1、臥式單面多軸鉆鏜兩用組合機床液壓系統機械制造與自動化專業液壓傳動課程設計說明書班級： 機制124學號： 121303211姓名： 楊志宇目 錄第一章 組合機床工況分析21.1 工作負載分析21.2 慣性負載分析21.3 阻力負載分析21.4工進速度選擇21.5 運動時間31.6運動分析31.7根據上述數據繪液壓缸F-t與|v|-t圖.4第二章 擬定液壓系統圖42.1 選擇液壓回路42.2組成系統5第三章 計算和選擇液壓元件63.1液壓缸的設計計算63.1.1 初定液壓缸工作壓力63.1.2液壓缸尺寸的計算63.1.3液壓缸的流量的計算63.1.4液壓缸工作腔壓力的計算73.1.5液壓缸的結構設

2、計83.1.6液壓缸設計需要注意的事項93.1.7液壓缸主要零件的材料和技術要求93.2液壓泵的確定與所需功率的計算103.2.1液壓泵的確定103.2.2閥類元件及輔助元件的選擇103.2.3油管的選擇113.2.4油箱容量的確定11設計心得12參考文獻1214一、液壓傳動課程設計的目的1、鞏固和深化已學的理論知識，掌握液壓系統設計計算的一般方法和步驟。2、鍛煉機械制圖，結構設計和工程運算能力。3、熟悉并會用有關國家標準、部頒標準、設計手冊和產品樣本等技術資料。4、提高學生使用計算機繪圖軟件（如AUTOCAD、PRO/E等）進行實際工程設計的能力。二、液壓課程設計題目題目（一）設計一臺臥式單

3、面多軸鉆鏜兩用組合機床液壓系統，要求完成如下的動作循環：夾緊快進工進死擋鐵停留快退松開原位停止；機床有16個主軸，鉆削加工13.9mm的孔14個，8.5mm的孔2個，工件材料為鑄鐵，硬度HB240。動力滑臺采用平導軌，工進速度要求無級調速，如用高速剛鉆頭進行加工，其他參數如下表所示。數 參 據數數 據IIIIIIIVV運動部件自重（N）9810100009990950011000快進快退速度（m/min）77.56.57.88快進行程（mm）10012011095120工進行程（mm）5060657060工進速度（mm/min）30903090309030903090靜摩擦系數fg0.20.1

4、50.20.180.15動摩擦系數fd0.10.080.090.120.14啟動制動時間t（s）0.20.250.210.230.3試完成以下工作：1、進行工況分析，繪制工況圖。2、擬定液壓系統原理圖（A3）。3、計算液壓系統，選擇標準液壓元件。4、繪制液壓缸裝配圖（A1）。5、編寫液壓課程設計說明書。機床加工示意圖如下：圖1 臥式動力滑臺加工示意圖液壓傳動課程設計說明書臥式單面多軸鉆鏜兩用組合機床液壓系統第一章 組合機床工況分析1.1 工作負載分析 工作負載即為切削阻力。1.計算切削阻力 鑄鐵鉆孔時，其軸向切削力可用以下公式計算式中，D鉆頭直徑(mm) S每轉進給量(mm/r)鉆13.9mm

5、的孔時，主軸轉速，每轉進給量,鉆8.5mm孔時，主軸轉速，每轉進給量則 1.2 慣性負載分析1.3 阻力負載分析 摩擦負載即為導軌的摩擦阻力：靜摩擦阻力 動摩擦阻力 1.4工進速度選擇工進速度取工進時的最大速度90mm/min1.5 運動時間 快進               工進               快退   

6、;            1.6運動分析設液壓缸的機械效率cm=0.9，得出液壓缸在各工作階段的負載和推力，如表1所列。表1液壓缸負載的計算工況計算公式液壓缸負載F/N液壓缸驅動力F/cm/N啟動16501833正向加速2038.872265.4快進15401711工進3204035600反向啟動16501833反向加速2038.872265.4快退15401711制動1041.131156.81.7根據上述數據繪液壓缸F-t與|v|-t圖（如圖1） V/(m/s)F/N0.13332

7、040165020381.5x10-31540ttt1t3t3t2t2t1圖1 F-t與|v|-t圖第二章 擬定液壓系統圖2.1 選擇液壓回路(1)調速方式 由工況得知，該液壓系統功率小，滑臺運動速度低，工作負載為阻力負載且工作中變化小，故可選用進油路節流調速，為防止鉆通孔時負載突然消失引起運動部件的前沖現象，在回油路上加背壓閥。由雙聯葉片泵和背壓閥組成的調速系統，使動力滑臺獲得穩定的低速運動和較大的調速范圍。(2)液壓泵形式的選擇 系統工作循環主要由低壓大流量和高壓小流量兩個階段組成，最大流量與最小流量的時間之比。根據該情況，選葉片泵較適宜，在本方案中，選用雙聯葉片泵。(3)速度換接方式 因

