卧式双面多轴钻孔组合机床

1、液压传动课程设计液压传动课程设计 题目名称卧式双面多轴钻孔组合机床 专业班级机械设计制造及其制动化 学生姓名刘备 学 号5150 指导教师 机械与电子工程系 二一四年 六 月 八日 目目 录录 一、任务书一、任务书4 二、设计内容二、设计内容5 1 1、工况分析及液压系统图的拟定、工况分析及液压系统图的拟定6 1.1 工况分析7 1.1.1 工作负载的计算7 1.1.2 运动分析8 1.2 液压系统图9 1.3 液压系统工作原理分析10 2 2、液压缸的分析计算、液压缸的分析计算 10 2.1 液压缸工作压力的选定11 2.1.1 液压缸内径及活塞杆直径的计算11 2.1.2 液压缸工作缸内径

2、的计算11 2.1.3 确定活塞杆直径11 2.1.4 活塞杆稳定性校核11 2.2 计算液压缸工作阶段的最大流量12 2.2.1 各阶段功率计算12 2.2.2 各阶段压力计算12 2.3 液压缸主要尺寸的设计计算12 2.3.1 液压缸主要尺寸的确定12 2.3.2 液压缸壁厚和外径的计算13 2.4 液压缸工作行程的确定13 2.4.1 缸盖厚度的确定14 2.4.2 最小导向长度的确定14 2.4.3 缸体长度的确定15 2.4.4 液压缸的结构设计15 2.5 缸筒与缸盖的连接形式15 2.5.1 活塞15 2.5.2 缸筒16 2.5.3 排气装置16 2.5.4 缓冲装置17 2

3、.6 定位缸的计算17 2.7 夹紧缸的计算18 3 3、确定液压泵规格和电动机功率及型号、确定液压泵规格和电动机功率及型号18 3.1 确定液压泵的规格18 3.2 确定液压泵及电动机型号19 3.2.1 确定液压泵型号19 3.2.2 选用电动机型号19 3.3 选用阀类元件及辅助元件20 4 4、液压系统的性能计算、液压系统的性能计算20 4.1 压力损失及调定压力的确定21 4.2 系统的发热与温升21 4.3 系统的效率22 三、总三、总 结结23 四、参考资料四、参考资料24 五、指导教师评阅表五、指导教师评阅表25 蚌埠学院机械与电子工程系蚌埠学院机械与电子工程系 液压传动课程设

4、计任务书液压传动课程设计任务书 班级 姓名 学号 指导教师 1.1 设计题目设计题目: 某卧式双面多轴钻孔组合机床，采用液压传动完成的半自动工作循环为： 加紧工作作、右动力部件快进左、右动力部件工进左动力部件快退、右 动力部件继续工进左动力部件停止、右动力部件快退左、右动力部件均停 止、松开工进。已知参数如下表所示，试设计此组合机床的液压系统。 卧式双面多轴钻孔组合机床的已知参数卧式双面多轴钻孔组合机床的已知参数 作用力行程/mm 速度 /(mm/min) 动力部 件名称 移动部 件总重 /N 夹紧 力 钻削 力 快进工进快退 快进、 快退 工进 往复运 动的加 速、减 速时间 /s 导轨及

5、摩擦因 数 左动力 部件 92000400013000190251903500 有动力 部件 92000400013000190301903500 600.12 平导轨、 静动摩 擦因数 0.2 和 0.1 1.21.2 设计要求：设计要求： 液压系统图拟定时需要提供 2 种以上的设计方案的选择比较。从中选择你 认为更好的一种进行系统元件选择计算。 1.31.3 工作量要求工作量要求 1液压系统图 1 张（A1） 2液压缸装配图 1 张(A1) 3设计计算说明书 1 份 1.41.4 设计时间设计时间： 2014 年 6 月 6 日-2014 年 6 月 12 日 一一 工况分析及液压原理图的

6、拟定工况分析及液压原理图的拟定 1.1工况分析 1.1.1 工作负载的计算 液压缸所受外负载 F 包括三种类型，即： afW FFFF 后为动摩擦阻力。动时为静摩擦力，启动导轨摩擦阻力负载，启 的惯性负载为运动部件速度变化时 为工作负载， f a WW F F FF13000 a fa fs f F F F f fF 惯性负载 动： 静： 则 ，动摩擦系数为系数为导轨摩擦系数，静摩擦 垂直导轨的工作负载 运动部件重力 对于平导轨可由式得 静摩擦阻力负载 9200920001 . 0. 0 1 . 02 . 0- -F -G )F(G Rn Rn 2738 602 .

