《臥式16軸鉆孔組合機床液壓系統(tǒng)》由會員分享，可在線閱讀，更多相關《臥式16軸鉆孔組合機床液壓系統(tǒng)（27頁珍藏版）》請在裝配圖網上搜索。

1、學 號0710111068 畢 業(yè) 設 計 課 題臥式16軸鉆孔組合機床液壓系統(tǒng) 學生 任龍龍 系 別 機械工程系 專業(yè)班級07機械設計制造及其自動化 指導教師 金蘭 二0 一一 年 五 月 臥式16軸鉆孔組合機床液壓系統(tǒng)設計 摘要 本次液壓系統(tǒng)是為臥式單面16軸鉆孔組合機床的動力而設計的,該機床是一種工序集中、效率較高的專用機床。它一般由通用部件〔如動力頭、動力滑臺等〕和部分專用

2、部件〔如主軸箱、夾具等〕組合而成,具有加工能力強、自動化程度高、經濟性好等優(yōu)點,因而被廣泛應用于產品批量較大的生產流水線中,如汽車制造廠的汽缸生產線等。 動力滑臺是鉆孔機床上實現(xiàn)進給運動的一種通用部件,配上動力頭和主軸箱后可以對工件完成鉆、擴、鉸、鏜、銑、攻絲等孔和端面的加工工序。該機床由液壓缸驅動,它在電氣和機械裝置的配合下可以實現(xiàn)各種自動工作循環(huán)。已知：機床上有主軸16個,加工直徑為13.9㎜的孔14個,直徑為8.5㎜的孔2個;刀具材料為高速鋼,工件材料為鑄鐵,硬度為HBW240.主要性能參數(shù)與性能要求如下：運動部件所受重力G=9810N,快進、快退速度1=3=7m/min,快進行程L1

3、=100mm,工進行程L2=50mm；往復運動的加速、減速時間不宜超過0.2s, 動力滑臺采用平導軌,靜摩擦系數(shù)f=0.2,動摩擦系數(shù)fd=0.1。液壓系統(tǒng)執(zhí)行元件選為液壓缸。 關鍵詞?： 液壓系統(tǒng)；? 動力滑臺； 組合機床； 液壓元件。 Horizontal 16 Shaft Drilling Combination Machine Tools Hydraulic System Design Abstract The hydraulic system is for horizontal single-sided 1

4、6 shaft drilling combination machine tools power and design, this machine is a kind of process of high efficiency concentrated, the special machine. It is general by general parts and some special parts combinatio

5、n becomes, has the processing capability, high automation, economy as well as good, they have been widely used for product batch larger production line, such as automobile factory cylinder line etc. Dynamic slippery platform is drilling machine realize feed movement a generic components, match on

6、dynamic head and spindle box of workpiece can finish after drilling, reaming, boring, expanding turning, milling, tapping etc processes of holes and end. This machine by the hydraulic cylinder drive, it in electrical and mechanical device with the cooperation of various automatic work cycle can be r

7、ealized. The known: machine have spindle 16, machining diameter of holes ㎜ 13.9% for 14, the hole diameter ㎜ 8.5 2; Tool materials for HSS, workpiece materials for iron, hardness is HBW240. The main property parameter and performance requirements as follows: moving parts 9810N by gravity G =, fast f

8、orward, fast rewind speed 1 = 3 = 30km/min, quick to ride L1 = 100mm, work for cheng L2 = 50; Reciprocating motion acceleration, deceleration time shoulds not be more than 0.2 s, power slide machine using flat guide rail, static friction coefficient f = 0.2, frictional coefficient fd = 0.1. Hydrauli

9、c system actuators elected hydraulic cylinder. Keywords: hydraulic system; Dynamic slippery Taiwan; Combination machine tools; Hydraulic components . 目 錄 前 言 -1- 第一章 液壓系統(tǒng)的設計要求及工況分析 -2- 1.1 明確設計要求-2- 1.2 系統(tǒng)工況分析-2- 1.3 負載圖與工況圖的繪制-3- 第二章 液壓缸主要參數(shù)的確定 -5- 2.1 確定工作

10、壓力 -5- 2.2 確定液壓缸徑D和活塞桿直徑d-5- 2.3 繪制液壓執(zhí)行元件的工況圖 -6- 第三章 液壓系統(tǒng)圖的擬定-9- 3.1 液壓回路的選擇-9- 3.2 液壓回路的綜合-10- 第四章 液壓元件的選擇 -12- 4.1 液壓泵 -12- 4.2 閥類元件及輔助元件 -12- 4.3 油管 -13- 4.4 油箱 -13- 第五章 液壓缸主要零部件設計-14- 5.1 液壓缸的結構設計-14- 第六章 液壓系統(tǒng)的性能驗算-17- 6.1回路壓力損失驗算-17- 6.2 油液溫升計算-18- 設計總結 -19- 參考文

11、獻 -20- 致 -21- 插圖清單 圖1-1 負載圖與速度圖 -4- 圖2-1液壓缸工況圖 -7- 圖3-1液壓回路的選擇 -10- 圖3-2整合后的液壓系統(tǒng)原理圖 -11- 插表清單 表1-1 液壓缸在各工作階段的負載值 -3- 表2-1 按負載選擇系統(tǒng)工作壓力 -5- 表2-2 按主機類型選擇系統(tǒng)工作壓力 -5- 表2-3 液壓缸徑尺寸系列〔GB2348-1993〕 -6- 表2-4活塞桿直徑系列〔GB2348-1993〕-6-