8、鉆孔工序對位置精度及工作平穩性要求不高，可選用行程調速閥和電磁換向閥。動作可靠，轉換精度較高。(4)快速回路與工進轉快退控制方式的選擇 為使快進快退速度相等，選用差動回路作快速回路。(5) 選擇調壓和卸荷回路 在雙泵供油的油源形式確定后，調壓和卸荷問題都已基本解決。即滑臺工進時，高壓小流量泵的出口壓力由油源中的溢流閥調定，無需另設調壓回路。在滑臺工進和停止時，低壓大流量泵通過液控順序閥卸荷，高壓小流量泵在滑臺停止時雖未卸荷，但功率損失較小，故可不需再設卸荷回路。(6)夾緊油路中串接減壓閥，課根據工件夾緊力的需要調節并穩定其壓力，即使主油路壓力低于減壓閥所調壓力，因為有單向閥的存在，夾緊系統也能

9、維持其壓力(保壓)。二位四通閥的常態位置是夾緊工件，保證了操作安全可靠。2.2組成系統 將上面選出的液壓基本回路組合在一起，并經修改和完善，就可得到完整的液壓系統工作原理圖，如圖3所示。在圖3中，為了解決滑臺工進時進、回油路串通使系統壓力無法建立的問題，增設了單向閥6。為了避免機床停止工作時回路中的油液流回油箱，導致空氣進入系統，影響滑臺運動的平穩性，圖中添置了一個單向閥13。考慮到這臺機床用于鉆孔（通孔與不通孔）加工，對位置定位精度要求較高，圖中增設了一個壓力繼電器14。當滑臺碰上死擋塊后，系統壓力升高，它發出快退信號，操縱電液換向閥換向第三章 計算和選擇液壓元件3.1液壓缸的設計計算3.1

10、.1 初定液壓缸工作壓力由工況分析中可知，工進階段的負載力最大，所以，液壓缸的工作壓力按此負載力計算，選,本機床為鉆孔組合機床，為防止鉆通時發生前沖現象，液壓缸回油腔應有背壓，取背壓，為使快進快退速度相等，選用差動油缸，假定快進、快退的回油壓力損失為。3.1.2液壓缸尺寸的計算由式得液壓缸直徑取標準直徑 因為，所以 則，液壓缸有效面積 3.1.3液壓缸的流量的計算液壓缸的快進流量液壓缸的工進流量液壓缸的工進流量3.1.4液壓缸工作腔壓力的計算液壓缸的快進壓力0.83MPa液壓缸的工進壓力3.957MPa液壓缸的快退壓力1.489MPa液壓缸在工作循環中各階段壓力、流量和功率(見表2)工作階段負

11、載工作腔壓力輸入流量q輸入功率快進17110.9940.180.66工進356003.970.870.06快退17111.61637.181.00 3.97 0.99 1.616 0 t/s壓力工況圖 40.18 37.18 0.87 0 t/s流量工況圖1.00 0.66 0.06 0 t/s 快進 工進 快退 功率工況圖(液壓缸的工況圖)液壓缸的結構基本上可分成缸筒和缸蓋、活塞和活塞桿、密封裝置、緩沖裝置，以及排氣裝置五個部分。3.1.5液壓缸的結構設計1）缸體與缸蓋的連接形式，采用常用的法蘭連接，其形式與工作壓力、缸體材料、工作條件有關。2）活塞桿與活塞的連接結構 采用常見的整體式結構。

12、3）活塞桿導向部分的結構 活塞桿導向部分的結構，包括活塞桿與端蓋、導向套的結構，以及密封、防塵、鎖緊裝置等。 4）活塞及活塞桿處密封圈的選用 活塞及活塞桿處密封圈的選用，應根據密封部位、使用部位、使用的壓力、溫度、運動速度的范圍不同而選擇O型的密封圈。5）液壓缸的緩沖裝置 液壓缸帶動工作部件運動時，因運動件的質量大，運動速度較高，則在達到行程終點時，會產生液壓沖擊，甚至使活塞與缸筒端蓋產生機械碰撞。為防止此現象的發生，在行程末端設置緩沖裝置。常見的緩沖裝置有環狀間隙節流緩沖裝置，三角槽式節流緩沖裝置，可調緩沖裝置。6）液壓缸排氣裝置 對于速度穩定性要求的機床液壓缸，則需要設置排氣裝置。3.1.

