1、 液壓傳動課程設計液壓傳動課程設計 題目名稱臥式雙面多軸鉆孔組合機床專業班級機械設計制造及其制動化學生姓名劉備學 號5150指導教師機械與電子工程系 - 1 -二一四年 六 月 八日目目 錄錄一、任務書一、任務書4二、設計內容二、設計內容5 1 1、工況分析及液壓系統圖的擬定、工況分析及液壓系統圖的擬定61.1 工況分析71.1.1 工作負載的計算71.1.2 運動分析81.2 液壓系統圖91.3 液壓系統工作原理分析10 2 2、液壓缸的分析計算、液壓缸的分析計算 10 2.1 液壓缸工作壓力的選定11 2.1.1 液壓缸內徑及活塞桿直徑的計算11 2.1.2 液壓缸工作缸內徑的計算11 2

2、.1.3 確定活塞桿直徑11 2.1.4 活塞桿穩定性校核11 2.2 計算液壓缸工作階段的最大流量12 2.2.1 各階段功率計算12 2.2.2 各階段壓力計算12 2.3 液壓缸主要尺寸的設計計算12 2.3.1 液壓缸主要尺寸的確定12 2.3.2 液壓缸壁厚和外徑的計算13 2.4 液壓缸工作行程的確定13 2.4.1 缸蓋厚度的確定14 2.4.2 最小導向長度的確定14 2.4.3 缸體長度的確定15 2.4.4 液壓缸的結構設計15 2.5 缸筒與缸蓋的連接形式152.5.1 活塞15 - 2 -2.5.2 缸筒162.5.3 排氣裝置162.5.4 緩沖裝置172.6 定位缸

3、的計算172.7 夾緊缸的計算183 3、確定液壓泵規格和電動機功率及型號、確定液壓泵規格和電動機功率及型號183.1 確定液壓泵的規格183.2 確定液壓泵及電動機型號193.2.1 確定液壓泵型號193.2.2 選用電動機型號193.3 選用閥類元件及輔助元件204 4、液壓系統的性能計算、液壓系統的性能計算204.1 壓力損失及調定壓力的確定214.2 系統的發熱與溫升214.3 系統的效率22三、總三、總 結結23四、參考資料四、參考資料24五、指導教師評閱表五、指導教師評閱表25 - 3 -蚌埠學院機械與電子工程系蚌埠學院機械與電子工程系液壓傳動課程設計任務書液壓傳動課程設計任務書班

4、級 姓名 學號 指導教師 1.1 設計題目設計題目: 某臥式雙面多軸鉆孔組合機床，采用液壓傳動完成的半自動工作循環為：加緊工作作、右動力部件快進左、右動力部件工進左動力部件快退、右動力部件繼續工進左動力部件停止、右動力部件快退左、右動力部件均停止、松開工進。已知參數如下表所示，試設計此組合機床的液壓系統。臥式雙面多軸鉆孔組合機床的已知參數臥式雙面多軸鉆孔組合機床的已知參數作用力行程/mm速度/(mm/min)動力部件名稱移動部件總重/N夾緊力鉆削力快進工進快退快進、快退工進往復運動的加速、減速時間/s導軌及摩擦因數左動力部件92000400013000190251903500有動力部件9200

5、0400013000190301903500600.12平導軌、靜動摩擦因數0.2 和0.11.21.2 設計要求：設計要求： 液壓系統圖擬定時需要提供 2 種以上的設計方案的選擇比較。從中選擇你認為更好的一種進行系統元件選擇計算。1.31.3 工作量要求工作量要求1液壓系統圖 1 張（A1）2液壓缸裝配圖 1 張(A1)3設計計算說明書 1 份 - 4 -1.41.4 設計時間設計時間：2014 年 6 月 6 日-2014 年 6 月 12 日 一一 工況分析及液壓原理圖的擬定工況分析及液壓原理圖的擬定1.1工況分析1.1.1 工作負載的計算液壓缸所受外負載 F 包括三種類型，即：afWF

