卧式单面多轴钻孔组合机床动力滑台的液压系统设计(全套图纸)

毕业设计说明书论文(全套图纸)36396305目目

录录.0引言.-第一章

明确液压系统的设计要求....................................--第二章负载与运动分析.2第三章

负载图和速度图的绘制........................................-3第四章确定液压系统主要参数...........................................-4-4.1确定液压缸工作压力...............................................-44.2计算液压缸主要结构参数.......................................--第五章

液压系统方案设计.-5.1选用执行元件.75.2速度控制回路的选择...............................................-75.3选择快速运动和换向回路.......................................--5.4速度换接回路的选择...............................................-95.5组成液压系统原理图...............................................-95.5系统图的原理..........................................................--第六章

液压元件的选择.-6.1确定液压泵.12-6.2确定其它元件及辅件.............................................-136.3主要零件强度校核.................................................-14-第七章

液压系统性能验算.16-7.1验算系统压力损失并确定压力阀的调整值16-7.2油液温升验算.17设计小结19参考文献.20毕业设计说明书论文(全套图纸)36396305引

言液压系统已经在各个部门得到越来越广泛的应用，而且越先进的设备，其应用液压系统的部门就越多。液压传动是用液体作为来传递能量的，液压传动有以下优点：易于获得较大的力或力矩功率重量比大于实现往复运动易于实现较大范围的无级变速，传递运动平稳可实现快速而且无冲击与机械传动相比易于布局和操纵易于防止过载事故自动润滑元件寿命较长易于实现标准化系列化。液压传动的基本目的就是用液压介质来传递能量，而液压介质的能量是由其所具有的压力及力流量来表现的所有的基本回路的作用就是控制液压介质的压力和流量因此液压基本回路的作用就是三个方面控制压力控制流量的大小控制流动的方向所以基本回路可以按照这三方面的作用而分成三大类压力控制回路、流量控制回路、方向控制回路。-1-毕业设计说明书论文(全套图纸)36396305第一章

明确液压系统的设计要求要求设计一台卧式单面多轴钻孔组合机床动力滑台的液压系统。要求实现的动作顺序为：启动→快进→工进→快退→停止。液压系统的主要参数与性能要求如下：轴向切削力总和切削=20000N，移动部件总质G＝10050N快进行t程l=100mm，共进行程l。快进、快退的速度为4m/min，工进速度1加速减速时间；静摩擦系f0.2；动摩擦系f＝。该sd动力滑台采用水平放置的平导轨，动力滑台可在任意位置停止。第二章负载与运动分析负载分析中暂不考虑回油腔的背压力液压缸的密封装置产生的摩擦阻力在机械效率中加以考虑因工作部件是卧式放置重力的水平分力为零这样需要考虑的力有：夹紧力，导轨摩擦力，惯性力。在对液压系统进行工况分析时设计实例只考虑组合机床动力滑台所受到的工作负载、惯性负载和机械摩擦阻力负载，其他负载可忽略。（1）工作负载FW工作负载是在工作过程中由于机器特定的工作情况而产生的负载于金属切削机床液压系统来说沿液压缸轴线方向的切削力即为工作负载即Ft=20000N（2）阻力负载Ff阻力负载主要是工作台的机械摩擦阻力，分为静摩擦阻力和动摩擦阻力两部分。导轨的正压力等于动力部件的重力，设导轨的静摩擦力为F，则f静摩擦阻力F2010fs动摩擦阻力

F

fd

0.1100501005N（3）惯性负载最大惯性负载取决于移动部件的质量和最大加速度中最大加速度可通过工作台最大移动速度和加速时间进行计算。已知启动换向时间为，工作台最大移动速度即快进快退速度为4.5m/min因此惯性负载可表示为Fm

