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液压 气压 传动 专用 组合 机床 系统 设计

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目录第一章 设计任务书及分析51.1 设计任务书51.2 设计任务书分析6第二章 专用组合机床液压系统原理设计82.1负载分析82.2 负载图和速度图的绘制92.3 液压系统图的拟定92.3.1选择基本回路92.3.2组成液压系统11第三章 液压缸的结构设计和计算133.1液压缸主要参数的确定133.1.1初选液压缸的工作压力133.1.2计算液压缸的尺寸133.1.3液压缸的强度计算163.1.4缸体外径的计算163.1.5活塞杆的计算校核163.1.6缸底的厚度计算173.1.7缸体的连接计算173.2活塞的材料选择203.3稳定性的验算21第四章 其他液压元件的计算和选择234.1液压泵选型234.2阀类元件及其辅助元件234.3油管的选择254.4油箱的选择26第五章 液压系统的性能验算285.1回路压力损失验算285.2油液温升验算29第六章 设计总结31参 考 文 献32第一章 设计任务书及分析1.1 设计任务书（工作要求和参数表）专用组合机床液压系统该机床完成钻孔、扩孔、锪端面等，要求液压系统能完成动力头的：快进、一工进、二工进、死挡铁停留、快退及工件的定位、夹紧；工进I最大切削力(N)16000工进II最大切削力(N)20000运动部件自重(N)21000工作台快进行程(mm)200工进I行程(mm)60工进II行程(mm)40快进、快退速度(m/min)4.8工进速度范围（mm/min）0.020.05工进I速度(m/min)0.020.05工进II速度(m/min)0.04加、减速时间（s ）0.02导轨V静摩擦系数0.2动摩擦系数为0.1工件所需夹紧力(N)由松开到夹紧的时间(s)1夹紧缸的行程（ mm）30工作环境温度25注：未列明参数根据工作要求自行确定1.2 设计任务书分析本次课程设计的是专用组合机床整体的液压控制系统的设计。本课题主要设计的是液压系统可以进行往复速度的可调节，在文中主要是依据机床在工作情况下进行主轴工作负载的分析，并且依据负载分析进行液压原理系统方案的拟定、性能参数计算等几个方面对液压系统进行了设计，绘制了负载图、速度图、功率图以及所选择的基本液压回路图，并且通过计算对液压缸、液压泵、油路管道等元器件进行了选择以及相关参数的计算，最终完成整体的结构设计与相关参数的计算。 专用组合机床一般采用多轴、多刀、多工序、多面或多工位同时加工的方式，生产效率比通用机床高几倍至几十倍。由于通用部件已经标准化和系列化，可根据需要灵活配置，能缩短设计和制造周期。因此，专用组合机床兼有低成本和高效率的优点，在大批、大量生产中得到广泛应用，并可用以组成自动生产线。 专用组合机床一般用于加工箱体类或特殊形状的零件。加工时，工件一般不旋转，由刀具的旋转运动和刀具与工件的相对进给运动，来实现钻孔、扩孔、锪孔、铰孔、镗孔、铣削平面、切削内外螺纹以及加工外圆和端面等。有的专用组合机床采用车削头夹持工件使之旋转，由刀具作进给运动，也可实现某些回转体类零件(如飞轮、汽车后桥半轴等)的外圆和端面加工。二十世纪70年代以来，随着可转位刀具、密齿铣刀、镗孔尺寸自动检测和刀具自动补偿技术的发展，专用组合机床的加工精度也有所提高。铣削平面的平面度可达0.05毫米1000毫米，表面粗糙度可低达2.50.63微米；镗孔精度可达IT76级，孔距精度可达O.03O.02微米。专用组合机床是随着汽车工业的兴起而发展起来的。在专用组合机床中某些部件因重复使用，逐步发展成为通用部件，因而产生了专用组合机床。 最早的专用组合机床是1911年在美国制成的，用于加工汽车零件。初期，各机床制造厂都有各自的通用部件标准。为了提高不同制造厂的通用部件的互换性，便于用户使用和维修，1953年美国福特汽车公司和通用汽车公司与美国机床制造厂协商，确定了专用组合机床通用部件标准化的原则，即严格规定各部件间的联系尺寸，但对部件结构未作规定。通用部件按功能可分为动力部件、支承部件、输送部件、控制部件和辅助部件五类。动力部件是为专用组合机床提供主运动和进给运动的部件。