卧式单面多轴钻孔组合机床液压系统设计1

1、卧式单面多轴钻孔组合机床液压系统设计原始设计数据：设计一台卧式单面多轴钻孔组合机床，要求液压系统完成的工作循环是：工作台快进工作台工进工作台快退停止。钻孔12.8 14个；钻孔7.8 2个。运动部件的重量为9.8103n，快进、快退速度为6m/min,最大行程为150mm,其中工进行程为50mm,采用平面导轨，往复运动加速、减速时间要求不大于0.2s,采用高速钢钻头，工件材质为铸铁(hbs=220)。第一章 液压系统设计与计算一、工况分析 （一）、根据设计条件，绘出运动部件的速度循环图，如图11所示（二）、计算液压缸所受外负载液压缸所受外负载f包括三种类型，即 式中 fw工作负载，单位为n对于

2、金属切削机床，即为沿活塞运动方向的阻力，根据切削原理和刀具的知识 式中 d钻孔直径，单位为mm s每转进给量，单位为mm/r hbs铸铁硬度 选择切削用量，钻12.8孔时，取主轴钻速n1=360r/min, 每转进给量s1=0.147 mm/r; 钻7.8孔时，取主轴转速n2=550r/min, 每转进给量s2=0.096 mm/r,则 ff导轨摩擦阻力负载，启动时为静摩擦阻力，启动后动摩擦阻力。对于平导轨ff可由下式求得 g运动部件重量； frn垂直于导轨的工作负载，在此该负载为零； f导轨摩擦系数，取静摩擦系数为0.2，动摩擦系数为0.1。则求得 fa运动部件速度变化时的惯性负载，可由下式

3、计算式中 g重力加速度； t加速或减速时间，一般取t=0.010.5s； vt时间内的速度变化量根据负载分析和上述计算结果，列出个工作阶段液压缸所受的外负载（见表11）。表11 工作循环各阶段的外负载工作循环外负载f（n）工作循环外负载f（n）启动、加速3960工进27603快进980快退980（三）、绘出运动部件的负载循环图和速度循环图快进、快退的速度，其行程分别为100mm、150mm工进速度 工进行程50mm根据负载分析和上述计算结果，画出如图12所示的负载循环图(m/min)/mm/mm/n 图11速度循环图 图12负载循环图（）专用铣床液压系统设计设计依据：一台专用铣床，铣头驱动电机

4、的功率为7.5kw,铣刀直径为120mm，转速为350r/min，工作台重量为4000n,工件和夹具最大重量为1500n，工作台行程为400mm，（快进300mm，工进100mm），快进速度为4.5m/min，工进速度为601000mm/min,其往复运动和加速（减速）时间为0.05s，工作台用平导轨，fs=0.2, fd=0.1。一、工况分析负载扭矩 切削力 静摩擦力 动摩擦力 惯性力液压缸在各动作阶段的负载如下：工 况液 压 缸 负 载 （n）液 压 缸 推 力 f/m（n）启 动f=ffs=11001222.2加 速f=ffd+fa=550+841=13911545.6快 进f=ffd=

5、550611工 进f=ffd+ft=550+3410=39604400快 退f=ffd=550611注：液压缸机械效率m=0.9二、拟定液压系统原理图（一）确定供油方式考虑到该机床在工作时负载较大，速度较低。而在快进、快退时负载较小，速度较高，从节省能量、减少发热考虑，泵源系统宜选用双泵供油或变量泵供油。现采用带压力反馈的限压式变量泵供油。（二）、换向方式的选择为了便于工作台在任意位置停止并使调整方便，采用三位换向阀。为了便于组成差动连接，应采用三位五通换向阀。考虑机器工作位置调整时方便及采用液压夹紧的具体情况，采用y型中位机能的三位五通电磁换向阀。（三）、调速方式选择在中小型组合机床液压系统

6、中，进给速度的控制一般采用节流阀或调速阀的节流调速控制。根据钻削类组合机床工作时对低速性能和速度负载特性都有一定要求的特点，现采用限压式变量叶片泵和调速阀组成的容积节流调速。这种调速回路具有效率高、发热小和速度刚性好的特点，并且调速阀安装在进油路上，回油路加一背压阀。（四）、快速运动回路和速度换接方式的选择为了进一步提高系统效率，采用双作用单活塞杆液压缸差动连接方式，液压缸往复运动速度相等。由工况图可知，由于流量变化较大，因而本设计采用行程阀的快慢速度换接回路以减小液压冲击，它的特点是换接平稳性好，位置准确，但调节行程比较麻烦。（四）、工作进给终点控制工作台完成进给后，碰到止挡铁即停留下来。此

