904953331组合机床液压系统课程设计.doc

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1、课程设计（论文）指导教师成绩评定表题目名称评分项目分值得分评价内涵工作表现20%01学习态度6遵守各项纪律，工作刻苦努力，具有良好的科学工作态度。02科学实践、调研7通过实验、试验、查阅文献、深入生产实践等渠道获取与课程设计有关的材料。03课题工作量7按期圆满完成规定的任务，工作量饱满。能力水平35%04综合运用知识的能力10能运用所学知识和技能去发现与解决实际问题，能正确处理实验数据，能对课题进行理论分析，得出有价值的结论。05应用文献的能力5能独立查阅相关文献和从事其他调研；能提出并较好地论述课题的实施方案；有收集、加工各种信息及获取新知识的能力。06设计（实验）能力，方案的设计能力5能正

2、确设计实验方案，独立进行装置安装、调试、操作等实验工作，数据正确、可靠；研究思路清晰、完整。07计算及计算机应用能力5具有较强的数据运算与处理能力；能运用计算机进行资料搜集、加工、处理和辅助设计等。08对计算或实验结果的分析能力（综合分析能力、技术经济分析能力）10具有较强的数据收集、分析、处理、综合的能力。成果质量45%09插图（或图纸）质量、篇幅、设计（论文）规范化程度5符合本专业相关规范或规定要求；规范化符合本文件第五条要求。10设计说明书（论文）质量30综述简练完整，有见解；立论正确，论述充分，结论严谨合理；实验正确，分析处理科学。11创新10对前人工作有改进或突破，或有独特见解。成绩

3、指导教师评语指导教师签名： 年月日题目六：组合机床液压系统设计 试设计一卧式单面多轴钻孔组合机床的液压系统，要求液压系统完成的工作循环是：快进 工进 快退 停止,系统参数如下表,动力滑台采用平面导轨，其静、动摩擦系数分别为0.15、0.08往复运动的加减速时间要求不大于0.2s。 完成系统设计计算，拟定系统图，确定各液压元件的型号及尺寸。设计液压缸参数12345678主轴参数孔一直径(mm)13.811.815.813.713.811.613.69.8个数1214101212141016孔二直径(mm)8.59.56.56.57.58.59.56.5个数468246688孔三直径(mm)7.5

4、8.59.59.88.59.56.511.65个数23246262快进、快退速度(m/min)76876787工进速度(mm/min)30-5545-6040-6030-6530-6540-7545-7540-65最大行程(mm)300650400360380320350420工进行程(mm)100120150130120100120160材料硬度(HB)240260250230260240260240工作部件重量(N)98009600120001000012000900098008800F2参数主轴参数快进快退速度(m/min)工进速度速度(mm/min)最大行程(mm)工进行程(mm)材料

5、硬度(HB)工作部件重量(N)孔一孔二孔三 直径(mm)个数直径(mm）个数直径个数11.8149.568.538457535012026098001 设计方案拟定1.1 方案分析对设计液压系统进行分析，已知设计的是一卧式单面多轴钻孔组合机床的液压系统，要求液压系统完成的工作循环是：快进工进快退停止。在设计过程中要注意液压设计的注意事项：在滑台的速度变化较大，当滑台由工进转为快退时，以减少液压冲击，须使用背压阀等。 方案一： 选用两个柱塞缸组合来实现工作循环所要求的快进、工进运动，在快进和快退时要求速度相等，通过差动连接来实现。系统在工作过程环境恶劣，时有冲击可通过在回油路上加背压阀来减少其对

6、加工工件精度的影响。为了减少空间，油箱采用闭式油箱。由于其工况过程分段情况很大，节约能源，节约成本可采用变量泵来实现不同工况对油量的不同需要。闭式油箱，不易于散热，要附加散热器，增加了成本。 方案二： 选用单杆活塞缸来实现工作循环所要求的快进、工进运动，借鉴经典的实现快进、快退的连接方式，差动连接来实现，而对于有大冲击，工作阻力不定对加工过程的影响，采用使用在回油路上接背压阀和在进油路上用调速阀和行程阀的组合来实现。对于工况分段情况很大，借鉴同类机床多数采用双泵供油来节约能源。为减少热变形对加工精度的影响，减少热源，选用远离机床床身的开式油箱。 方案三: 选用单杆活塞缸来实现工作环循环所要求的