7、0 5 . 3 8 . 9 92000 2 . 05s,5 . 001 . 0 - min/35 . 0 m/- m/-g m/-a - a 2 2 t V g G maF ttt mVsV s NG s kgm t V g G maFa 则 取般速度变化所需时间，一 ）速度变化量（ ）重力加速度（ ）运动部件的重力（ ）运动部件的加速度（ ）运动部件的质量（ 根据以上计算结果列出各工作阶段所受的外负载见表 1.1 工况计算公式外负载 F/N缸推力 F/N 启动 fs F 1840020445 加速 t V g G Ffd 1193813264 快进 fd F 920010222 工进 fdW

8、 FF 2220024666 反向启动 fs F 1840020445 加速 + fd F t V g G 1193813264 快退 fd F 920010222 1.1.2 运动分析 按设备要求，把执行原件在完成一个循环时的运动规律用图表示出来，即速度图 （a）速度图 (b)负载图 1.2 液压系统原理图 1.3 液压系统工作原理分析 （1）定位、夹紧 按下启动按钮，压力油经过滤器和双联叶片泵流出，此时只有电磁换向阀 6 1YA 得电，当换向阀左 位接入回路而且顺序阀 7 的调定压力大于液压缸 10 的最大前进压力时，压力油先进入液压缸 10 的左腔， 实现动作；当液压缸行驶至终点后，压力

9、上升，压力油打开顺序阀 7，实现动作。 （2）左右动力部件快进 当工件被定位、夹紧后，定位、夹紧回路中液压油达到某一固定压力值，压力继电器 8 发出信号， 使电磁换向阀 3YA、5YA 得电，由于液压缸差动连接，实现快进。 （3）左右动力部件工进 当左右动力滑台快进至工件时，压下行程开关 SQ1，促使电磁换向阀 13 得电，差动连接消除，实 现同时工进。 （4）左动力部件快退，右动力部件继续工进 由于左动力部件工进 50mm 先压下行程开关 SQ2，促使电磁换向阀 4YA 得电，实现快退，而右动 力部件工进行程为 80mm，所以继续工进。 （5）左动力部件停止，右动力部件快退 当右动力部件继续

10、工进，压下行程开关 SQ3 促使电磁换向阀 4YA 失电，6YA 得电，实现左动力部 件停止，右动力部件快退。 （6）右动力部件停止 当右动力部件快退压下行程开关 SQ4 促使电磁换向阀 11 的 6YA 失电回到中位，同时电磁换向阀 6 的 2YA 得电，右动力部件停止运动。 （7）工件松开，拔销，停机卸载 由于电磁换向阀 6 的 2YA 得电，换向阀右位接入回路且左顺序阀的调定压力大于液压缸 9 的最大 返回压力，两液压缸则按和的顺序返回，实现松开，拔销。当回路中液压油达到某一固定压力值， 压力继电器 17 发出信号，使电磁换向阀 2YA 失电，实现停机卸载。 第二章 液压缸的分析计算 2

11、.1液压缸工作压力的选定 按工作负载选定工作压力见表 2.1 液压缸工 作负载 （N） 50000 液压缸工 作压力 （MPa） 0.811.522.53344557 表 2.2 按设备类型确定工作压力 机床 设备类型 磨床组合机床龙门刨创拉床 农用机械或 中型工程机 械 液压机，重 型机械，起 重运输机械 系统压力 （MPa） 0.8224351010152032 由以上两个表格可选择液压缸的工作压力为 4MPa 2.1.1 液压缸内径及活塞杆直径的计算 2.1.2 液压缸工作缸内径的计算 由负载图知，最大负载力 F 为 27800N，液压缸的工作压力为 4MPa 则 mmD mm A D

