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 - 1 -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61.1 工况分析71.1.1 工作负载的计算71.1.2 运动分析81.2 液压系统图91.3 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 液压缸工作缸内径的计算11 2

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 液压缸主要尺寸确实定12 2.3.2 液压缸壁厚和外径的计算13 2.4 液压缸工作行程确实定13 2.4.1 缸盖厚度确实定14 2.4.2 最小导向长度确实定14 2.4.3 缸体长度确实定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152.5.1 活塞15 - 2 -2.5.2 缸筒162.5.3 排气装置162.5.4 缓冲装置172.6 定位缸

3、的计算172.7 夹紧缸的计算183 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183.1 确定液压泵的规格183.2 确定液压泵及电动机型号193.2.1 确定液压泵型号193.2.2 选用电动机型号193.3 选用阀类元件及辅助元件204 4、液压系统的性能计算、液压系统的性能计算204.1 压力损失及调定压力确实定214.2 系统的发热与温升214.3 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 - 3 -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计任务书液压传动课程设计任务书班

4、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开工作循环为：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。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参数卧式双面多轴钻孔组合机床的参数作用力行程/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导轨及摩擦因数左动力部件92000400013000190251903500有动力部件9200040001

5、3000190301903500600.12平导轨、静动摩擦因数0.2 和0.11.21.2 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拟。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A12液压缸装配图 1 张(A1)3设计计算说明书 1 份 - 4 -1.41.4 设计时间设计时间：2021 年 6 月 6 日-2021 年 6 月 12 日 一一 工况分析及液压原理图的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：afWFFFF后为动摩擦

6、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，faWWFFFF13000afafsfFFFffF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 . 018400920002 . 01 . 02 . 0-F-G)F(GRnRn2738602 . 05 . 38 . 9920002 . 05s,5 . 001. 0-min/35. 0m/-m/-gm/-a-a22tVgGmaFtttmVsVsNGskgmtVgGmaFa则取般速度变化所需时间，一）速度变化量（）重

7、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（ - 5 -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fsF1840020445加速tVgGFfd1193813264快进fdF920010222工进fdWFF2220024666反向启动fsF1840020445加速+ fdFtVgG1193813264快退fdF9200102221.1.2 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 - 6 - a速度图 - 7 - - 8 - (b)负载图1.2 液压系统原理图1.3 液压系统工作原

8、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，压力上升，压力油翻开顺序阀 7，实现动作。2左右动力部件快进 - 9 -当工件被定位、夹紧后，定位、夹紧回路中液压油到达某一固定压力值，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

9、。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

10、大于液压缸 9 的最大返回压力，两液压缸那么按和的顺序返回，实现松开，拔销。当回路中液压油到达某一固定压力值，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2.1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N50000液压缸工作压力MPa0.811.522.53344557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MPa0.8224351010152032 - 10 -由以上两个表格可选择液压缸的工作压力为 4MPa2.1.1 液压缸内

11、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那么mmDmmADmmPFA100104 . 814. 3105 .5544105 .551040122200242425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那么液压缸的有效作用面积为：有无活塞杆计算公式2cm面积有活塞杆)(41221dDA58.88无活塞杆2241DA78.52.1.4 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,

12、 L/D=220/40=5.5104 . 1n,-a-a7 .2365 . 1 /- 30889NF52.117 .23614. 3246664)(4s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（nMPMPFmmmmFds由上式计算的结果可知，mm，满住稳定性条件。63d - 11 -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/min5 .78q工进=A1V快进=78.510-40.06=0.471L/minq快退=A2V快退=58.8810-43.5=20.61L/min2.2.1 各阶段功率计算WPPWqPPWqPP3 .59660/1

13、020.61101.73q24.760/100.4711014. 3596.4.60/1027.48101.3023-63-6-36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PaPPaPPaP646464101.731058.88102221014. 3105 .7824666103 . 1105 .7810222快退工进快进2.3 液压缸的主要尺寸的设计计算2.3.1 液压缸主要尺寸确实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。2.3.2 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

14、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。 - 12 -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) 2PD式中：缸体壁厚mP液压缸的最大工作压力PaD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 510Pa无缝钢管：=1000-1100) 510Pa锻钢：=1000-1200) 510Pa铸铁：=600-700) 510Pa选用铸钢作为缸体材料：mmmPD43. 11043. 11011002101 . 014.

