卧式单面多轴钻孔液压系统设计说明书.doc

液压与气压传动课程设计

武
汉
纺
织
大
学

院 系：机械工程与自动化

指导老师：肖志权

姓 名：刘月园

班 级：机设097

学 号：0902051372

完成日期：2012-12-25

任务书
一．设计课题
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。   

二、.原始数据
1、主轴数及孔径：主轴6根，孔径14mm；
2、总轴向切削阻力：12400N；
3、运动部件重量：9800N；
4、快进、快退速度：5 m/min；
5、工进速度：0.04～0.1m/min；
6、行程长度：320mm；
7、导轨形式及摩擦系数：平导轨，；
8、夹紧、减速时间：大于0.2秒；
9、夹紧力：5000～6000N；
10、夹紧时间：1～2秒；
11、夹紧液压缸行程长度：16mm；
12、快进行程230mm，工进行程90mm。

三、系统设计要求
1、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；
2、快进转工进时要平稳可靠；
3、钻削时速度平稳，不受外载干扰，孔钻透时不能向前冲。

四．设计类容要求
1. 根据设计要求以及附图，绘制液压系统原理图，并完成系统电磁铁动作顺序表。
2、在附图的基础上，若系统油源改为双泵供油（即一个大泵和一个小泵），重新设计并绘制系统原理图。
3.对系统进行设计计算，给出液压元件的明细表，包含元件名称，主要参数，型号规格，包含步进电机选型，液压缸的缸径，行程等主要参数的计算。
4.进行设计验算（发热验算，压力损失等）。
5.设计一个液压阀块（油路块，阀块），其上安装至少3-4个液压元件，可选阀块方案：
①附图上，元件3，7, 8, 9
②附图上，元件3，7, 4，5
③附图上，元件8，10, 11，12
④附图上，元件12，13, 14，15
选取上述阀块中的一种，要求绘制阀块的二维设计工程图，表明加工所需要的信息（材料，公差，粗糙度，技术说明，加工工艺等）。
6.液压阀块的三维建模，验证钻孔符合要求。有Pro／E或者SolidWorks等软件，绘制其三维实体图。
7.可选部分，在阀块三维实体的基础上，将安装在阀块上的液压阀，过滤器，液压附件三维建模并安装于阀块上。

附：液压原理图

图2 卧室单面多轴钻孔机床液压系统原理图

一 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，重力的的水平分力为零，这样需要考虑的力有：夹紧力，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，动摩擦力为,则

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 液压缸各运动阶段负载表
运动阶段
计算公式
总机械负载N
起动

2063
加速

1471
快进

1032
工进

14084
夹紧

7326～8378
快退

1032

根据负载计算结果和已知的各阶段的速度，可绘制出负载图（F-l）和速度图（V-l），见图2 a、b。横坐标以上为液压缸活塞前进时的曲线，以下为液压缸活塞退回时的曲线。

L/min
0.07
320
230
360
270
180
90
5
0
-5
a)速度图

F/N

0
2063
90
1032
14084
1032
1471
320
230
180
360
270
2063
L/min

b）负载图

二 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，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。为了换速以及液压缸快退时运动的平稳性，回油路上设置背压阀，初定背压值。
2.2 选用执行元件
因系统动作循环要求正向快进和工进，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，无杆腔面积等于有杆腔面积的两倍。
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，采用差动连接与单泵供油两种快速运动回路来实现快速运动。本设计采用二位二通手动换向阀换接回路，控制由快进转为工进。与采用行程阀相比，电磁阀可直接安装在液压站上，由工作台的行程开关控制，管路较简单，行程大小也容易调整，另外采用液控顺序阀与单向阀来吧切断差动油路。因此速度换接回路为行程与压力联合控制形式。
2.4 换向回路的选择
本系统对换向的平稳性有严格的要求，所以选用电液换向阀的换向回路。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，采用死挡铁和压力继电器的行程终点返程控制。
2.5 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1-2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、背压阀和液压缸无腔进口处设置测压点，并设置多点压力表开关。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表1-2所示。
表2 电磁铁动作顺序表

1Y
2Y
3Y
行程阀
定位
-
-
-
-
夹紧
-
-

-
快进
+
-
-
-
工进
+
-
-
-
快退
-
+
-
-
停止
-
-
-
+
三 液压系统的参数计算
3.1 液压缸参数计算
a.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。
b.确定液压缸的主要结构尺寸
本设计要求液压缸的快进、快退速度相等，现采用活塞杆固定的单杆式液压缸。快进时采用差动连接，并取无杆腔有效面积等于有杆腔有效面积的两倍，即。为了运动的平稳性，在回路中装有背压阀，按表8-2，初选背压。
由表1可知最大负载为工进阶段的负载，按此计算则：