Δv100505Δt如果忽略切削力引起的颠覆力矩对导轨摩擦力的影响设液压缸的机械-2-毕业设计说明书论文(全套图纸)36396305效率

w

=0.9，根据上述负载力计算结果，可得出液压缸在各个工况下所受到的负载力和液压缸所需推力情况，如表1所表1液压总运动阶段负载表（位）工况

负载组成

负载值F/N

推力F/

w

/N启动加速快进工进反向启动加速快退制动

FfsFFFfdFFfdFFfdtFfsFFFfdFFfdFFfd

2351.841341.841005210052351.841341.841005663.16

261314911116.6723338.89261314911116.67736.84第三章

负载图和速度图的绘制工况

负载组成

负载值F/N

推力F/

w

/N启动加速快进工进反向启动加速快退

FfsFFFfdFFfdFFfdtFfsFFFfdFFfd

2351.841341.841005210052351.841341.841005

261314911116.6723338.89261314911116.67-3-毕业设计说明书论文(全套图纸)36396305制动

FFfd

663.16736.84根据上述已知数据绘制组合机床动力滑台液压系统绘制负载图（F-t）如图第四章确定液压系统主要参数4.1由表2和知机床液压系统在最大负载约17000时宜表负载选择工作压力负载/KN

<5

5~10

10~2020~30

30~50

>50工作压力/MPa

<0.8~1

1.5~22.5~3

3~4

4~5

≥4.2计由于工作进给速度与快速运动速度差别较大，且快进、快退速度要求相等，从降低总流量需求考虑应确定采用单杆双作用液压缸的差动连接方式通常利用差动液压缸活塞杆较粗可以在活塞杆中设置通油孔的有利条件最好采用活塞杆固定而液压缸缸体随滑台运动的常用典型安装形式这种情况下应把液压缸设计成无杆腔工作面积是有杆腔工作面积A两倍的形式，即活塞杆直径12d与缸筒直D呈d=D的关系。工进过程中，当孔被钻通时，由于负载突然消失，液压缸有可能会发生前冲的现象因此液压缸的回油腔应设置一定的背压通过设置背压阀的方式)选取此背压值为p。2快进时液压缸虽然作差动连（即有杆腔与无杆腔均与液压泵的来油连接但连接管路中不可避免地存在着压，且有杆腔的压力必须大于无杆腔，估算时。快退时回油腔中也是有背压的，这时选取被压值

=0.6MPa。工进时液压缸的推力计算公式为F/

ApA/2)p1221

，式中：F——负载力—液压缸机械效率——液压缸无杆腔的有效作用面积1——液压缸有杆腔的有效作用面积2-4-0.910.91毕业设计说明书论文(全套图纸)36396305p——液压缸无杆腔压力1p——液压有无杆腔压力2因此，根据已知参数，液压缸无杆腔的有效作用面积可计算为F

21005m1pp2322

2液压缸缸筒直径为Dmm由于有前述差动液压缸缸筒和活塞杆直径之间的关系，d=D，因此活塞杆直径为d=0.707×104.94=7419mm根据GB/T23481993液压缸缸筒内径尺寸和液压缸活塞杆外径尺寸的规定，圆整后取液压缸缸筒直径为，活塞杆直径为d=80mm。此时液压缸两腔的实际有效面积分别为：A=1

2

4

2A=π（D4239mm2

2工作台在快进过程中液压缸采用差动连接时系统所需要的流量为

快进

Amin2工作台在快退过程中所需要的流量为

快退

16.956Lmin工作台在工进过程中所需要的流量为q=A×v’=0.43根据上述液压缸直径及流量计算结果，进一步计工进11算液压缸在各个工作阶段中的压力、流量和功率值如下计算液压缸各工作阶段的工作压力、流量和功率设快进快退时回油腔压力工进回油腔背压p2=0.8MPa。1．快进（动）进油腔压力（F0+Δ）/（A1-）（×10^6××86.59-10^-4=1.07MPa所需流量q=（A1-）v1（×10^-4×=17.68L/min-5-ppFA毕业设计说明书论文(全套图纸)36396305输入功率P=P=1.07×10^6××10^-2/60（w）=0.221kw2.工进进油腔压力（F0+p2A2）（0.6×10^6××）××所需流量m3/min=0.43L/min;(3)输入功率p1qP=2.989×10^6×0.43×(w)=0.0214kw3．快退进油腔压力（F0+Δ）/A2取Δ作为快进时的油管中压降Δ退时回油腔中有背压也可按估算；因此p1=（1116.67+0.6×10^6×86.59×）/42.3910^-4=1.489MPa；