12、mm P F A 100 104 . 8 14 . 3 10 5 . 5544 10 5 . 55 1040 1 22200 2 4 242 5 取标准值得查课程设计手册指导书 2.1.3 确定活塞杆直径 活塞杆材料选择 45 钢 取活塞杆直径 d=0.5D=50mm,取标准值 d=50mm 则液压缸的有效作用面积为： 有无活塞杆计算公式 2 cm面积 有活塞杆)( 4 1 22 1 dDA58.88 无活塞杆 2 2 4 1 DA78.5 2.1.4 活塞杆稳定性校核 因为右活塞杆总行程为 220mm，而活塞杆直径为 50mm, L/D=220/40=5.510 4 . 1n,- a- a

13、7 . 2365 . 1 /- 30889NF 52.11 7 .23614 . 3 246664 )( 4 s 安全系数 ）材料屈服极限（ 活塞杆材料的须用应力 活塞杆推力（ n MP MP F mmmm F d s 由上式计算的结果可知，mm，满住稳定性条件。63d 2.2 计算液压缸工作阶段的最大流量 q快进=A1V快进=10-43.3=27.48L/min 5 . 78 q工进=A1V快进=78.510-40.06=0.471L/min q快退=A2V快退=58.8810-43.5=20.61L/min 2.2.1 各阶段功率计算 WPP WqPP WqPP 3 . 59660/102

14、0.61101.73q 24.760/100.4711014. 3 596.4.60/1027.48101.302 3-6 3-6 -36 快快 工工 快 快退： 工进： 快进： 2.2.2 各阶段的压力计算各阶段的压力计算 PaP PaP PaP 6 4 6 4 6 4 101.73 1058.88 10222 1014. 3 10 5 . 78 24666 103 . 1 10 5 . 78 10222 快退 工进 快进 2.3 液压缸的主要尺寸的设计计算 2.3.1 液压缸主要尺寸的确定 由之前元件参数计算与设计中工作液压缸的内径 D=100mm，活塞杆直径 d=50mm 已确定。 2.

15、3.2 液压缸壁厚和外径的计算 液压缸的壁厚由液压缸的强度条件来计算。 液压缸的壁厚一般指缸体结构中最薄处的厚度。承受内压力的圆筒，其内应力分布规律 因壁厚的不同而各异，一般计算时可分为薄壁圆筒和厚壁圆筒。 当缸体壁厚与内径之比小于 0.1 时，称为薄壁缸体，薄壁缸体的壁厚按材料力学中计算 公式： (m) 2 PD 式中：缸体壁厚（m） P液压缸的最大工作压力（）Pa D缸体内径（m） 缸体材料的许用应力（） Pa 查参考文献得常见缸体材料的许用应力： 铸钢：=（1000-1100） 5 10Pa 无缝钢管：=（1000-1100) 5 10Pa 锻钢：=（1000-1200) 5 10Pa

16、铸铁：=（600-700) 5 10Pa 选用铸钢作为缸体材料： mmm PD 43 . 1 1043 . 1 1011002 101 . 014 . 3 2 3- 5 6 在中低压机床液压系统中，缸体壁厚的强度是次要的，缸体壁厚一般由结构，工艺上的 需要而定，只有在压力较高和直径较大时，才由必要校核缸体最薄处的壁厚强度。 当缸体壁厚与内径 D 之比值大于 0.1 时，称为厚壁缸体，通常按参考文献7中第二强 度理论计算厚壁缸体的壁厚： mm P PD 24. 1 1 1014 . 3 3 . 1101100 1014 . 3 4 . 0101100 2 08 . 0 1 3 . 1 4 . 0

17、 2 65 65 因此缸体壁厚应不小于 1.3mm，又因为该系统为中低压液压系统，所以不必对缸体最薄 处壁厚强度进行校核。 缸体的外径为：mmDD104221002 1 2.4 液压缸工作行程的确定液压缸工作行程的确定 液压缸的工作行程长度，可根据执行机构实际工作的最大行程来确定。由查参考文献表液压 缸活塞行程参数（GB2349-80） 单位/(mm) 255080100125160200250 320400500630800100012501600 2000250032004000 406390110140180220280 360450550700900110014001800 22002

