机械专业 毕业设计论文

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毕 业 设 计（ 论 文 ）

题 目 卧式单面多轴钻孔组合机床液

压系统设计

函授站（学习中心）北京学习中心 机械 专业 10 级（秋）层次 专 学 生 姓 名 商凯 指 导 教 师 吴会斌

2012年 09月 28日

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目 录

一、设计基本要求 ……………………………………………………-3- 1.1基本结构与动作顺序 …………………………………………-3- 1.2主要性能参数 …………………………………………………-3- 二、负载分析 ……………………………………………………………-3- 三、液压系统方案设计 …………………………………………………-4- 3.1确定液压泵类型及调速方式 …………………………………-4- 3.2选用执行元件 …………………………………………………-4- 3.3快速运动回路和速度换接回路 ………………………………-4- 3.4换向回路的选择 ………………………………………………-4- 3.5组成液压系统绘原理图 ………………………………………-4- 四、液压系统的参数计算 ……………………………………………-5- （一）液压缸参数计算 ………………………………………………-5- 1.初选液压缸的工作压力 …………………………………………-5- 2.确定液压缸的主要结构尺寸 ……………………………………-5- 3.计算液压缸各工作阶段的工作压力、流量和功率 ……………-6- （二）液压泵的参数计算 …………………………………………… -7- （三）电动机的选择 ………………………………………………… -7- 1.差动快进 …………………………………………………………-7- 2.工进 ………………………………………………………………-8- 3.快退 ………………………………………………………………-8- 五、液压元件的选择 ……………………………………………………-8-

5.1液压阀及过滤器的选择……………………………………………-8- 5.2油管的选择 ……………………………………………………-9- 5.3邮箱容积的确定 ………………………………………………-9- 六、验算液压系统性能 …………………………………………………-9- （一）压力损失的验算及泵压力的调整 ………………………………-9-

1.工进时的压力损失验算及泵压力的调整 ………………………-9- 2.快退时的压力损失验算及大流量泵卸载压力的调整 …………-10- 3.局部压力损失 ……………………………………………………-10- （二）液压系统的发热和温升验算 ……………………………………-11- 七、参考文献 ……………………………………………………………-12- 八、个人总结 ……………………………………………………………-12-

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一、设计基本要求：

(一)、基本结构与动作顺序

卧式单面多轴组合机床主要由工作台、床身、单面动力滑台、定位夹紧机构等组成，加工对象为铸铁变速箱体，能实现自动定位夹紧、加工等功能。工作循环如下：

工件输送至工作台 自动定位 夹紧 动力滑台快进 工进 快退 夹紧松开 定位退回 工件送出。（其中工作输送系统不考虑）

(二)、主要性能参数

1．轴向切削力Ft=24000N；

2．滑台移动部件质量m=510kg； 3．加减速时间∆t=0.2s；

4．静摩擦系数fs=0.2,动摩擦系数fd=0.1，采用平导轨；

5．快进行程l1=200mm；工进行程l2=100mm，工进速度30～50mm/min，快进与快退速度均为3.5m/min；

6．工作台要求运动平稳，但可以随时停止运动，两动力滑台完成各自循环时互不干扰，夹紧可调并能保证。 二、负载分析 负载分析中，暂不考虑回油腔的背压力，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，这样需要考虑的力有：切削力，导轨摩擦力和惯性力。导轨的正压力等于动力部件的重力，设导轨的静摩擦力为Ffs，动摩擦力为Ffd，则

Ffs=fsFN=0.2*4998=999.6 Ffd=fdFN=0.1*4998=499.8

3.5vGv51060=而惯性力 Fm=m==148.75 tgt9.80.2 如果忽略切削力引起的颠覆力矩对导轨摩擦力的影响，并设液压缸的机械效率m=0.95，则液压缸在各工作阶段的总机械负载可以算出，见表1-1。

表1-1 液压缸各运动阶段负载表

运动阶段 起动 加速 快进 工进 计算公式 F=Ffs/m F=(Ffd+Fm)/m F=Ffd/m F=（Ft+Ffd）/m 总机械负载F/N 1052 683 526 25789 3/12

快退 F=Ffd/m 526

三、液压系统方案设计

1.确定液压泵类型及调速方式

参考同类组合机床，选用双作用叶片泵双泵供油、调速阀进油节流调速的开式回路，溢流阀作定压阀。为防止钻孔钻通时滑台突然失去负载向前冲，回油路上设置背压阀，初定背压值Pb=0.8MPa

2.选用执行元件

因系统动作循环要求正向快进和工作，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等于有杆面积A2的两倍。

