卧式单面多轴钻孔组合机床液压系统毕业设计

机电工程学院液压与气压传动课程设计说明书课题名称卧式单面多轴钻孔组合机床液压系统设计学生姓名学号专业机械设计班级成绩指导教师签字2013年06月27日目录前言01第1章设计要求及其工况分析02第2章液压系统主要参数的确定05第3章拟定液压系统原理图11第4章计算和选择液压源，辅件15第5章第五章液压缸设计基础21第6章第六章验算液压系统性能25第7章第七章设计小结29第8章第八章主要参考文献30前言液压与气动控制技术课程设计是学生学完液压与气动控制技术等专业课程后安排的具有综合性和实践性的重要环节，旨在培养学生综合运用液压与气动控制技术课程的理论知识和生产实际知识分析、解决工程实际问题的能力，以进一步巩固、深化、扩展本课程所学到的理论知识。同时培养学生运用标准、规范、手册、图册和查阅有关技术资料和编写技术文件等能力。本设计主要是为卧式单面多轴钻孔组合机床动力滑台设计液压传动系统。液压系统应用在机床中，可以实现机床自动进给。而且可以使机床的运动更平衡，加工精度更高，效率更高，从而实现机床的自动化。钻孔组合机床是以系列化，标准化的通用部件为基础，配以少量的专用部件组成的专用机床，适于对产品大批大量，一面或多面同时成组多加工的高效机加工设备。液压动力滑台是其重要组成部件。通过本题目设计训练，使我们全面熟悉加工工艺，刀具，切削用量，组合机床，液压动力滑台组成和工作原理。在此基础上，完成给定参数的动力滑台液压系统设计。通过设计基础技能的训练，使学生掌握液压与气压传动系统设计的一般方法和步骤，为以后毕业设计乃至实际工程设计奠定必要的基。设计内容计算说明结论第一章设计要求及其工况分析11设计要求已知机床工作时间轴向切削力为FT，往复运动加速、减速的惯性力为FM，静摩擦阻力为FFS，动摩擦阻力为FFD，快进、快退速度分别为V1、V3，快进行程长度为V1，工进速度为V2，工进行程长度为L2。工件的定位、夹紧采用液压控制，机床的动作顺序为定位夹紧动力滑台快进工进快退原位夹具松开拔定位销。试设计该液压系统并计算选择相应的液压元件。各参数具体值见下表参数FT（KN）FM（KN）FFS（KN）FFD（KN）数值280452110参数V1M/SV2M/SV3M/S数值02200006802参数L1ML2M数值021004512负载与运动分析工作负载轴向切削阻力FLFT28000N摩擦负载摩擦负载即为导轨的摩擦阻力静摩擦阻力FFS2100N动摩擦阻力FFD1000N惯性力FM450N根据上述计算,可确定工作循环中的负载力如下滑台的启动负载FFFS2100N滑台的加速负载FFFDFM1000N450N1450N滑台的快进负载FFFD1000N设计内容计算说明结论滑台的工进负载FFFDFT1000N28000N29000N滑台的快退负载FFFD1000N设液压缸的机械效率CM09，得出液压缸在各工作阶段的负载和推力，如表1所列。表1液压缸各阶段的负载和推力工况负载组成液压缸负载F/N液压缸推力F0/FCM/N启动FFFS21002334加速FFFDFM14501611快进FFFD10001111工进FFFDFT2900032222反向启动FFFS21002334加速FFFDFM14501611快退FFD10001111根据液压缸在上述各阶段内的负载和运动时间，即可绘制出负载循环图FT和速度循环图T，如图1和图2所示。设计内容计算说明结论设计内容计算说明结论第二章液压系统主要参数的确定21初选液压缸工作压力根据要求可确定液压缸为差动式液压缸。经负载分析和计算可知液压缸驱动的最大负载是在工进阶段为27850N由参考表2和表3，初选液压缸的工作压力P14MPA。22计算液压缸主要尺寸鉴于动力滑台快进和快退速度相等，这里的液压缸可选用单活塞杆式差动液压缸（A12A2），快进时液压缸差动连接。工进时为防止孔钻通时负载突然消失发生前冲现象，液压缸的回油腔应有背压，参考表4选此背压为P21MPA。