主要有动力箱、切削头和动力滑台。支承部件是用以安装动力滑台、带有进给机构的切削头或夹具等的部件，有侧底座、中间底座、支架、可调支架、立柱和立柱底座等。输送部件是用以输送工件或主轴箱至加工工位的部件，主要有分度回转工作台、环形分度回转工作台、分度鼓轮和往复移动工作台等。专用组合机床未来的发展将更多的采用调速电动机和滚珠丝杠等传动，以简化结构、缩短生产节拍；采用数字控制系统和主轴箱、夹具自动更换系统，以提高工艺可调性；以及纳入柔性制造系统等。第二章 专用组合机床液压系统原理设计2.1负载分析1.工作负载参数计算由切削原理课程可知经验算式为F1t=16000NF2t=20000N2惯性负载Fm(G/g)(v/t)（21000/9.8）（4.8/60/0.02）8571.43N3.阻力负载静摩擦阻力Ffs=fsG =0.221000 =4200N动摩擦阻力Ffd=fdG =0.121000 =2100N由此得出液压缸在各工作阶段的负载如图所示：工 况计算公式液压缸负载F(N)液压推力F/mm启 动F =Ffs4200.00 4666.67 加 速F =Ffd+Fm10671.43 11857.14 快 进F =Ffd2100.00 2333.33 工 进1F =Ffd+Ft118100.00 20111.11 工 进2F =Ffd+Ft22210024555.56快 退F =Ffd2100.00 2333.33 2.2 负载图和速度图的绘制负载图按上面数值绘制，如下图a所示。速度图按已知快退的行程和工进速度等绘制2.3 液压系统图的拟定2.3.1选择基本回路1.调速回路（节流回路） 图 1调速回路液压系统图 节流调速装置简单，都是通过改变节流口的大小来控制流量，故调速的范围大，但由节流引起的油液发热，如外负载发生变化，工作稳定性较差。以节流元件安放在油路上的位置不同，分为进口节流调速，出口节流调速，旁路节流调速及双向节流调速。由于出口节流调速在回路上产生节流背压，工作稳定，在负的载荷下仍可工作，而进口和旁路节流调速背压饿日零，工作稳定性较差。2卸荷回路图 2卸荷回路液压系统图卸荷回路的作用是饿载荷运转状态，在执行元件工作间隙时，将不需要液压能，或者是自动将液压泵排出油液挟回油箱，以便达到减少动力消耗和降低系统发热目的。回路中，当液压执行元件机构停止运动时，可控制电磁溢流阀使液压泵卸荷。3.保压回路图 3保压回路液压系统图在液控单向阀保压回路中，当液压缸压制行程终了时，系统压力升高。同时电磁阀体使液压泵卸荷。依靠液控单向阀的密封性能对液压缸无杆腔实现保压。4.速度换接回路速度换接回路的作用是使液压执行器在有个工作循环中从有种运动速度变换成另有种运动速度，5.顺序动作回路.电磁阀的顺序动作回路的。这种以液压缸和行程位置为依据来实现相应的顺序动作，其操作过程见下图动作循环表。这种回路的可靠性取决于电气行程开关和电磁阀的质量，对变更液压缸的动作行程和动作少年许来说都是比较方便，因此它在机床液压系统中得到了广泛的应用，特别是适合顺序动作的位置精度要求较高，动作循环不经常要求改变的场合。2.3.2组成液压系统 1.整理后绘制的液压系统图图 4液压系统总图序号名称1YA2YA3YA4YA1快进+2工进+3快退+4停止表 1动作顺序表第三章 液压缸的结构设计和计算3.1液压缸主要参数的确定3.1.1初选液压缸的工作压力 由于液压缸的最大负载为22100N，查液压传动表2得3-4MPa表 2液压缸不同负载时的工作压力载荷(KN)50工作压力( MPA)12时FK=22EJl2 当活塞杆细长比l/rK12时，而12=20120时FK=fA1+a2(lrK)2式中 l安装长度，其值与安装方式有关； rk活塞杆横截面积的最小回转直径，rk=J/A； J活塞杆横截惯性矩。对实心杆J=d4/64，对空心杆J=(d24-d14)/64； A活塞杆横截面积； 1柔性系数，对钢1=85； 2末端系数； E材料的弹性模量，钢E =2.06E=2.061011N/； f材料强度试验值，钢f=4.9108N/ a试验常数，钢a =1/5000。