12、表2-5執(zhí)行元件背壓力 -7- 表2-6 液壓缸在不同工作階段的壓力、流量和功率值 -8- 表4-1各個閥類原件和輔助元件型號及規(guī)格 -13- 表4-2 液壓缸的進、出流量 -13- 表5-1 液壓缸主要零件的材料和技術要求 -16- - 19 - / 27 前 言 液壓傳動技術是機械設備中發(fā)展最快的技術之一,特別是近年來與微電子、計算機技術結合,使液壓技術進入了一個新的發(fā)展階段,機、電、液、氣一體是當今機械設備的發(fā)展方向。在數(shù)控加工的機械設備中已經廣泛引用液壓技術。作為機械設計制造及其自動化專業(yè)的學生初步學會液壓系統(tǒng)的設計,熟悉分析液壓系

13、統(tǒng)的工作原理的方法,掌握液壓元件的作用與選型及液壓系統(tǒng)的維護與修理將是十分必要的。 液壓傳動在國民經濟的各個部門都得到了廣泛的應用,但是各部門采用液壓傳動的處發(fā)點不盡相同：例如,工程機械、壓力機械采用液壓傳動的主要原因是取其結構簡單、輸出力大；航空工業(yè)采用液壓傳動的主要原因是取其重量輕、體積小；機床上采用液壓傳動的主要原因則是取其在工作過程中能無級變速,易于實現(xiàn)自動化,能實現(xiàn)換向頻繁的往復運動等優(yōu)點。為此,液壓傳動常在機床的如下一些裝置中使用： 1.進給運動傳動裝置 這項應用在機床上最為廣泛,磨床的砂輪架,車床、自動車床的刀架或轉塔刀架,磨床、鉆床、銑床、刨床的工作臺或主軸箱,組合機床的

14、動力頭或滑臺等,都可采用液壓傳動。 2.往復主體運動傳動裝置 龍門刨床的工作臺、牛頭刨床或插床的滑枕,都可以采用液壓傳動來實現(xiàn)其所需的高速往復運動,前者的速度可達60～90m/min,后者的速度可達30～50m/min。這些情況下采用液壓傳動,在減少換向沖擊、降低能量消耗,縮短換向時間等方面都很有利。 3.回轉主體運動傳動裝置 車床主軸可以采用液壓傳動來實現(xiàn)無級變速的回轉主體運動,但是這一應用目前還不普遍。 4.仿形裝置 車床、銑床、刨床上的仿形加工可以采用液壓伺服系統(tǒng)來實現(xiàn),其精度最高可達0.01～0.02mm。此外,磨床上的成型砂輪修正裝置和標準四缸校正裝置亦可采用這種系統(tǒng)。

15、 5.輔助裝置 機床上的夾緊裝置,變速裝置、絲杠螺母間隙消除裝置,垂直移動部件的平衡裝置,分度裝置,工件和刀具的裝卸、輸送、儲存裝置等,都可以采用液壓傳動來實現(xiàn),這樣做有利于簡化機床結構,提高機床自動化的程度。 液壓動力滑臺是利用液壓缸將泵站提供的液壓能轉變?yōu)榛_運動所需的機械能,來實現(xiàn)進給運動并完成一定得動作循環(huán),是一種以速度變換為主的中、低壓液壓系統(tǒng),在高效、專用、自動化程度較高的機床中已得到廣泛的應用。 第一章 液壓系統(tǒng)的設計要求及工況分析 液壓系統(tǒng)的設計是整個機器設計的一部分,它的任務是根據(jù)機器的用途、特點和要求,利用液壓傳動的基本原理,擬定出合理的液壓系統(tǒng)圖,再經過

16、必要的計算來確定液壓系統(tǒng)的參數(shù),然后按照這些參數(shù)來選用液壓元件的規(guī)格和進行系統(tǒng)的結構設計。 液壓系統(tǒng)的設計步驟一般如下： 1.1明確設計要求 1.1.1基本結構與動作順序 臥式單面16軸鉆孔組合機床主要由工作臺、床身、單面動力滑臺、定位夾緊機構等組成,加工對象為鑄鐵變速箱體,能實現(xiàn)自動定位夾緊、加工等功能。工作循環(huán)如下： 工件輸送至工作臺 自動定位 夾緊 動力滑臺快進 工進 快退 夾緊松開 定位退回 工件送出?！财渲泄ぷ鬏斔拖到y(tǒng)不考慮〕 1.1.2性能參數(shù) 1．滑臺移動部件質量G=9810N； 2．快進、快退速度v1=v3=7mm

17、/s； 3．靜摩擦系數(shù)fs=0.2,動摩擦系數(shù)fd=0.1,采用平導軌； 4．快進行程l1=100mm；工進行程l2=50mm； 5.往復運動的加速、減速時間不宜超過0.2s； 6．工作臺要求運動平穩(wěn),但可以隨時停止運動,兩動力滑臺完成各自循環(huán)時互不干擾,夾緊可調并能保證。 1.2系統(tǒng)工況分析 1.2.1運動分析 按設備的工藝要求,把所研究的執(zhí)行元件在完成一個工作循環(huán)時的運動規(guī)律用圖表示出來,一般用速度——時間〔v—t〕或速度——位移〔v—s〕曲線表示,稱執(zhí)行元件的速度循環(huán)圖〔速度圖〕。 1.2.2負載分析 按設備的工藝要求,把執(zhí)行元件在各階段的負載用曲線表示出來,稱執(zhí)行元件

