基于AutoCAD轴销两端孔组合钻床液压传动系统设计【KMG】(毕业论文+全套CAD图纸)(答辩通过)

下载文档就送全套 CAD 图纸，扣扣 414951605 学习好资料，毕设专用，答辩优秀 AutoCAD 轴销两端孔组合钻床液压传动系统设计 摘 要 目前，液压系统被广泛应用在机械、建筑、航空等领域中，成为一种新型的动力源。由于液压元件的制造精度越来越高，再配合电信号的控制，使液压系统在换向方面可以达到较高的频率。不管是在重型机械和精密设备上都能满足要求。 液压系统本身有较多的优点，比如：在同等的体积下，液压装置产生的动力更大；由于它的质量和惯性小、反映快，使液压装置工作比较平稳；能够实现无级调速，特别是在运动中进行调速；液压装置自身能实现过载保护；实现直线运动远比机械传动简单。但是液压传动对温 度的变化比较敏感，不宜在很高或很低的温度下工作。 液压系统应用在机床上，实现对工作台和夹紧工件的循环控制起着重要的作用。本次毕业设计 以变速箱壳体专用多轴钻孔机床为研究对象，构建其液压控制回路。实习进给缸的顺序动作及互锁要求。 关键词 ： 液压传动；钻孔机床；运用 下载文档就送全套 CAD 图纸，扣扣 414951605 学习好资料，毕设专用，答辩优秀 ABSTRACT At present, the hydraulic system is widely used in machinery, construction, aviation, etc, become a new kind of power supply. Due to the manufacturing precision of hydraulic components increasingly high, coupled with signals of the hydraulic system control and made in reversing aspects can achieve higher frequency. Whether in heavy machinery and precision equipment can meet the requirements. Hydraulic system itself has more advantages, such as: in the same volume, hydraulic device under the power generated larger； Because of its quality and inertia small, reflecting the quickly, make hydraulic equipment work smoothly； Can realize step less speed regulation, especially in sports for speed； Hydraulic device itself can achieve overload protection； Realizing linear motion than mechanical transmission is simple. But hydraulic transmission is more sensitive to temperature changes, not in very high or very low temperatures. Hydraulic system used in machine tools, realize the clamping work piece working platforms and the cycle control play an important role. The graduation design with gearbox shell special multi-axis drilling machine as research object, construct its hydraulic control circuit. The order for cylinder internship into action and interlock requirements. Key words： Hydraulic transmission； Drilling machine； use 下载文档就送全套 CAD 图纸，扣扣 414951605 学习好资料，毕设专用，答辩优秀 目 录 1.