目錄緒論 1
1 鑽鏜液壓工具機的設計 2
1.1工具機的設計要求 2
1.2 工具機的設計引數 2
2 執行元件的選擇 3
2.1分析系統工況 3
2.1.1工作負載 3
2.1.2慣性負載 3
2.1.3阻力負載 3
2.2負載迴圈圖和速度迴圈圖的繪製 3
2.3主要引數的確定 5
2.3.1 初選液壓缸工作壓力 5
2.3.2 確定液壓缸主要尺寸 5
2.3.3 計算最大流量需求 7
3 擬定液壓系統原理圖 9
3.1 速度控制迴路的選擇 9
3.2 換向和速度換接迴路的選擇 10
3.3 油源的選擇和能耗控制 11
3.4 壓力控制迴路的選擇 12
4 液壓元件的選擇 15
4.1 確定液壓幫浦和電機規格 15
4.1.1計算液壓幫浦的最大工作壓力 15
4.1.2計算總流量 15
4.1.3電機的選擇 16
4.2 閥類元件和輔助元件的選擇 17
4.2.1．閥類元件的選擇 17
4.2.2過濾器的選擇 18
4.2.3空氣濾清器的選擇 18
4.3油管的選擇 19
4.4 油箱的設計 20
4.4.1油箱長寬高的確定 20
4.4.2隔板尺寸的確定 20
4.4.3各種油管的尺寸 21
5 驗算液壓系統效能 22
5.1驗算系統壓力損失 22
5.1.1判斷流動狀態 22
5.1.2計算系統壓力損失 22
5.2驗算系統發熱與溫公升 25
6 設計總結 26
7 參考文獻 27
組合工具機是以通用部件為基礎，配以按工件特定外形和加工工藝設計的專用部件和夾具而組成的半自動或自動專用工具機。組合工具機一般採用多軸、多刀、多工序、多面或多工位同時加工的方式，生產效率比通用工具機高幾倍至幾十倍。組合工具機兼有低成本和高效率的優點，在大批、大量生產中得到廣泛應用，並可用以組成自動生產線。
組合工具機通常採用多軸、多刀、多面、多工位同時加工的方式，能完成鑽、擴、鉸、鏜孔、攻絲、車、銑、磨削及其他精加工工序，生產效率比通用工具機高幾倍至幾十倍。液壓系統由於具有結構簡單、動作靈活、操作方便、調速範圍大、可無級連讀調節等優點，在組合工具機中得到了廣泛應用。
本文首先對液壓系統進行工況分析，通過分析計算，繪製速度、負載迴圈圖，初步選定液壓缸工作壓力，並計算加緊液壓缸和工作缸尺寸以及各階段流經液壓缸的流量；其次根據液壓系統供油方式、調速方式、速度換接方式以及加緊迴路的選擇擬定液壓系統圖，並且對系統工作狀態分析；再次通過對流通各元件的的流量的計算，合理選擇液壓系統元件；最後通過對壓力損失和系統公升溫的驗算，對液壓系統進行效能分析，達到要求。
液壓系統設計與整機設計是緊密聯絡的，下面將按照這一流程圖來進行本次液壓課程設計。
設計一台鑽鏜兩用組合工具機的液壓系統。
鑽鏜系統要求實現的動作順序為：快進→工進→快退→原位停止。液壓系統的主要引數與效能要求如下：
軸向切削力總和f=12000n，移動部件總重量g＝20000n；行程長度200mm（工進和快進行程均為100mm）快進、快退的速度為6m/ min，工進速度（20~1200）mm/ min範圍內無級調節；往返運動加速減速時間△t=0.2s；該動力滑台採用水平放置的平導軌；靜摩擦係數fs＝0.2；動摩擦係數fd＝0.