液压缸直径
由可知活塞杆直径
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:
按标准直径算出

按最低工进速度盐酸液压缸尺寸，查产品样本，调速阀最小稳定流量，因工进速度为最小速度，则由式(8-11)

本设计中，满足最低速度要求
c.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段的压力、流量、功率，在计算工进时背压按代入，快退时背压按代入计算公式和计算结果列于表1-3中。

表3 液压缸所需的实际流量、压力和功率
工作
循环
计算公式
负载
F
进油压力
／
回油压力
／
所需
流量
输入
功率
N
Pa
Pa
L/min
KW
差动快进

1032
13.1
18.1
9.81
0.214
工进

14084
32.9
8
0.201～
0.502
0.011～
0.028
夹紧

7236
～
8379
14.4～16.6

0
0
0
快退

1032
11.6
5
15.31
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.
2.快退时，液压缸有杆腔进油，压力为，无杆腔回油，压力为。

3.2 液压泵的参数计算
由表1-3可知工进阶段液压缸工作压力最大，因夹紧工况是在执行元件到系统终点时才出现最高工作压力，则，压力继电器可靠动作需要压力差，则液压泵最高工作压力可按式（8-5）计算
﹦=
因此，泵的额定压力可取
由表1-3可知，工进时所需流量最小是0.201 L/min，因为该系统单泵供能
进快退时液压缸所需的最大流量是15.31 L/min，则泵的总流量为，由于选用的是变量泵，V=q／n =11.23mL／min，据上面的计算的压力和流量，查产品样本，选用跟工作缸相同的
泵为YBX-A※M型变量叶片泵，压力调节范围是 （1.4～3.5）
额定转速1500r／min，驱动功率为1.8kw，最大排量为16mL／r。
3.3 电动机的选择
a. 差动快进
差动快进时，查样本可知，取值范围为64%～81%。由于，所以取。该变量泵的出口压力损失为,于是计算可得泵的出口压力（取总效率）电动机功率

b. 工进
考虑到调速阀所需要的最小压力差=Pa。压力继电器可靠动力需要压力差=，因此工进时的出口压力为==Pa
(取总效率)
电动机功率

c. 快退
类似差动分析快进分析知:泵的出口压力（总效率））。
电动机功率

综合比较，工进时所需功率最大。据此查样本选用Y90L-4异步电动机，电动机额定功率1.5kw。额定转速1400r/min。

四 液压元件的选择
4.1 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，额定流量根据各阀通过的流量，确定为三种规格，所有元件的规格型号列于表1-4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 液压元件明细表
序号
元件名称
最大通过流量/
型号
1
单向变量叶片泵
24
YBX-A※M
2
过滤器
48
XU-B32×100
3
三位五通电磁阀
48
35D1-63BY
4
单向阀
24
CIT-03※-50
5
调速阀
0.10
Q-H8
6
二位二通电磁阀
48
22D1-63BH
7
单向阀
24
CIT-03※-50
8
液控顺序阀
24
XY-25B
9
背压阀
24
B-10B
10
减压阀
24
JDF-L10※
11
单向阀
24
CIT-03※-50
12
二位四通电磁阀
48
24D1-63B
13
直控单向顺序阀
24
XD2F
14
液控单向阀
24
CP※T-03-※-※-50
15
压力继电器
24
HED1K
16
单活塞液压缸
24

17
单活塞液压缸
24

18
单活塞液压缸
24

当供油系统换为双泵供油时其系统原理图为

图3 卧式单面多轴钻孔机床的液压传动系统原理图

表5 电磁铁动作顺序表

1Y
2Y
3Y
定位
-
-
-
加紧
-
-
-
快进
+
-
-
工进
+
-
+
快退
-
+
-
停止
-
-
-

4.2 液压泵的参数计算
由表1-3可知工进阶段液压缸工作压力最大，因夹紧工况是在执行元件到系统终点时才出现最高工作压力，则，压力继电器可靠动作需要压力差为Pa，则液压泵最高工作压力课按式（8-5）计算
﹦=
因此，泵的额定压力可取
由表1-3可知，工进时所需流量最小是0.201L/min，设溢流阀流量为2.5L/min，则小流量泵的流量应为

快进快退时液压缸所需的最大流量是15.31L/min，则泵的总流量为，
即大流量泵的流量

根据上面的计算的压力和流量，查产品样本，选用跟工作缸相同的泵为型的双联叶片泵，该泵的额定压力为6.3MP，额定转速960r/min.

