卧式单面多轴钻孔组合机床液压系统设计.doc

毕业设计题目：卧式单面多轴钻孔组合机床液压系统设计卧式单面多轴钻的动力滑台设计的液压系统摘 要 液压技术是现代制造的基础，他的广泛应用，很大程度上代替了普通成型加工，全球制造业发生了根本性变化。因此，液压技术的水准、拥有和普及程度，已经成为衡量一个国家综合国力和现代化水平的重要标志。为适合这种行势，需要大量设计一些液压机的工作系统。本次就是要设计一款四柱万能液压系统。液压技术已被世界各国列为优先发展的关键工业技术，成为当代国际间科技竞争的重点。 本文设计的是一卧式单面多轴钻孔组合机床的液压系统,确定了设计方案,液压系统原理图的拟定,并对液压系统油箱结构详细设计计算。关键词:组合机床；液压系统；油箱结构Combination Of Single-sided MultiHong-axis Horizontal Boring Machine Tool Hydraulic SystemAbstractHydraulic technology is the basis for modern manufacturing, and his wide range of applications, to a large extent replaced the normal molding process, fundamental changes have taken place in the global manufacturing industry. Therefore, the hydraulic technology, standards, ownership and penetration has become a measure of a countrys comprehensive national strength and the level of an important symbol of modernization. Suitable for such a line of potential, require considerable work to design hydraulic systems. The second is to design a four-column universal hydraulic system. Hydraulic technology has been around the world as a priority the development of key industrial technology, the international technology competition, contemporary focus. This design is a combination of horizontal single-sided multi-axis drilling machine hydraulic system to determine the design, hydraulic system schematic diagram of the formulation, as well as the detailed design of the hydraulic system tank structure calculation. Key words: Modular Machine; Tool Hydraulic System ; Tank structure目录1 绪论12 负载分析计算22.1 液压系统的要求22.2 分析系统工况，确定主要参数22.2.1 确定执行元件22.2.2 分析系统工况22.2.3 负载图和速度图的绘制32.2.4 液压缸主要参数的确定43 液压系统原理图的拟定63.1 液压回路的选择63.2 流量和方向控制设计63.3 压力控制设计63.4 能耗控制设计63.5拟定液压回路84 液压元件的选择104.1 液压泵及驱动电机规格选择104.1.1 大、小泵最高工作压力计算104.1.2 总需供油量104.1.3 电动机的选择114.2 阀类元件及辅助元件的选择114.2.1 油管114.2.2 油箱125 液压系统性能的验算135.1 验算系统压力损失并确定阀的调整值135.2 油液温升验算146 液压系统油箱结构设计计算166.1 长宽高的确定166.2 油箱具体设计176.2.1 隔板尺寸的确定176.2.2 各种油管的尺寸176.2.3 吸油管和过滤器之间管接头的选择176.2.4 过滤器的选取186.2.5 堵塞的选取186.2.6液位/温度计的选取186.2.7 空气过滤器的选取196.2.8 油箱内油最低油液高度的计算19结论20致谢21参考文献22IV1 绪论随着科技步伐的加快，液压技术在各个领域中得到了广泛应用，液压系统已成为主机设备中最关键的部分之一。