7、时，液压缸无杆腔压力升高使压力继电器接通，发出电信号给时间继电器，停留时间由时间继电器设定。（六）、行程终点控制由于终点位置的定位精度要求不高，故采用行程控制而不采用压力控制，具体方法是通过挡块压下行程开关使电磁阀断电，换向阀处于中位，工作台原位停止。（七）、夹紧回路的选择用二位四通电磁阀来控制夹紧、松开换向动作，为了避免工作时突然失电而松开，宜采用失电夹紧方式。考虑到夹紧时间可以调节及当进油路压力瞬时下降时仍能保持夹紧力，所以接入节流阀调速和单向阀保压。在该回路中还接有减压阀，用来调节夹紧力的大小和保持夹紧力的稳定把以上选择的基本回路组合起来，即可组成图13所示的液压系统原理图。图13 液压

8、系统原理图三、液压系统的计算和选择液压元件（一）初选液压缸的工作压力液压缸的工作压力p可以根据负载大小及机床的类型来初步确定，参阅液压系统设计简明手册表21，初选液压缸工作压力为4mpa.(二)、计算液压缸的主要尺寸1、计算液压缸内径d和活塞杆直径d由负载循环图知最大负载f为27603n；由于，所以选用双作用单活塞杆液压缸，为保证，取，钻孔加工时为防止钻透时的突然前冲，加背压阀，背压力按系统类型取p2=0.8mpa.液压油进入无杆腔时液压缸产生的推力 所以得液压缸内径d 按表24液压缸尺寸系列，取d=100mm 按表25活塞杆直径系列，取d=70mm液压缸无杆腔、有杆腔面积：无杆腔 无杆腔 按

9、最低工进速度验算液压缸的最低稳定速度，由式（24）可得 本设计调速阀安装在进油路上，故液压缸节流腔有效工作面面积应是液压缸无杆腔的面积a1，而 可见上述不等式成立，液压缸能够达到所要求的工作进给速度。2、计算在各工作阶段液压缸所需的流量(三)、确定液压泵的流量、压力和选择液压泵的规格（1）液压泵的工作压力的确定考虑到系统正常工作时进油管路要有一定的压力损失，所以液压泵的工作压力为式中 pp液压泵最大工作压力； p1液压缸最大工作压力，即前面确定的4mpa; p进油管路中的压力损失，本设计采用调速阀进口节流调速，所以取0.5mpa。以上计算所得的p是系统的静态压力，考虑到系统在各种工况的过渡阶段

10、出现的动态压力往往超过静态压力；另外考虑到一定的压力贮备量，并确保液压泵的寿命，因此选择液压泵的额定压力pn应满足，取 （2）液压泵流量确定液压泵的最大流量应为 式中 液压泵的最大流量； 同时动作的各执行元件所需流量之和的最大值。如果这时溢流阀也在溢流，尚需加溢流阀的最小溢流量23l/min； 系统泄漏系数，一般取=1.11.3，现取=1.2（3）选定液压泵的规格 根据以上算得的和，查阅液压系统设计简明手册表59，选用ybx25型限压式变量叶片泵，该泵的基本参数为：排量v=25ml/r,额定压力pn=6.3mpa,额定转速nn=1450r/min,容积效率v=0.85, 总效率=0.7。(四)

11、、与液压泵匹配的电动机的选择首先计算快进、工进、快退三种工况时的功率，取其中的较大值作为选择电动机的依据。由于工进时泵输出的流量减小，泵的效率急剧降低，一般当泵的流量在0.21l/min范围内时，可以取=0.030.14.快进时功率，快进时的负载为980n,进油路的压力损失确定为0.3mpa,由液压系统设计简明手册式14可得 快进时所需电动机的功率为工进时功率，工进时的负载为27603n,进油路的压力损失0.5mpa,由液压系统设计简明手册式14可得工进时所需电动机的功率为查阅电动机产品样本，选用y90s-4型电动机，其额定功率为1.1kw,额定转速为1400r/min 。使用限压式变量叶片泵