18、的負載——位移〔時間〕曲線圖〔負載圖〕。由此圖可直接的看出在運動過程充何時受力最大,何時受力最小等各種情況,以此作為以后的設計依據(jù)。F 液壓缸驅動執(zhí)行機構進行直線往復運動時,所受的負載為 F=Ft+Ff+Fa 〔1-1〕 〔1〕工作負載Ft 工作負載是液壓缸負載的主要組成部分,它與設備的運動情況有關,不同機械的工作負載其形式各不相同,對于機床,切削力是工作負載。工作負載可以是恒定的,也可以是變化的；可能是正值,也可能是負值,負載的方向與液壓缸〔或活塞〕的運動方向相反者為正,相同者為負。 由切削原理可知：高速鋼鉆頭鉆鑄鐵時的軸

19、向切削力Ft與鉆頭直徑D、每轉進給量s和鑄鐵硬度HB之間的經驗算式為： Ft =25.5Ds0.8〔HB〕0.6 =〔14×〔25.5×13.9×0.1470.8×2400.6〕+2×25.5×8.5×0.096 0.8×2400.6 〕N=30486N 根據(jù)組合機床加工特點,鉆孔時的主軸轉速n和進給量s可選用下列數(shù)值： 對φ=13.9mm的孔來說 n1=360r/min s1=0.147mm/r 對φ=8.5mm的孔來說 n2=550r/min s1=0.096mm/r 〔2〕摩擦阻力負載 摩擦阻力是指主機執(zhí)行機構在運動時與導軌或支撐面間的摩擦力,其值恒為正值。

20、 靜摩擦力：Ffs=0.2×9810=1962N 動摩擦力：Ffd=0.1×9810N=981N 〔3〕慣性負載Fm 慣性負載是指運動部件在啟動或制動過程中,因速度變換由其慣性而產生的負載,可由牛頓第二定律計算： Fm=〔G/g〕〔△v/△t〕=〔9810/9.81〕〔7/60×0.2〕N=583N 式中：m——運動部件的質量,Kg； a——運動部件的加速度,m/s2； G——運動部件的重力N； g——重力加速度,m/s2； △v——速度的變化量,m/s； △t——速度變化所需要的時間,s。 除此之外,液壓缸的受力還有活塞和活塞桿處的密封裝置的摩擦阻力,其計算方法和密

21、封裝置的類型、液壓缸的制造質量和工作壓力有關由此可得出液壓缸的在各工作階段的負載值如表1-1 表1-1液壓缸在各工作階段的負載值 工況 負載組成 負載值F/N 推力F/N 啟動 F=Fh 1962 2180 加速 F=Ffd+F 1564 1738 快進 F=Ffd 981 1090 工進 F=Fz+F 31449 34943 快退 F=Fm 981 -1090 注：由于密封阻力占總阻力的約10％左右,故取缸的機械效率ηm=0.9 1.3 負載圖與速度圖的繪制 負載圖按下圖1中的數(shù)值繪制,如圖1-1所示。速度圖按已知數(shù)值v1=v3=7m

22、/min ,L1=100mm ,L2=50mm ,快退行程L3L1+L2=150mm和工進速度v2等繪制,如圖1-1所示,其中v2由主軸轉速及每轉進給量求出：V2=n1S1=n2S2=53mm/min 圖1-1負載圖與工況圖 第二章 液壓缸主要參數(shù)的確定 2.1確定工作壓力 液壓缸工作壓力可根據(jù)負載大小及機器設備的類型來確定。一般來說,工作壓力選大些,可以減少液壓缸徑及液壓系統(tǒng)其它元件的尺寸,使整個系統(tǒng)緊湊,重量輕,但是要用價格較貴的高壓泵,并使密封復雜化,而且會導致?lián)Q向沖擊大等缺點；

23、若工作壓力選的過小,就會增大液壓缸的徑和其它液壓元件的尺寸,但密封簡單。所以應根據(jù)實際情況選取適當?shù)墓ぷ鲏毫?設計時可用類比法來確定,參考下表。 表2-1 按負載選擇系統(tǒng)工作壓力 負載/KN ＜5 5～10 10～20 20～30 30～50 ＞50 系統(tǒng)壓力/MPa ＜0．8～1 1.6～2 2.5～3 3～4 4～5 ＞5～7 表2-2 按主機類型選擇系統(tǒng)工作壓力 設備類型 機床 農業(yè)機械、汽車工業(yè)、小型工程機械及輔助機械 工程機械 重型機械 鍛壓機械 液壓支架 船用機械 磨床 組合機床 牛頭刨床 插床 齒輪加工機床 車床

24、 銑床 鏜床 機床 拉床 龍門刨床 壓力/MPa ＜2.5 ＜6.3 2.5～6.3 ＜10 10～16 16～32 14～25 2.2確定液壓缸徑D和活塞桿直徑d 由表1-1可知,該組合床液壓系統(tǒng)的最大負載約為35000N,參考有關資料,宜選擇工作壓力P1=4MPa。 鑒于動力滑臺要完成的動作循環(huán)是快進——工進——快退,且要求快進和快退的速度相等,這里的液壓缸需選用單杠式的,并在快進時作差動連接。這種情況下的液壓缸無桿腔工作面積A1取為有桿腔工作面積A2的兩倍,即活塞桿直徑d與液壓缸缸筒直徑D的關系是d=0.707D。在鉆孔加工時,液壓缸回油路上必須有背壓p2

