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说明书
液压课程设计说明书
（卧式单面多轴钻孔组合机床液压系统设计）
学院机电工程学院
班级机设087班
指导老师肖志权
学号0802721319
学生姓名秦文杰
日期2011-12-16
设计课题
1．设计一台卧式单面多轴钻孔机床的液压传动系统，有三个液压缸，分别完成钻削（快
进、工进、快退）、夹紧工件（夹紧、松开）、工件定位（定位、拔销）。
其工作循环为：
定位——夹紧——快进——工进——快退——拔销松开，如图1所示。
2.原始数据
●主轴数及孔径：
主轴6根，孔径Φ14mm；
●总轴向切削阻力：
12400N；
●运动部件重量：
9800N；
●快进、快退速度：
5m/min;
●工进速度：
0.04~0.1m/min
●行程长度：
320mm
●导轨形式及摩擦系数：
平导轨，f静=0.2f动=0.1
●加速、减速时间：
大于0.2秒
●夹紧力：
5000~6000N
●夹紧时间：
1~2秒
●夹紧液压缸行程长度：
16mm
3.系统设计要求
a.夹紧后在工作中如突然停电时，要保证安全可靠，当主油路压力瞬时下降时，夹紧缸保持夹紧力；
b.快进转工进时要平稳可靠；
c.钻削时速度平稳，不受外载干扰，孔钻透时不前冲。
目录
第一章组合机床工况分析（负载分析）…………………………4
第二章液压系统方案设计…………………………………………5
第三章液压系统参数计算…………………………………………8
第四章液压元件的选择……………………………………………12
第五章验算液压系统性能…………………………………………13
设计总结………………………………………………………………16
参考资料………………………………………………………………16
第一章组合机床工况分析（负载分析）
在负载分析中，暂不考虑油腔的背压力，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
而惯性力
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
，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
计算公式
总机械负载
启动
2063
加速
1471
快进
1032
工进
14084
快退
1053
根据负载计算结果和已知的个阶段的速度，由于行程是320cm，设定快进时的行程L1=250mm，工进时的行程L2=70，可绘制出负载图（F-l）和速度图（v-l），见图1-1a、b。
横坐标以下为液压缸活塞前进是的曲线，以下为液压缸活塞退回的曲线。
图负载速度图
a）负载图b）速度图
第二章液压系统方案设计
2.1确定液压泵类型及调速方式
参考同类组合机床，由于快进、快退和工进速度相差比较大，为了减少功率损耗，采用限压式变量叶片泵供油、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，初定背压阀Pb=0.8Mpa
2.2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等于有杆腔面积A2的两倍。
即活塞杆直径d与缸筒的直径D的关系为d=0.707D。
由于结构上的原因和为了有较大的有效工作面积，定位缸和夹紧缸也采用单缸活塞液压缸。
2.3快速运动回路和速度换接回路
根据本设计的运动方式和要求，采用差动连接这种快速运动回路来实现快速运动。
根据设计要求，速度换接要平稳可靠，另外是专业设备，所以可采用行程阀的速度换接回路，若采用电磁阀的速度换接回路，调节行程比较方便，阀的安装也比较容易，但速度换接的平稳性较差。
2.4换向回路的选择
本设计对换向的平稳性没有严格的要求，所以可选择电磁阀控制的换向回路，为方便连接，选择三位五通电磁换向阀。
2.5定位夹紧回路的选择
按先定位后夹紧的要求，可选择单向顺序阀的顺序动作回路。
通常夹紧缸的工作压力低于进给缸的工作压力，并由同一液压泵供油，所以在夹紧回路中设减压阀减压，同时还需满足：
夹紧时间可调，在进给回路压力下降时能保持夹紧力，所以要接入节流阀调速和单向阀保压，换向阀可连接成断电夹击方式，也可以采用带定位的电磁换向阀，以免工作时突然断电松开。
2.6动作换接的控制方式选择
为了确保夹紧后才能进行切削，夹紧与进给的顺序动作应采用压力继器控制。
当工作进给结束转为快退时，由于加工零件是通孔，位置精度不高，转换控制方式可采用行程开关控制。
系统原理图如下表2-1电磁阀动作顺序表
1Y
2Y
3Y
4Y
定位
-
-
-
-
夹紧
-
-
-
-
快进
+
-
-
-
工进
+
-
+
-
快退
-
+
+
-
停止
-
-
-
+
2.7液压基本回路的组成
第三章液压系统参数计算
（一）液压缸参数计算
（1）液压进给缸参数计算
1.初选液压缸的工作压力
所设计的动力滑台在工进时负载最大，在其他工况负载都不太高，参考同类型组合机床根据F=14084N，初定液压缸工作压力为p1=40×105Pa
2.确定液压缸的主要结构尺寸
鉴于动力滑台快进和快退速度相等，这里的液压缸可选用单活塞杆式差动液压缸（A1=2A2），快进时液压缸差动连接，工进时，为防止钻透时负载突然消失发生前冲现象，液压缸的回油腔应有背压，参考表3-1选此背压为pb=8×105Mpa。
