湖南工业大学课程设计资料袋机械工程学院学院（系、部）~ 20 14 年第 1 学期课程名称液压与气压传动指引教师罗中平职称专家学生姓名曹炎斌专业班级机工1102班学号1149531 题目组合机床动力滑台液压系统设计成绩起止日期年12 月19日～1014 年1月02日目录清单湖南工业大学课程设计任务书—第1学期机械工程学院（系、部）机电一体化专业1102 班级课程名称：液压与气动设计题目：组合机床动力滑台液压系统设计1 完毕期限：自年12 月30 日至年 1 月 3 日共 1 周指引教师（签字）：年月日系（教研室）主任（签字）：年月日（课程设计名称）设计阐明书（题目）起止日期：年12月19日至年1 月2 日学生姓名曹炎斌班级机工1102 学号成绩指引教师(签字)机械工程学学院（部）12 月30 日液压传动课程设计指引书湖南工业大学机械工程学院12月第一章 明确液压系统设计规定规定设计一台卧式单面多轴钻孔组合机床动力滑台液压系统。
设计规定驱动动力滑台实现“快进→工进→快退→停止”工作循环。
液压系统重要参数与性能规定如下：机床上有主轴16个，加工Φ13.9 mm 孔14个，Φ8.5mm 孔2个。
刀具材料为高速钢，工件材料为铸铁，硬度为240HBS ，运动部件总质量G=9800N ，快进、快退速度v 1= v 3=5.5 m/min ，快进行程长度l 1=100mm ，工进行程长度l 2=50 mm ，往复运动加速，减速时间为0.2s ，动力滑台采用平导轨，其静摩擦系数f s =0.2，动摩擦系数f d =0.1，液压系统中执行元件使用液压缸。
第二章 负载与运动分析负载分析中，暂不考虑回油腔背压力，液压缸密封装置产生摩擦阻力在机械效率中加以考虑。
因工作部件是卧式放置，重力水平分力为零，这样需要考虑力有：夹紧力，导轨摩擦力，惯性力。
在对液压系统进行工况分析时，本设计实例只考虑组合机床动力滑台所受到工作负载、惯性负载和机械摩擦阻力负载，其她负载可忽视。
（1）切削负载F W N 30500=工作负载是在工作过程中由于机器特定工作状况而产生负载，对于金属切削机床液压系统来说，沿液压缸轴线方向切削力即为工作负载。
切削负载(拟定切削负载应具备机械切削加工方面知识)用高速钢钻头(单个)钻铸铁孔时轴向切削力F t (单位为N)为6.08.0t )HB S (5.25Ds F = 2 (8—1)式中：D ——钻头直径，单位为mm ； s ——每转进给量，单位为mm ／r ；HBS ——铸件硬度。
依照组合机床加工特点，钻孔时主轴转速n 和每转进给量s 按“组合机床设计手册”取： 对φ13.9mm 孔：n 1=360r ／min ，s l =0.147mm ／r ； 对φ8.5mm 孔：n 2=550r ／min ，s 2=0.096mm ／r ； 因此，系统总切削负载F t 为：N F w 30500240096.00.95.252240147.09.135.25146.08.06.08.0=⨯⨯⨯⨯+⨯⨯⨯⨯=令Fw=Fq=30500N 2．惯性负载往复运动加速，减速时间为0.2s ，因此取t ∆为0.2SN t v g G t v mF m 4582.0605.51000=⨯⨯=∆∆⨯=∆∆=3．阻力负载机床工作部件对动力滑台导轨法向力为：N G F n 9800==静摩擦阻力：N f f F n s tf 196098002.0=⨯==动摩擦阻力：N F f F n d fd 98098001.0=⨯==加速负载： N t v m f F F d n L 1438/=∆∆+=如果忽视切削力引起颠覆力矩对导轨摩擦力影响，并设液压缸机械效率w η=0.9，依照上述负载力计算成果，可得出液压缸在各个工况下所受到负载力和液压缸所需推力状况由此得出液压缸在各工作阶段负载如表110-所列。
表8—1 液压缸在各工作阶段负载R第三章 负载图和速度图绘制依照工作循环(总行程L1+L2=150mm 工进速度V2绘制动力滑台速度图(如图8-1(b)所示。
快进、工进和快退时间可由下式分析求出。
快进 s v l t 09.1605.51.0111=⨯==工进 s v l t 6.5660053.005.0222=⨯==快退 s v l l t 63.1605.515.03123=⨯=+=依照上述已知数据绘制组合机床动力滑台液压系统绘制负载图（F-t ）如图1(b),速度循环图如图1（c)所示。
初选液压缸工作压力所设计动力滑台在工进时负载最大，在其他工况负载都不太高，参照表1和表2，初选液压缸工作压力p 1=4MPa 。
组合机床液压缸负载图和速度图图1 速度负载循环图a)工作循环图 b）负载速度图 c)负载速度图第四章拟定液压系统重要参数4.1拟定液压缸工作压力由表2和表3可知，组合机床液压系统在最大负载约为40000N时宜取5MP。
表2按负载选取工作压力负载/KN <5 5~10 10~20 20~30 30~50 >50 工作压力/MPa < 0.8~1 1.5~2 2.5~3 3~4 4~5 ≥5机械类型机床农业机械小型工程机械建筑机械液压凿岩机液压机大中型挖掘机重型机械起重运送机械磨床组合机床龙门刨床拉床工作压力/Mpa 0.8~2 3~5 2~8 8~10 10~18 20~324.2计算液压缸重要构造参数由于工作进给速度与迅速运动速度差别较大，且快进、快退速度规定相等，从减少总流量需求考虑，应拟定采用单杆双作用液压缸差动连接方式。