25、,取p2=0.8Mpa,以防止被鉆孔時動力滑臺突然前沖。由工進時的推力,列出活塞的力平衡方程式,計算液壓缸面積： F/ηm=A1p1-A2p2=A1p1-〔A1/2〕p2 〔2-1〕 因此A1 =0.0097m2 =97cm2 D==11.12cm ,d=0.707D=7.86cm 式中 p1——液壓缸的工作壓力,初算時可取系統(tǒng)工作壓力； p2——液壓缸回油腔背壓力,初算時無法準確計算,可先根據(jù)機械設計手冊進行估計；〔本設計可參考以下選擇：在鉆孔加工時,液壓缸回油路上必須有背壓p2,取p2=0.8Mpa,以防止被鉆

26、孔時動力滑臺突然前沖?？爝M時液壓缸作差動連接,油管中有壓力損失,有桿腔的壓力應略大于無桿腔,但其差值較小,可先按0.5MPa考慮?？焱藭r回油腔中是有背壓的,這是也可按p2=0.5MPa考慮?！? F——工作循環(huán)中的最大外負載； Fc——液壓缸密封處的摩擦力,它的精確值不易求出,常用液壓缸的機械效率ηm進行估算,F+Fc=F/ηm； ηm——液壓缸的機械效率,一般ηm=0.85～0.97； 由計算所得的液壓缸徑D和活塞桿直徑d值應按GB2348—1993圓整到相近的標準直徑,以便于采用標準的密封件。因此D=11cm；d=8cm,由此可得液壓缸兩

27、腔的實際有效面積為A1=95.03cm2 ,A2=44.77cm2 ,經校驗,活塞桿強度和硬度均符合要求。 表2-3液壓缸徑尺寸系列〔GB2348-1993〕 8 10 12 16 20 25 32 40 50 63 80 <90> 100 <110> 125 <140> 160 <180> 200 <220> 250 320 400 500 630 —— —— —— 表2-4活塞桿直徑系列〔GB2348-1993〕 4 5 6 8 10 12 14 16 18 20 22 25 28 32 3

28、6 40 45 50 56 63 70 80 90 100 110 125 140 160 180 200 220 250 280 320 360 400 2.3繪制液壓執(zhí)行元件的工況圖 液壓執(zhí)行元件的工況圖指的是壓力圖,流量圖和功率圖。 2.3.1工況圖的繪制 按照上面所確定的液壓執(zhí)行元件的工作面積和工作循環(huán)中各階段的負載,即可繪制出壓力圖；根據(jù)執(zhí)行元件的工作面積以及工作循環(huán)中各階段所要求的運動速度,即可繪制流量圖；根據(jù)所繪制的壓力圖和流量圖,即可計算出各階段所需的功率,繪制功率圖。

29、 圖2-1液壓缸工況圖 表2-5 執(zhí)行元件背壓力 系統(tǒng)類型 背壓力/MPa 簡單系統(tǒng)或輕載節(jié)流調速系統(tǒng) 0.2~0.5 回油路帶調速閥的系統(tǒng) 0.4~0.6 回油路設置有背壓閥的系統(tǒng) 0.5~1.5 用補油泵的閉式回路 0.8~1.5 回油路較復雜的工程機械 1.2~3 回油路較短且直接回油 可忽略不計 表2-6液壓缸在不同工作階段的壓力、流量和功率值 工況 負 載 F/N 回油腔壓力p2/MPa 進油腔壓力p1/MPa 輸入流量 q/〔L/min〕 輸入功率PN/KW 計算式 快 進 差 動 啟動 2180 0

30、0.434 P1=/ q=/v p=p1q 加速 1738 p2=p1+△p △p=0.5 0.791 恒速 1090 0.662 35.19 0.39 共進 34943 0.8 4.054 0.5 0.034 P1=/A1 q=A2v2 p=p1q 快 退 啟動 2180 0 0.487 P1=/ A2 q=A2v2 p=pq 加速 1738 0.5 1.450

31、恒速 1090 1.305 31.34 0.68 2.3.2工況圖的作用 從工況圖上可以直觀的、方便的找出最大工作壓力、最大流量和最大功率,根據(jù)這些參數(shù)即可選擇液壓泵及其驅動電動機,同時是系統(tǒng)中所有液壓元件的選擇的依據(jù),對擬定液壓基本回路也具有指導意義。 第三章 液壓系統(tǒng)圖的擬定 3.1液壓回路的選擇 首先選擇調速回路,由圖2-1中的曲線可知,這臺機床液壓系統(tǒng)的功率小,滑臺運動 速度低,工作負載變化小,可以采用進口節(jié)流的調速形式。為了防止進口節(jié)流調速回路在鉆孔通時發(fā)生滑臺突然前沖現(xiàn)象,回油路上要設置背

