1、 工業大學課 程 設 計資 料 袋機械工程學院 學院（系、部）20132014學年第1學期 課程名稱液壓與氣壓傳動指導教師羅中平職稱教授學生炎斌專業班級 機工1102班 學號題 目組合機床動力滑臺液壓系統設計成 績起止日期2013年12月19日1014年1月02日目 錄 清 單序號材 料 名 稱資料數量備 注1課程設計任務書2課程設計說明書3課程設計圖紙456工業大學課程設計任務書20132014學年第1學期 機械工程學院（系、部）機電一體化專業1102班級課程名稱： 液壓與氣動 設計題目：組合機床動力滑臺液壓系統設計1 完成期限：自2013年12月30日至2014年1月3日共1周容與任務一、

2、設計的主要技術參數試為某廠汽缸加工自動線上設計一臺臥式單面多軸鉆孔組合機床動力滑臺液壓系統。機床有主軸16根，鉆14個13.9mm的孔，2個8.5mm的孔。1）機床要求的工作循環是：快速接近工件，然后以工作速度鉆孔，加工完畢后快速退回原始位置，最后自動停止。動力滑臺采用平導軌。2）機床的工作參數如下：假設運動部件重G9800N，切削力Fw=30500N；快進快退速度v1=v3=5.5m/min；動力滑臺采用平導軌，靜、動摩擦因數s=0.2，d=0.1；往復運動的加速、減速時間為0.2s；快進行程L1=100mm；工進行程L2=50mm，執行元件使用液壓缸，試設計計算其液壓系統。3）機床自動化要

3、求：要求系統采用電液結合，實現自動循環，速度換接無沖擊，且速度要穩定，能承受一定量的反向負荷。二、設計任務完成如下工作：1）按機床要求設計液壓系統，繪出液壓系統圖。2）確定滑臺液壓缸的結構參數。3）計算系統各參數，列出電磁鐵動作順序表。4）選擇液壓元件型號，列出元件明細表。5）驗算液壓系統性能。三、設計工作量1）撰寫課程設計計算說明書一份，不少于三千字。要求計算說明書計算準確、文字通順、編排規。2）繪制液壓系統原理圖圖紙一、要求圖面布置合理、正確清晰、符合相關標準與有關規定。進度安排起止日期工作容2013.12.30講授設計的一般步驟和方法、設計的要求、布置設計題目；2013.12.31-20

4、14.1.2學生進行設計；2014.1.3教師驗收，學生修改打印設計報告。答辯主要參考資料1 許福玲 堯明主編，液壓與氣壓傳動，機械工業，2007年6月 。2 章宏甲等編，液壓與氣壓傳動，機械工業，2004年2月。3 何存興主編，液壓傳動與氣壓傳動，華中科技大學，2002年1月。4 群生主編，液壓與氣壓傳動，機械工業，2001年8月。5 繼海等主編，液壓與氣壓傳動，高等教育，2002年1月。6 左建編，液壓與氣壓傳動，機械工業，1995年10月。7 成大先. 機械設計手冊（單行本）.液壓傳動.：化學工業，2001. 8 培元，朱福元液壓系統設計簡明手冊.：機械工業，1999.9 忠偉主編.液壓

5、與氣壓傳動，：化學工業 2011.1指導教師（簽字）：年 月 日系（教研室）主任（簽字）：年 月 日16 / 16（課程設計名稱）設計說明書（題目）起止日期： 2013年12月19日 至 2014年1月2日學生炎斌班級機工1102學號成績指導教師(簽字)機械工程學學院（部）2013年12 月 30 日液壓傳動課程設計指導書工業大學機械工程學院2013年12月第一章 明確液壓系統的設計要求要求設計一臺臥式單面多軸鉆孔組合機床動力滑臺的液壓系統。設計要求驅動動力滑臺實現“快進工進快退停止”的工作循環。液壓系統的主要參數與性能要求如下：機床上有主軸16個，加工13.9 mm的孔14個，8.5mm的孔