表3-1执行元件背压力
系统类型
背压力/Mpa
简单系统或轻载节流调速系统
0.2-0.5
回油路带调速阀的系统
0.4-0.6
回油路设置有背压阀的系统
0.5-1.5
有补油泵的闭式回路
0.8-1.5
回油路较复杂的工程机械
1.2-3
回油路较短且直接回油
可忽略不计
由表1-1可知最大负载为工进阶段的负载F=14084N，按此计算A1则
液压缸直径
由A1=2A2，可知活塞杆直径
d=0.707D=0.707×7.06=4.99cm
按GB/T2348—1993将所计算的D与d分别圆整到相近的标准直径，以便采用标准的密封装置。
圆整后得：
D=8cm，d=5cm
按标准直径算出
按最低工进速度验算液压缸的最小稳定速度。
若验算后不能获得最小的稳定速度，还需要相应加大液压缸的直径，直至满足稳定速度为止。
查产品样本，调速阀最小稳定流量qmin=0.05L/min，因工进速度为最小速度v=0.04m/min，则由式（8-11）
本设计中A1=63.6cm2>10cm2，满足最低速度要求
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，可以算出液压工作过程各阶段的压力、流量、功率，在计算工进时背压按Pb=8×105Pa代入，快退时背压按Pb=5×105Pa代入计算公式和计算结果列入表1-3中
表3-2
工作循环
计算公式
负载F
进油压力pj
回油压力pb
所需流量
输入功率P
N
Pa
Pa
L/min
kW
定位夹紧
5000
13×105
0
1.85
0.040
差动快进
1032
12.8×105
17.8×105
10
0.213
工进
14084
33×105
8×105
0.35
0.019
快退
1032
11.6×105
5×105
15.3
0.296
注：
1.差动连接时，液压缸的回油口到进油口之间的压力损失
，而
。
2.快退时，液压缸有杆腔进油，压力为pj，无杆腔回油，压力为pb
（2）确定夹紧缸的内径和活塞直径
根据夹紧缸的夹紧力Fp=5000N，选夹紧缸工作压力P夹=1.5Mpa，可以认为回油压力为零，则夹紧缸的直径
根据表3-3取d/D=0.5则活塞杆直径
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，以便采用标准的密封装置，圆整后得
D夹=7cmd夹=3.6cm
表3-3按工作压力选取d/D
工作压力/Mpa
≤5.0
5.0-7.0
≥7.0
d/D
0.5-0.55
0.62-0.70
0.7
（3）定位缸参数计算
考虑定位缸拔销与夹紧缸松开为串联同步回路，有效工作面积必须相等，所以定位缸内径与活塞杆直径分别为：
、
，定位缸的负载小、行程短，压力和流量计算从略。
（二）液压泵的参数计算
由表可知工进阶段液压缸的工作压缸工作压力最大，若取进油路总压力损失
，压力继电器可靠动作需要压力差为0.5Mpa，则液压泵最高工作压力可按课本式（8-5）算出
因此泵的额定压力可取
计算液压泵的流量
由表3-2可知，工进时所需流量最小是0.35L/min，设溢流阀最小流量为2.5L/min，则泵的流量应为：
快进快退时液压缸所需的最大流量是15.3L/min，则泵的总流量为：
即大流量泵的流量
根据上面计算的流量和压力，查产品样本，选用YB－4/12限压式变量叶片泵。
该泵额定压力6.3MPa，额定转速960r/min。
（三）电动机的选择
系统为双泵供油系统，其中小泵1的流量
，大泵流量
。
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20后与小泵1汇合，然后经单向阀2，三位五通阀3，二位二通阀6，进入液压缸大腔，大腔的压力p1=pj=12.8×105pa，查样本可知，小泵的出口压力损失△p1=4.5×105pa大泵出口到小泵出口的压力损失△p2=1.5×105Pa。
于是计算可得小泵的出口压力pP1=17.3×105pa，大泵出口压力pP2=18.8×105Pa（总效率=0.5）。
电动机功率
2.工进
考虑到调速阀所需要的最小压力差△p1=5×105pa。
压力继电器可靠动作需要压力差△p2=5×105Pa。
因此工进时小泵的出口压力
。
而大泵的出口压力取。
（小泵的总效率
，大泵的总效率
）。
电动机功率
3.快退
类似差动快进分析知：
小泵的出口压力pP1=16.5×105pa（总效率ŋ=0.5）；大泵出口压力（总效率ŋ=0.51）。
电动机功率
综合比较，差动快进时所需要的功率最大，据此查样本选用Y90L-6异步电动机，电动机功率1.1KW，额定转速910r/min。
第四章液压元件的选择
（一）.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。
本设计中所有阀的额定压力都为63×105pa，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，所有元件的规格想好列于表4-1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，表中序号与原理图中的序号一致。
表4-1液压元件明细表
序号
元件名称
最大通过流量L/min
型号
1
限压式变量叶片泵
16
YB-4／12