32、壓閥。由于液壓系統(tǒng)選用了節(jié)流調速的形式,故系統(tǒng)中油液的循環(huán)必然是開式的。從工況圖中可以清楚的看到,在這個液壓系統(tǒng)的工作循環(huán),液壓缸要求油源交替提供低壓大流量和高壓小流量的油液,最大流量和最小流量之比約為70,而快進快退所需要的時間t1和共進所需時間t2分別為: t 1=L1/v2+L2/v3=〔60×100/7×1000+60×150/7×1000〕s=2.14s t2=L2/v2=60×50/0.0531000=56.6s 即t2/t1≈26.因此從提高系統(tǒng)的效率、節(jié)省能量的角度看,采用單個定量泵作為油源顯然是不合適的,宜選國比較成熟的產品-雙聯(lián)式定量葉片泵作為油源〔圖3-1a〕 其

33、次是選擇快速運動和換向回路,系統(tǒng)中采用節(jié)流調速回流后,不管采用什么形式油源都必須有單獨的油路直接通向液壓缸兩腔,已實現(xiàn)快速運動。在本系統(tǒng)中單桿液壓缸要做差動連接,所以他的快進和快退換向回路應采用如圖3-1b所示的形式。 再次是選擇速度換接回路。由工況圖中的q-L曲線可知,當滑臺從快進改為工進時,輸入液壓缸的流量由35.19L/min降為0.5L/min,滑臺的速度變化較大,宜選用行程閥來控制速度的換接,以減少液壓沖擊〔如圖3-1c〕。當滑臺由快進轉為快退時,回路過的流量很大,進油路過的流量為31.34L/min,回油路過的流量為31.14×〔95/44.77〕=66.50L/min。 為了

34、保證換向平穩(wěn)起見,可采用電液換向閥換向〔見圖3-1b〕。由于這一回路要實現(xiàn)液壓缸的差動連接,因而換向閥必須是五通式的。 最后考慮壓力控制回路,系統(tǒng)的調壓問題已在油源中解決〔如圖3-1a〕,御荷問題如采用中位機能為Y型的三位換向閥來實現(xiàn)〔如圖3-1b〕,就不必再設置專用的原件或油路。 圖3-1液壓回路的選擇 3.2液壓回路的綜合 把上面選出的各種回路組合在一起,就可以得到未設置元件虛線原框時的形狀,將此圖仔細審閱一下,還發(fā)現(xiàn)存在一些問題,因而必須進行修改和整理。 〔1〕為了解決滑臺工進時進、回油路相互接通,無法建立壓力的問題,必須在液動換向回路中串入一個單向閥a,將工進時的進、回油

35、路隔斷。 〔2〕為了解決滑臺快速前進時回油路接通油箱,無法實現(xiàn)液壓缸差動連接的問題,必須在同油路上串入一個液控順序閥b,以組織油液再快近階段返回油箱。 〔3〕為了解決機床停止工作時系統(tǒng)中的油液流回油箱,導致空氣進入系統(tǒng),影響滑臺運動平衡性問題,必須在電液換向閥的出口處增設一個單向閥c。 〔4〕為了便于系統(tǒng)自動發(fā)出快速退回訊號起見,在調速閥輸出端增設一個壓力繼電器d。 〔5〕如果將順序閥d荷背壓閥的位置對調一下,就可以將油源處的御荷閥與順序閥合并。經過以上修改,整理后的液壓系統(tǒng)便如圖3-2所示,此圖在各方面都比較合理、完善。 圖3-2整理后的液壓系統(tǒng)圖 第四章

36、 液壓元件的選擇 4.1液壓泵 4.1.1確定液壓泵的最高工作壓力pp 液壓泵在整個工作循環(huán)中的最大工作壓力為4.054MPa,如取進油路上的壓力損失為0.8MPa,壓力繼電器調整壓力高出系統(tǒng)最大工作壓力0.5MPa,則小流量泵的最大工作壓力應為5.354MPa,大流量泵在快進時方向液壓缸輸油,快退時液壓缸中的工作壓力比快進時大,如取進油路的壓力損失為0.5MPa,則大流量泵的最大工作壓力為Pp=1.805MPa。 4.1.2確定液壓泵的最大流量 兩個液壓泵應向液壓缸提供壓力油的最大流量為35.19L/min,若回路中的泄露按液壓缸輸入流量的10%估計,則兩個泵的總流量應為q

37、B=1.1×35.9L/min=38.71L/min,由于溢流閥的最小穩(wěn)定流量為3.0L/min,而工進時輸入液壓缸的流量為0.5L/min所以小流量泵的規(guī)格最小應為3.5L/min。 4.1.3確定液壓泵的功率和液壓泵的規(guī)格 根據(jù)以上壓力和流量的數(shù)值,查閱有關文件資料,最后確定選取2HY02型雙聯(lián)葉片泵〔即2HY02-5/35型〕。由于液壓缸快退時輸入功率最大,這相當于液壓泵輸出時壓力1.805MPa、流量40L/min是的情況,如取雙聯(lián)葉片泵的總效率ηB=0.75,則液壓泵的驅動功率為： P=PBqB/ηB=〔18.05×105×40/〕60=2.2kw 查閱有關資料,最后選定Y1

38、12M-6型電動機,其額定功率為2.2KW。 4.2閥類元件及輔助元件 根據(jù)液壓系統(tǒng)的工作壓力和通過各個閥類原件和輔助元件的實際流量,可選出其型號及規(guī)格見表4-1 表4-1各個閥類原件和輔助元件型號及規(guī)格 序號 元件名稱 估計通過流量 q/ 選用的型號和規(guī)格 1 雙聯(lián)葉片泵 2HY02-5/35 2 三位五通電液閥 80 5DY-100By 100x63 3 行程閥 80 22C-100BH 100x63 4 調速閥 ＜1 Q-6B 6x63 Qmin-0.031L/min 5 單向閥 80 1-100B 100