2按负载选择工作压力表3各种机械常用的系统工作压力表负载/KN50工作压力/MPA08115225334455机床机械类型磨床组合机床龙门刨床拉床农业机械、小型工程机械、建筑机械、液压凿岩机液压机、大中型挖掘机、重型机械、起重运输机械工作压力/MPA082352881010182032设计内容计算说明结论表4执行元件背压力表5按工作压力选取D/D表6按速比要求确定D/D注1无杆腔进油时活塞运动速度；2有杆腔进油时活塞运动速度。进而由表4可确定工进时的背压力为PB0515,我们取PB1MPA，09根据差动缸定义有MA12A2，所以22111APAPFBBM2461109049032MABD211324系统类型背压力/MPA简单系统或轻载节流调速系统0205回油路带调速阀的系统0406回油路设置有背压阀的系统0515用补油泵的闭式回路0815回油路较复杂的工程机械123回油路较短且直接回油可忽略不计工作压力/MPA50507070D/D05055062070072/11151251331461612D/D030405055062071设计内容计算说明结论MDD2210781042由GB23482003圆整为D011MD008M根据所确定的D和D算出液压缸无杆腔有效作用面积。液242211091043A压缸有杆腔有效作用面积242222M780144D，液压缸活塞杆有效作用面积。24315A根据计算出的液压缸的尺寸，可估算出液压缸在工作循环中各阶段的压力、流量和功率，如表7所列，由此绘制的液压缸工况图如图3所示。工况图计算启动时进油腔压力MPAAPF4601245074210加速时进油腔压力593646210恒速时进油腔压力MPAAPF4801024576210恒速时输入流量SMVQ/152034121恒速时输入功率KWPP53481设计内容计算说明结论工进时进油腔压力MPAAPF863109475324101输入流量SMVQ/10680943421输入功率KWP024186331快退时启动进油腔压力MPAAFP5201742342101加速进油腔压力AP61059642101恒速进油腔压力MPAFP521744462101恒速输入流量SMVQ/0895053423恒速输入功率PKWP3611表7液压缸在各阶段的压力、流量和功率值设计内容计算说明结论注1P为液压缸差动连接时，回油口到进油口之间的压力损失，取P03MPA。2快退时，液压缸有杆腔进油，压力为P1，无杆腔回油，压力为P2。工况推力F0/N回油腔压力P2/MPA进油腔压力P1/MPA输入流量Q103/M3/S输入功率P/KW计算公式启动2334046加速1611P103059快进恒速1111P10304811052053210APFPQ1工进3222213860641020024120APFP2QP1启动2334052加速16110616快退恒速111106152089513620APF3QPP1设计内容计算说明结论设计内容计算说明结论第三章拟定液压系统原理图31主体方案的确定由表7可知，本系统属于速度变化不大的小功率固定作业系统，因而首先考虑性能稳定的双定量泵供油，差动缸差动快进和高速阀进口节流高速的开式系统方案。这样，既满足液压缸工进的高压小流量要求，既考虑了节能问题，又兼顾了工作可靠性问题。31基本回路确定321供油回路按主题方案，供油回路采用双定量泵供油回路，见图4所示。322选择调速回路由图4可知，这台机床液压系统功率较小，滑台运动速度低，工作负载为阻力负载且工作中变化小，故可选用进口节流调速回路。为防止孔钻通时负载突然消失引起运动部件前冲，在回油路上加背压阀。由于系统选用节流调速方式，系统必然为开式循环系统。图4323选择速度换接回路由于本系统滑台由快进转为工进时，速度变化大（V1/V2022/068103）324,为减少速度换接时的液压冲击，选用行程阀制的换接回路，如图5所示。