但是，由于设计、制造、安装、使用和维护等方面的因素，影响了液压系统的正常运行。因此，了解系统工作原理，懂得一些设计、制造、安装、使用和维护等方面的知识，是保证液压系统能正常运行并极大发挥液压技术优势的先决条件。本文主要研究的是液压传动系统，液压传动系统的设计需要与主机的总体设计同时进行。设计时，必须从实际情况出发，有机地结合各种传动形式，充分发挥液压传动的优点，力求设计出结构简单、输出力大、工作可靠、成本低、效率高、操作简单、维修方便的液压传动系统。对设计液压系统进行分析，已知设计的是一卧式单面多轴钻孔组合机床的液压系统，要求液压系统完成的工作循环是：快进工进快退停止。在设计过程中要注意液压设计的注意事项：在滑台的速度变化较大，当滑台由工进转为快退时，以减少液压冲击，须使用背压阀等。 方案：选用单杆活塞缸来实现工作循环所要求的快进、工进运动，借鉴经典的实现快进、快退的连接方式，差动连接来实现，而对于有大冲击，工作阻力不定对加工过程的影响，采用使用在回油路上接背压阀和在进油路上用调速阀和行程阀的组合来实现。对于工况分段情况很大，借鉴同类机床多数采用双泵供油来节约能源。为减少热变形对加工精度的影响，减少热源，选用远离机床床身的开式油箱。从经济成本、以往同类成功机床的例子和可操作性考虑后，选用方案。2 负载分析计算2.1 液压系统的要求由于设计一卧式单面多轴钻孔组合机床的液压系统，要求液压系统完成的工作循环是：快进工进快退停止，系统参数如下表，动力滑台采用平面导轨，其静，动摩擦系数分别为0.2，0.1往复运动的加减速时间要求不大于0.2s。2.2 分析系统工况，确定主要参数2.2.1 确定执行元件由于机床要求液压系统完成的是直线运动，最大行程为：380mm,选用执行元件为：液压缸 (其具体的参数在后面经计算后再确定)。2.2.2 分析系统工况工作负载:高速钢钻头钻铸铁孔时的轴向切削力（单位为N）与钻头直径D（单位为mm）、每转进给量s（单位为mm/r）和铸铁硬度HBW之间的经算式为： （1-1）钻孔时的主轴转速n和每转进给量（参考组合机床设计手册）选取： 对15.8的孔，=328r/min，=0.160mm/r 对6.5的孔， =620r/min, =0.085mm/r 对9.5的孔， =515r/min, =0.1055mm/r代入式1-1求得：=32710N 惯性负载： m= kg=1224.5kg=1224.5=612.3N阻力负载 静摩擦阻力=0.212000N=2400N 动摩擦阻力=0.112000N=1200N由此得出液压缸在各工作阶段的负载如下表2-1所示： 表2-1 液压缸在各工作阶段的负载 （单位：N）工况负载组成负载值F推力=F/起动=24002667加速=+18122013快进=12001333工进=+3391037678反向起动=24002667加速=+18122013快退=12001333注: 1液压缸的机械效率通常取0.9-0.95,此处取0.9。2不考虑动力滑台上颠覆力矩的作用。 2.2.3 负载图和速度图的绘制负载图按上面表中数值绘制,如图2-1。速度图按已知数值=8m/min, =800mm、=150mm快退行程=+=950mm和工进速度等的绘制，如图2-2，其中由主轴转速及每转进给量求出，即=52 mm/minp/MPa,q(l/min),p/KW 图2-1 负载图 图 2-2 速度图 2.2.4 液压缸主要参数的确定 （1）初选系统工作压力 由参考文献2中表11-2可知，卧式单面多轴钻孔组合机床液压系统的最大负载为37878N时，可以取4-5MPa，参考文献1中表42.4-5中推荐液压系统的公称压力，取=5.0MPa。（2）确定液压缸型式、规格及尺寸,由于工作进给速度与快速运动速差较大，且快进、快退速度要求相等，从降低总流量需求考虑，确定采用最适的差动液压缸。由于快进、快退的速度相等，故可以知，推出液压缸特征： 孔加工时，液压缸回路上必须具有背压，以防孔被钻通时突然消失而造成滑台突然前冲而设置的回油腔背压0.8MPa。快进时液压缸虽作差动联接，但由于油管中有压降存在，有杆腔的压力必须大于无杆腔，估算时可取MPa。快退时回油腔中是有背压的，这时可按0.6MPa估算。可以算出工作腔需要的工作面积。 由工进时的推力式（5-3）得： 故有 ；根据参考文献1表42.42（液压缸缸筒内径尺寸系列）和表42.4-3（液压缸活塞杆外径尺寸系列）将这些直径圆整成就近标准值时得;D=110mm,d=80mm。