39、x63 6 單向閥 40 1-63B 63x63 7 液控順序閥 38 XY-63B 63x63 8 背壓閥 ＜1 B-10B 10x63 9 溢流閥 5 Y-10B 10x63 10 單向閥 35 1-63B 63x63 11 濾油器 40 XU-80x100 12 壓力表開關 K-6B 13 單向閥 80 1-100B 100x63 14 壓力繼電器 DP1-63B 表4-2液壓缸的進、出流量 快進 工進 快退 輸入流量 q 1/ q1=A1qB/

40、 =75.64 q 1=0.5 q1=q B=40 排出流量 q 2/ q2=q1A1/A2=35.64 q2=q1A1/A1=0.24 q2=A1 q1/A1=84.91 運動速度 v/〔m/min〕 v1=qB/〔A1-A2〕=7.96 v2=q1/A1=0.053 v3=q1/A2=0.053 4.3油管 根據(jù)表中數(shù)值,當油液在油管中流速選取3m/min時,按式d=√4q/∏v可算出與液壓缸無桿腔相連的油管徑d1\d2分別為; d1 =<4×75.64×106/∏x3x103x60>1/2=23.1mm d2

41、=<4x40x106/∏x3x103x60>1/2=16.8mm 這兩根油管都按827-66選用徑20mm外徑28mm的無縫鋼管. 4.4油箱 油箱容積按中\(zhòng)低壓系統(tǒng)計算取系數(shù)為6,則總容積為V=6×40L=240L 第五章 液壓缸主要零部件設計 液壓缸的結構主要分為缸筒組件、活塞組件、密封組件、緩沖組件、排氣裝置及安裝方式。在設計液壓缸結構時,主要涉及各部分結構的選擇、強度計算和主要零件的材料及工藝要求。 5.1液壓缸的結構設計 液壓缸主要尺寸確定以后,就要進行各部分的結構設計。主要包括：缸體與缸蓋的連接結構、活塞桿與活塞的連接結構、活塞桿導向部分結構、密封裝置、緩沖裝

42、置、排氣裝置及液壓缸的安裝連接結構等。由于工作條件不同,結構形式也各不相同 5.1.1缸體與端蓋的連接形式 缸體端部和端蓋的連接形式與工作壓力、缸體材料以及工作條件等因素有關。 5.1.2活塞桿與活塞的連接結構 活塞缸與活塞的幾種常用的連接形式分整體式結構和組合式結構。組合式結構又分為螺紋連接、半環(huán)連接和錐銷連接。 5.1.3活塞桿導向部分的結構 活塞桿導向部分的結構,包括活塞桿與端蓋、導向套的結構,以及密封、防塵和鎖緊裝置等。導向套的結構可以做成端蓋整體式直接導向,也可以做成與端蓋分開的導向套結構。后者導向套磨損后便與更換,所以應用較為普遍。導向套的位置可安裝在密封圈的側,已可以

43、安裝在外側。機床和工程機械中一般采用裝在側的結構,有利于導向套的潤滑。 活塞桿處的密封形式有O形、V形、Y形和YS形密封圈。為了清除活塞桿處外露部分沾附的灰塵,保證油液清潔及減少磨損,在端蓋外側增加防塵圈。常用的有無骨架防塵圈和J形橡膠密封圈,也可以用毛氈圈防塵。 5.1.4活塞及活塞桿處密封圈的選用 活塞及活塞桿處的密封圈的選用,應根據(jù)密封的部位、使用的壓力、溫度、運動速度的圍不同而選側不同類型的密封圈。 5.1.5液壓缸的緩沖裝置 液壓缸帶動工作部件運動時,因運動件的質量較大,運動速度較高,則在到達行程終點時,會產生液壓沖擊,甚至使活塞與缸筒端蓋之間產生機械碰撞。為防止這種現(xiàn)象的

44、發(fā)生,在行程末端設置緩沖裝置。先介紹幾種常用的緩沖結構。 〔1〕環(huán)狀間隙式節(jié)流緩沖裝置 〔2〕三角槽式節(jié)流緩沖裝置 〔3〕可調節(jié)流緩沖裝置 5.1.6液壓缸排氣裝置 對于運動速度穩(wěn)定性要求較高的機床液壓缸和大型液壓缸,則需要設置排氣裝置,如排氣閥等。排氣裝置的結構有多種形式。 5.1.7液壓缸的安裝連接結構 液壓缸的安裝連接結構包括液壓缸的安裝結構、液壓缸進出油口的連接等。 〔1〕液壓缸的安裝形式 根據(jù)安裝位置和工作要求不同可有長螺栓安裝、腳架安裝、法蘭安裝、軸銷和耳環(huán)安裝等。 〔2〕液壓缸進、出油口形式及大小的確定 液壓缸的進、出油口,可不置在端蓋或缸體上。對于活塞桿固