（）（2）所需流量

q=A2V3q=42.39×10^-4×（min；（3）输入功率P=×10^6×10^-3/60(w)=0.421kw如表4示。表4各况下的主要参数值快进

工况启动加速

推力F26131491

回油腔压力P/01.317

进油腔压力P/1.070.817

输入流量-1————

输入功率P————

计算公式

快速

1116.67

1.2320.73217.680.221

pp2-6-毕业设计说明书论文(全套图纸)36396305工进

23338.89

0.62.9890.430.0214

A2qv12

快退

起动加速快退制动

261314911116.67736.84

00.616————0.61.577———0.61.48916.9560.4210.61.40——

P1P=pq1

A2表3各况下的主要参数值注：

F'

/

m

。第五章

液压系统方案设计根据组合机床液压系统的设计任务和工况分析所设计机床对调速范围低速稳定性有一定要求，因此速度控制是该机床要解决的主要问题。速度的换接、稳定性和调节是该机床液压系统设计的核心此外与所有液压系统的设计要求一样，该组合机床液压系统应尽可能结构简单，成本低，节约能源，工作可靠。5.1选因系统运动循环要求正向快进和工进，反向快退，且快进，快退速度相等，因此选用单活塞杆液压缸，快进时差动连接，无杆腔面积A等于有杆腔面积A12的两倍。5.2工况图表明，所设计组合机床液压系统在整个工作循环过程中所需要的功率较小系统的效率和发热问题并不突出因此考虑采用节流调速回路即可虽然节流调速回路效率低，但适合于小功率场合，而且结构简单、成本低。该机床的进给运动要求有较好的低速稳定性和速-负载特性，因此有三种速度控制方案可以选择即进口节流调速出口节流调速限压式变量泵加调速阀的容积节流调速。钻镗加工属于连续切削加工加工过程中切削力变化不大因此钻削过程中负载变化不大采用节流阀的节流调速回路即可但由于在钻头钻入铸件表面及孔被钻通时的瞬间存在负载突变的可能因此考虑在工作进给过程中采用具-7-tt毕业设计说明书论文(全套图纸)36396305有压差补偿的进口调速阀的调速方式，且在回油路上设置背压阀。由于选定了节流调速方案，所以油路采用开式循环回路，以提高散热效率，防止油液温升过高。从工况图中可以清楚地看到在这个液压系统的工作循环内液压要求油源交替地提供低压大流量和高压小流量的油液而快进快退所需的时t和工进所需的时t分别为tv1t22

