卧式单面多轴钻孔组合机床液压传动系统设计
《液压与气压传动》
课程设计说明书
题目：卧式单面多轴钻孔组合机床液压传动系统设计
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日期：2013年7月18日
目录
一、设计要求及工况分析 (3)
二、确定液压系统主要参数 (5)
三、拟定液压系统原理图 (7)
四、计算和选择液压件 (8)
五、液压缸设计基础 (11)
5.1液压缸的轴向尺寸 (11)
5.2主要零件强度校核 (11)
六、验算液压系统性能 (14)
七、设计小结 (17)
一、设计要求及工况分析
1.设计要求
要求设计一台卧式单面多轴钻孔组合机床动力滑台的液压系统。要求实现的动作顺序为：快进→工进→快退→停止。液压系统的主要参数与性能要求如下：轴向切削力总和F e =30500N ，移动部件总重量G ＝19800N ；快进行程为100mm ，快进与快退速度0.1m/s ，工进行程为50mm ，工进速度为0.88mm/s ，加速、减速时间均为0.2s ，利用平导轨，静摩擦系数0.2；动摩擦系数为0.1。液压系统的执行元件使用液压缸。
2.负载与运动分析
（1）工作负载 工作负载即为切削阻力N
F e 30500=
（2）摩擦负载f F 摩擦负载即为导轨的摩擦阻力 静摩擦阻力 N F fs 3960198002.0=?=
动摩擦阻力 N F fd 1980198001.0=?=
（3）惯性负载
（4） 运动时间
快进 s v L t 11
.01
.0111===
工进 s v L t 8.561000
88.005.0222=÷==
快退 s s v L L t 5.11.010)50100(33211=??
?
????+=+=-
设液压缸的机械效率 cm η =0.9，得出液压缸在各阶段的负载和推力，如表1所列。
表1 液压缸在各运动阶段的负载和推力（cm η=0.9）
1010N N 2
. 0 1 . 0 8 . 9 19800 i = ? = ? ? =
t g G F υ
根据液压缸在上述各阶段内的负载和运动时间，即可绘制出负载循环图F -t 和速度循环图υ-t ，如图1所示。
图1 速度负载循环图
a)工作循环图 b ）负载速度图 c)负载速度图
工况 计算公式 负载值F/N 液压缸推力F/
w η/N
启动 fs F F =
3960 4400 加速 m fd F F F +=
2990 3322 快进 fd F F =
1980 2200 工进 t
fd F F F +=
32480 36089 反向启动 fs F F =
3960 4400 加速 m fd F F F +=
2990 3322 快退
fd F F =
1980
2200
图1 F -t 与υ-t 图
二、确定液压系统主要参数
1.初选液压缸工作压力
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，参考表2和表3，初选液压缸的工作压力1p =4MPa 。
2．计算液压缸主要尺寸
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（A 1=2A 2），快进时液压缸差动连接。工进时为防止孔钻通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4选此背压为p 2=0.6MPa 。
表
4 执行元件背压力
表5 按工作压力选取d/D
表6 按速比要求确定d/D
注：
1
—无杆腔进油时活塞运动速度； υ2
—有杆腔进油时活塞运动速度。
由于工作进给速度与快速运动速度差别较大，且快进、快退速度要求相等，从降低总流量需求考虑，应确定采用单杆双作用液压缸的差动连接方式。通常利用差动液压缸活塞杆较粗、可以在活
塞杆中设置通油孔的有利条件，最好采用活塞杆固定，而液压缸缸体随滑台运动的常用典型安装形式。这种情况下，应把液压缸设计成无杆腔工作面积1A 是有杆腔工作面积2A 两倍的形式，即活塞杆直径d 与缸筒直径D 呈d = 0.707D 的关系。
工进过程中，当孔被钻通时，由于负载突然消失，液压缸有可能会发生前冲的现象，因此液压缸的回油腔应设置一定的背压(通过设置背压阀的方式)，选取此背压值为p 2=0.6MPa 。
快进时液压缸虽然作差动连接（即有杆腔与无杆腔均与液压泵的来油连接），但连接管路中不可避免地存在着压降p ?，且有杆腔的压力必须大于无杆腔，估算时取p ?≈0.5MPa 。快退时回油腔中也是有背压的，这时选取被压值0.7MPa 。
工进时液压缸的推力计算公式为c 1122/m F
A p A p η=-