7、快进、工进运动，对运动方向的改变可以二位二通电磁换向阀来、单向阀和调速阀来实现。液压泵选用变量泵，这种方案就是在快进的时候油液流经阀的速度快，流量大，局部损失大，油液发热高，使液压液的粘性降低，影响系统的稳定性 。1.2 方案确定综合比较方案一、方案二和方案三，从经济成本、以往同类成功机床的例子和可操作性考虑后，选用方案二。方案二的具体设计过程如下。2 负载分析计算2.1 压系统的要求由于设计一卧式单面多轴钻孔组合机床的液压系统，要求液压系统完成的工作循环是：快进工进快退停止，系统参数如下表，动力滑台采用平面导轨，其静，动摩擦系数分别为0.15，0.08往复运动的加减速时间要求不大于0.2s。

8、2.2 分析系统工况，确定主要参数2.2.1 确定执行元件由于机床要求液压系统完成的是直线运动，最大行程为：380mm,其属于短行程，故选用执行元件为：液压缸。(其具体的参数在后面经计算后再确定)2.2.2 分析系统工况工作负载 高速钢钻头钻铸铁孔时的轴向切削力（单位为N）与钻头直径D（单位为mm）、每转进给量s（单位为mm/r）和铸铁硬度HBW之间的经算式为： （1-1）钻孔时的主轴转速n和每转进给量按资料2第十一章液压系统的设计和计算第三节液压系统设计计算举例中的值（源参考组合机床设计手册）选取： 对11.8的孔，=425r/min，=0.128mm/r 对9.5的孔， =515r/min

9、, =0.105mm/r 对8.5的孔， =550r/min, =0.096mm/r代入式1-1求得： = =32412N 惯性负载 m= kg=979.6kg =979.6=489.8N阻力负载 静摩擦阻力=0.159600N=1440N 动摩擦阻力=0.0819600N=768N由此得出液压缸在各工作阶段的负载如下表21所示： 表2-1 液压缸在各工作阶段的负载 （单位：N）工况负载组成负载值F推力=F/起动=14401600加速=+1257.81397.6快进=768853工进=+3318036867反向起动= 14401600加速=+1257.81397.6快退=768853注:1、液

10、压缸的机械效率通常取0.90.95,此处取0.9。2、不考虑动力滑台上颠覆力矩的作用。参考资料1 2.2.3 负载图和速度图的绘制 负载图按上面表中数值绘制,如图1-1。速度图按已知数值=6m/min, =650mm、=120mm快退行程=+=770mm和工进速度等的绘制，如图1-2，其中由主轴转速及每转进给量求出，即=52 mm/min。p/MPa,q(l/min),p/KW 图2.1 负载图 图 2.2 速度图2.2.4 液压缸主要参数的确定a、初选系统工作压力 由资料2中表11-2可知，卧式单面多轴钻孔组合机床液压系统的负载为41386N时，可以取45MPa，参考资料1中表42.45中推

11、荐液压系统的公称压力，取=5.0MPa。 b、确定液压缸型式、规格及尺寸 由于工作进给速度与快速运动速差较大，且快进、快退速度要求相等，从降低总流量需求考虑，确定采用最适的差动液压缸。利用这时活塞杆较粗可以通油的有利条件，沿用活塞杆固定，缸体随滑台运动的常用典型安装形式。 由于快进、快退的速度相等，故可以知，推出液压缸特征：。钻孔加工时，液压缸回路上必须具有背压，以防孔被钻通时突然消失而造成滑台突然前冲而设置的回油腔背压0.8MPa。快进时液压缸虽作差动联接，但由于油管中有压降存在，有杆腔的压力必须大于无杆腔，估算时可取MPa。快退时回油腔中是有背压的，这时可按0.6MPa估算。可以算出工作腔