前言 . 4 2.方案的确定 . 1 2.1 整体性分析 . 1 2.2 任务书 . 1 2.3 确定方案 . 3 3.工况分析 . 3 3.1 运动参数分析 . 3 3.2 动力 参数分析 . 3 3.3 负载图和速度图的绘制 . 4 4.液压缸尺寸和所需流量 . 5 4.1 液压缸尺寸计算 . 5 4.1.1 工作压力的确定 . 5 4.1.2 计算液压缸尺寸 . 5 4.1.3 缸径、杆径取标准值后的有效工作面积 . 6 4.2 确定液压缸所需流量 . 6 4.3 夹紧缸的有效面积、工作压力和流量确定 . 6 4.3.1 确定夹紧缸的工作压力 . 6 4.3.2 计算夹紧缸的流量 . 7 5.拟定液压系统图 . 8 5.1 确定执行元件类型 . 8 5.1.1 工作缸 . 8 5.1.2 夹紧缸 . 8 5.2 快速运动的实现和供油部分的设计 . 8 5.3 液压系统回路的确定 . 8 6.选择液压元件和确定辅助装置 . 10 6.1 选择液压泵 . 10 6.2 电动机的选择 . 9 6.3 选择阀类元件 . 9 6.4 确定 油管尺寸 . 10 6.4.1 油管内径的确定 . 10 7.油箱的设计 . 11 7.1 油箱容量的确定 . 12 7.2 估算油箱的长、宽、高 . 12 7.3 确定油箱壁厚 . 12 7.4 确定液位计的安装尺寸 . 12 7.5 隔板的尺寸计算 . 12 8.液压系统性能的验算 . 12 下载文档就送全套 CAD 图纸，扣扣 414951605 学习好资料，毕设专用，答辩优秀 8.1 回路中压力损失 . 12 8.1.1 工进时压力损失 . 13 8.1.2 快退时压力损失 . 14 8.2 确定液压泵工作压力 . 15 8.3 液压系统的效率 . 15 9.结论 . 17 参考文献 . 18 致 谢 . 19 全套资料带 CAD图， QQ联系 414951605或 1304139763 中国地质大学长城学院 2012 届毕业设计 1 1 前言 液压技术渗透到很多领域，不断在民用工业，在机床、工程机械、冶金机械、塑料机械、农林机械，汽车 、船舶等行业得到大幅度的应用和发展，而且发展为包括传动、控制和检测在内的一门完整的自动化技术。现今，采用液压传动的程度已经成为衡量一个国家工业水平的重要标志之一。如发达国家生产的 95%的工程机械， 90%的数控加工中心， 95%以上的自动线都采用了液压传动技术。 液压传动相对于机械传动来说，是一门新技术。自 1795 年制成第一台水压机起，液压技术就进入了工程领域， 1906 年开始应用于国防战备武器。第二次世界大战期间，由于军事工业迫切需要反应快和精度高的自动控制系统，因而出现了液压伺服系统。 20 世纪 60 年代以后， 由于原子能，空间技术，大型船舰一级计算机技术的发展，不断地对液压技术提出新的要求，液压技术也相应得到了很大发展，渗透到国民经济的各个领域中。在工程机械，冶金，军工，农机，汽车，轻纺，船舶，石油，航空和机床工业中，液压技术得到普遍应用。近年来液压技术已广泛应用于智能机器人，海洋开发，宇宙航行，地震预测及各种电液伺服系统，使液压技术的应用提高到一个崭新的高度。目前， 液压技术正向高压，高速，大功率，高效率，低噪声和高度集成化的方向发展。解放前，我国经济落后，液压工业完全是空白，解放后，我国经济获得迅速发展，液压 工业也和其他工业一样，发展很快。 20 世纪 50 年代就开始生产各种通用液压元件。当前我国已生产出许多新型和自行设计的系列产品。但是由于过去基础薄弱，所生产的液压元件，在品种与质量等方面和国外先进水平相比，还存在一定差距，我国液压技术也将获得进一步发展，它在各个工业技术的发展，可以预见，液压技术也将获得一步发展，它在各个工业部门中的应用也将会越来越广泛。 近年来，我国液压气动密封行业坚持技术进步，加快新产品开发，取得良好成效，涌现出一批各具特色的高新技术产品。 北京机床所得直动式电液伺服阀，杭州精工液压机电公司的 低噪声比例溢流阀，宁波华液公司的电液比例压力流量阀，均为机电一体化的高新技术产品，并已投入大批量生产，取得了良好的经济效益。 尽管我国液压行业各企业加速科技创新，不断提升产品市场竞争力，一批优质产品成功地成为国家重点工程和重点主机配套，取得较好的经济效益和社会效益。 但是目前国内的需求和国外先进水平相比还有较大差距，包括产品趋同化，构成不合理，性能低，可靠性差，创新和自我开发能力弱，自行设计水平低，具体表现在产品水平产品体系与市场需求存在较大的结构性矛盾。 