因此，根据已知参数，液压缸无杆腔的有效作用面积可计算为 因此，根据已知参数，液压缸无杆腔的有效作用面积可计算为
2
36
211m 105.9710
)2/6.04(9.0324802
-?=?-?=
-
=
p p F
A m
c η
液压缸缸筒直径为
11141==πA D mm
由于有前述差动液压缸缸筒和活塞杆直径之间的关系，d = 0.707D ，因此活塞杆直径为d=0.707×111=78mm ，根据GB/T2348—1993对液压缸缸筒内径尺寸和液压缸活塞杆外径尺寸的规定，圆整后取液压缸缸筒直径为D =110mm ，活塞杆直径为d =80mm 。
此时液压缸两腔的实际有效面积分别为：
242110954m D A -?==π ()
24222107.444m d D A -?=-=π
根据计算出的液压缸的尺寸，可估算出液压缸在工作循环中各阶段的压力、流量和功率，如表4所示。由此绘制的液压缸工况图如图2所示。 表7液压缸在各阶段的压力、流量和功率值
工进36089 0.6 4.08 0.84×10-20.034
1
2
2
1A
A
p
F
p+
=
2
1
υ
A
q=
q
p
P
1
=
快退
启
动
4400 —0.98 ——
2
1
2
1A
A
p
F
p+
=
3
2
υ
A
q=
q
p
P
1
=
加
速
3322 0.7 2.23 ——
恒
速
2200 0.7 1.98 0.45 0.89
注：1. Δp为液压缸差动连接时，回油口到进油口之间的压力损失，取Δp=0.5MPa。
2．快退时，液压缸有杆腔进油，压力为p1，无杆腔回油，压力为p2。
三、拟定液压系统原理图
1．选择基本回路
(1)选择调速回路由图2可知，这台机床液压系统功
率较小，滑台运动速度低，工作负载为阻力负载且工作中
变化小，故可选用进口节流调速回路。为防止孔钻通时负
载突然消失引起运动部件前冲，在回油路上加背压阀。由
于系统选用节流调速方式，系统必然为开式循环系统。
(2)选择油源形式从工况图可以清楚看出，在工作循
环内，液压缸要求油源提供快进、快退行程的低压大流量
和工进行程的高压小流量的油液。最大流量与最小流量之
比q max/q min=0.5/(0.84×10-2)=59.5；其相应的时间之比
(t1+t3)/t2=(1+1.5)/56.8=0.04。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。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。
(3)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。
(4)选择速度换接回路由于本系统滑台由快进转为工进时，速度变化大（υ1/υ2=0.1/(0.84×10-3)=113），为减少速度换接时的液压冲击，选用行程阀控制的换接回路。
(5)选择调压和卸荷回路在双泵供油的油源形式确定后，调压和卸荷问题都已基本解决。即滑台工进时，高压小流量泵的出口压力由油源中的溢流阀调定，无需另设调压回路。在滑台工进和停止时，低压大流量泵通过液控顺序阀卸荷，高压小流量泵在滑台停止时虽未卸荷，但功率损失较小，故可不需再设卸荷回路。
图2 液压缸工况图
2．组成液压系统
将上面选出的液压基本回路组合在一起，并经修改和完善，就可得到完整的液压系统工作原理图，如上图所示。在上图中，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。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。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。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。
四、计算和选择液压件
1．确定液压泵的规格和电动机功率
(1) 计算液压泵的最大工作压力
小流量泵在快进和工进时都向液压缸供油，由表7可知，液压缸在工进时工作压力最大，最大工作压力为p 1=4.08MPa ，如在调速阀进口节流调速回路中，选取进油路上的总压力损失∑?p =0.6MPa ，考虑到压力继电器的可靠动作要求压差?p e =0.5MPa ，则小流量泵的最高工作压力估算为
11(3.960.60.5) 5.01p e p p p p Mpa Mpa ≥+?+?=++=∑
大流量泵只在快进和快退时向液压缸供油，由表7可见，快退时液压缸的工作压力为p 1=2.23MPa ，比快进时大。考虑到快退时进油不通过调速阀，故其进油路压力损失比前者小，现取进油路上的总压力损失∑?p =0.3MPa ，则大流量泵的最高工作压力估算为