12、应该注意到，为了使所选择的电动机在经过泵的流量压力特性曲线最大功率点（即曲线拐点处）时不致停转，需进行验算，即 式中 所选电动机额定功率 限压式变量叶片泵的限定压力 压力为时，泵的输出流量根据ybx25型限压式变量叶片泵产品样本，查得该泵的流量压力特性曲线（曲线1），再由快进时流量为23。08l/min,工进时的流量为0.42l/min,压力为4.02mpa, 作出泵的实际流量压力特性曲线（曲线2），如图14所示，查得该曲线拐点处的流量为32l/min，压力为1.4mpa，该工作点对应的功率为所选电动机功率满足式，拐点处能够正常工作。（五）、液压阀及辅助元件的选择根据所拟定的液压系统原理图，并

13、根据液压泵的工作压力p1=4mpa以及通过阀的实际流量选择液压阀。选择广州机床研究所开发研制的ge系列液压阀，选定的液压元件如表12所示。表12 液压元件明细表序号元件名称通过流量（l/min）选用规格 （六）、确定管道尺寸油管内径尺寸一般可参照选用的液压元件接口尺寸而定，也可以按管路允许流速进行计算。本系统主油路流量为差动时流量压油管的允许流速取v=4m/s,则内径d为 所以若系统主油路流量按快推时取综合诸因素，现取油管的内径d为16mm.吸油管同样可按上式计算先参照ybx16型限压式变量叶片泵吸油口连接尺寸，取吸油管内径d为25mm.(七)、液压油箱容积的确定在中低压液压系统（p6.3mp

14、a）中,液压油箱的有效容积v可概略地确定为式中 v液压油箱有效容积 qn液压泵额定流量（29.75l/min）（应查手册确认） 所以 参照表41，现选用容量为160l的油箱。四、液压系统性能验算该液压系统中进、回油管的内径均为16mm，进、回油管长暂按l=2m计算。选用lhl32液压油，考虑到油的最低温度为15oc,查得15oc时该液压油的运动粘度=150cst=150*10-6m2/s,油的密度=920kg/m3.（一）、压力损失的验算1、工作进给时压力损失1）、工作进给时进油路压力损失运动部件工作进给时的最大速度为 ，进给时的最大流量，则液压油在进油管内流速v1为管道流动雷诺数re1为re

15、12300，可见油液在管道内流动状态为层流，其沿程阻力系数。工作进给时进油管内压力损失为由产品样本查得电液换向阀和行程阀的压力损失，调速阀上压力损失所以，工作进给时进油路压力损失为2）、工作进给时回油路压力损失由于选用双作用单活塞杆液压杆，而且液压缸有杆腔的有效面积是无杆腔有效面积的一半，则回油管道的流量为进油管道的一半，则液压油在回油管内流速v2为 工作进给时回油管内压力损失为工作进给时回油要经过换向阀、它控式顺序阀和直动式溢流阀（背压阀），设直动式溢流阀的调整压力为0.4mpa,液体流过它控式顺序阀时的压力损失忽略不计，则作进给时进油路压力损失为3）、工作进给时变量泵出口处的压力pp,取液

16、压缸的机械效率m=0.95 2、快速进给时压力损失（1）、差动管内压力损失快速进给时液压缸为差动连接，自汇流点至液压缸无杆腔进口间的流量设该段管长为1m，液体在该段管内流速 （2）、液压泵出口至汇流点管内压力损失 液压泵出口至汇流点管内流量即为：，设该段管长为1m，液体在该段管内流速 （3）、有杆腔出口至汇流点管内压力损失快速进给时有杆腔出口至汇流点的流量即为，设该段管长为1m，液体在该段管内流速 （4）、快速进给时液体流经液压阀上的损失快速进给时液体两次流过换向阀及行程阀，一次流过单向阀，所以快速进给时液体流经液压阀上的损失：（5）、快速进给时变量泵出口处的压力pp,取液压缸的机械效率m=0

17、.95快退时压力损失验算从略。上述验算表明，无需修改原设计。（二）、系统温升的验算在整个工作循环中，快进、工进和快退所占用的时间分别为：、；即快进、快退仅占4%，而工进占96%，工作进给阶段所占的时间最长，为了简化计算，只验算工进时的发热和温升。工进时，液压缸运动速度，变量泵输出流量，工作进给时变量泵出口处的压力，此时液压泵的效率取为=0.1，则有 此时的功率损失为设系统散热状况一般，取，邮箱的散热面积a为系统温升为验算表明系统的温升在许可范围内。第二章 液压缸设计 一、液压缸主要尺寸的确定（一）、液压缸工作压力的确定前面设计已做。(二)、液压缸内径d及活塞杆直径d的确定前面设计已做。(三)、