2 方案的确定 2.1 整体性分析 中国地质大学长城学院 2012 届毕业设计 2 要求 此液压系统实现的工作循环是：工件夹紧 工作快进 工作台工进 工作台快退 工作台原位停止 工件松开 液压泵卸荷。滑台的重量为132000N,快进快退的速度 6 米分 ,滑台工进速度 50 mm/s ,快进行程 100mm,工进行程80mm ,切削负载为 30000N。 对于轴销两端孔组合钻床机床而言需要精度高，定位准确。所以整个系统的设计要求定位精度高，换向速度快。在设计阀的时候，考虑这些方面变的尤其重要，要考虑到工作在最低速度时调速阀的最小调节流量能否满足 要求。在行程方面，应该比要求的工作行程大点，包括工作行程、最大行程和夹紧缸行程，主要是考虑到在安全方面和实际运用中。在压力方面也要考虑到满足最大负载要求。而且在液压系统能满足要求的前提下，使液压系统的成本较低。 2.2 任务书 图一 2.2 确定方案 双杆活塞缸比伸缩缸结构简单，价格便宜，易维护，而且也能满足要求；调速阀的性中国地质大学长城学院 2012 届毕业设计 3 能比节流阀稳定，调速较好，用于负载变化大而运动要求稳定的系统中；采用出油口调速回路中油液通过节流阀产生的热量直接排回油箱散热；夹紧缸进油口处串接蓄能器，更好的保证工件的夹紧力，使工件 在加工过程中始终在夹紧状态。电液换向阀的信号传递快，配合液压动力的输出力大、惯性小、反映快的优点使控制灵活、精度高、快速性好。 3 工况分析 3.1 运动参数分析 首先根据主机要求画出动作循环图（图二）。 图二 动作循环图 左滑台油缸实现：快进、工进、快退动作运动 右滑台油缸实现：快进、工进、快退动作运动 夹紧油缸实现：松开、夹紧动作运动 3.2 动力参数分析 计算各阶段的负载 工作负载：由已知条件可知切削力 tF =30000N。 惯性负载： mF = tVgG = 6005.0 68.91 3 2 0 0 0 =26938.78N （参考机床的工作台加速时间，取 t =0.05s） 阻力负载： 静摩擦阻力 NF fs 2 6 4 0 01 3 2 0 0 02.0 中国地质大学长城学院 2012 届毕业设计 4 动摩擦阻力 NF fd 1 3 2 0 01 3 2 0 0 01.0 （ 滑动导轨：铸铁对铸铁 启动低速时 0.1 0.20u ,v0.16m/s） 表 1 液压 缸在各个工作阶段的负载值其中m=0.9 工况 负载组成 负载值（ N） 推力/ mF（ N） 夹紧 26939 快 进 起动 fsFF26400 29332 加速 fd mF F F40193 44600 快进 fdFF13200 14667 工 进 工 进 fd tF F F43200 48000 快退 fdFF13200 14667 3.3 负载图和速度图的绘制 负载图按上面的数值绘制，如图所示。速度图按已知数值13 6 / m i nv v m，工进的中国地质大学长城学院 2012 届毕业设计 5 速度2 5 0 / m i nv m m。 14667速度146674460029332位移/位移/图三 4 液压缸尺寸和所需流量 4.1 液压缸尺寸计算 4.1.1 工作压力的确定 工作压力可根据负载和主机类型确定，由（书）表 11 3 得出： 4 ap MP 4.1.2 计算液压缸尺寸 由于立式组合机床工作台快进和快退速度相同，因此选用单杆活塞式液压 缸，并使122AA,快进时采用差动连接，因管路中有压力损失，快进时回油路压力损失取55 10p Pa，快退时回油路压力损失亦取 55 10p Pa。工进时，为使运动平稳 ，在液压缸回路油路上须加背压阀，背压力值一般为 aP510)105( ,选取背压 52 6 10p Pa。 根据1 1 2 2 0p A p A F,可求出液压缸大腔面积 1A 为 )(035.01065.0104 1 3 2 0 0 05.0 2562101 mPP FA 负载图 速度图 中国地质大学长城学院 2012 届毕业设计 6 )(2 1 2.014.3 0 3 5 1 3 5.044 1 mAD 根据 GB2348-80 圆整成就近的标准值，得 D=220mm，液压缸活塞杆直径 mmDd 56.1 5 522 2 02 根据 GB2348-80 就近圆整成标准值 d=160mm。 