设计内容计算说明结论图5324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，如图6所示。图6325方向控制回路为了满足液压缸停止，启动，换向和液压缸差动控制，图6给出了利用三位五通电液换向阀为主的方向控制回路。图中的单向阀建立了电液换向阀所需的控制压力。设计内容计算说明结论326选择定位夹紧回路此回路采用顺序阀控制的顺序动作回路，图7所示。这种回路采用了单向自控顺序阀对两缸进给和退回双向顺序控制，起到先定位，夹夹紧再松开，后拔定位销原位停止的功能。紧再松开，后拔定位销原位停止的功能。图733液压系统原理图综合将上面选出的液压基本回路组合在一起，并经修改和完善，就可得到完整的液压系统工作原理图，如图8所示。在图8中，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10。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8。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15。设计内容计算说明结论图8设计内容计算说明结论第四章计算和选择液压源，辅件41确定液压泵的规格和电动机功率411计算液压泵的最大工作压力小流量泵在快进和工进时都向液压缸供油，由表7可知，液压缸在工进时工作压力最大，最大工作压力为P1352MPA，如在调速阀进口节流调速回路中，选取进油路上的总压力损失P08MPA，考虑到压力继电器的可靠动作要求压差PE05MPA，则小流量泵的最高工作压力估算为MPAPPE165086311大流量泵只在快进和快退时向液压缸供油，由表7可见，快退时液压缸的工作压力为P1302MPA，比快进时大。考虑到快退时进油不通过调速阀，故其进油路压力损失比前者小，现取进油路上的总压力损失P05MPA，则大流量泵的最高工作压力估算为MPAPP12506112412计算液压泵的流量由表7可知，液压缸快进时所需最大流量为11052103M3/S，若取回路泄漏系数K11，因此，选择双联泵的总流量应满足液压缸快进时的流量要求，并考虑系统泄漏量，则两个泵的总流量为SMQKP/1021052133MAX1考虑到溢流阀的最小稳定流量为3L/MIN，工进时的流量为064105M3/S038L/MIN，则小流量泵的流量最少应为338L/MIN。413确定液压泵的规格和电动机功率根据以上压力和流量数值查阅手册可知，并考虑液压泵存在容积损失，最后确定选取PV2R126/26型双联设计内容计算说明结论叶片泵。其转速为，容积效率时，MIN/940R90VP双联泵同时供油流量为；SMQTP/1503而。SQVPTP/13由表7得知，液压缸在快退时输入功率最大，若取液压泵总效率P08，这时液压泵的驱动电动机功率为KWQPPI18018804512336根据此数值查阅产品样本，选用规格相近的Y100L6型电动机，其额定功率为15KW，额定转速为940R/MIN。42确定其它元件及辅件421确定阀类元件及辅件根据系统的最高工作压力和通过各阀类元件及辅件的实际流量，查阅产品样本，选出的阀类元件和辅件规格如表8所列。其中，溢流阀4按小流量泵的额定流量选取，调速阀13选用Q6B型，其最小稳定流量为003L/MIN，小于本系统工进时的流量05L/MIN。表8液压元件规格及型号序号元件名称通过的最大流量Q/L/MIN型号额定流量Q/L/MIN额定压力/MPA额定压降/MPA1油箱1602滤油器296XU8020010016033双联叶片泵PV2R126/2651/21991754溢流阀51YF3E10B10165压力表开关K6B146单向阀239AF3EA10B6316027单向阀574AF3EA10B6316028液控顺序阀222XY63B6316039背压阀1YF3E10B101610单向阀239AF3EA10B63160211三位五通电液换向阀57435DY100BY63160312单向阀574AF3EA10B63160213调速阀1AXQFE10B61614行程阀50422C100BH631603注此为电动机额定转速为940R/MIN时的流量。