2
单向阀
16
I-25B
3
三位五通电磁阀
63
35E-63B
4
单向阀
25
I-25B
5
调速阀
0.35
Q-10B
6
二位二通电磁阀
63
22E-63B（H）
7
单向阀
25
I-25B
8
液控顺序阀
0.30
X-10B
9
溢流阀（背压用）
0.30
Y-10B
10
减压阀
25
J-25B
11
单向阀
25
I-25B
12
二位四通电磁阀
25
24D-25B
13
单向顺序阀
10
XY-B10B
14
单向节流阀
15
压力器继电器
DP-25B
19
溢流阀
10
Y-10B
20
单向阀
25
I-25B
21
液控顺序阀（卸载用）
25
XY-25
22
过滤器
40
XU-40×100-J
（二）.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、排出得最大流量来计算，由于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，则液压缸的进、出油管直径d按产品样本，选用内径为15mm，外景为19mm的10号冷拔钢管。
（三）.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7倍，故油箱容积为
V=（7×16）L=112L
第五章验算液压系统性能
（一）压力缺失的验算及泵压力的调整
由于定位、夹紧回路在夹紧后的流量几乎为零，所以管路系统的压力损失主要应在工作台液压缸回路中进行计算。
1.工进时的压力缺失验算和小流量泵压力的调整
工进时管路中的流量仅为0.32L/min，因此流速很小，所以沿程压力损失和局部压力损失都非常小，可以忽略不计。
这时进油路上仅考虑调速阀的压力损失△p1=5×105pa，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
即小流量泵的溢流阀应按此压力调整。
2.快退时的压力损失验算及大流量泵卸载压力调整
因快退时，液压缸无杆腔的回油量是进油量的两倍，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未l=1.8m，油管直径d=15×103m，通过的流量为进油路
，回油路
。
液压系统选用N32号液压油，考虑最低工作温度为15℃，由手册查出此时油的运动粘度v=1.5st=1.5cm2/s，油的密度
，液压系统元件采用集成块式的配置形式。
（1）确定油流的流动状态
按式文献【1】中（1—30）经单位换算为
式中v——平均流速（m/s）；
d油管内径（m）
v油的运动粘度（cm2/s）
q通过的流量（m3/s）
则进油路中液流的雷诺数为
回油路中液流的雷诺数为
由上可知，进回油路中的流动都是层流。
（2）沿程压力损失
沿程压力损失
，由文献【1】式（1—37）可算出进油路和回油路的压力损失。
在进油路上，流速
则压力损失为
在回油路上，流速为进油路流速的两倍即v=3.74m/s，则压力损失为
（3）局部压力损失
由于采用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。
通过各阀的局部压力损失按课本式（1—39）计算，结果列于表1—5中。
表1—5阀类元件局部压力损失
元件名称
额定流量
实际通过的流量
额定压力损失
实际压力损失
单向阀2
25
16
2
0.82
三位五通电磁阀6
63
16/32
4
0.26/1.03
二位二通阀4
63
32
4
1.03
单向阀20
25
12
2
0.46
注：
快退时通过三位五通阀的两边流量不同，压力损失也不同。
若取集成块进油路的压力损失
，回油路压力损失为
，则进油路和回油路总的压力损失为
查表1—1知快退时液压缸负载F=1032N；则快退时液压缸的工作压力为p1=
按式（8—5）可算出快退时泵的工作压力为
因此大流量泵卸载阀的调整压力应大于13.21
从以上验算结果可以淡出，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，夹紧阶段所占用的时间最长，所以系统的发热主要是夹紧阶段造成的，故按夹紧工况验算系统温升。
工进时液压泵的输入功率如前面计算
工进时液压缸的输出功率
系统总的发热功率Ф为：
已知油箱容积
，按式（8-12）油箱近似散热面积A为
假定通风良好，取油箱散热系数
（m2·℃）,则利用式（8-11）可得油液温升为
℃≈25.9℃
设环境温度
℃,则热平衡温度为
=25℃+25.9℃=50.9℃
℃
所以油箱散热可以达到要求。
设计小结
这次液压课程设计是我们第一次较全面的液压知识综合运用，通过这次练习，使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应用，将课堂上比较抽象的东西具体化，初步培养了我们理论联系实际的设计思想，巩固，加深和扩展了有关液压设计方面的知识。
参考文献
[1]许福玲、陈尧明.液压与气压传动（第三版）
[2]成大先.机械设计手册（第五版）
[3]王守城，段俊勇.液压元件及选用[M].北京：
化学工业出版社，2007.
[4]雷天觉等.液压工程手册[J].北京：
机械工业出版社，1990.
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