12、需要的工作面积由工进时的推力式（53）得： 故有 ；根据资料1表42.42（液压缸缸筒内径尺寸系列）和表42.43（液压缸活塞杆外径尺寸系列）将这些直径圆整成就近标准值时得;D=110mm,d=80mm。由此求得液压缸两腔的实际有效面积为： 经检验，活塞杆的强度和稳定性均符合要求。 c、计算最大流量需求： 0.7 此流量较为适中，可以接受。 根据以上D与d的值，可估算液压缸在各个工作阶段中的压力、流量和功率值，如表2-2所示。表22 液压缸在各个工作阶段中的压力、流量和功率值工况计算公式推力回油腔压力 进油腔压力输入流量输入功率 快 进起动160000.318_加速1397.60.7780.2

13、78_恒速8530.670.1730.160.356 工进,368670.83.8800.4940.036 快 退起动160000.357加速1397.60.61.70恒速8530.61.5226.860.702并根据此绘出工况图如图23p/MPa,q(l/min),p/KW 图 2.3 组合机液压缸工况3 液压系统原理图的拟定3.1 液压回路的选择 钻削负载为阻力负载，在钻入铸件表面及钻通孔时的开始和结束时间存在先后等因素影响下，负载存在突变的可能。但从工况图2.3中可知功率较小，故工作进给采用具有压差补偿的进口调速阀的调速方式。由于液压系统选用了节流调速的方式和为了更好的散热，系统中油液的

14、循环选项取是开式的。3.2 流量和方向控制设计 快进、工进采用与调速阀并联的两位二通阀换接实现。 差动液压缸实现快进时，需要能利用回流的差动回路配合，故选用三位五通阀实现通断、换向、差动连接等功能。 由于流量及功率均较小，控制阀均用普通滑阀式结构。另外尚需要采用单向阀配合控制油流方向。3.3 压力控制设计系统工作压力由溢流阀控制调节。负载阻力在钻削过程中的突变，特别是加工完毕后负载突然消失，采用附有压差补偿控制的调速阀，而不用节流阀，再在回流路上附加可调背压阀，就可使工作速度稳定和避免发生前冲现象。3.4 能耗控制设计在流量、方向和压力液压系统关键参数决定后，还要考虑能耗控制，用尽量少的能量来

15、实现控制，以达到节能的目的和降低生产成本的目的。由工况图知： (快进所花时间) (工进所花时间) （快退所花时间）= =138.46/(6.5+7.7)9.75 数据表明：即，这表明在一个工作循环中的大部分时间都处于高压小流量工作。从提高系统效率、节省能量角度来看，选用单定量泵油源显然是不合理的，为此可选用限压式变量泵或双联叶片泵作为油源。此系统大部分时间在高压小流量下工作显然采用单定量泵溢流动力源，长时间大流量溢流会造成能量大量损失，是不可取的。考虑到前者流量突变时液压冲击较大，工作平稳性差，且后者可双泵同时向液压缸供油实现快速运动，最后确定选用双联叶片泵方案，。故在此采用双泵供油动力源，有

16、利于降低能耗，有利于降低生产成本。如图3.1-a所示。 图3.1 液压回路的选择元件 （a）油源 （b）换向回路 （c）速度换接回路为了防止快进转工进时速差变化太大，达115倍而产生压力冲击，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，所以选用三位五通电液换向阀，选用电液控制型，以利于按要求调节换向过和的时间，防止压力冲击。如图3.1-b所示。切换速度用的二位二通阀先用行程式开关控制型。如图3.1-c所示。背压阀选用可调的，以备根

17、据工作需要调节。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a。为了解决滑台快进的时候回油路接通油箱，无法实现液压缸差动连接的问题，必须在回油路上串接一个液控顺序阀8，这里作背压阀。以阻止油液在快进阶段返回油箱。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11。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。当滑台碰上死挡块后，系统压力升高，它发出快退信号，操纵电液换向阀换向。 在进油路上设有压力表开关和压力表。钻孔行程终点定位精度不高，采用行行程开关控制即可