1。系統設計引數如表1所示，動力滑台採用平面導軌，其靜、動摩擦係數分別為fs = 0.2、fd = 0.1。
l1=100mm，l2=100mm，l3=200mm其主要設計引數如表1-1。
表1-1 設計引數
鑽鏜兩用組合工具機的液壓系統中，鑽鏜的軸向切削力為ft。根據題意，最大切削力為12000n，則有
慣性負載
靜摩擦阻力
動摩擦阻力
由此可得出液壓缸的在各工作階段的負載如表2-1
表2-1
注：1、此處未考慮滑台上的顛覆力矩的影響。
2、液壓缸的機械效率取
根據表2-1中計算結果，繪製組合工具機動力滑台液壓系統的負載迴圈圖如圖2-1所示。
圖2-1 組合工具機負載迴圈圖
圖2-1表明，當組合工具機動力滑台處於工作進給狀態時，負載力最大為14000n，其他工況下負載力相對較小。
所設計組合工具機動力滑台液壓系統的速度迴圈圖可根據已知的設計引數進行繪製，已知快進和快退速度v1=v2=6m/min、快進行程l1=100mm、工進行程l2=100mm、快退行程l3=200mm，工進速度v2=100mm/min。根據上述已知資料繪製組合工具機動力滑台液壓系統的速度迴圈圖如圖2-2所示。
圖2-2 組合工具機液壓系統速度迴圈圖
所設計的動力滑台在工進時負載最大，其值為15556n，其它工況時的負載都相對較低，參考表2-2和表2-3按照負載大小或按照液壓系統應用場合來選擇工作壓力的方法，初選液壓缸的工作壓力p1=2.8mpa。
表2-2 按負載選擇工作壓力
表2-3 各種機械常用的系統工作壓力
由於工作進給速度與快速運動速度差別較大，且快進、快退速度要求相等，從降低總流量需求考慮，應確定採用單桿雙作用液壓缸的差動連線方式。通常利用差動液壓缸活塞桿較粗、可以在活塞桿中設定通油孔的有利條件，最好採用活塞桿固定，而液壓缸缸體隨滑臺運動的常用典型安裝形式。這種情況下，應把液壓缸設計成無杆腔工作面積a1是有杆腔工作面積a2兩倍的形式，即活塞桿直徑d與缸筒直徑d呈d = 0.
707d的關係。
工進過程中，當孔被鑽通時，由於負載突然消失，液壓缸有可能會發生前衝的現象，因此液壓缸的回油腔應設定一定的背壓(通過設定背壓閥的方式)，執行元件的背壓力如表2-4，從表中選取此背壓值為=1.0mpa。
表2-4 執行元件背壓力
快進時液壓缸雖然作差動連線（即有杆腔與無桿腔均與液壓幫浦的來油連線），但連線管路中不可避免地存在著壓降△p，且有杆腔的壓力必須大於無桿腔，估算時取△p≈0.5mpa。快退時回油腔中也是有背壓的，這時選取被壓值=0.
8mpa。
工進時液壓缸的推力計算公式為
，式中：f ——負載力
m——液壓缸機械效率
a1——液壓缸無桿腔的有效作用面積
a2——液壓缸有桿腔的有效作用面積
p1——液壓缸無桿腔壓力
p2——液壓有無杆腔壓力
因此，根據已知引數，液壓缸無桿腔的有效作用面積可計算為
液壓缸缸筒直徑為
由於有前述差動液壓缸缸筒和活塞桿直徑之間的關係，d = 0.707d，因此活塞桿直徑為d=0.707×93=65.
8mm，根據gb/t2348—1993對液壓缸缸筒內徑尺寸和液壓缸活塞桿外徑尺寸的規定，查表2-5和表2-6圓整後取液壓缸缸筒直徑為d=100mm，活塞桿直徑為d=70mm。
表2-5 按工作壓力選取d/d
表2-6 按速比要求確定d/d
注： v1—無桿腔進油時活塞運動速度；v2—有桿腔進油時活塞運動速度。
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