由此求得液压缸两腔的实际有效面积为： 经检验，活塞杆的强度和稳定性均符合要求。 （3）计算最大流量需求： 0.7此流量较为适中，可以接受。 根据以上D与d的值，可估算液压缸在各个工作阶段中的压力、流量和功率值，如表2-2所示：表2-2 液压缸在各个工作阶段中的压力、流量和功率值工况计算公式推力回油腔压力 进油腔压力输入流量输入功率快 进起动266700.530_加速20131.340.84_恒速13331.210.7130.160.356工进,376780.84.3410.4940.021快 退起动266700.59加速20130.61.72恒速13330.61.5726.860.702p/MPa,q(l/min),p/KW并根据此绘出工况图如2-3： 图2-3 组合机液压缸工23攀枝花学院本科课程设计（论文） 3 液压系统原理图拟定3 液压系统原理图的拟定3.1 液压回路的选择 钻削负载为阻力负载，在钻入铸件表面及钻通孔时的开始和结束时间存在先后等因素影响下，负载存在突变的可能。但从工况图2-3中可知功率较小，故工作进给采用具有压差补偿的进口调速阀的调速方式。由于液压系统选用了节流节流调速的方式和为了更好的散热，系统中油液的循环选项取是开式的。3.2 流量和方向控制设计 快进、工进采用与调节器速阀并联的两位二通阀换接实现。 差动液压缸实现快进时，需要能利用回流的差动回路配合，故选用三位五通阀实现通断、换向、差动连接等功能。 由于流量及功率均较小，控制阀均用普通滑阀式结构。另外尚需要采用单向阀配合控制油流方向。3.3 压力控制设计系统工作压力由溢流阀控制调节。负载阻力在钻削过程中的突变，特别是加工完毕后负载突然消失，采用附有压差补偿控制的调速阀，而不用节流阀，再在回流路上附加可调背压阀，就可使工作速度稳定和避免发生前冲现象。3.4 能耗控制设计在流量、方向和压力液压系统关键参数决定后，还要考虑能耗控制，用尽量少的能量来实现控制，以达到节能的目的和降低生产成本的目的。由工况图知： (快进所花时间) (工进所花时间) （快退所花时间）= =173.08/(1.9+2.9)=36.583 37 数据表明：即，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。此系统大部分时间在高压小流量下工作显然采用单定量泵溢流动力源，长时大流量溢流会造成能量大量损失，是不可取的。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，。故在此采用双泵供油动力源，有得于降低度能耗，有利于生产成本。如图3-1-a所示。 （a） （b） （c）图3-1 液压回路的选择元件（a）油源（b）换向回路（c）速度换接回路为了防止快进转工进时速差变化太大，达115倍而产生压力冲击，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，选用电液控制型，以利于按要求调节换向过和的时间，防止压力冲击。如图3-1-b所示。切换速度用的二位二通阀先用行程式开关控制型。如图3-1-c所示。背压阀选用可调的，以备根据工作需要调节。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a。为了解决滑台快进的时候回油路接通油箱，无法实现液压缸差动连接的问题，必须在回油路上串接一个液控顺序阀7，这里作背压阀。以阻止油液在快进阶段返回油箱。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10。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14。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。在进油路上设有压力表开关和压力表。钻孔行程终点定位精度不高，采用行行程开关控制即可。3.5拟定液压回路（1）调速方法；由工况图知，当液压系统功率小，工作负载变更小，可选用进油路节流调速，为预防钻通孔时的前冲景象，在回油路上加背压阀。（2）液压泵情势的取舍；系统工作循环重要由矮压大流量和低压老流量二个阶段组成，最大流量取最小流量之比，其相应的时间之比=56。根据当情形，选叶片泵较适合，在本计划西，选用单联叶片泵。（3）速度换交方法：钻孔工序错地位精度及工作稳当性请求不高，可选用言程调速阀或电磁换向阀。（4）疾速回路与工进转快退把持方法的挑选：为使快进快退速度相等，选用差动回路作快捷回路液压阀。 