18、。 综合以上设计和优化后可给出3.2液压系统原理图：图3.2 液压系统原理图4 液压元件的选择4.1 液压泵及驱动电机规格选择4.1.1 大、小泵最高工作压力计算 液压缸在整个工作循环中的最大工作压力为4.355Mpa，由表11-4得，进油路压力损失的范围为0.51.5Mpa，取进油路上的压力损失为0.8Mpa，压力继电器调整压力高出系统工作压力之值为0.5Mpa则小泵的最大工作压力为 =(3.880+0.8+0.5) MPa=5.18MPa大泵快退时液压缸的工作压力比快进大，取进油路上的压力损失为0.5MPa,则大流量的最高工作压力为 =(1.52+0.5)MPa=2.02MPa4.1.2

19、总需供油量 两个泵应向液压缸提供最大的流量为30.16L/min,若回路中的泄露按液压缸输入流量的10%计算，则两缸的总流量为：=1.1=33.18 工进进给时需流量为0.5),但不得不考虑溢流阀的最小稳定溢流量3,故小流量泵的供油量最少应为3.5。 据据以上压力和流量的数值，查得YUKEN日本油研PV2R型双联叶片泵，选取PV2R126/33型双联叶片泵，其小泵的排量为6ml/r，大泵的排量为33ml/r若取液压泵的容积效率=0.9，则当泵的转速=960r/min时，液压泵的实际输出流量为： l/min=33.696 L/min由于液压缸在快退时输入功率最大，这时液压泵泵工作压力为3.5 M

20、Pa流量为33.696L/min。取泵的总效率=0.75，则驱动液压泵驱动电动机所需的功率为： =KW=2.62KW4.1.3 电动机的选择 根据此数值，查资料4中表939，选取Y132S6型电动机，其额定功率=3KW，额定转速=960r/min。4.2 阀类元件及辅助元件的选择阀类元件及辅助元件的选择如表4-1。 表41 阀类元件及辅助元件的选择序号元件名称估计通进阀的流量规格额定流量额定压力MPa型号1双联叶片泵(5.1+28.5)查得最高压力为：21 MPaPV2R126/33=(6+33)ml/r2三位五通电液阀50801635DYF3Y-E10B3行程阀66.51006.322C-1

21、00BH4调速阀0.566.3Q-6B5单向阀66.51006.3I-100B6单向阀31.3636.3I-63B7液控单向阀0.2372106.3YDF63B 8背压阀0.2372106.3B-10B9溢流阀5.64106.3Y-10B10压力表开关16KF3-6B11单向阀721006.3 I-100B12单向阀32636.3I-63B13顺序阀32636.3XY-63B14过滤器36506.3XU-50 2004.2.1 油管 各元件间边接管道的规格按元件接口处尺寸决定，液压缸进、出油管见4-1按输入、排出的最大流量计算。由于液压泵具体选定之后液压缸在各个阶段的进、出流量已与原定数值不同

22、，所以要重新计算如下表4-2所示。表中的数值说明，液压缸快进、快退的速度与、与设计相近。这表明上边所选液压泵的型号、规格是合适的。 表42液压缸的进、出流量和运动速度流量、速度快进工进快退输入流量=(95.033.69)/(95.03-44.77) =63.71=0.494=33.69排出流量 =30.=0.23= = 71.51 运动速度=6.703 =0.052=7.52根据表42中数值，当油液在压力管中流速取3m/s时，按资料2中7-9算得与液压缸无杆腔和有杆腔相连的油管内径分别为：=mm=21.22mm 取标准值25mm = =15.43mm 取标准值15mm这两根油管都根据资料1表4