45、定的液壓缸,進、出油口可設置活塞桿端部。如果液壓缸無專用的排氣裝置,進、出油口應設在液壓缸的最高處,以便空氣能首先從液壓缸排除。進、出油口的形式一般選用螺孔或法蘭連接。先列出壓力小于16MPa小型系列單桿液壓缸螺孔連接油管安裝尺寸。 5.1.8液壓缸主要零件的材料和技術要求 液壓缸主要零件如缸體、活塞、活塞桿、缸蓋、導向套的材料和技術。 表5-1液壓缸主要零件的材料和技術要求 零件名稱 材料 主要表面粗糙度 技術要求 缸體 無縫鋼管：20、35、45 灰鑄鐵： HT200、HT350 球磨鐵柱： QT500-05、QT600-02 鑄鋼： ZG25、ZG35、

46、ZG45 液壓缸圓柱表面粗糙度為Ra0.2～0.4um (1) 徑用H8-H9的配合 (2) 徑圓度、圓柱度不大于直徑公差之半 (3) 表面母線直線度在500mm長度上不大于0.03mm 活塞 缸徑較小的整體式活塞：35鋼、45鋼 其他多用：耐磨鑄鐵 灰鑄鐵;HT150、HT200 活活塞外圓柱表面粗糙度為Ra0.8～1.6um （1） 外徑D的圓度、圓柱度不大于外徑公差之半 （2） 外徑D對孔d1的徑向跳動不大于外徑公差之半 （3） 端面T對軸線垂直度在直徑100mm上不大于0.04,mm （4） 活塞外徑用橡膠密封圈密封時可取f7～f9配合、孔與活塞桿的配合可取H

47、8 活塞桿 實心活塞桿： 35鋼、45鋼 空心活塞桿:35鋼、45鋼的無縫鋼管 桿外圓柱度表面粗糙度為Ra0.4～0.8um （1） 材料熱處理：調制20～25HRC （2） 外徑d和d2的圓柱度、圓柱度不大于直徑公差之半 （3） 外徑表面直線度在500mm長度上不大于0.03mm （4） d2對d的徑向跳動不大于0.01mm （5） 活塞桿與導向套采用H8/f7配合,與活塞的連接可采用H8/h8配合 缸蓋 常用： 35鋼、45鋼或鑄鋼 作導向時用;鑄鐵、耐磨鑄鐵 配合表面粗糙度為Ra0.8～1.6um （1） 配合表面的圓度、圓柱度不大于直徑公差之半 （2）

48、 d2、d3對D的同軸度不大于0.03mm （3） 端面A、B對孔軸線的垂直度在直徑100mm上不大于0.04mm 導向筒 常用： 青銅、耐磨鑄鐵、球墨鑄鐵、聚四氟乙烯 導向表面粗糙度為Ra0.8um （1） 導向筒的長度一般取 活塞桿直徑的60‰～100‰ （2） 外徑D與孔的同軸 度不大于孔公差之半 第六章 液壓系統(tǒng)的性能驗算 6.1回路壓力損失驗算 由于系統(tǒng)具體管路不知尚未確定,故整個回路的壓力損失無法計算,但是閥類元件對壓力損失造成的影響是可以看出來的。由資料查的：順序閥、換向閥和形程閥的額定壓力損失都是0.3Mpa,單向閥0.2Mpa,為此可作如

49、下估算。 6.1.1快進時總的壓力降 快進時進油路上通過單向閥10的流量是35L/mm,通過單向閥2的流量是40/min,通過閥3的流量是75.64L/min,因此總的壓力降為： ∑△pv1=[0.2x106x〔35/63〕2+0.3×106×〔40/100〕2+0.3×106×〔75.64/100〕2]pa =0.281×106=0.281Mpa 6.1.2回油路上總的壓力降為 回油路上通過換向閥2和單向閥6的流量都是35.64L/min,通過行程閥3的流量是75.64L/min,因此總的壓降為： ∑△pv2=[〔0.3×106+0.2×106〕×〔35.64/

50、100〕2+0.3×106×〔75.64/100〕2] =0.236x106pa=0.236Mpa 將回油路上的壓力損失折算到進油路上,便得到了快進時整個回路中閥類元件所造成的壓力損失。 ∑△pv=∑△pv1+∑△pv2｛A2/〔A1-A2〕｝ =[0.281×106+0.236×106〔44.77/〔95-44.77〕〕]pa =0.49Mpa 6.1.3共進時閥類元件造成的壓力損失 工進時進油路上調速閥處的壓力損失為0.5Mpa,回油路上背壓閥處壓力損失為0.8Mpa,順序閥處通過35.24L/min的流量也造成壓力損失,因此整個回路因閥類元件造成的壓

51、力損失為： ∑pv=｛0.5×106+[0.8×106+0.3×106×〔35.24/63〕2]×〔44.77/95〕｝pa =0.92×106=0.92Mpa 6.1.4快退時回路總壓力降為 快退時進油路上通過單向閥10的流量為35L/min,通過換向閥2的流量為40L/min,回油路上通過單向閥5、換向閥2和單向閥13的流量都是84.9L/min,因此這時回路總壓將為： ∑p=[0.2x106×〔35/63〕2+0.3 ×106×〔40/100〕2+0.2×106+0.3×106+0.2×106×<84.91/100>2]×〔95/44.77〕2 =1.18×106=1