18、8003900 240260300340380420480530 600650750850950105012001300 15001700190021002400260030003800 根据左缸快进和工进行程（25+190）mm，选择左边液压缸工作行程为 220mm。 根据右缸快进和工进行程（30+190）mm，选择右边液压缸工作行程为 220mm。 2.4.1 缸盖厚度的确定 缸筒底部（即缸盖）有平面和拱形两种形式，由于该系统中液压缸工作场合的特点，缸 盖宜选用平底形式，查参考文献可得其有效厚度 t 按强度要求可用下面两式进行近似计算： 缸盖有孔时： 2 0.433( ) P tDm 缸盖

19、无孔时： 2 2 20 0.433( ) () PD tDm Dd 式中：t缸盖有效厚度（m） P液压缸的最大工作压力（）Pa 缸体材料的许用压力（） Pa 缸底内径（m） 2 D 缸底孔的直径（m） 0 d 查参考文献5缸盖的材料选用铸铁，所以： 缸盖有孔时： 2 0.433( ) P tDm mmt mt t 61 . 7 0761 . 0 10650 1014. 3 08 . 0 433 . 0 5 6 取 缸盖无孔时： 2 2 20 0.433( ) () PD tDm Dd 17.4mm 0174. 0 )07 . 0 1 . 0(10650 1 . 01014 . 3 1 . 04

20、33. 0 5 6 t m t 取 2.4.2 最小导向长度的确定 当活塞杆全部外伸时，从活塞支承面中点到缸盖滑动支撑面中点的距离 H 称为最小导向 长度(图 3.1)，如果最小导向长度过小将使液压缸的初始挠度增大，影响液压缸的稳定性， 因此设计时必须保证有一定的最小导向长度。 对一般的液压缸最小导向长度 H 应满足以下要求： 202 LD H mmH61 2 100 20 220 式中：L-液压缸的最大行程 D-液压缸的内径 2.4.3 缸体长度的确定 液压缸的缸体内部长度应等于活塞的行程与活塞的宽度之和，缸体外形长度还要考虑到 两端端盖的厚度，一般液压缸缸体长度不大于内径的 23 倍,即在

21、本系统中缸体长度不大于 20003000mm,现取左缸体长度为 250mm，右缸体长度为 300mm。 2.4.4 液压缸的结构设计 液压缸主要尺寸确定以后，就进行各部分的结构设计。主要包括：缸筒与缸盖的连接结 构、活塞杆与活塞的连接结构、活塞杆导向部分结构、密封装置、缓冲装置、排气装置、及 液压缸的安装连接结构等。 2.5 缸筒与缸盖的连接形式 缸筒与缸盖的连接形式有多种，如法兰连接、外半环连接、内半环连接、外螺纹连接、 拉杆连接、焊接、钢丝连接等。该系统为中低压液压系统，缸体材料为铸钢，液压缸与缸盖 可采用外半环连接，该连接方式具有结构简单加工装配方便等特点。 2.5.1 活塞 活塞在液体

22、压力的作用下沿缸筒往复滑动，因此它于缸筒的配合应适当，即不能过紧， 也不能间隙过大。设计活塞时，主要任务就是确定活塞的结构形式，其次还有活塞与活塞杆 的连接、活塞材料、活塞尺寸及加工公差等。 (1)活塞的结构形式 活塞的结构形式分为整体活塞和组合活塞，根据密封装置形式来选用活塞结构形式，查 参考文献活塞及活塞杆的密封圈使用参数，该系统液压缸中可采用 O 形圈密封。所以，活塞 的结构形式可选用整体活塞，整体活塞在活塞四周上开沟槽，结构简单 (2)活塞与活塞杆的连接 查参考文献活塞杆与活塞的连接结构分整体式结构和组合式结构，组合式结构又分为螺 纹连接、半环连接和锥销连接。该系统中采用螺纹连接，该连

23、接方式结构简单，在振动的工 作条件下容易松动，必须用锁紧装置，多在组合机床上与工程机械的液压缸上使用。 （3 活塞的密封 查参考文献活塞与活塞杆的密封采用 O 形圈密封，因该系统为中低压液压系统(P ),所以活塞杆上的密封沟槽不设挡圈,其沟槽尺寸与公差由 GB/T3452.3-98 确定, O32 a Mp 形圈代号为： G GB/T3452.1-92，具体说明从略。35.5 2.65 （4 活塞材料 因为该系统中活塞采用整体活塞，无导向环结构，参考文献所以活塞材料可选用 HT200HT300 或球墨铸铁，结合实际情况及毛坯材料的来源，活塞材料选用 HT200。 （5 活塞尺寸及加工公差 查参