4.1.3 缸径、杆径取标准值后的有效工作面积 无杆腔有效面积： 221 3 7 9 9422022044 mmDA 活塞杆面积： 223 2009616016044 mmdA 有杆腔有效面积： 2312 1 7 8 9 82 0 0 9 63 7 9 9 4 mmAAA 4.2 确定液压缸所需流量 m i n/96.2 2 7m i n/102 2 7 9 6 46103 7 9 9 4 3661 LmVAQ 快快进 m i n/58.120m i n/101 2 0 5 7 66102 0 0 9 6 3662 LmVAQ 快快退m i n/90.1m i n/107.1 8 9 905.0103 7 9 9 4 3661 LmVAQ 工进工进4.3 夹紧缸的有效面积、工作压力和流量确定 4.3.1 确定夹紧缸的工作压力 根据最大夹紧力，由液压传动中的表 11-2（书）取工作压力 MPaP 4夹 。 计算夹紧缸有效面积、缸径和杆径： 夹紧缸面积： 266 1033000104132000 mPFA 夹夹夹中国地质大学长城学院 2012 届毕业设计 7 夹紧缸直径： mmmAD 205205.014.3 103300044 6 夹夹 取标准值 D夹=220mm 活塞杆直径，一般取 0.5D夹。 mm1102205.0D5.0 夹夹d 取标准值 d夹=32mm 4.3.2 计算夹紧缸的流量 m i n/99.0s1 1030103 3 0 0 0VA 36 LQ 夹夹夹 液压缸回油路上有背压 P2 ，保证速度平稳。根据现代机械设备设计手册中推荐值，取 P2=0.8MPa，快进时液压缸虽做差动连接，但油管中有压降 pV ，取 pV =0.5MPa。快退市油腔中有被压，这时可取 pV =0.6MPa 根据上述计算数据，可估算液压缸在各个工作段中的压力、流量和功率，如下表所示： 表 2 工况 推力 F/N 回油腔压力 2 /p MPa进油腔压力1 /p MPa输入流量1/ minqLg输入功率/P KW计算式 夹紧 26939 0 3.5 0.99 0.057 1P p q 快进 起动 29332 0 1.459 )/()( 2121 AAPAFp 1 2 1()q A A V1P pq加速 44600 ppp 12MPap 5.0 2.665 恒速 14667 0.745 132.5 1.645 工进 48000 0.8 1.64 1.899 0.052 1 2 2 1121( ) /p F p A Aq A VP p q快退 起动 29332 0 1.639 1 2 2 2241( ) /p F p A Aq A VP p q加速 44600 0.6 2.492 恒速 14667 0.6 1.419 107.3 2.538 中国地质大学长城学院 2012 届毕业设计 8 5 拟定液压系统图 5.1 确定执行元件类型 5.1.1 工作缸 根据组合机床特点和要求 VV退快，所以选用无杆腔面积等于两倍的有杆腔面积的差动液压缸。 5.1.2 夹紧缸 由于结构上的原因和为了有较大的有效工作 面积，也采用双杆活塞液压缸。 5.2 快速运动的实现和供油部分的设计 因为快进、快退和工进的速度相差比较大，为了减少功率损耗，采用变量泵。 5.3 液压系统回路的确定 根据上述分析，画出液压系统草图，如下图所示：中国地质大学长城学院 2012 届毕业设计 9 图四 液压系统原理图 主要实现实现夹紧缸夹紧，左右滑台油缸快进、快退，夹紧油缸松开动作运动 夹紧 小流量泵 单向阀 20 减压阀 18 电磁阀夹紧缸无杆腔 快进 进油回路：大流量泵 单向阀 5 单向阀 1、 10 电磁阀 M1、 M2行程调速阀工进缸无杆腔 回油回路：工进缸有杆 腔 4、 13 单向阀 1、 10 电磁阀 M1、 M2行程调速阀工进缸无杆腔 工进 进油回路 :小流量泵 5 单向阀 1、 10 电磁阀 M1、 M2 行程调速阀工进缸无杆腔 回油回路：工进缸有杆腔 2、 3、 11、 12单向阀 1、 10电磁阀油箱 快退 进油回路大流量泵单向阀 5 单向阀 1、 10 电磁阀 2、 3、 11、 12 单向顺序阀 工进缸有杆腔 回油回路工进缸无杆腔 M1、 M2 行程调速阀 1、 10 电磁阀 5单向阀油箱 中国地质大学长城学院 2012 届毕业设计 10 6 选择液压元件和确定辅助装置 6.1 选择液压泵 取液压系统的泄漏系数 K=1.1 则液压泵的最大流量 m i n/75.1455.1321.1)( m a x LQKQ iB ， 即 min/75.145 LQB 。 