计算过程如下：FKFRn=135784=54312NK其中 rK=J/A，J=d4/64（实心杆）J=d4/64=3.140.054/64=0.000003067rk=J/A=6.2mm活塞杆长度：l=1.01d2nnk103=1.01521/448471103=7.23cml/rk=67.23/0.0062=10844.252312=851/442.5l/rk12 Fk=143.1422.0610110.67=75.7861011Fk/4=18.951011FR第四章 其他液压元件的计算和选择 4.1液压泵选型液压缸在整个工作循环中的最大工作压力为4.35MPA，如取进油路上的压力损失为0.8MPA，压力继电器调整压力高出系统最大工作压力之值为0.5MPA，液压缸的最大流量为13.741L/min。考虑到不可预计的泄露将此流量放大为1.05倍，得5L/min。查机械设计手册P87，表1159。但作用叶片泵的参数如下：调压范围： 6.3MPA。电动机的转速n=960r/min时的流量为25L/min。容许的转速范围n=6001800r/min。泵的驱动功率是4KW。经检验，此泵可以满足立钻专用组合机床液压系统的要求。4.2阀类元件及其辅助元件 根据液压系统的工作压力和通过各个阀类元件及其辅助元件的实际流量，可选出这些元件的型号及规格。查出的各元件的型号和规格见液压系统图：1.选择粗滤油器 选XU50200B型号的滤油器，允许通过的流量为50L/mmin，实际通过的流量为48.2L/mmin，此值在快进、快退时出现，工进时流量更小，可用。似乎滤油器的通过能力偏大，不必改造，这样泵油口的阻力较小。2.选择压力继电器选HED1型号的压力继电器，压力范围为550MPA，生产厂家是沈阳液压件制造公司，引进士乐系列。选DP63型号的压力继电器，查机械设计手册，P252，表11215可得调压范围是1063（/）。返回区间的调速范围是3.58（/）。精度为0.5。作用时间： 0.5秒。配套的开关为：L511，3A，380V。重量为0.72公斤。生产厂是天津市液压件厂。3.选择换向阀选34E1-63B型号的三位四通电磁换向阀许用压力为63MPAa。许用流量为63L/mmin.选24E1-63B型号的二位四通电磁换向阀 许用压力为63mpa。许用流量为63L/mmin.选34Y-63BMZ型号的二位三通电磁换向阀许用压力为63mpa。许用流量为63L/mmin. 行程滑阀4.选择溢流阀，查机械设计手册，P239，表1119可得 流量：63升/分。 接口尺寸：18mm。 法兰连接：YF-F50B。 重量：16公斤。5.选可调式节流阀，查机械设计手册，P255，表11221，可得流量：25升/分。压力损失：23mpa反向压力损失：3mpa。表 8元件的型号及其规格序号元 件 名 称估计通过流量（L/mmin）型 号规 格1大液压泵256.3MPA2小液压泵406.3MPA3粗过滤器5.7XU50200B6.3MPA4溢流阀2522E1-25BH6.3MPA5背压阀2524E1-25BH6.3MPA6单向阀DP1-63B1.0-6.3MPA7二位四通电磁换向阀6324E1-63B63MPa8三位四通电磁换向阀6434E1-63B63MPa9单向阀DP1-63B1.0-6.3MPA10二位三通电磁换向阀34Y-63BMZ1.0-6.3MPA11单向阀DP1-63B1.0-6.3MPA12液压缸63MPa13压力继电器DP1-63B1.0-6.3MPA14液压缸4.3油管的选择 各元件间的连接管道的规格按接口处尺寸决定，液压缸进出口油管则按输入排出的最大流量计算。 油管的内径按下列公式计算： d1.13Qv （mm） 式中 Q通过油管的油量（m3/s）； v流速，推荐值：对于吸油管v 12(mm/s)(一般去1米/秒以下)，对于压油管v36(mm/s)压力高，管到和油的粘度小时取大值，反之取小值，局部和特殊情况可取v10(mm/s)；对回油管v1.52.5(mm/s)。计算过程如下： d1.13Qv =1.1313.7414 =8.54油管管壁厚按下式计算： =pd2 （mm） 式中 p工作压力(Pa)； d油管的内径（mm）; 油管材料的许用应力。=b/n (Pa)； b材料的抗拉强度； n安全系数； 对于钢管；p7MP时，取n=8；p17.5MP时，取n=4。对于钢管；25MP。 计算出油管内径和壁厚后，查阅有关手册，选出符合要求的标准规格。计算过程如下：=pd2=1357821105=2.64mm 在强度保证的情况下，管壁可尽量选的薄些。