23、2.7133选用公称通径为和的无缝钢管。4.2.2 油箱油箱容积按式78估算，取时，求得其容积为 L=235.83L按JB/T79381999规定，取标准值V=250L。5 液压系统性能的验算本系统属压力不高的中低压范围，无迅速起动、制动需求，设计中已考虑了防冲击可调节环节及相关防冲措施；故不必进行冲击验算。这里仅验算系统压力损失并确定压力阀的调整值和油液温升验算。5.1 验算系统压力损失并确定阀的调整值 由于系统的管路布置尚未具体确定，整个系统的压力损失无法全面估算，故只能先按书上式346估算阀类元件的压力损失，待设计好管路布局图后，加上管路的沿程损失和局部损失即可。但对于中小型液压系统，管

24、路的压力损失甚微，可以不予考虑。压力损失的验算应按一个工作循环中不同阶段分别进行。 第一 快进 滑台快进时，液压缸差动连接，由表41和表42可知，进油路上油液通过单向阀12的流量是32L/min,通过电流换向阀2的流量是33.69L/min,然后与液压缸有杆腔的回油汇合，以流量63.71L/min通过行程阀3并进入无杆腔。因此进油路上的总压降为：MPa0.2163MPa此值不大，不会使压力阀开启，故能确保两个泵的流量全部进入液压缸。 回油路上，液压缸有杆腔中的油液通过电液换向阀2和单向阀6的流量都是30.01L/min,然后与液压泵的供油合并，经行程阀3流入无杆腔。由此可算出快进时有杆腔压力与

25、无杆腔压力之差。MPa=0.2122 MPa此值小于原估值0.5MPa，所以是偏安全的。第二 工进 工进时，油液在进油路上通过电液换向阀2的流量为0.5L/min，在调速阀4处的压力损失为0.5MPa；油液在回油路上通过电液换向阀的流量是0.23L/min，在液控单向阀7处的流量为0.237+0.23=0.467L/min,在背压阀8处的压力损失为为0.5MPa。因此这时液压缸回油腔的压力为：MPa0.5001 MPa 因为0.5001MPa大于原估计值0.494Mpa，故可按照表11-6中公式重新计算工进时液压缸进腔压力，即：=4.115MPa与表中的4.355相近。考虑到压力继电器可靠动作

26、需要压差。故溢流阀的调压为：=5.115MPa第三 快退 快退时，油液在进油路上通过单向阀12的流量为32L/min，通过电液换向阀2的流量为33.69L/min；油液在回油路上通过单向阀5、换向阀2和单向阀11的流量都是71.51L/min。因为进油路上总压降为： MPa=0.1083MPa此值较小，所以液压泵驱动电动机的功率是足够的。回油路上的总压降为：MPa = 0.4601 MPa故快退时液压泵的最大工作压力应为（1.70+0.1083）MPa=1.8083 MPa因此大流量液压泵卸荷的顺序阀7的调压应大于1.8083 MPa。5.2 油液温升验算 工进在整个工作循环中所占比=90.6

27、9%因此系统发热和油液温升可用工进时的情况来计算。 工进时液压缸的有效功率（即系统输出功率）为这时大流量泵通过顺序阀13卸荷，小流量泵在高压下供油，所以两泵的总输出功率（即系统输入功率）为： KW=0.7528KW由此得液压系统的发热量为（0.7528-0.0319）KW=0.7209KW按书上112求出油液温升近似值 温升没有超出允许范围，液压系统中不需设置冷却器。6 液压系统油箱结构详细设计计算6.1 长宽高的确定油箱的体积为：（此处取0.8参照资料2给出的值。） =0.3125 由于油箱的温升没有超出允许的范围，故可不按发热来计算。此处按资料1表42.7199中推荐的范围，长、宽和高的比

28、例：1：1：13：2：1。此处取油箱内长取为3：2：1设基本因子为x,则长为3x,宽为2x,高为x,则：=0.373m=373mm所以长为：=3=1119mm,宽=2=746mm 高为=373mm 此分离式油箱采用普通钢板焊接而成，参照书上取钢板的厚度为：取油箱箱壁厚为t=3mm。按箱底厚度应大于箱壁的原则： 箱底厚度为：5mm按箱盖厚度应为34倍箱壁的原则：箱盖厚度为:10mm为了易于散热和便于对油箱进行搬移及维护保养，取箱底离地的距离为160mm。（资料1油箱结构设计。）故可知，油箱基体的总长总宽总高为：长为：宽为：高为：6.2 油箱具体设计为了更好的清洗油箱，取油箱底面倾斜度为：0.5,