t2=40因此从提高系统效率节省能量角度来看如果选用单个定量亦即是1泵作为整个系统的油源液压系统会长时间处于大流量溢流状态从而造成能量的大量损失，这样的设计显然是不合理的。如果采用一个大流量定量泵和一个小流量定量泵双泵串联的供油方式双联泵组成的油源在工进和快进过程中所输出的流量是不同的时液压系统在整个工作循环过程中所需要消耗的功率估大除采用双联泵作为油源外也可选用限压式变量泵作油源但限压式变量泵结构复杂成本高且流量突变时液压冲击较大工作平稳性差最后确定选用双联液压泵供油方案有利于降低能耗和生产成本，如图3所示。图3双泵供油油源5.3选根据本设计的运动方式和要求，采用差动连接与双泵供油两种快速运动回路来实现快速运动即快进时由大小泵同时供油液压缸实现差动连接。本设计采用二位二通电磁阀的速度换接回路，控制由快进转为工进。与采用行程阀相比电磁阀可直接安装在液压站上由工作台的行程开关控制管路较简单，行程大小也容易调整，另外采用液控顺序阀与单向阀来切断差动油路。因此速度换接回路为行程与压力联合控制形式。-8-毕业设计说明书论文(全套图纸)363963055.4所设计多轴钻床液压系统对换向平稳性的要求不高，流量不大，压力不高，所以选用价格较低的电磁换向阀控制换向回路即可为便于实现差动连接选用三位五通电磁换向阀。为了调整方便和便于增设液压夹紧支路，应考虑选用Y型中位机能。由前述计算可知，当工作台从快进转为工进时，进入液压缸的流量由17.68L/min降为0.43L/min可选二位二通行程换向阀来进行速度换接，以减少速度换接过程中的液压冲击选用双作用叶片泵双泵供油调速阀进油节流阀调速的开式回路，溢流阀做定压阀。为了换速以及液压缸快退时运动的平稳性，回油路上设置背压阀，初定背压值Pb=0.8MPa。a.换向回路b.度换接回路图4

换向和速度切换回路的选择5.5选定调速方案和液压基本回路后增添一些必要的元件和配置一些辅助性油路，如控制油路、润滑油路、测压油路等，并对回路进行归并和整理，就可将液压回路合成为液压系统，即组成如图5所示的液压系统图。-9-毕业设计说明书论文(全套图纸)36396305图5液系统图为便于观察调整压力在液压泵的进口处背压阀和液压腔进口处设置测压点并设置多点压力表开关这样只需一个压力表即能观察各压力。要实现系统的动作即要求实现的动作顺序为：启动→加速→快进→工进→快退→停止。则可得出液压系统中各电磁铁的动作顺序如表5所示。表中“+”号表示电磁铁通电或行程阀压下号表示电磁铁断电或行程阀复位。表5电磁铁的动作顺序表-10毕业设计说明书论文(全套图纸)363963055.5系1．快进快进如图所示，按下启动按钮，电磁铁1YA通电，由泵输出地压力油经2三位五通换向阀的左侧，这时的主油路为：进油路泵→向阀10→三位五通换向阀（1YA得电→行程阀→液压缸左腔。回油路：液压缸右腔→三位五通换向阀（1YA得电）→单向阀6→行程阀3→液压缸左腔。由此形成液压缸两腔连通实现差动快进由于快进负载压力小系统压力低，变量泵输出最大流量。2．工进挡块还是压下，行程开关使通电，二位二通换向阀将通路切断，这时油必须经调速阀才能进液压缸左腔，回油路和减速回油完全相同，此时变量泵输出地流量自动与工进调速阀15的开口相适应，故进给量大小由调速阀15调节，其主油路为：进油路：泵→向阀→三位五通换向阀（1YA电）→调速阀4→调速阀15→液压缸左腔。回油路液压缸右腔→三位五通换向阀→背压阀8→液控顺序阀7→油箱。3．死挡铁停留当滑台完成工进进给碰到死铁时，滑台即停留在死挡铁处，此时液压缸左腔的压力升高，使压力继电器14发出信号给时间继电器，滑台停留时间由时间继电器调定。4．快退-11毕业设计说明书论文(全套图纸)36396305滑台停留时间结束后，时间继电器发出信号，使电磁1YA3YA断电2YA通电，这时三位五通换向阀2接通右位因滑台返回时的负载小，系统压力下降变量泵输出流量又自动恢复到最大滑快速退回其主油路为：进油路：泵→向阀10→三位五通换向阀2（2YA得电）→液压缸右腔。回油路液压缸左腔→单向阀→三位五通换向阀（位→油箱。5．原位停止当滑台退回到原位时，挡块压下原位行程开关，发出信号，使2YA断电，换向阀处于中位液压两腔油路封闭滑台停止运动这时液压泵输出的油液经换向2直接回油箱，泵在低压下卸荷。第六章