根据拟定的液压系统是采用回油路节流调速，进油路压力损失选取 55 1 0p P a ， 故液压泵工作压力为： PaPPp B 551 1019.1910)519.14( 考虑到系统动态压力因素的影响，液压泵的额定工作压力为： M P apPap aB 399.21099.2310)251(19.19 5500 根据BQ、Bp和已选定的单向定量泵型式，查手册书（二）选用 PVL3-153-F-2R-D-1型定量叶片泵。该泵额定排量为 153mL/r,额定转速 960r/min，其额定流量为 146.88m3 /s。 6.2 电动机的选择 最大功率在快退阶段，如果取液压泵的效率为为 0.75，驱动液压泵最大输入功率BP为： kwkwQPPBBB 22.675.060 75.145919.11 查电工手册选取 7.5kw 的电动机 YCT200 4B。 6.3 选择阀类元件和元器件 各类阀可通过最大流量和实际工作压力选择，元器件的规格如下表所示： 中国地质大学长城学院 2012 届毕业设计 11 6.4 确定油管尺寸 6.4.1 油管内径的确定 可按下式计算： 4QdV泵的总流量为 1.29L/min，但快速时，部分回油管流量可达 132.5L/min，故按 132.5L/min计算： V 取 6m/min 634 1 3 2 . 5 1 0 2 1 . 6 56 1 0 6 0d m m 取标准值 d=25mm，外径为 34mm 、内径为 25mm 的紫铜 中国地质大学长城学院 2012 届毕业设计 12 7 油箱的设计 7.1 油箱容量的确定 中压系统中，油箱有效容积可按泵每分钟内公称流量的 5 7 倍来确定，即油箱的容积 V= 5 1 4 5 . 7 5 7 2 8 . 7 5BQL 查机械设计手册得油箱的标准值为 800L。 7.2 估算油箱的长、宽、高 设油箱的长、宽、高分别为 1000mm， 700mm， 680mm，由于在选择油箱的容量时系数选的较大，在此就不在考虑油箱的壁厚，即油箱的壁厚包括在上面计算的长、宽、高中。 7.3 确定油 箱壁厚 800 以上容量的油箱箱壁厚取 4mm。箱底厚度应大于箱壁，取箱底厚度为 6mm，箱盖厚度应为箱壁的 3 4 倍，取箱盖厚度为 12mm。 7.4 确定液位计的安装尺寸 在设计液位计时，要考虑液位计的显示最大刻度与最小刻度之间的差值和油箱的高度。油箱内的液面高度为油箱高度的 80%，所以： 64080800 00 液面H mm 选择液位计 XYW 1000，最大刻度与最小刻度之间为 700mm。安装时，液位计的中心位置与上述的液面高度在同一水平面。 7.5 隔板的尺寸计算 隔板的长度由油箱的内部尺寸可以确定 ，主要计算隔板的高度。隔板的高度一般为油箱内液面高度的 3/4。但是也要考虑到当油箱内的油液降到最低位置时，液压油也能流入到吸油腔，避免液压系统吸入空气。所以隔板的高度为 mmH 5 9 510356 4 0 液面 回油腔一侧的隔板要考虑吸油腔快速吸油时，油箱底部的沉淀杂质不能流入吸油腔中，再此取隔板离油箱底的尺寸为 300mm。 8 液压系统性能的验算 8.1 回路中压力损失 中国地质大学长城学院 2012 届毕业设计 13 回路压力损失计算应在管道布置图完成后进行，必须知道管道的长度和直径。管道直径按选定元件的接口尺寸确定，即 d=15mm,长度在管道布置 图未完成前暂按进油管、回油管均为 L=4m估算。油液运动粘度取 421 . 5 1 0 /ms ，在此设计中主要验算工进和快退工况时的压力损失。 8.1.1 工进时压力损失 进油管路压力损失：首先判别进油管液流状态，由于雷诺数 2 3 2 02 1 2105.11025 105.1 3 244 43 3 dvQvdR e 故为层流。 管路沿层压力损失 ： pad LQP 5124 34124 100 8 3.01025 4105.1 3 2105.1411041 取管道局部损失 PaPP 5100083.01.0 油液流经单向阀和三位五通换向阀的压力损失按下面公式计算 M P aQQPPVnVVnV 424.016075.1455.0140302.0 222 工进时进油路总压力损失 ： M PaPPPP V 433.0 此值小于 0.5MPa,所以是安全的 工进时回油路压力损失：因回油管路流量2Q为： smQQ /0 6 6 3.02 105.1322 3312 液流状态经判断为层流 2320106105.11025 103.6644 43 3 dvQvdR e 于是沿程压力损失： pad LQP 5124 34124 10042.01025 4103.66105.1411041 局部压力损失： PaPP 5100 0 4 2.01.0 回油路中油液流经调速阀和三位五通换向阀时的压力损失计算方法同上， 中国地质大学长城学院 2012 届毕业设计 14 即 M P aQQPPVnVVnV 0 2 9 61 6 058.1 2 05.01 4 0352.0 222 工进时回油路总压力损失： M PaPPPP V 342.0 “ 将回油路中压力损失折算到进油路上，就可求出工进时回路中整个压力损失 0 . 