422确定油管在选定了液压泵后，液压缸在实际快进、工进和快退运动阶段的运动速度、时间以及进入和流出液压缸的流量，与原定数值不同，重新计算的结果如表9所列。表9各工况实际运动速度、时间和流量15压力继电器PFB8L1416液压缸17三位四通电磁换向阀57435DYF3YE10B63160318顺序阀1XF3E10B63160319单向阀574AF3EA10B63160220顺序阀1XF3E10B63160321单向阀574AF3EA10B63160222压力继电器PFB8L1423液压缸24液压缸快进工进快退表10允许流速推荐值由表9可以看出，液压缸在各阶段的实际运动速MIN/5124091912LAQPMIN/460LIN/279152LQPMIN/923475122LAQIN/2109476122LAQMIN/4579212LAQSMAQVP/0891074654321SAQV/810963412SMAQV/107624313SVLT120891SVLT5018432SVLT4103管道推荐流速/M/S吸油管道0515，一般取1以下压油管道36，压力高，管道短，粘度小取大值回油管道153度符合设计要求。根据表9数值，按表10推荐的管道内允许速度取4M/S，由式QD4计算得与液压缸无杆腔和有杆腔相连的油管内径分别为MVQD41604613543设计内容计算说明结论MVQD417046135743为了统一规格，按产品样本选取所有管子均为内径20MM、外径28MM的10号冷拔钢管。423确定油箱油箱的容量按式PNQV估算，其中为经验系数，低压系统，24；中压系统，57；高压系统，612。现取6，得LAQVPN1089215设计内容计算说明结论第五章液压缸设计基础51液压缸的轴向尺寸液压缸轴向长度取决于负载运行的有效长度（活塞在缸筒内能够移动的极限距离）、导向套长度、活塞宽度、缸底、缸盖联结形式及其固定安装形式。图示出了液压缸各主要零件轴向尺寸之间的关系。活塞宽度DB016。活塞有效行程1L取决于主机运动机构的最大行程，。导向套滑ML25041动面长度C的取值当D868C时，M08D1。导向长度，DL51225缸筒长度。M030052主要零件强度校核521缸筒壁厚8因为方案是低压系统，校核公式2EDP,10式中缸筒壁厚（M）EP实验压力1E52P,其中1P是液压缸的额定工作压力D缸筒内径D0缸筒材料的许用应力。，为材NB/B料抗拉强度（MPA）,N为安全系数，取N5。对于P116MPA材料选45号调质钢，对于低压系统MDE6022456因此满足要求。设计内容计算说明结论522缸底厚度123对于平缸底，厚度有两种算法1缸底有孔时MPDDE6298106254134043021其中D8202缸底无孔时，用于液压缸快进和快退；MPDE632104521340430621其中2523杆径DF4,式中F是杆承受的负载（N）F29000N是杆材料的许用应力，100AMPMD0192143296524缸盖和缸筒联接螺栓的底径D1ZKFD09614352561式中K拧紧系数，一般取K12515；F缸筒承受的最大负载（N）；Z螺栓个数；螺栓材料的许用应力，NS/为螺栓材料的屈服点（MPA），安全系数N1225S设计内容计算说明结论525液压缸稳定性计算液压缸承受的负载F超过某临界值CF时将会失去稳定性。稳定性可用下式校核NNFCC796320式中稳定性安全系数，4,取3由于缸筒C2CNC固定活塞动，由杆材料知硬钢，因此412MDDAJRC02486622NRLAFFCC6282103054191NNCC661737850式中L安装长度（M）；RC活塞杆横截面的最小回转半径（M）；材料柔性系数，取115；11液压缸支承末端系数，取；224E活塞杆材料的弹性模量，可取E；MPA5106J活塞杆横截面惯性矩，对于实心杆；对于空心杆，D为杆的外径，642D64DJD为杆的内径；M材料强度决定的试验值，F28/1065MN设计内容计算说明结论A活塞杆横截面积；2M系数，取；501因此满足稳定性要求。