13、6液壓缸設計需要注意的事項 1）盡量使液壓缸有不同情況下有不同情況，活塞桿在受拉狀態下承受最大負載。2）考慮到液壓缸有不同行程終了處的制動問題和液壓缸的排氣問題，缸內如無緩沖裝置和排氣裝置，系統中需有相應措施。 3）根據主機的工作要求和結構設計要求，正確確定液壓缸的安裝、固定方式，但液壓缸只能一端定位。 4）液壓缸各部分的結構需根據推薦結構形式和設計標準比較，盡可能做到簡單、緊湊、加工、裝配和維修方便。3.1.7液壓缸主要零件的材料和技術要求 1）缸體 材料-灰鑄鐵: HT200,HT350;鑄鋼：ZG25,ZG45 粗糙度-液壓缸內圓柱表面粗糙度為 技術要求：a內徑用H8-H9的配合 b缸體

14、與端蓋采用螺紋連接，采用6H精度 2）活塞 材料-灰鑄鐵：HT150,HT200 粗糙度-活塞外圓柱粗糙度 技術要求：活塞外徑用橡膠密封即可取f7f9的配合，內孔與活塞桿的配合可取H8。 3）活塞桿 材料-實心：35鋼，45鋼；空心：35鋼，45鋼無縫鋼管 粗糙度-桿外圓柱粗糙度為 技術要求：a調質2025HRC b活塞與導向套用 的配合，與活塞的連接可用 4）缸蓋 材料-35鋼，45鋼；作導向時用（耐磨）鑄鐵 粗糙度-導向表面粗糙度為 技術要求：同軸度不大于 5）導向套 材料-青銅，球墨鑄鐵 粗糙度-導向表面粗糙度為 技術要求：a導向套的長度一般取活塞桿直徑的60%80%b外徑D內孔的同軸度

15、不大于內孔公差之半3.2液壓泵的確定與所需功率的計算3.2.1液壓泵的確定(1)確定液壓泵的最大工作壓力 前面已經確定液壓缸的最大工作壓力為，選取進油管路壓力損失，所以泵的工作壓力。這是高壓小流量的工作壓力。由液壓系統圖知液壓缸快退時的工作壓力比快進時大，取其壓力損失為，則快退時泵的工作壓力為這是低壓大流量泵的工作壓力。(2)液壓泵的流量 由液壓系統圖知，快進時流量最大，其值為40.18L/min，若取系統泄漏系數K=1.2，則兩泵的總流量為最小流量在工進時，其值為0.87L/min，取K=1.2則 由于溢流閥穩定工作時的最小溢流量為3L/min故小泵流量取3.5L/min。根據以上計算，選用

16、YB-D32/4型雙聯葉片泵。(3)選擇電動機 系統最大功率出現在快退工況，其數值如下式計算式中泵的總效率，取。根據以上計算結果，査電動機產品目錄，選Y112M-6型異步電動機，轉速為940r/min，功率為2.2kw。3.2.2閥類元件及輔助元件的選擇根據系統的工作壓力和通過各個閥類元件和輔助元件的流量，可選用這些元件的型號及規格（見下表）序號元件名稱通過最大流量/(L/min)規格型號公稱流量/(L/min)公稱壓力/Mpa1雙聯葉片泵-YB-32/432/4102三位五通電液換向閥7635DY-100B1006.33行程閥7622C-100BH1006.34調速閥<1Q-D6B-3

17、0.053105單向閥76A-F20D100206單向閥32A-F10D40207液控順序閥32XY-63B636.38背壓閥<1P-D6B200.31.69溢流閥3.5Y-D6B201010單向閥32A-F10D402011濾油器36XU-63×100631.612壓力表開關-KF3-E3B-1013單向閥76A-F20D1002014壓力繼電器-DP-63B-103.2.3油管的選擇(1)油管類型的選擇 系統的工作壓力在6.5Mpa以下，為了便于裝配，使用軟管油路。(2)油管尺寸的確定 吸油管3.2.4油箱容量的確定油箱容量可按經驗公式估算，取 根據液壓泵站的油箱公稱容量系列（JB/T7938-1995），取油箱容量為315L油箱公稱容量JB/T7938-1995（L）463.1025406310016025031540050063080010001250160020003150400050006300設計心得液壓傳動課程設計是機械課程當中一個重要環節，通過這次課程設計使我從各個方面都受到了專業課程設計的訓練，對液壓系統的有關各個零部件的有機結合有了更加深刻的認識。由于在設計方面我們沒有經驗，理論知識學的不牢固，在設計中難免會出現這樣那樣的問題，如：在選擇計算標準件時可能會出現誤差，如果