5 9 4 M P a3 7 9 9 41 7 8 9 80 . 3 4 24 3 3.0P12 AAPP ”8.1.2 快退时压力损失 快退时进油路和回油路中经检查都 是层流，进油路压力损失为： pad LQP 5124 34124 100 7 6.01025 41085.1 2 0105.1411041 PaPP 5100 0 7 6.01.0 进油路中油液流经单向阀、三位五通换向阀、单向调时压力损失计算方法同前 M P aQQPPVnVVnV 3 4 9.01 6 05.1 3 25.01 4 0302.0 222 快退时进油路总压力损失： M PaPPPP V 433.0 快退时回油路中压力损失：由于122QQ,则有 smQQ /0 6 6 3.02 105.1322 3312 液流状态经判断为层流 2320106105.11025 103.6644 43 3 dvQvdR e pad LQP 5124 34124 10042.01025 4103.66105.1411041 M P aQQPPVnVVnV 0 2 9 61 6 058.1 2 05.01 4 0352.0 222 回油路总压力损失： 中国地质大学长城学院 2012 届毕业设计 15 M PaPPPP V 342.0 “ 将回油路中的压力损失折算到进油路上去，可得到快推时回油路中的整个压力损失： 5 5 5211 1 5 3 . 22 . 6 1 0 4 . 5 1 0 4 . 3 1 0 ( )3 1 1 5 . 7Ap p p P aA 这个数值比原来估计的数值大，因此系统中元件规格和管道直径不宜再减小。 8.2 确定液压泵工作压力 工进时，负载压力 61132000 1 0 3 . 4 7 ( )37994LFp M P aA 液压泵工作压力 3 . 4 7 0 . 4 3 3 3 . 9 0 3 ( )g j Lp p p M P a 快退时，负载压力： 6217447 1 0 0 . 9 717898LFp M P aA 液压泵的工作压力： 0 . 9 7 0 . 3 4 2 1 . 3 1 2k t Lp p p M P a 根据gjp，则溢流阀调整压力取 4MPa 。 8.3 液压系统的效率 由于在整个工作循环中，工进占用时间最长，因此，系统的效率可以用工进时的情况来计算。工进速度为 0 .0 0 1 0 .0 1 4 /ms: ，则液压 缸的输出功率为 1 3 2 0 0 0 0 . 0 0 1 1 3 2 ( )1 3 2 0 0 0 0 . 0 0 9 1 1 8 8 ( )CCN F V WN F V W 液压泵的输出功率： 630 . 5 9 4 1 0 1 4 5 . 7 5 1 0 1 . 4 4 3 ( )60BN p Q K W 工进时液压回路效率： 1 3 2 1 1 8 8 0 . 0 9 1 0 . 8 2 31 4 4 3 1 4 4 3CC BNN : 液压系统效率B Y C ,取液压泵效率 0.75B ，液压缸效率取 0.88Y ，于是 中国地质大学长城学院 2012 届毕业设计 16 0 . 7 5 0 . 8 8 ( 0 . 0 9 1 0 . 8 2 3 ) 0 . 0 6 0 . 5 4B Y C : 8.4 液压系统的发 热温升验算 液压系统总发热功率计算 液压泵输入功率： 11 . 4 4 3 1 . 9 2 4 ( )0 . 7 5BpQN K W 液压缸有效功率： 2 1 1 8 8 ( )CN N W系统总发热功率： 1 1 2 1 9 2 4 1 3 2 1 7 9 2 ( )H N N W 油液温升近似值 3 0 0332217921 0 2 0 . 7 9800iHT C CV 温升没有超出允许范围 25 35: 的范围，液压系统中不需要设置冷却器。 中国地质大学长城学院 2012 届毕业设计 17