526液压缸缓冲压力液压缸设置缓冲压力装置时要计算缓缓从压力CP，当CP值超过缸筒、缸底强度计算的MAXP时，则以取代MAX。在缓冲时，缓冲腔的机械能力为EE，活塞运动的机械能为PE。活塞在机械能守恒中运行至终点。CLACCFCLFV21P式中）。力（所有缓冲过程中的摩擦）；缓冲运行的速度（）运动部件的总质量（）缓冲行程长度（）（缓冲腔中活塞有效面积NFSMVMLACCKGF2通过验算，液压缸强度和稳定性足以满足要求。设计内容计算说明结论ECCPL第六章验算液压系统性能61验算系统压力损失由于系统管路布置尚未确定，所以只能估算系统压力损失。估算时，首先确定管道内液体的流动状态，然后计算各种工况下总的压力损失。现取进、回油管道长为L2M，油液的运动粘度取1104M2/S，油液的密度取09174103KG/M3。611判断流动状态在快进、工进和快退三种工况下，进、回油管路中所通过的流量以快退时回油流量Q270L/MIN为最大，此时，油液流动的雷诺数193012064574RE43DQV也为最大。因为最大的雷诺数小于临界雷诺数（2000），故可推出各工况下的进、回油路中的油液的流动状态全为层流。612计算系统压力损失将层流流动状态沿程阻力系数QDR475E和油液在管道内流速24DQ同时代入沿程压力损失计算公式2LDP，并将已知数据代入后，得QQQDLP84341105710297527可见，沿程压力损失的大小与流量成正比，这是由层流流动所决定的。在管道结构尚未确定的情况下，管道的局部压力损失P常按下式作经验计算L10P设计内容计算说明结论各工况下的阀类元件的局部压力损失可根据下式计算2NVQP其中的PN由产品样本查出，QN和Q数值由表8和表9列出。滑台在快进、工进和快退工况下的压力损失计算如下1快进滑台快进时，液压缸通过电液换向阀差动连接。在进油路上，油液通过单向阀8、电液换向阀11，然后与液压缸有杆腔的回油汇合通过行程阀14进入无杆腔。在进油路上，压力损失分别为MPAAPLI0469160514763PLII49APVI10951053271022PPVIILII6468在回油路上，压力损失分别为MAQP02178092314750610PALOO8PAV106531092109232MPPVOO4将回油路上的压力损失折算到进油路上去，便得出差动快速运动时的总的压力损失PAAP21909574130602工进滑台工进时，在进油路上，油液通过电液换向阀11、调速阀13进入液压缸无杆腔，在调速阀13处的压力损设计内容计算说明结论失为05MPA。在回油路上，油液通过电液换向阀11、背压阀7和大流量泵的卸荷油液一起经液控顺序阀6返回油箱，在背压阀7处的压力损失为05MPA。若忽略管路的沿程压力损失和局部压力损失，则在进油路上总的压力损失为MPA5010532VIIP此值略小于估计值。在回油路上总的压力损失为MPAAPVO6372063210610230该值即为液压缸的回油腔压力P206MPA，可见此值与初算时参考表4选取的背压值基本相符。按表7的公式重新计算液压缸的工作压力为P1F0P2A2/A12901006106447104/9499104106321MPA此略低于表7数值。考虑到压力继电器的可靠动作要求压差PE05MPA，则小流量泵的工作压力为MPAPEPI214502131此值与估算值基本相符，是调整溢流阀10的调整压力的主要参考数据。3快退滑台快退时，在进油路上，油液通过单向阀4、电液换向阀11进入液压缸有杆腔。在回油路上，油液通过单向阀12、电液换向阀11和单向阀10返回油箱。在进油路上总的压力损失为MPAAPVII031510273202此值