24、考文献5活塞的宽度一般取 B=(0.61.0)D,缸筒内径为 100mm,现取 B=0.6100=60mm,活塞的外径采用 f9,外径对内孔的同轴度公差不大于 0.02mm,活塞的内孔 直径 D1设计为 40mm，精度为 H8，查参考文献4可知端面 T 对内孔 D1轴线的垂直度公差值 按 7 级精度选取，活塞外径的圆柱度公差值按 9 级、10 级或 11 级精度选取。外表面的圆度 和圆柱度一般不大于外径公差之半，表面粗糙度视结构形式不同而各异。 2.5.2 缸筒 缸筒材料一般要求有足够的强度和冲击韧性，对焊接的缸体还要求有良好的焊接性能， 结合该系统中液压缸的参数、用途和毛坯的来源等，缸筒的材

25、料可选用铸钢。在液压缸主要 尺寸设计与计算中已设计出液压缸体壁厚最小厚度应不小于 1.79mm，缸体的材料选用铸钢， 查参考文献，缸体内径可选用 H8、H9 或 H10 配合，现选用 H9 配合，内径的表面粗糙度因为 活塞选用 O 形圈密封取为 0.3，且需珩磨，缸筒内径的圆度和圆柱度可选取 8 级或 9 a Rm 级精度，缸筒端面的垂直度可选取 7 级精度。 缸筒与缸盖之间的密封采用 O 形圈密封，O 形圈的代号为 115 3.55 G GB/T3452.1- 1992。 2.5.3 排气装置 排气装置用于排除液压缸内的空气，使其工作稳定，一般把排气阀安装在液压缸两端的 最高位置与压力腔相通

26、，以便安装后、调试前排除液压缸内的空气，对于运动速度稳定性要 求较高的机床和大型液压缸，则需要设置排气装置，如排气阀等。排气阀的结构有多种形式。 该排气阀为整体型排气阀，其阀体与阀芯合为一体，材料为不锈钢 3cr13，锥面热处理硬度 HRC3844。 2.5.4 缓冲装置 液压缸的行程终端缓冲装置可使带着负载的活塞，在到达行程终端减速到零，目的是消 除因活塞的惯性力和液压力所造成的活塞与端盖的机械撞击，同时也为了降低活塞在改变运 动方向时液体发出的噪声。因为该液压系统速度换接平稳，运动速度为5.5m/min37.68L/minDBD-131 4,19背压阀14.4EJX63-1011 6三位四

27、通电磁换向阀0.4825E34DH-1011 7单向顺序阀19.2AF3-Ea10B1 8,17压力继电器EYX63-61 11,23三位四通电磁换向阀18.84E34DH-252 12,22调速阀114.4DBD-61 （1）油管 油管内径一般参照所接元件接口尺寸确定，也可按管路中允许流速计算，在本例中， 出油口采用内径为 18mm，外径为 20mm 的紫铜管。 （2）油箱 油箱容积根据液压泵的流量计算，取其体积 V=(57)qp 即 V=280L. 第四章 液压系统的性能验算 4.1 压力损失及调定压力的确定 根据计算工进时的管道内的油液流动速度约为 0.2m/s，通过的流量为 1.002

28、L/min。数值 较小，主要压力损失为调速阀两端的压降，此时功率损失最大。此时油液在进油管中的速度 为 ssAV/m62 . 2 /m601018 4 /1040/q 623 p (1) 沿程压力损失 首先要判断管中的流态，设系统采用 N32 液压油。室温为时，C 20 smV/100 . 1 24 所以有：，管中为层流，则阻力损失系数2320471.610/1.010182.62vd/rRe -4-3 ，若取进、回油管长度均为 2m ，油液的密度为，16 . 0 6 .471/75e75R、 3 /kg890m 则其进油路上的沿程压力损失为 aa MPpv d l 054 . 0 62. 2