6、2個。刀具材料為高速鋼，工件材料為鑄鐵，硬度為240HBS，運動部件總質量G=9800N，快進、快退的速度v1= v3=5.5 m/min，快進行程長度l1=100mm，工進行程長度l2=50 mm，往復運動的加速，減速時間為0.2s，動力滑臺采用平導軌，其靜摩擦系數fs=0.2，動摩擦系數fd=0.1，液壓系統中的執行元件使用液壓缸。第二章 負載與運動分析負載分析中，暫不考慮回油腔的背壓力，液壓缸的密封裝置產生的摩擦阻力在機械效率中加以考慮。因工作部件是臥式放置，重力的水平分力為零，這樣需要考慮的力有：夾緊力，導軌摩擦力，慣性力。在對液壓系統進行工況分析時，本設計實例只考慮組合機床動力滑臺所

7、受到的工作負載、慣性負載和機械摩擦阻力負載，其他負載可忽略。（1）切削負載FW工作負載是在工作過程中由于機器特定的工作情況而產生的負載，對于金屬切削機床液壓系統來說，沿液壓缸軸線方向的切削力即為工作負載。切削負載(確定切削負載應具備機械切削加工方面的知識)用高速鋼鉆頭(單個)鉆鑄鐵孔時的軸向切削力Ft(單位為N)為2 (81)式中：D鉆頭直徑，單位為mm；s每轉進給量，單位為mmr； HBS鑄件硬度。根據組合機床加工特點，鉆孔時主軸轉速n和每轉進給量s按“組合機床設計手冊”取：對13.9mm的孔：n1=360rmin，sl=0.147mmr；對8.5mm的孔：n2=550rmin，s2=0.0

8、96mmr；所以，系統總的切削負載Ft為：令Fw=Fq=30500N2慣性負載往復運動的加速，減速時間為0.2s，所以取為0.2S3阻力負載機床工作部件對動力滑臺導軌的法向力為：靜摩擦阻力：動摩擦阻力：加速負載： 如果忽略切削力引起的顛覆力矩對導軌摩擦力的影響，并設液壓缸的機械效率=0.9，根據上述負載力計算結果，可得出液壓缸在各個工況下所受到的負載力和液壓缸所需推力情況由此得出液壓缸在各工作階段的負載如表所列。表81 液壓缸在各工作階段的負載R工況負載組成負載值F工況負載組成負載值F啟動1960快退980快進980停止522工進31480注：在負載分析中，沒有考慮動力滑臺上傾翻力矩的作用按表

9、8-1數值繪制的動力滑臺負載圖如圖8-1(a)所示。第三章 負載圖和速度圖的繪制根據工作循環(總行程L1+L2=150mm工進速度V2繪制動力滑臺速度圖(如圖8-1(b)所示。快進、工進和快退的時間可由下式分析求出。快進 工進 快退 根據上述已知數據繪制組合機床動力滑臺液壓系統繪制負載圖（F-t）如圖1(b),速度循環圖如圖1（c)所示。初選液壓缸工作壓力所設計的動力滑臺在工進時負載最大，在其它工況負載都不太高，參考表1和表2，初選液壓缸的工作壓力p1=4MPa。組合機床液壓缸的負載圖和速度圖圖1 速度負載循環圖 a)工作循環圖 b）負載速度圖 c)負載速度圖第四章 確定液壓系統主要參數4.1

10、確定液壓缸工作壓力由表2和表3可知，組合機床液壓系統在最大負載約為40000N時宜取5MP。表2按負載選擇工作壓力負載/KN<5510102020303050>50工作壓力/MPa< 0.811.522.5334455表3 各種機械常用的系統工作壓力機械類型機 床農業機械小型工程機械建筑機械液壓鑿巖機液壓機大中型挖掘機重型機械起重運輸機械磨床組合機床龍門刨床拉床工作壓力/Mpa0.823528810101820324.2計算液壓缸主要結構參數由于工作進給速度與快速運動速度差別較大，且快進、快退速度要求相等，從降低總流量需求考慮，應確定采用單桿雙作用液壓缸的差動連接方式。通常利