综合以上设计和优化后可给出3-2液压系统原理图： 攀枝花学院本科课程设计（论文） 4 液压元件选择图3-2 液压系统原理图1双联叶片泵 2三位五通电液阀 3行程阀 14单向阀 4调速阀5单向阀 6单向阀 7顺序阀 8背压阀 9溢流阀 10单向阀11过滤器12压力表及其开关 13单向阀 14压力继电器4 液压元件的选择4.1 液压泵及驱动电机规格选择4.1.1 大、小泵最高工作压力计算 液压缸在整个工作循环中的最大工作压力为4.341，由表11-4得，进油路压力损失的范围为0.51.5，取进油路上的压力损失为0.8，压力继电器调整压力高出系统工作压力之值为0.5，则小泵的最大工作压力为：=(4.341+0.8+0.5)=5.641大泵快退时液压缸的工作压力比快进大，取进油路上的压力损失为0.5,则大流量的最高工作压力为：=(1.57+0.5)=2.074.1.2 总需供油量 两个泵应向液压缸提供最大的流量为35.1L/min,若回路中的泄露按液压缸输入流量的10%计算，则两缸的总流量为：=1.1=33.18工进进给时需流量为0.5),但不得不考虑溢流阀的最小稳定溢流量3,故小流量泵的供油量最少应为3.5。据据以上压力和流量的数值，上网查YUKEN日本油研PV2R型双联叶片泵，选取PV2R126/33型双联叶片泵，其小泵的排量为6ml/r，大泵的排量为33ml/r，若取液压泵的容积效率=0.9，则当泵的转速=960r/min时，液压泵的实际输出流量为： =33.696 由于液压缸在快退时输入功率最大，这时液压泵泵工作为3.5流量为33.696。取泵的总效率=0.75，则液压泵驱动电动机所需的功率为：=2.624.1.3 电动机的选择 根据此数值，查资料4中表9-39，选取Y132S6型电动机，其额定功率=3，额定转速。4.2 阀类元件及辅助元件的选择阀类元件及辅助元件的选择如表4-1：表4-1 阀类元件及辅助元件的选择序号元件名称估计通进阀的流量规格额定流量额定压力型号1双联叶片泵(5.1+28.5)查得只知最高压力为：21 PV2R126/33=(6+33)ml/r2三位五通电液阀691006.335DY-100BY3行程阀66.51006.322C-100BH4调速阀166.3Q-6B5单向阀66.51006.3I-100B6单向阀31.3636.3I-63B7液控单向阀0.2372106.3YDF63B8背压阀0.2372106.3B-10B9溢流阀5.64106.3Y-10B10压力表开关K-6B11单向阀721006.3I-100B12单向阀32636.3I-63B13顺序阀32636.3XY-63B14过滤器36506.3XU-50 2004.2.1 油管各元件间边接管道的规格按元件接口处尺寸决定，液压缸进、出油管见分晓按输入、排出的最大流量计算。由于液压泵具体选定之后液压缸在各个阶段的进、出流量已与原定数值不同，所以要重新计算如下表4-2所示。表中的数值说明，液压缸快进、快退的速度与、与设计相近。这表明上边所选液压泵的型号、规格是合适的。表4-2 液压缸的进、出流量和运动速度流量、速度快进工进快退输入流量 =(95.033.69)/(95.03-44.77)=63.71=0.494 =33.69排出流量 =30.01 =0.23 = = 71.51运动速度 =6.703 =0.052=7.52 根据表4-2中数值，当油液在压力管中流速取3m/s时，按参考资料2中7-9算得与液压缸无杆腔和有杆腔相连的油管内径分别为：=mm=21.22mm 取标准值25mm = =15.43mm 取标准值15mm这两根油管根据资料1表42.7-133选用公称通径为和的无缝钢管。4.2.2 油箱油箱容积按式78估算，取时，求得其容积为： 按JB/T79381999规定，取标准值V=2。5 液压系统性能的验算本系统属压力不高的中低压范围，无迅速起动、制动需求，设计中已考虑了防冲击可调节环节及相关防冲措施；故不必进行冲击验算。这里仅验算系统压力损失并确定压力阀的调整值和油液温升验算。5.1 验算系统压力损失并确定阀的调整值 由于系统的管路布置尚未具体确定，整个系统的压力损失无法全面估算，故只能先按书上式3-46估算阀类元件的压力损失，待设计好管路布局图后，加上管路的沿程损失和局部损失即可。但对于中小型液压系统，管路的压力损失甚微，可以不予考虑。压力损失的验算应按一个工作循环中不同阶段分别进行。 （1） 快进 滑台快进时，液压缸差动连接，由表4-1和表4-2可知，进油路上油液通过单向阀12的流量是32,通过电流换向阀2的流量是33.69,然后与液压缸有杆腔的回油汇合，以流量63.71通过行程阀3并进入无杆腔。