21(1.430.3) 1.73p p p p Mpa Mpa
≥+?=+=
(2) 计算液压泵的流量
由表7可知，油源向液压缸输入的最大流量为0.5×10-3 m 3/s ，若取回路泄漏系数K =1.1，则两个泵的总流量为
考虑到溢流阀的最小稳定流量为3L/min ，工进时的流量为0.84×10-5 m 3/s =0.47L/min ，则小流量泵
的流量最少应为3.47L/min 。
(3) 确定液压泵的规格和电动机功率
根据以上压力和流量数值查阅产品样本，并考虑液压泵存在容积损失，最后确定选取PV2R12-6/33型双联叶片泵。其小流量泵和大流量泵的排量分别为6mL/r 和33mL/r ，当液压泵的转速n p =940r/min 时，其理论流量分别为5.6 L/min 和31L/min ，若取液压泵容积效率ηv =0.9，则液压泵的实际输出流量为
()()L/min 33L/min 9.271.5L/min 1000/9.0940331000/9.094062
p 1p p =+=??+??=+=q q q
由于液压缸在快退时输入功率最大，若取液压泵总效率ηp =0.8，这时液压泵的驱动电动机功率为
根据此数值查阅产品样本，选用规格相近的Y100L —6型电动机，其额定功率为1.5KW ，额定转速为940r/min 。
2.确定其他元件及辅件 (1) 确定阀类元件及辅件
根据系统的工作压力和通过各阀类元件及辅件的实际流量，查阅产品样本，可选出这些元件的型号及规格,表6所列为选择元件的一个方案。
1
YB 2.5/32
L/min
33 /s m 10 55 . 0 /s m 10 5 . 0 1 . 1 3 3 3 3 1
p = ? = × ? = ≥ - - Kq q KW
17 . 1 KW 10
8 . 0 60 10 33 10 70 . 1 3 3 6 p
p p = ? ? ? ? ? = ≥ - η q p P
*注：此为电动机额定转速为940r/min时的流量。
(2) 确定油管
在选定了液压泵后，液压缸在实际快进、工进和快退运动阶段的运动速度、时间以及进入和流出液压缸的流量，与原定数值不同，重新计算的结果如表7所列。
根据表9数值，按表10推荐的管道内允许速度取υ=4 m/s ，由式πυq
d 4=
计算得与液压缸无
杆腔和有杆腔相连的油管内径分别为
mm
2.18mm 10414.36010
3.624433
=?????==--πυq
d
mm
3.19mm 1041
4.36010704433
=?????==--πυq
d
为了统一规格，按产品样本选取所有管子均为内径20mm 、外径28mm 的10号冷拔钢管。
(3) 确定油箱 油箱的容量按式
pn q V α=估算，其中α为经验系数，低压系统，α=2～4；中压系统，α=5～7；
高压系统，α=6～12。现取α=6，得
L L q V p 2075.346=?==α
五 、液压缸设计基础
5.1液压缸的轴向尺寸
液压缸轴向长度取决于负载运行的有效长度（活塞在缸筒内能够移动的极限距离）、导向套长度、活塞宽度、缸底、缸盖联结形式及其固定安装形式。图示出了液
压缸各主要零件轴向尺寸之间的关系。活塞宽度D B )0.1~6.0(=。活塞有效行程1L 取决于主机运动机构的最大行程，1L =0.15+0.03=0.18m 。导向长度
mm D L L 622
110
201402201=+=+=
， 缸筒长度mm D L 275011025)30~20(0=?==。 5.2主要零件强度校核 5.2.1缸筒壁厚δ=5mm
因为方案是低压系统，校核公式[]
δδ2e D
P ≥
,D 1.0<δ 式中： δ-缸筒壁厚（m ）
e P -实验压力 1e )5.1~25.1(P P =,其中1p 是液压缸的额定工作压力 D-缸筒内径 D=0.11m
[]δ-缸筒材料的许用应力。n b /][σσ=，b σ为材料抗拉强度（MPa ）,n 为安全系数，取
n=5。
对于P 1<16MPa.材料选45号调质钢，对于低压系统
mm D P e 3.310
100211.01045.1][26
6=?????=≥σδ 因此满足要求。 5.2.2缸底厚度δ1=11mm
1.缸底有孔时：
mm P D d e 069.23100
226.04
5.14.103433.0][433.02
1=????=≥σ?δ 其中mm D d D d 226.04
.10380
4.103202=-=-=
? 2.缸底无孔时，用于液压缸快进和快退；
mm P D e 97.1010
1001045.14.103433.0][433.06
6
2
1=?????=≥σδ