3.快速运动回路和速度换接回路

根据本例的运动方式和要求，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。

4换向回路的选择

本系统对换向的平稳性没有严格的要求，所以选用电磁换向器的换向回路。为便于实现差动连接，选用了三位五通换向阀。为提高换向的位置精度，采用死档板和压力继电器的行程终点返程控制。

5.组成液压系统绘原理图

将上述所选定的液压回路进行组合，并根据要求作必要的修改补充，即组成如图所示的液压系统图。为便于观察调整压力，在液压泵的进口处、背压阀和液压缸无杆腔进口处设置测压点，并设置多点压力表。这样只需一个压力表即能观测各点压力。

液压系统中各电磁铁的动作顺序如下表。

电磁铁动作顺序 快进 工进 快退 停止 1Y + + - - 2Y - - - + 3Y - + - - 4/12

四、液压系统的参数计算

（一）液压系统的参数计算 1.初选液压缸的工作压力

参考同类型组合机床，初定液压缸的工作压力为p1=40*10Pa

2确定液压缸的主要结构尺寸

本例要求动力滑台的快进、快退速度相等，现采用活塞杆固定的单杠式液压缸。快进时采用差动联接，并取无杆腔有效面积A1等于有杆腔有效面积A2的两倍，即A1=2A2。为了防止在钻孔钻通时滑台突然向前冲，在回油路中装有背压阀，按表8-1，初选背压

5pb=8105Pa。

由表1-1可知最大负载为工进阶段的负载F=25789N, 按此计算A1则 A1F25789=m27.16103m271.6cm2 11p1-pb401058105224A1液压缸直径Dcm471.69.55cm

由A1=2A2 可知活塞杆直径

d=0.707D=0.707*9.55cm=6.75cm

按GB/T2348—1993将所计算的D与d值分别圆整到相近的标准直径，以便采用标准

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的密封装置。圆整后得

D=10cm d=7cm

按标准直径算出

A1 A24D24102cm278.5cm2

(D2d2）（102-72）cm240.0cm2 44按最低工进速度验算液压缸尺寸，查产品样本，调速阀最小稳定流量

qmin=0.05L/min，因工进速度v=0.05m/min为最小速度，则由式

qmin0.0510322 A cm=10cm2vmin0.0510本例A1=6.36cm》10cm，满足最低速度的要求。

3计算液压缸各工作阶段的工作压力、流量和功率

根据液压缸的负载图和速度图以及液压缸的有效面积，可以算出液压缸工作过程各阶

5段的压力、流量和功率，在计算工进时背压按pb=810Pa代入，快退时背压按

22pb=5105Pa代入计算公式和计算结果列于下表中。

表二 液压缸所需的实际流量、压力和功率 负载F 工作循环 计算公式 N 进油压力pj 回油压力pb 所需流量 输入功率P L/min kW pa pb pj=差动快进 FPA2A1A2qv(A1A2) Ppjqpj=FpbA2A1 526 6.5105 11.5105 13.5 0.146 工进 qA1vPpjqpj=FpbA1A225789 36.9105 8105 0.314 0.019 快退 qA2vPpjq 526 11.1105 5105 14 0.266 （二）液压泵的参数计算

由表二可知工进阶段液压缸压力最大，若取进油路总压力损失

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p5105Pa，压力继电器可靠动作需要压力差为5105Pa，则液压泵 最高工作压力

可按式算出

ppp1p5105(36.955)105Pa46.9105Pa

55因此泵的额定压力可取pr1.2546.910Pa=5910Pa。

由表二可知，工进时所需要流量最小是0.32L/min，设溢流阀最小溢流量为2.5L/min，则小流量泵的流量应为qp1(1.10.3142.5)L/min2.85L/min，快进快退时液压缸所需的最大流量是14L/min，则泵的总流量为qp1.114L/min15.4L/min。即大流量泵的流量qp2qpqp1(15.42.85)L/min12.55L/min。