液压元件的选择6.1确本设计所使用液压元件均为标准液压元件此只需确定各液压元件的主要参数和规格，然后根据现有的液压元件产品进行选择即可。（1）计算液压泵的最大工作压力由于本设计采用双泵供油方式，根据液压系统的工况图，大流量液压泵只需在快进和快退阶段向液压缸供油因此大流量泵工作压力较低小流量液压泵在快速运动和工进时都向液压缸供油而液压缸在工进时工作压力最大因此对大流量液压泵和小流量液压泵的工作压力分别进行计算。根据液压泵的最大工作压力计算方法，液压泵的最大工作压力可表示为液压缸最大工作压力与液压泵到液压缸之间压力损失之和。对于调速阀进口节流调速回路，选取进油路上的总压力损失0.8MPa

，同时考虑到压力继电器的可靠动作要求压力继电器动作压力与最大工作压力的压差为0.5MPa小流量泵的最高工作压力可估算为0.8MPa1大流量泵只在快进和快退时向液压缸供油图4表明快退时液压缸中的工作压力比快进时大，如取进油路上的压力损失为0.5MPa，则大流量泵的最高工作压力为：（2）计算总流量-12毕业设计说明书论文(全套图纸)36396305表3明在整个工作循环过程中液压油源应向液压缸提供的最大流量出现在快进工作阶段，为17.68，若整个回路中总的泄漏量按液压缸输入流量的计算，则液压油源所需提供的总流量为：LminLmin工作进给时，液压缸所需流量约为0.43L/min但由于要考虑溢流阀的最小稳定溢流量3L/min，故小流量泵的供油量最少应为。据据以上液压油源最大工作压力和总流量的计算数值，因此选取6/20型双联叶片泵，其中小泵排量为6mL/r，大泵的排量为20mL/r，若取液压泵的容积效率=0.9，则当泵的转=960r/min时，液压泵的实际输出流量为

22.464min由于液压缸在快退时输入功率最大这时液压泵工作压力为流量为16.956r/min。取泵的总效率

，则液压泵驱动电动机所需的功率为：

pq

2.3616.96600.75

0.89根据上述功率计算数据，此系统选取Y100L-6型电动机，其额定功率PkW，额定转rminn6.2(1)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阅产品样本，选出的阀类元件和辅件规格如表6所列。表6液压元件规格及型号通过的最

规格序号

元件名称

大流量

型号

额定流量

额定压力

额定压降q/L/min

qn/L/min

Pn/MPa

Pn/MPa

双联叶片泵三位五通电

—36

PV2R12-6/2635DY

(6+20)63

16/146.3

—<0.5液换向阀

行程阀调速阀单向阀单向阀

36<13636

22C-63（B）Q-10（B）I-63（B）

630.056363

6.30.5~6.36.36.3

<0.3—0.20.2-13毕业设计说明书论文(全套图纸)36396305

液控顺序阀背压阀溢流阀单向阀滤油器压力表开关单向阀压力继电器

360.3363642—36—

XY-63（B）B-10（B）Y-63（B）I-63（B）wu-63×100KF3-E3B3测点（B）B

6310636363—63—

0.3~6.36.36.36.3—166.30

0.3——<0.02<0.02—0.2—*注：此为电动机额定转速为960r/min时的流量。(2)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所列。

7根据表中数值，当油液在压力管中流速取时，可算得与液压缸无杆腔和有杆腔相连的油管内径分别为：d

3

mm19.78mm取标准值dq

27.1

60mm取标准值因此与液压缸相连的两根油管可以按照标准选用公称通径为20无缝钢管或高压软管如果液压缸采用缸筒固定式则两根连接管采用无缝钢管连接在液压缸缸筒上即可如果液压缸采用活塞杆固定式则与液压缸相连的两根油管可以采用无缝钢管连接在液压缸活塞杆上或采用高压软管连接在缸筒上。6.3①缸筒壁厚