11、用差動液壓缸活塞桿較粗、可以在活塞桿中設置通油孔的有利條件，最好采用活塞桿固定，而液壓缸缸體隨滑臺運動的常用典型安裝形式。這種情況下，應把液壓缸設計成無桿腔工作面積是有桿腔工作面積兩倍的形式，即活塞桿直徑d與缸筒直徑D呈d = 0.707D的關系。 工進過程中，當孔被鉆通時，由于負載突然消失，液壓缸有可能會發生前沖的現象，因此液壓缸的回油腔應設置一定的背壓(通過設置背壓閥的方式)，選取此背壓值為p2=0.8MPa。快進時液壓缸雖然作差動連接（即有桿腔與無桿腔均與液壓泵的來油連接），但連接管路中不可避免地存在著壓降，且有桿腔的壓力必須大于無桿腔，估算時取0.5MPa。快退時回油腔中也是有背壓的，

12、這時選取被壓值=0.6MPa。工進時液壓缸的推力計算公式為，式中：F 負載力hm液壓缸機械效率A1液壓缸無桿腔的有效作用面積A2液壓缸有桿腔的有效作用面積p1液壓缸無桿腔壓力p2液壓有無桿腔壓力因此，根據已知參數，液壓缸無桿腔的有效作用面積可計算為 液壓缸缸筒直徑為由于有前述差動液壓缸缸筒和活塞桿直徑之間的關系，d = 0.707D，因此活塞桿直徑為d=0.707×109.89=77.69mm，根據GB/T23481993對液壓缸缸筒徑尺寸和液壓缸活塞桿外徑尺寸的規定，圓整后取液壓缸缸筒直徑為D=110mm，活塞桿直徑為d=80mm。此時液壓缸兩腔的實際有效面積分別為：工作臺在快進過

13、程中，液壓缸采用差動連接，此時系統所需要的流量為工作臺在快退過程中所需要的流量為工作臺在工進過程中所需要的流量為根據上述液壓缸直徑與流量計算結果，進一步計算液壓缸在各個工作階段中的壓力、流量和功率值，如表4所示。表8-2 液壓缸在不同工作階段的壓力、流量和功率值工況負載FL/N回油腔壓力P2/MPa進油腔壓力P1/MPa輸入理論流量q/(L/s)輸入功率P/kW計算式快迸(差動)啟動196001.17-加速9801.005-恒速9800.8040.54850.441工進314800.64.880.00840.041快退啟動196000.38-加速9800.60.573-恒速9800.4240.

14、4860.205并據表4可繪制出液壓缸的工況圖，如圖2所示。圖2 組合機床液壓缸工況圖第五章 液壓系統方案設計根據組合機床液壓系統的設計任務和工況分析，所設計機床對調速圍、低速穩定性有一定要求，因此速度控制是該機床要解決的主要問題。速度的換接、穩定性和調節是該機床液壓系統設計的核心。此外，與所有液壓系統的設計要求一樣，該組合機床液壓系統應盡可能結構簡單，成本低，節約能源，工作可靠。5.1選用執行元件因系統運動循環要求正向快進和工進，反向快退，且快進，快退速度相等，因此選用單活塞桿液壓缸，快進時差動連接，無桿腔面積A1等于有桿腔面積A2的兩倍。5.2速度控制回路的選擇工況圖表明，所設計組合機床液