18、液压缸壁厚与外径的计算液压缸的壁厚由液压缸的强度条件来计算，液压缸的壁厚一般是指缸筒结构中最薄处的厚度，由材料力学可知，承受内压力的圆筒，其内应力的分布规律因壁厚的不同而各异。一般计算时可分为薄壁筒和厚壁筒。液压缸的内径d与其壁厚的比值d/10的圆筒称为薄壁筒，其壁厚按薄壁筒公式计算式中 液压缸壁厚（m）； py试验压力，一般取最大工作压力的（1.251.5）倍（mpa）； 缸筒材料的許用应力。无缝钢管：。在中低压液压系统中，按上式计算所得液压缸的壁厚往往很小，使缸体的刚度不足，因此一般不做计算，按经验选取。参考相同类型液压缸，取=5mm，按上式进行验算满足强度要求，所以，取=5mm。 液压缸

19、内经缸体外径(四)、液压缸工作行程的确定液压缸工作行程长度，可根据执行机构实际工作的最大行程来确定，由设计条件：液压缸最大行程为150mm,参照液压系统设计简明手册表26，选取液压缸工作行程长度为160mm。(五)、缸底厚度的确定本设计液压缸采用平底缸底，且缸盖无孔。缸底的有效厚度t按强度要求用下式近似计算式中 t缸底有效厚度（m） d2缸底止口内径，取d2=120mm py试验压力，一般取最大工作压力的（1.251.5）倍（mpa）；代入数值，得取t=14mm有孔时：取t=15mm按有孔时取缸底厚度t=15mm(六)、最小导向长度的确定当活塞杆全部外伸时，从活塞支撑面中点到缸盖滑动支撑面中点

20、的距离h称为最小导向长度。对一般的液压缸，最小导向长度h应满足以下要求式中 l液压缸的最大行程；前面已经确定l=160mm d液压缸内径；前面已经确定d=100mm活塞的宽度b一般取b=（0.61.0）d；缸盖滑动支撑面的长度l1,根据液压缸内径d而确定：当d80mm时，取l1=（0.61.0）d；当d80mm时，取l1=（0.61.0）d为了保证最小导向长度h，若过分增大l1和b都是不合适的，必要时可以在缸盖与活塞之间增加一隔套k来增加h的值。隔套的长度c由需要的最小导向长度h决定，即确定过程是:l、dhb、l1c本设计中，取h=60mm. b=（0.61.0）d=（0.61.0）100=(

21、60-110)mm.取b=80mm由于d=100mm80mm，l1=（0.61.0）d=（0.61.0）70=（42-80）mm, 取l1=60mm 所以不需要设置设置隔套。(七)、缸体长度的确定液压缸缸体内部长度等于活塞的行程（本设计l=160mm）与活塞的宽度b（b=（0.61.0）d）之和。缸体外形长度还要考虑到两端端盖（两端端盖即缸底和缸盖）的厚度。一般液压缸缸体长度应该小于液压缸内径d的2030倍。本设计中，液压缸缸体内部长度为l+b=160+80=240mm, 缸体外形长度由制图决定，但应该注意满足缸体长度应该小于液压缸内径d的2030倍。(八)、液压缸缸盖固定螺栓直径校核液压缸缸

22、盖固定螺栓在工作过程中同时承受拉应力和剪应力，其螺栓直径按下式校核式中 f液压缸负载，f=27603n k螺纹拧紧系数，k=1.121.5,取k=1.3 ,s材料屈服极限，螺栓材料取为q215，s=215mpa；=s/k =215/1.3=165.4mpa, 取z=6 则 选用m12细牙螺栓，具体规格待结构设计时再定。(九)、活塞杆稳定性校核 略 二、液压缸的结构设计（一）、缸体与缸盖的连接形式采用半环连接，其优点是：结构简单，加工装配方便。参考液压系统设计简明手册表27.（二）、活塞与活塞杆的连接结构采用螺纹连接，其优点是结构简单，但在振动的工作条件下容易松动，所以要用防松装置。参考液压系统设计简明手册表27.（三）、活塞杆导向部分的结构活塞杆导向部分的结构采用液压系统设计简明手册表29提供的端盖直接导向结构，采用高低唇y形密封圈密封，材料为nbr.防尘圈采用无骨架的毛毡圈密封。（四）、活塞及活塞杆处密封圈的选用活塞处密封圈活塞及活塞杆处密封圈采用液压系统设计简明手册表29提供的高低唇y形密封圈（活塞用）；活塞杆处密封圈采用液压系统设计简明手册表29提供的高低唇y