δ㎜因为方案是低压系统，校核公式e,2

0.1式中

-缸筒壁厚（m）P-实验压力e

(1.25~1.5),中是液压缸的额定工作压力D-缸筒内径D=0.11M-14毕业设计说明书论文(全套图纸)36396305

料的许用应力。[/n，为材料抗拉强度（MPa）,n为安全系数，取n=5。对于P<16MPa.材料选45号调质钢，对于低压系统1

D

因此满足要求。②

缸底厚度δ㎜对于平缸底，厚度有两种情况：a.缸底有孔时：

P0.4330.226

23.069mm其d

D103.420mmD103.42b.缸底无孔时，用于液压缸快进和快退；

P[

mm其中D

3.3103.4③

杆径d由公式：

F式中：F是杆承受的负载（N），F=12700N力

④

4F412700d3.14缸盖和缸筒联接螺栓的底径

d

5.2KF5.2100

mm式中K------拧紧系数，一般取K=1.25~1.5-15631631毕业设计说明书论文(全套图纸)36396305F-------缸筒承受的最大负载（N）；z-------螺栓个数；

栓材料的许用应力栓材料的屈服s安全系数n=1.2~2.5第七章

液压系统性能验算7.1验由于系统的管路布置尚未具体确定整个系统的压力损失无法全面估算故只能先按课本式3-46）估算阀类元件的压力损失，待设计好管路布局图后，加上管路的沿程损失和局部损失即可但对于中小型液压系统管路的压力损失甚微，可以不予考虑。压力损失的验算应按一个工作循环中不同阶段分别进行。快进滑台快进时液压缸差动连接由表3和表4可知进油路上油液通过单向阀10流量是，通过电液换向阀流量22.464然后与液压缸有杆腔的回油汇合以流量43.7L/min过行程阀3并进入无杆腔因此进油路上的总压降为22.4643.7MPa0.064MPa此值不大不会使压力阀开启故能确保两个泵的流量全部进入液压缸。回油路上压缸有杆腔中的油液通过电液换向阀和单向阀6的流量都是28.2L/min，然后与液压泵的供油合并，经行程阀流入无杆腔。由此可算出快进时有杆腔压力p无杆腔压力p差。2128.2p0.3636363MPa

此值小于原估计值（见表2所以是偏安全的。②工进工进时，油液在进油路上通过电液换向2的流量为0.43L/min，在调速阀4处的压力损失为在回油路上通过换向2的流量0.0162L/min在背压阀8处的压力损失为0.5MPa，通过顺序阀7的流量为（0.0162+17.7）-16毕业设计说明书论文(全套图纸)36396305L/min=22.162L/min，因此这时液压缸回油腔的压力为p20.50.3

MPaMPa可见此值小于原估计值0.8MPa。故可按表2中公式重新计算工进时液压缸进油腔压力p即1

F6A86.596

M2.95MP此值与表3中数值2.976MPa相近。考虑到压力继电器可靠动作需要压Δp，故溢流阀9的调压pep1A应为P0.5PM③快退快退时，油液在进油路上通过单向10的流量为16.96L/min，通过换向阀2的流量为22.46L/min；油液在回油路上通过单向阀、换向阀2和单向阀13的流量都是43.7L/min。因此进油路上总压降为

MPaMPa此值较小所以液压泵驱动电动机的功率是足够的油路上总压降为

43.70.20.50.263

MPaMPa此值与表3的估计值相近，故不必重算。所以，快退时液压泵的最大工作压力p为pp2.718MPa1v因此大流量液压泵卸荷的顺序阀7的调压应大于。7.2油液压传动系统在工作时有压力损失容积损失和机械损失这些损失所消耗的能量多数转化为热能，使油温升高，导致油的