因此进油路上的总压降为：此值不大，不会使压力阀开启，故能确保两个泵的流量全部进入液压缸。 回油路上，液压缸有杆腔中的油液通过电液换向阀2和单向阀6的流量都是30.01然后与液压泵的供油合并，经行程阀3流入无杆腔。由此可算出快进时有杆腔压力与无杆腔压力之差。此值小于原估值0.5，所以是偏安全的。（2） 工进 工进时，油液在进油路上通过电液换向阀2的流量为0.5，在调速阀4处的压力损失为0.5MPa；油液在回油路上通过电液换向阀的流量是0.23，在液控单向阀7处的流量为0.237+0.23=0.467,在背压阀8处的压力损失为为0.5。因此这时液压缸回油腔的压力为： 因为0.5001MPa大于原估计值0.494，故可按照表11-6中公式重新计算工进时液压缸进腔压力，即：与表中的4.355相近。考虑到压力继电器可靠动作需要压差。故溢流阀的调压为：（3） 快退快退时，油液在进油路上通过单向阀12的流量为32L/min，通过电液换向阀2的流量为33.69L/min；油液在回油路上通过单向阀5、换向阀2和单向阀11的流量都是71.51L/min。因为进油路上总压降为：=0.1083此值较小，所以液压泵驱动电动机的功率是足够的。回油路上的总压降为： = 0.4601故快退时液压泵的最大工作压力应为：=（1.72+0.1083）=1.8283因此大流量液压泵卸荷的顺序阀7的调压应大于1.8283。5.2 油液温升验算 工进在整个工作循环中所占比： =97.3%因此系统发热和油液温升可用工进时的情况来计算。 工进时液压缸的有效功率（即系统输出功率）为：这时大流量泵通过顺序阀13卸荷，小流量泵在高压下供油，所以两泵的总输出功率（即系统输入功率）为： =0.4119由此得液压系统的发热量为：=0.3792按参考资料811-2求出油液温升近似值： =9.6温升没有超出允许范围，液压系统中不需设置冷却器。攀枝花学院本科课程设计（论文） 参考文献6 液压系统油箱结构设计计算6.1 长宽高的确定油箱的体积为：（此处取0.8参照资料2给出的值） 由于油箱的温升没有超出允许的范围，故可不按发热来计算。此处按参考资料1表42.7-199中推荐的范围，长、宽和高的比例：1：1：13：2：1，此处取油箱内长取为3：2：1。设因子为x,则长为3x,宽为2x,高为x,即： 则：=0.369=369所以长为：=3=1107,宽=2=738 高为=369 此分离式油箱采用普通钢板焊接而成，参照书上取钢板的厚度为：取油箱箱壁厚为t=3。按箱底厚度应大于箱壁的原则箱底厚度为：5按箱盖厚度应为34倍箱壁的原则箱盖厚度为:10为了易于散热和便于对油箱进行搬移及维护保养，取箱底离地的距离为160（参考资料1油箱结构设计）。 故可知，油箱基体的总长总宽总高为：长为：宽为：高为：6.2 油箱具体设计为了更好的清洗油箱，取油箱底面倾斜度为：0.5 (注：由于倾斜度小，在油箱图上没有画出)。6.2.1 隔板尺寸的确定隔板高度取为箱内油面高度的，故可知隔板的高度为： 隔板的厚度仍然取3。6.2.2 各种油管的尺寸由上知：回油管直径取上边用到油管的最大管好，内径为：20,外径为：28。泄油管的尺寸取为和回油管尺寸一样。吸油管尺寸的确定：取吸油管中油液的流速为1m/s。则依书上公式7-9得： 查参考资料1表42.7-133得，将其取公称直径圆整取d=32,故有外径为42。6.2.3 吸油管和过滤器之间管接头的选择 在此选用卡套组合直角管接头，查资料1表42.7-149得：表6-1 卡套组合直角管接头公称压力MPa管子外径 扳手尺寸G(25)4236423039.56865506069.36.2.4 过滤器的选取取过滤器的流量至少是泵流量的两倍的原则，取过滤器的流量为泵流量的2.5倍。故有： 查参考资料1表42.7-7得，先取通用型WU系列网式吸油中过滤器。具体参数如表6-2：表6-2 通用型WU系列网式吸油中过滤器参数型号通径公称流量过滤精度尺寸M（d）HDWU100100-J32100100153_6.2.5 堵塞的选取 考虑到钢板厚度只有3mm，加工螺纹孔不能太大，查参考资料1表42.7-178选取外六角螺塞作为堵塞，详细尺寸见下表： 表6-3 外六角螺塞dDeSLhbRC重量Kg基本尺寸极限偏差10.22215130-0.2424123311.00.0326.2.6液位/温度计的选取选取YWZ系列液位液温计，参照资料3表7-129选用YWZ-250型。具体参数如表6-5： 表6-5 液位/温度计型号L /mmE /mmB/mmYWZ-250280250212并考虑到钢板的刚度，将其安在偏边的地方。6.2.7 空气过滤器的选取