29、 2 890 1018 2 16 . 0 2 p 2 3 1 2 （2）局部压力损失 局部压力损失包括管道安装和管接头的压力损失和通过液压阀的局部 压力损失，前者视管道具体安装结构而定，一般取沿程压力损失的 10%，而后者则与通过的 流量大小有关，若阀的额定流量和额定压力损失为,则当通过的额定流量为 q 时的阀 nn qp和 压力损失为 n p 2 q q )( n nv pp 因为 GE 系列 10mm 通经的阀的额定流量为 63L/min,叠加阀 10mm 通经系列的额定流量为 40L/min，而在本例中通过整个阀的压力损失很小，且可忽略不计，快进时回油路上的流量 为 min/30 24.

30、50 68.3740 1 21 2 L A Aq q 快进时回油路油管中的流速为 smV/1018 4 60/1030 623 由此可计算 Mpapv d l Vd a 41.00966 . 1 2 900 1018 2 212 . 0 2 p 212 . 0 Re/75 9 . 353100 . 1/1018966 . 1 /Re 2 3- 2 43 为回油路上沿程压力损失 (2) 总的压力损失 093 . 0 )004 . 0 041 . 0 ( 24.50 68.37 0054 . 0 054 . 0 2 1 2 1 P A A pp (3) 压力阀的调定值 双联泵系统中卸荷阀的调定值应

31、该满足工进的要求，保证双联泵同时向系统供油，因而卸荷 阀的调定值应略大于快进时泵的供油压力 MpaMpaP A F pp623 . 3 )093 . 0 53 . 3 ( 1 卸荷阀的调定压力应取 3.7Mpa 为宜，溢流阀的调定压力应大于卸荷阀调定压力为 0.30.5Mpa 取溢流阀的调定压力为 5Mpa,背压阀的调定压力以夹紧缸的夹紧力为根据，即取 pa1 . 2 p 1048.38 8000 4- Mp p a 背 背 背压阀的调定压力以定位缸的负载为根据即 pa3 . 0p 25 . 0 pa 1004 . 8 200 4- M Mpap 背 背 取 4.2 系统的发热与温升 （1）根

32、据以上的计算可知，在工进时电动机的输入功率为 WWqpp pppp 625.738 . 060/10002 . 1 1053 . 3 / 36 快退时电动机的输入功率为 Wqpp pppp 375.113608 . 0/ 7 . 90/ 11 快进时电动机输入功率为 Wqpp pppp 5 . 113/ 22 夹紧时电动机输入功率为 Wpp875.798 （2）计算各阶段有效功率： p ppp 1 快进： WWp47.14460/1040102167 . 0 36 工进： WWp235360/10401053 . 3 36 快退： WWp 7 . 19260/104010289 . 0 36

33、夹紧： WWp146060/10401019 . 2 36 （3）校核热平衡，确定温升 现以较大的值来校核其热平衡，求出发热温升，设油箱的三个边长在 1:1:11:2:3 范围 内，则散热面积为： 23232 782 . 2 280065 . 0 065 . 0 mVA 假设通风良好，取，油液的温升为)/(1015 23 cmkmh hA H t 在单位时间内液压系统的发热量, p 为液压系统输入功率（kw）,为液压)1 ( pH 系统总效率。 KWH45797 . 0 )1097 . 0 1 (154 . 0 液压的温升为： c hA H t 97.10 782 . 2 1015 45797

34、 . 0 3 室温为 20，热平衡温度为 30.97，没有超出允许范围。c c c 65 4.3 系统的效率 （1）工进阶段的回路效率 2211 11 pppp c qpqp qp 为小流量泵在工进时的工作压力等于液压缸工作腔压力加上进油路上的压力损失 1 p 及压力继电器比缸工作腔最高压力所答的压力值 1 p 2 p MPaPp084 . 4 105 . 010054 . 0 1093 . 3 666 1 大流量泵的工作压力就是此泵通过温流阀所产生的损失 MPapp070 . 0 3 . 0) 10 83 . 4 ( 2 2 （取溢流阀型号为 Y-10B,额定压力 6.3MPa,额定压降 0.3MPa） 144 . 0 41 .