根据上面计算的压力和流量，查产品样本，选用YB-4/12型的双联叶片泵，该泵额定压力为6.3MPa，额定转速960r/min。

（三）电动机的选择

系

统

为

双

泵

供

油

系

统

，

其，

中

小大

泵

泵1

的流

流

量量

qp1(4103/60)m3/s0.0667103m3/sq2(12103/60)m3/s0.2103m3/s。差动快进、快退时两个泵同时向系统供油；

工进时，小泵向系统供油，大泵卸载。下面分别计算三个阶段所需要的电动机功率P。

1.差动快进

差动快进时，大泵2的出口压力油经单向阀11后与小泵1汇合，然后经单向阀2，三位五通阀4进入液压缸大腔，大腔的压力p1pj6.510Pa，查样本可知，小泵的出口

55压力损失p14.510Pa，大泵出口到小泵出口的压力损失p21.510Pa。于是计

85算可得小泵的出口压力pp11110Pa（总效率1=0.5），大泵出口压力

。 pp212.5105Pa（总效率2=0.5）

电动机效率

P1pp1q11pp2q22111050.066710312.51050.2103()W646.74W

0.50.52工进

考虑到调速阀所需最小压力差p1510Pa。压力继电器可靠动作需要压力差

5p25105Pa。因此工进时小泵的出口压力pp1p1p1p246.9105Pa。而大

泵的卸载压力取pp2210Pa。（小泵的总效率1=0.565，大泵的总效率2=0.3）。

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5

电动机功率

p2pp1q11pp2q2246.91050.066710321050.2103()W 0.5650.3687W

3.快退

类似差动快进分析知：小泵的出口压力pp114.5105Pa（总效率1=0.5）；大泵出口压力pp216105Pa（总效率2=0.5）。电动机功率

p2pp1q11pp2q2214.51050.0667103161050.2103()W 0.50.51821W综合比较，快退时所需功率最大。据此查样本选用Y90L-6异步电动机。

Y90L-6异步电动机主要参数表 功率KW 1.1 额定转速r/min 910 电流A 3.15 效率% 73.5 净重kg 25 五、液压元件的选择

1.液压阀及过滤器的选择

根据液压阀在系统中的最高工作压力与通过该阀的最大流量，可选出这些元件的型号及规格。本例中所有阀的额定压力都为6310Pa，额定流量根据各阀通过的流量，确定为10L/min，25L/min和63L/min三种规格，所有元件的规格型号列于表三中，过滤器按液压泵额定流量的两倍选取吸油用线隙式过滤器。

5表三 液压元件明细表 序号 1 2 3 4 5 6 7 8 9 10 元件名称 双联叶片泵 单向阀 三位五通电磁阀 二位二通电磁阀 调速阀 压力继电器 单向阀 液控顺序阀 背压阀 液控顺序阀 8/12

最大通过流量/Lmin 16 12 32 32 0.32 16 0.16 0.16 12 1型号 YB-4/12 I-25B 35D1-63BY 22D1-63BH Q-10B DP1-63B I-25B XY-25B B-10B XY-25B

11 12 13 14 15 16 17 18 19 20 单向阀 溢流阀 过滤器 压力表开关 减压阀 单向阀 二位四通电磁阀 单向顺序阀 压力继电器 压力继电器 12 4 32 20 20 20 I-25B Y-10B XU-B32*100 K-6B J-63B I-63B 24D-40B XI-63B DP1-63B DP1-63B 2、油管的选择

根据选定的液压阀的连接油口尺寸确定管道尺寸。液压缸的进、出油管按输入、排出的最大流量来计算。由于本系统液压缸差动连接快进快退时，油管内通油量最大，其实际流量为泵的额定流量的两倍达32L/min，则液压缸进、出油管直径d按产品样本，选用内径为15mm，外径为19mm的10号冷拔钢管。

3、油箱容积的确定

中压系统的油箱容积一般取液压泵额定流量的5~7倍，本设计取6倍，故油箱容积为

V(716)L112L

六、验算液压系统性能

（一）压力损失的验算及泵压力的调整 1.压力损失的验算及泵压力的调整

工进时管路中的流量仅为0.314L/min，因此流速很小，所以沿程压力损失和局部损失都

5非常小，可以忽略不计。这时进油路上仅考虑调速阀的压力损失p1510Pa，回油路

上只有背压阀的压力损失，小流量泵的调整压力应等于工进时液压缸的工作压力p1加上进油路压差p1，并考虑压力继电器动作需要，则

ppp1p15105Pa(36.955)105Pa46.9105Pa

即小流量泵的溢流阀12应按此压力调整。

2快退时的压力损失验算及大流量泵卸载压力的调整

因快退时，液压缸无杆腔的回游量是进油量的两倍，其压力损失比快进时要大，因此必须计算快退时的进油路与回油路的压力损失，以便确定大流量泵的卸载压力。

已知：快退时进油管和回油管长度均为l=1.8m，油管直径d=1510m，通过的流量为进油路q1=16L/min=0.26710m，回油路q2=32L/min=0.53410m/s。液压系统选用N32号液压油，考虑最低工作温度为15摄氏度，由手册查出此时油的运动粘度