薄壁易于弯曲，规格较多，装接较易，采用它可减少管系接头的数目，有助于解决系统泄露的问题。经查阅管接头采用扣压式管接头。因此油管选用JB82766，选用内径为10的无缝钢管。4.4油箱的选择 油箱容积按（77）估算，当取 为6时，求得其容积是V=680L=480L，按GB287681规定，取最靠近的标准值V=500L。 为与系统压力有关的经验数字：低压系统 =24，中压系统 =57，高压系统1012。表 9液压缸的进、出口流量快 进工 进快 退输 入流 量(L/mmin)q1=(A1qp)(A1-A2)=60.42q1=0.5q1=qp=0.5排 出流 量(L/mmin)q2=A2q1/A1=20.5q2=A2q1/A1=0.25q2=A1q1/A2=163.36运 动速 度(mm/mmin)v1=qp(A1-A2)=40.75v2=q1/A1=0.13v3=q1/A2=42.46第五章 液压系统的性能验算 5.1回路压力损失验算1工作进给时进油路压力损失 运动部件进给时的最大速度为0.1m/min，进给时的最大流量为0.5L/min，则液压油在管内流速v1为：V1=637cm/min=10cm/s管道流动雷诺数Re1为：Re1=V1d/V=6.7Re12300.所以油液在管道内流态为层流，其沿程阻力系数1=75/Re1=75/6.7=11.2进油管道BC的沿程压力损失P1-1=（LV2/d2）=0.1106Pa,查得换向阀4WE6E50/AG24得压力损失P1-2=0.05106Pa忽略油液通过管接头等处得局部压力损失，则进油总压力损失P1为：P1=P1-1+P1-2=（0.1+0.05）106Pa=0.15106Pa2工作进给时回油路的压力损失 由于选用单活塞杆液压缸，且液压缸有杆腔的工作面积为无杆腔的工作面积的二分之一，则回油管道的流量为进油管道的二分之一，则：V2=V1/2=10/2=5cm/sRe2=V2d/v=50.1/1.5=0.32=75/Re2=75/0.3=250回油管道沿程压力损失：P2-1=L/dV2/2=0.58105Pa查产品样本知换向阀3WE6A50/OAG24的压力损失P2-2=0.025106Pa,调速阀2FRM5-2016压力损失P2-3=0.5106Pa,4WE6E50/OAG24压力损失P2-4=0.025106Pa. 回油路总压力损失：P2=P2-1+P2-2+P2-3+P2-4=0.61106Pa3变量泵出口处压力PpPp=Fcm+A2P2A1+P1 =6106Pa4快进时的压力损失 快进时液压缸为差动连接，汇流点A至液压缸进油口C之间的管路AC中，流量为液压泵出口流量的两倍，即68L/min,AC段管路沿程压力损失P1-1为：V1=q4d2=1443cm/sRe1=v1d=9621=75Re=75962=0.078P1-1=Ldv22=1.27106Pa同样求管道AB与AD段沿程压力损失P1-2和P1-3：V2=q4d2=721cm/sRe2=V2d=4802=75Re=0.16P1-2=Ldv22=0.19106PaP1-3=Ldv22=0.57106Pa查产品样本知流经各阀局部压力损失：4EW6E50/OAG24的压力损失P2-1=0.17106Pa3EW6A50/OAG24的压力损失P2-1=0.17106Pa在差动连接中，泵的出口压力为：Pp=2P1-1+P1-2+P1-3+P2-1+P2-2+FA2cm=3.9106Pa5.2油液温升验算 工进在整个工作循环中所占的时间比例达96%，所以系统发热和油液温升可用工进时的情况来计算。近似认为损失的功率都转变为热量。工进时液压缸的有效功率为P0=p2q2=Fv=135780.0560103=0.012KW由于大流量泵通过顺序阀11卸荷，所以总的输入功率为Pi=pp1=4.97810666010-30.75103=0.64KW由此得液压系统的发热量为Hi=Pi-P0=(0.64-0.03)=0.61KW油液温升近似值为T=0.61103/35002=15C温升没有超出允许范围，液压系统中不须设置冷却器。第六章 设计总结首先要感谢我的指导老师，他在整个设计过程中给了我极大的帮助和支持。他清晰的思路和认真、负责、勤快的工作作风深深的影响并感染了我