52、.18Mpa 6.2油液溫升計算 共進階段在整個工作循環(huán)時間中所占的比例達96‰,所以系統(tǒng)發(fā)熱和油液溫升可用工進時的情況計算。工進時液壓缸的有效功率為： P工=〔31449×0.053〕/103×60=0.0278KW 這時大流量泵壓力油通過順序閥7御荷,小流量泵在高壓供油,所以兩泵的總輸出功率為： Pi=〔pB1qB1+pB2qB2〕/η =｛[3x105×〔35/63〕2×35/60×10-3]/〔0.75×103〕+[49.74×105×〔5/60〕×10-3]/0.75×103Kw =0.62kw 由此得到液壓系統(tǒng)的發(fā)熱量為：

53、Hi=Pi-P工=〔0.62-0.0278〕kw=0.59kw 油液的溫升為： △T=0.59×103/<2402>1/3℃=15.3℃ 因油溫沒有超出允許圍,故液壓系統(tǒng)中不需設置冷卻器。 設計總結 四年的時間很快就結束了,畢業(yè)的日子已臨近,我的畢業(yè)設計也已結束,經過選題、定題、編寫提綱、初稿、中稿、定稿,完成了自己的畢業(yè)論文設計。 1． 系統(tǒng)特點 本次液壓系統(tǒng)是為臥式單面16軸鉆孔組合機床的動力而設計的,該機床是一種工序集中、效率較高的專用機床。它一般由通用部件〔如動力頭、動力滑臺等〕和部分專用部件〔如主軸箱、夾具等〕組合而成,具有加工能力強、自

54、動化程度高、經濟性好等優(yōu)點。動力滑臺是鉆孔機床上實現(xiàn)進給運動的一種通用部件,液壓動力滑臺是利用液壓缸將泵站提供的液壓能轉變?yōu)榛_運動所需的機械能,來實現(xiàn)進給運動并完成一定得動作循環(huán),是一種以速度變換為主的中、低壓液壓系統(tǒng)。 2．系統(tǒng)不足 本系統(tǒng)基本上滿足臥式單面16軸鉆孔組合機床的動力的設計,但本系統(tǒng)還存在很多不足,界面不夠美觀,需要進一步修飾和美化,容不夠充實,資料查閱不夠太多,希望論文老師能夠理解。 3．設計收獲與心得 畢業(yè)設計是最能體現(xiàn)我們所學知識的時候,是對我們大學四年所學知識的一次鞏固和提高,設計本系統(tǒng)的過程不僅是對我所學知識的一次應用,更是對我綜合處理問題、解決實際問題能力

55、的培養(yǎng)和鍛煉,通過本次設計,是我對液壓系統(tǒng)有了深入的了解。在設計過程中遇到了很多麻煩,但是通過指導老師以及同學的幫助及在自己的努力下,最終還是順利完成了畢業(yè)設計。雖然畢業(yè)設計只有短暫的幾個月,但卻使我充分認識到自身還存在很多不足的地方,還需要不斷的努力來充實自己、完善自己,只有這樣才能學無止境,以求得更大發(fā)展.。 參考文獻 [1].許德珠主編. 《機械工程材料》〔金屬工藝學1〕. ：高等教育,1992 [2].施江瀾主編. 《工程材料學》. ：東南大學,1991 [3].鄧文英主編. 《金屬工藝學》〔第三版〕. ：高等教育,1990

56、 [4].日耀. 《金屬切削原理》[M]. ：機械工業(yè),1993 [5].一雄. 《金屬切削加工理論》[M]. ：機械工業(yè),1985 [6].機械工程手冊,電子工程手冊編輯委員會. 機械工程手冊〔第二版 工程材料卷〕. ：機械工業(yè),1996 [7].濮良貴,紀名剛.機械設計[M].第七版.：高等教育,2005：184～223 [8].Clins, Michael, Towards Post Modernism. British Museum Publication, 1987:135～154 [9].Sparke, Penny. Design in Con

57、text. Bloosbury, 1987: 245～287 [10].左建編 《液壓與氣壓傳動》. ：機械工業(yè),1993 [11].勝海.液壓機構及其組合. ：清華大學,1992 [12].許福玲.堯明.液壓與氣壓傳動 ：機械工業(yè),2002 致 四年的讀書生活在這個季節(jié)即將劃上一個句號,而于我的人生卻只是一個逗號,我將面對又一次征程的開始。四年的求學生涯在師長、親友的大力支持下,走得辛苦卻也收獲滿囊,在論文即將付梓之際,思緒萬千,心情久久不能平靜。 偉人、名人為我所崇拜,可是我更急切地要把我的敬

58、意和贊美獻給一位平凡的人,我的導師金蘭老師。我不是您最出色的學生,而您卻是我最尊敬的老師。您治學嚴謹,學識淵博,思想深邃,視野雄闊,為我營造了一種良好的精神氛圍。授人以魚不如授人以漁,置身其間,耳濡目染,潛移默化,使我不僅接受了全新的思想觀念,樹立了宏偉的學術目標,領會了基本的思考方式,從論文題目的選定到論文寫作的指導,經由您悉心的點撥,再經思考后的領悟,常常讓我有"山重水復疑無路,柳暗花明又一村"。 感我的爸爸媽媽,焉得諼草,言樹之背,養(yǎng)育之恩,無以回報,你們永遠健康快樂是我最大的心愿。在論文即將完成之際,我的心情無法平靜,從開始進入課題到論文的順利完成,有多少可敬的師長、同學、朋友給了我無言的幫助,在這里請接受我誠摯意！