15、壓系統在整個工作循環過程中所需要的功率較小，系統的效率和發熱問題并不突出，因此考慮采用節流調速回路即可。雖然節流調速回路效率低，但適合于小功率場合，而且結構簡單、成本低。該機床的進給運動要求有較好的低速穩定性和速度-負載特性，因此有三種速度控制方案可以選擇，即進口節流調速、出口節流調速、限壓式變量泵加調速閥的容積節流調速。鉆鏜加工屬于連續切削加工，加工過程中切削力變化不大，因此鉆削過程中負載變化不大，采用節流閥的節流調速回路即可。但由于在鉆頭鉆入鑄件表面與孔被鉆通時的瞬間，存在負載突變的可能，因此考慮在工作進給過程中采用具有壓差補償的進口調速閥的調速方式，且在回油路上設置背壓閥。由于選定了節流

16、調速方案，所以油路采用開式循環回路，以提高散熱效率，防止油液溫升過高。從工況圖中可以清楚地看到，在這個液壓系統的工作循環，液壓要求油源交替地提供低壓大流量和高壓小流量的油液。而快進快退所需的時間和工進所需的時間有=20因此從提高系統效率、節省能量角度來看，如果選用單個定量泵作為整個系統的油源，液壓系統會長時間處于大流量溢流狀態，從而造成能量的大量損失，這樣的設計顯然是不合理的。如果采用一個大流量定量泵和一個小流量定量泵雙泵串聯的供油方式，由雙聯泵組成的油源在工進和快進過程中所輸出的流量是不同的，此時液壓系統在整個工作循環過程中所需要消耗的功率估大，除采用雙聯泵作為油源外，也可選用限壓式變量泵作

17、油源。但限壓式變量泵結構復雜、成本高，且流量突變時液壓沖擊較大，工作平穩性差，最后確定選用雙聯液壓泵供油方案，有利于降低能耗和生產成本，如圖3所示。圖3 雙泵供油油源5.3選擇快速運動和換向回路根據本設計的運動方式和要求，采用差動連接與雙泵供油兩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。 本設計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，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，另外采用液控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與壓力聯合控制形式。5.4速度換接回路的選擇所設

18、計多軸鉆床液壓系統對換向平穩性的要求不高，流量不大，壓力不高，所以選用價格較低的電磁換向閥控制換向回路即可。為便于實現差動連接，選用三位五通電磁換向閥。為了調整方便和便于增設液壓夾緊支路，應考慮選用Y型中位機能。由前述計算可知，當工作臺從快進轉為工進時，進入液壓缸的流量由0.5485 L/S降0.0084 L/S，可選二位二通行程換向閥來進行速度換接，以減少速度換接過程中的液壓沖擊，如圖4所示。由于工作壓力較低，控制閥均用普通滑閥式結構即可。由工進轉為快退時，在回路上并聯了一個單向閥以實現速度換接。為了控制軸向加工尺寸，提高換向位置精度，采用死擋塊加壓力繼電器的行程終點轉換控制。a.換向回路

19、b.速度換接回路圖4 換向和速度切換回路的選擇參考同類組合機床，選用雙作用葉片泵雙泵供油，調速閥進油節流閥調速的開式回路，溢流閥做定壓閥。為了換速以與液壓缸快退時運動的平穩性，回油路上設置背壓閥，初定背壓值Pb=0.8MPa。5.5組成液壓系統原理圖選定調速方案和液壓基本回路后，再增添一些必要的元件和配置一些輔助性油路，如控制油路、潤滑油路、測壓油路等，并對回路進行歸并和整理，就可將液壓回路合成為液壓系統，即組成如圖5所示的液壓系統圖。1雙聯葉片液壓泵；2三位五通電液闊；3行程閥；4調速閥；5單向閥； 6單向閥；7順序閥；8背壓閥；9溢流閥；10單向閥；ll過濾器； 12壓力表接點；13單向閥