29、(注由于倾斜度小，在油箱图上没有画出。)6.2.1 隔板尺寸的确定隔板高度取为箱内油面高度的，故可知隔板的高度为： 隔板的厚度仍然取3mm。6.2.2 各种油管的尺寸由上知：回油管直径取上边用到油管的最大管好，内径为：20mm,外径为：28mm。泄油管的尺寸取为和回油管尺寸一样。吸油管尺寸的确定：取吸油管中油液的流速为1m/s。则按书上公式7-9得： 查资料1表42.7133得，将其取公称直径圆整取d=32mm,故有外径为42mm。6.2.3 吸油管和过滤器之间管接头的选择在此选用卡套组合直角管接头，查资料1表42.7149得： 表61 卡套组合直角管接头公称压力MPa管子外径mmmmmmmm

30、mmmmmm扳手尺寸mmmmmmG(25)4236423039.56865506069.36.2.4 过滤器的选取取过滤器的流量至少是泵流量的两倍的原则，取过滤器的流量为泵流量的2.5倍。故有 ： 查资料1表42.77得，先取通用型WU系列网式吸油中过滤器，参数如表6-2表62 通用型WU系列网式吸油中过滤器参数型号通径mm公称流量过滤精度尺寸M（d）HDWU100100-J32100100153_6.2.5 堵塞的选取 考虑到钢板厚度只有3mm，加工螺纹孔不能太大，查资料1表42.7178选取外六角螺塞作为堵塞，详细尺寸见下表： 表63 外六角螺塞dDeSLhbRC重量Kg 基本尺寸极限偏差

31、10.222151324123311.00.0326.2.6 空气过滤器的选取 按照空气过滤器的流量至少为液压泵额定流量2倍的原则，即： 选用EF系列液压空气过滤器，参照资料1表42.7200得，将其主要参数列于下表： 表64 液压空气过滤器参数型号过滤注油口径mm注油流量L/min空气流量L/min油过滤面积L/minAmmBmmammbmmcmm四只螺钉均布mm空气进滤精度mm油过滤精度mE-32321410512010050475964M4100.279125注：油过滤精度可以根据用户的要求是可调的。6.2.7 液位/温度计的选取选取YWZ系列液位液温计，参照资料3表7-129选用YWZ

32、-250型。具体参数如表6-5。 表65 液位/温度计型号L /mmE /mmB/mmYWZ-250280250212并考虑到钢板的刚度，将其安在偏边的地方。6.2.8 油箱内油最低油液高度的计算考虑到油箱内有隔板，为防止在泵工作时油液面底于隔板高度而造成油液的吸油一方没有油的严重后果。故要进行油液的最少油量的计算，即也是油液最低高度的计算：由缸的工作情况可知，在缸工进的最末端时，油箱内被吸走的油最多，故油箱的油液最少高度h为：参考文献1 李壮云主编 .中国机械设计大典第五卷 . 江西：江西科学出版社，2002年2 液压传动第二版，王积伟等主编，机械工业出版社，2006.12 ISBN 978

33、-7-111-03745-33 机械设计师手册 机械工业出版社。4 液压站设计与使用张利平编著，-北京 海洋出版社，2004.2 ISBN 7-5027-111-6081-45机械设计课程设计席伟光，杨光，李波主编。-北京 高等教育出版社，2003 致 谢 通过一周时间的努力，通过对组合机床液压系统设计，让我真正地将课本知识融会贯通，在设计过程中，遇到了很多没有想到的问题。但在这次的设计实践中，让我真正的感觉到了我们所学的知识与工程实际还是有一定的差距。尤其是在设计时经验数据的选取问题，感觉到好像是无从下手。减慢了我这次课程设计的进度。在这次的设计过程中，得到了我的老师和很多同学的支持和帮助。使我收获了很多。大家的力量是很大的。在这里，对他们对我的帮助一并致谢！