普通运用差动液压缸活塞杆较粗、可以在活塞杆中设立通油孔有利条件，最佳采用活塞杆固定，而液压缸缸体随滑台运动惯用典型安装形式。
这种状况下，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 两倍形式，即活塞杆直径d 与缸筒直径D 呈d = 0.707D 关系。
工进过程中，当孔被钻通时，由于负载突然消失，液压缸有也许会发生前冲现象，因而液压缸回油腔应设立一定背压(通过设立背压阀方式)，选用此背压值为p 2=0.8MPa 。
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 ∆，且有杆腔压力必要不不大于无杆腔，估算时取p ∆≈0.5MPa 。
快退时回油腔中也是有背压，这时选用被压值2p =0.6MPa 。
工进时液压缸推力计算公式为11221112/(/2)m F A p A p A p A p η=-=-，式中：F ——负载力ηm ——液压缸机械效率A 1——液压缸无杆腔有效作用面积 A 2——液压缸有杆腔有效作用面积 p 1——液压缸无杆腔压力 p 2——液压有无杆腔压力因而，依照已知参数，液压缸无杆腔有效作用面积可计算为-643603.333101===0.09478990.85-221-2x FA mm m p p η液压缸缸筒直径为D mm由于有前述差动液压缸缸筒和活塞杆直径之间关系，d = 0.707D ，因而活塞杆直径为d=0.707×109.89=77.69mm ，依照GB/T2348—1993对液压缸缸筒内径尺寸和液压缸活塞杆外径尺寸规定，圆整后取液压缸缸筒直径为D =110mm ，活塞杆直径为d =80mm 。
此时液压缸两腔实际有效面积分别为：2-421=/4=94.79510A D x m π 22-422=(-d )/4=44.55510A D x m π工作台在快进过程中，液压缸采用差动连接，此时系统所需要流量为63.27)(121=⨯-=V A A q 快进工作台在快退过程中所需要流量为m in /50.2432L v A q ==快退工作台在工进过程中所需要流量为m in /502.021L v A q ==工进依照上述液压缸直径及流量计算成果，进一步计算液压缸在各个工作阶段中压力、流量和功率值，如表4所示。
表8-2 液压缸在不同工作阶段压力、流量和功率值并据表4可绘制出液压缸工况图，如图2所示。
图2 组合机床液压缸工况图第五章液压系统方案设计依照组合机床液压系统设计任务和工况分析，所设计机床对调速范畴、低速稳定性有一定规定，因而速度控制是该机床要解决重要问题。
速度换接、稳定性和调节是该机床液压系统设计核心。
此外，与所有液压系统设计规定同样，该组合机床液压系统应尽量构造简朴，成本低，节约能源，工作可靠。
5.1选用执行元件因系统运动循环规定正向快进和工进，反向快退，且快进，快退速度相等，因而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A2两倍。
5.2速度控制回路选取工况图表白，所设计组合机床液压系统在整个工作循环过程中所需要功率较小，系统效率和发热问题并不突出，因而考虑采用节流调速回路即可。
虽然节流调速回路效率低，但适合于小功率场合，并且构造简朴、成本低。
该机床进给运动规定有较好低速稳定性和速度-负载特性，因而有三种速度控制方案可以选取，即进口节流调速、出口节流调速、限压式变量泵加调速阀容积节流调速。
钻镗加工属于持续切削加工，加工过程中切削力变化不大，因而钻削过程中负载变化不大，采用节流阀节流调速回路即可。
但由于在钻头钻入铸件表面及孔被钻通时瞬间，存在负载突变也许，因而考虑在工作进给过程中采用品有压差补偿进口调速阀调速方式，且在回油路上设立背压阀。
由于选定了节流调速方案，因此油路采用开式循环回路，以提高散热效率，防止油液温升过高。
从工况图中可以清晰地看到，在这个液压系统工作循环内，液压规定油源交替地提供低压大流量和高压小流量油液。
而快进快退所需时间1t 和工进所需时间2t有12t t =20因而从提高系统效率、节约能量角度来看，如果选用单个定量泵作为整个系统油源，液压系统会长时间处在大流量溢流状态，从而导致能量大量损失，这样设计显然是不合理。
如果采用一种大流量定量泵和一种小流量定量泵双泵串联供油方式，由双联泵构成油源在工进和快进过程中所输出流量是不同，此时液压系统在整个工作循环过程中所需要消耗功率估大，除采用双联泵作为油源外，也可选用限压式变量泵作油源。
但限压式变量泵构造复杂、成本高，且流量突变时液压冲击较大，工作平稳性差，最后拟定选用双联液压泵供油方案，有助于减少能耗和生产成本，如图3所示。
图3 双泵供油油源5.3选取迅速运动和换向回路依照本设计运动方式和规定，采用差动连接与双泵供油两种迅速运动回路来实现迅速运动。
即快进时，由大小泵同步供油，液压缸实现差动连接。
本设计采用二位二通电磁阀速度换接回路，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，由工作台行程开关控制，管路较简朴，行程大小也容易调节，此外采用液控顺序阀与单向阀来切断差动油路。