20、；l4壓力繼電器。系統圖的原理1 快進 快進如圖所示，按下啟動按鈕，電磁鐵1YA通電，由泵輸出地壓力油經2三位五通換向閥的左側，這時的主油路為： 進油路：泵 向閥10三位五通換向閥2（1YA得電）行程閥3液壓缸左腔。 回油路：液壓缸右腔三位五通換向閥2（1YA得電）單向閥6行程閥3液壓缸左腔。由此形成液壓缸兩腔連通，實現差動快進，由于快進負載壓力小，系統壓力低，變量泵輸出最大流量。2工進 減速終了時，擋塊還是壓下，行程開關使3YA通電，二位二通換向閥將通路切斷，這時油必須經調速閥4和15才能進入液壓缸左腔，回油路和減速回油完全一樣，此時變量泵輸出地流量自動與工進調速閥15的開口相適應，故進給量

21、大小由調速閥15調節，其主油路為：進油路：泵 向閥10三位五通換向閥2（1YA得電）調速閥4調速閥15液壓缸左腔。回油路：液壓缸右腔三位五通換向閥2背壓閥8液控順序閥7油箱。3.快退滑臺停留時間結束后，時間繼電器發出信號，使電磁鐵1YA、3YA斷電，2YA通電，這時三位五通換向閥2接通右位，因滑臺返回時的負載小，系統壓力下降，變量泵輸出流量又自動恢復到最大，滑快速退回，其主油路為：進油路：泵 向閥10三位五通換向閥2（2YA得電）液壓缸右腔。回油路：液壓缸左腔單向閥5三位五通換向閥2（右位）油箱。4.原位停止 當滑臺退回到原位時，擋塊壓下原位行程開關，發出信號，使2YA斷電，換向閥處于中位，液

22、壓兩腔油路封閉，滑臺停止運動。這時液壓泵輸出的油液經換向2直接回油箱，泵在低壓下卸荷。第六章 液壓元件的選擇6.1確定液壓泵的規格和電動機功率（1）計算液壓泵的最大工作壓力由于本設計采用雙泵供油方式，根據液壓系統的工況圖，大流量液壓泵只需在快進和快退階段向液壓缸供油，因此大流量泵工作壓力較低。小流量液壓泵在快速運動和工進時都向液壓缸供油，而液壓缸在工進時工作壓力最大，因此對大流量液壓泵和小流量液壓泵的工作壓力分別進行計算。根據液壓泵的最大工作壓力計算方法，液壓泵的最大工作壓力可表示為液壓缸最大工作壓力與液壓泵到液壓缸之間壓力損失之和。對于調速閥進口節流調速回路，選取進油路上的總壓力損失，同時考

23、慮到壓力繼電器的可靠動作要求壓力繼電器動作壓力與最大工作壓力的壓差為0.5MPa，則小流量泵的最高工作壓力可估算為大流量泵只在快進和快退時向液壓缸供油，圖4表明，快退時液壓缸中的工作壓力比快進時大，如取進油路上的壓力損失為0.5MPa，則大流量泵的最高工作壓力為： （2）計算總流量 表3表明，在整個工作循環過程中，液壓油源應向液壓缸提供的最大流量出現在快進工作階段，為0.5485 L/S，若整個回路中總的泄漏量按液壓缸輸入流量的10%計算，則液壓油源所需提供的總流量為：=36.2L/min工作進給時，液壓缸所需流量約為0.0084L/s，但由于要考慮溢流閥的最小穩定溢流量0.05 L/s，故小

24、流量泵的供油量最少應為0.0584L/s。據據以上液壓油源最大工作壓力和總流量的計算數值，因此選取PV2R12-12/32型雙聯葉片泵，其中小泵的排量為12mL/r，大泵的排量為32mL/r，若取液壓泵的容積效率=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0.97MPa、流量為37.224r/min。取泵的總效率，則液壓泵驅動電動機所需的功率為：根據上述功率計算數據，此系統選取Y100L-6型電動機，其額定功率，額定轉速。6.2確定其它元件與輔件(1) 確定閥類元件與輔件根據系統的最高工作壓力和通過各閥類元件與輔件的實際流量，查閱產品樣本，選出的閥類元件和輔件規格如表6所列。表6 液壓元件規格與型號序號元件名稱通過的最大流量q/L/min規格型號額定流