15、 3 23-56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：mmPPD24. 1 11014. 33 . 11011001014. 34 . 0101100208. 0 13 . 14 . 026565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：mmDD10422100212.4 液压缸工作行程确实定液压缸工作行

16、程确实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)2550801001251602002503204005006308001000125016002000250032004000 - 13 -40639011014018022028036045055070090011001400180022002800390024026030034038042048053060065075085095010501200130015001700190021002400260030003800根据左缸快进和工进行程25+190m

17、m，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+190mm，选择右边液压缸工作行程为 220mm。2.4.1 缸盖厚度确实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： 20.433( )PtDm缸盖无孔时： 22200.433( )()PDtDmDd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m2D 缸底孔的直径m0d查参考文献5缸盖的材料选用铸铁，所以：缸盖有孔时： 20.433( )PtDmmmtmtt

18、61. 70761. 0106501014. 308. 0433. 056取缸盖无孔时： 22200.433( )()PDtDmDd17.4mm0174. 0)07. 01 . 0(106501 . 01014. 31 . 0433. 056tmt取 - 14 -2.4.2 最小导向长度确实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：202LDH mmH61210020220式中：L-

19、液压缸的最大行程D-液压缸的内径 2.4.3 缸体长度确实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，就进行各局部的结构设计。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、活塞杆导向局部结构、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

20、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 - 15 -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

21、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, O32aMp形圈代号为： G GB/T3452.1-92，具体说明从略。35.5 2.654 活塞材料因为该系统中活塞采用整体活塞，无导向环结构，

22、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。外外表的圆度和圆柱度一般不大于外径公差之半，外表粗糙度视结构形式不同而各异。2.5.2 缸筒缸

23、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，内径的外表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 9aRm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。 - 16

24、 -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，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，那么需要设置排气装置，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

25、速度为5.5m/min37.68L/minDBD-1314,19背压阀14.4EJX63-10116三位四通电磁换向阀0.4825E34DH-10117单向顺序阀19.2AF3-Ea10B18,17压力继电器EYX63-6111,23三位四通电磁换向阀18.84E34DH-25212,22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

26、确实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 1.002L/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/m6010184/1040/q623p(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，C20smV/100 . 124所以有：，管中为层流，那么阻力损失系数2320471.610/1.010182.62vd/rRe-4-3，假设取进、回油管长度均为 2m ，油液的密度为16. 06 .471/75e75R、，那么其进油路上的沿程压力损失为3/kg890ma

27、aMPpvdl054. 062. 228901018216. 02p23122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%，而后者那么与通过 - 20 -的流量大小有关，假设阀的额定流量和额定压力损失为,那么当通过的额定流量为 qnnqp和时的阀压力损失为np2qq)(nnvpp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/3024.5068.37

28、401212LAAqq快进时回油路油管中的流速为smV/1018460/1030623由此可计算MpapvdlVda41.00966. 1290010182212. 02p212. 0Re/759 .353100 . 1/1018966. 1/Re23-243为回油路上沿程压力损失(2) 总的压力损失093. 0)004. 0041. 0(24.5068.370054. 0054. 02121PAApp(3) 压力阀的调定值双联泵系统中卸荷阀的调定值应该满足工进的要求，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MpaMpaPAFpp623. 3)093. 053.

29、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 . 2p1048.3880004-Mppa背背背压阀的调定压力以定位缸的负载为根据即pa3 . 0p25. 0pa1004. 82004-MMpap背背取 - 21 -4.2 系统的发热与温升1根据以上的计算可知，在工进时电动机的输入功率为WWqpppppp625.738 . 060/10002. 11053. 3/36快退时电动机的输入功率为Wqpppppp375.113608 . 0/7 .90/11快进

30、时电动机输入功率为Wqpppppp5 .113/22夹紧时电动机输入功率为Wpp875.7982计算各阶段有效功率：pppp1快进： WWp47.14460/1040102167. 036工进： WWp235360/10401053. 336快退： WWp7 .19260/104010289. 036夹紧： WWp146060/10401019. 2363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，那么散热面积为： 23232782. 2280065. 0065. 0mVA假设通风良好，取，油液的温升为)/(101523cmk

31、mhhAHt 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. 01 (154. 0液压的温升为：chAHt97.10782. 2101545797. 03室温为 20，热平衡温度为 30.97，没有超出允许范围。ccc65 - 22 -4.3 系统的效率 1工进阶段的回路效率221111ppppcqpqpqp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1p及压力继电器比缸工作腔最高压力所答的压力值1p2pMPaPp084. 4105 . 010054. 01093. 36661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. 03 . 0)1083. 4(22取溢流阀型号为 Y-10B,额定压力 6.3MPa,额定压降 0.3MPa144. 041. 0059. 0601056.341007. 0601044.