4.3 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。下面分三个阶段需要的电动机功率P。

a．差动快进
差动快进时，大泵2的出口压力油经单向阀5后与小泵2汇合，然后经单向阀7，三位五通电磁阀12，二位三通阀16进入液压缸大腔，大腔的压力，查样本可知，小泵的出口压力损失为,大泵出口到小泵出口的压力损失。于是计算可得小泵的出口压力（总效率），大泵出口压力（总效率）。

电动机功率
b．工进
由上述已知夹紧时小泵的出口压力而大泵的卸载压力取（小泵的总效率，大泵的总效率）。
电动机功率

c.快退
类似差动分析快进分析知:小泵的出口压力（总效率）；大泵的出口压力（总效率）。
电动机功率

综合比较，快退时所需功率最大。据此查样本选用Y90L-4异步电动机，电动机功率1.5kw。额定转速1400r/min。

表6 液压元件明细表
序号
元件名称
最大通过流量
型号
1
过滤器
32
XU-B32x100
2
双联叶片泵
16
YB-4/10
3
压力表开关
/
KF-L8/14E
4
溢流阀
4
Y-10B
5
单向阀
10
I-25B
6
液控顺序阀（卸载用）
12
XY-25B
7
单向阀
16
I-25B
8
节流阀
50
MK10G.2
9
背压泵
0.16
B-10B
10
液控顺序阀
0.16
XY-25B
11
单向阀
16
1-25B
12
三位五通电液换向阀
32

13
液控单向阀
40
CPT-03-50
14
单向阀
32
I-25B
15
调速阀
0.32
Q-10B
16
二位二通电磁阀
32

17
压力继电器
／
HED1K

4.4 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，则液压缸的进、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。
4.5 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57倍，本设计取6倍，故油箱容积为：(根据JB/T7938-1999)取V=100L。

五 验算液压系统性能
5.1 压力缺失的验算及泵压力的调整
a.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为，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。这时进油路上公考虑调速阀的压力损失，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加上进油路压差，并考虑压力继电器动作需要，则

即小流量泵的溢流阀4应按此压力调整。
b.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为，油管直径，通过的流量为进油路，油路。液压系选用N32号液压油，考虑最低工作温度为，由手册查出此时油的运动粘度，油的密度，液压系统元件采用集成块式的配置形式。
c.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）；
——油的运动粘度（）；
q——通过的流量（）。
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。
d.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，则压力损失为

e.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式（1-39）计算，结果列于表1-5中。
表7 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5
25
10
2
0.32
单向阀7
25
16
2
0.82
单向阀8
25
16
2
0.82
三位五通电
液换向阀12
63
16/32
4
0.26/1.03
单向阀14
50
32
0.82
0.82
注：快退时经过三位五通阀的两油道流量不同，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；则快退时液夺缸的工作压力为

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6的调整压力应大于。
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。

5.2 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。
夹紧时液压缸泵的输入功率如前面计算

工进时液压缸的输出功率

系统总的发热功率为：

已知油箱容积，则按式（8-12）油箱近似散热面积A为
(其中V的单位为L)
假定通风良好，取油箱散热系数，则利用式（8-11）可得油液温升为
设环境温度，则热平衡温度为

所以油箱散热基本可达到要求。
六、液压阀块设计
液压阀块是液压系统无管化连接方式的一种常用方法（又称插装阀），它不仅能简化液压系统的设计和安装，而且便于实现液压系统的集成化和标准化。
a) 液压阀块六个表面的功用
顶面和底面：阀块的顶面和底面为叠积接合面，表面布有公用压力油孔P、公用回油孔O、泄漏油孔L及四个螺栓。
右侧面：安装经常调整的元件，有压力控制阀类如溢流阀、减压阀、顺序阀等，流量控制阀类如节流阀、调速阀等。
前侧面：安装方向调整元件，如电磁换向阀、单向阀等：当压力阀类和流量阀类在右侧面安装不下时，应安装在前侧面，以便调整。
后侧面：安装方向阀类等不调整的元件。
左侧面：左侧面设有连接执行机构的输出油口。、，外侧压点及其他辅助油口，如蓄能器油孔、接备用压力继电器油孔等。
2 阀块设计
将三位五通电液换向阀3、单向阀7安装在前侧面上，右侧面安装液控顺序阀8、背压阀9，各阀的连接关系如系统原理图。阀块长宽高尺寸为250×200×230，其三维图如下：

参考文献
[1] 许福玲﹑陈舜明.液压与气压传动（第三版）[M].北京:机械工业出版社，2007
[2] 成大先.机械设计手册[M].北京:化学工业出版社，2008

19