2v=1.5st=1.5cm/s，油的密度900kg/m，液压系统元件采用集成块式的配置形式。、

3333339/12

式中 v————平均流速（m/s） d————油管内径（m）

————油的运动粘度（cm/s） q————通过的流量（m/s） 则进油路中液流的雷诺数为

321.27320.2671031041512300 Re1315101.5回油路中液流的雷诺数为

1.27320.5341034Re2103022300 315101.5由上可知，进回油路中的流动都是层流。

（2）沿程压力损失p 由式（1-37）可算出进油路和回油路的压力损失。

4q140.267103m/s1.51m/s则压力损失为 在进油路上，流速v226d3.14151064lpv2641.89001.5125p1Pa0.5210Pa 3Re1d215115102在回油路上，流速为进油路流速的两倍即v=3.02m/s，则压力损失为

64lpv2641.89003.022 p2Pa1.04105Pa 3Re1d230215102（3）局部压力损失 由于采用了集成块式的液压装置，所以只考虑阀类元件和集成块

内油路的压力损失。通过各阀的局部损失按式（1-39）计算，结果列于下表

部分阀类元件局部压力损失 额定流量元件名称 单向阀2 三位五通电磁阀 二位二通电磁阀 单向阀 实际通过流量额定压力损失实际压力损失qn/Lmin1 25 63 63 25 q/Lmin1 16 16/32 32 12 pn/(105Pa) p/(105Pa) 2 4 4 2 50.82 0.26/1.03 1.03 0.46 若去集成块进油路的压力损失pj10.310Pa，回油路压力损失为

pj20.5105Pa，则进油路和回油路总的压力损失为

p1p1ppj1(0.520.820.260.460.3)105Pa2.36105Pa

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p2p1ppj2(1.041.031.030.5)105Pa3.6105Pa

查表一得快退时液压缸负载F=526N；则快退时液压缸的工作压力为

p1(Fp2A1)/A2[(5263.610578.5104)/40104]Pa

5 p18.3810Pa

按式（8-5）可算出快退时泵的工作压力为

ppp1p1(8.381052.36105)Pa10.74105Pa

因此，大流量泵卸载阀10的调整压力应大于10.7410Pa

从以上验算结果可以看出，各种工况下的实际压力损失都小于初选的压力损失值，而且比较接近，说明液压系统的油路结构、元件的参数是合理的，满足要求。

（二）液压系统的发热和温升验算

在整个工作循环中，工进阶段所占用的时间最长，所以系统的发热主要是工进阶段造成的，故按工进工况验算系统温升。

工进时液压泵的输入功率如前面计算

P1687W 工进时液压缸的输出功率

P2Fv(257890.05/60)W21.5W 系统总的发热功率为：

P1P2(68721.5)W665.5W

已知油箱容积V=112L=11210m,则按式（8-12）油箱近似散热面积A为

-335A0.0653V20.065311221.51m2

32假定通风良好，取油箱散热系数CT1510kW/(mC），则利用式（8-11）可得

油液温升为

665.5103T29.4C 3CTA15101.51 设环境温度T2=25C，则热平衡温度为

T1=T2T25C29.4C54.4C[T1]55C 所以油箱散热基本可达要求。

七、参考书

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1．《液压传动》王守成 容一鸣主编 北京大学出版社 2．《新编液压工程手册》上、下册 3．《液压系统设计简明手册》

八、个人总结

这次液压的课程设计，是我们第一次较全面的运用液压综合知识。通过这次设计，使得我们对液压基础知识有了一个较为系统全面的认识，加深了对所学知识的理解和运用，讲原来比较抽象的内容实体化，初步培养了我们理论结合实际的设计思想，训练了综合运用相关课程的理论。结合生产实际分析和解决工程问题的能力，巩固、加深和扩展了有关液压系统设计方面的知识。

通过制定设计方案，合理选择各液压零件类型，正确计算零件的工作能力，以及针对课程设计中出现的内容查阅资料，大大扩展了我们的知识面，培养了我们在本学科方面的兴趣和实际动手能力，对将来我们在工作方面有很大的帮助。本次课程设计是我们所学知识运用的一次尝试，是我们在液压知识学习方面的一次有意义的实践。

在本次课程设计中，我在老师的耐心指导下很好的完成了自己的设计任务，通过这次设计，弄懂了一些书本中难以理解的内容，加深了对以前所学知识的巩固。在设计中，通过老师的指导，使自己在设计思想、设计方法和设计技能等方面都得到了一次良好的训练，促进了理论与实际的结合。

由于工作经验还不多，专业知识的欠缺，故在设计中出现了一些问题，存在一些不足之处，还望老师批评指导。

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