部損失即可。但對于中小型液壓系統，管路的壓力損失甚微，可以不予考慮。壓力損失的驗算應按一個工作循環中不同階段分別進行。 7.1.1 快進 滑臺快進時，液壓缸差動連接，由表6-1和表6-2可知，進油路上油液通過單向閥2的流量是22,通過電流換向閥3的流量是27.1,然后與液壓缸有桿腔的回油匯合，以流量51.24通過電磁閥4并進入無桿腔。因此進油路上的總壓降為：此值不大，不會使壓力閥開啟，故能確保兩個泵的

21、流量全部進入液壓缸?；赜吐飞希簤焊子袟U腔中的油液通過電液換向閥3和單向閥7的流量都是22.14然后與液壓泵的供油合并，經電磁閥4流入無桿腔。由此可算出快進時有桿腔壓力與無桿腔壓力之差。此值小于原估值0.5，所以是偏安全的。7.1.2 工進工進時，油液在進油路上通過電液換向閥3的流量為0.5，在調速閥5處的壓力損失為0.5mpa；油液在回油路上通過電液換向閥的流量是0.24，通過順序閥8處的流量為（22+0.24）=22.24,在背壓閥9處的壓力損失為為0.5。因此這時液壓缸回油腔的壓力為 因為0.537mpa大于原估計值0.8，故可按照表4-1中公式重新計算工進時液壓缸進腔壓力，即：此值與表4-1中的數值3.762mpa相近。考慮到壓力繼電器可靠動作需要壓差。故溢流閥12的調壓為： 7.1.3 快退快退時，油液在進油路上通過單向閥2的流量為22l/min，通過電液換向閥3的流量為27.1l/min；油液在回油路上通過單向閥7、換向閥3和單向閥14的流量都是57.52l/min。因為進油路上總壓降為：此值較小，所以液壓泵驅動電動機的功率是足夠的。回油路上的總壓