6、FFF后為動摩擦阻力。動時為靜摩擦力，啟動導軌摩擦阻力負載，啟的慣性負載為運動部件速度變化時為工作負載，faWWFFFF13000afafsfFFFffF慣性負載動：靜：則，動摩擦系數為系數為導軌摩擦系數，靜摩擦垂直導軌的工作負載運動部件重力對于平導軌可由式得靜摩擦阻力負載9200920001 . 018400920002 . 01 . 02 . 0-F-G)F(GRnRn2738602 . 05 . 38 . 9920002 . 05s,5 . 001. 0-min/35. 0m/-m/-gm/-a-a22tVgGmaFtttmVsVsNGskgmtVgGmaFa則取般速度變化所需時間，一）

7、速度變化量（）重力加速度（）運動部件的重力（）運動部件的加速度（）運動部件的質量（ - 5 -根據以上計算結果列出各工作階段所受的外負載見表 1.1工況計算公式外負載 F/N缸推力 F/N啟動fsF1840020445加速tVgGFfd1193813264快進fdF920010222工進fdWFF2220024666反向啟動fsF1840020445加速+ fdFtVgG1193813264快退fdF9200102221.1.2 運動分析按設備要求，把執行原件在完成一個循環時的運動規律用圖表示出來，即速度圖 - 6 - （a）速度圖 - 7 - - 8 - (b)負載圖1.2 液壓系統原理圖1

8、.3 液壓系統工作原理分析（1）定位、夾緊按下啟動按鈕，壓力油經過濾器和雙聯葉片泵流出，此時只有電磁換向閥 6 1YA 得電，當換向閥左位接入回路而且順序閥 7 的調定壓力大于液壓缸 10 的最大前進壓力時，壓力油先進入液壓缸 10 的左腔，實現動作；當液壓缸行駛至終點后，壓力上升，壓力油打開順序閥 7，實現動作。（2）左右動力部件快進 - 9 -當工件被定位、夾緊后，定位、夾緊回路中液壓油達到某一固定壓力值，壓力繼電器 8 發出信號，使電磁換向閥 3YA、5YA 得電，由于液壓缸差動連接，實現快進。（3）左右動力部件工進當左右動力滑臺快進至工件時，壓下行程開關 SQ1，促使電磁換向閥 13

9、得電，差動連接消除，實現同時工進。（4）左動力部件快退，右動力部件繼續工進由于左動力部件工進 50mm 先壓下行程開關 SQ2，促使電磁換向閥 4YA 得電，實現快退，而右動力部件工進行程為 80mm，所以繼續工進。（5）左動力部件停止，右動力部件快退當右動力部件繼續工進，壓下行程開關 SQ3 促使電磁換向閥 4YA 失電，6YA 得電，實現左動力部件停止，右動力部件快退。（6）右動力部件停止 當右動力部件快退壓下行程開關 SQ4 促使電磁換向閥 11 的 6YA 失電回到中位，同時電磁換向閥 6的 2YA 得電，右動力部件停止運動。（7）工件松開，拔銷，停機卸載 由于電磁換向閥 6 的 2Y

10、A 得電，換向閥右位接入回路且左順序閥的調定壓力大于液壓缸 9 的最大返回壓力，兩液壓缸則按和的順序返回，實現松開，拔銷。當回路中液壓油達到某一固定壓力值，壓力繼電器 17 發出信號，使電磁換向閥 2YA 失電，實現停機卸載。第二章 液壓缸的分析計算2.1液壓缸工作壓力的選定按工作負載選定工作壓力見表 2.1液壓缸工作負載（N）50000液壓缸工作壓力（MPa）0.811.522.53344557表 2.2 按設備類型確定工作壓力機床設備類型磨床組合機床龍門刨創拉床農用機械或中型工程機械液壓機，重型機械，起重運輸機械系統壓力（MPa）0.8224351010152032 - 10 -由以上兩個

11、表格可選擇液壓缸的工作壓力為 4MPa2.1.1 液壓缸內徑及活塞桿直徑的計算2.1.2 液壓缸工作缸內徑的計算由負載圖知，最大負載力 F 為 27800N，液壓缸的工作壓力為 4MPa則mmDmmADmmPFA100104 . 814. 3105 .5544105 .551040122200242425取標準值得查課程設計手冊指導書2.1.3 確定活塞桿直徑活塞桿材料選擇 45 鋼取活塞桿直徑 d=0.5D=50mm,取標準值 d=50mm則液壓缸的有效作用面積為：有無活塞桿計算公式2cm面積有活塞桿)(41221dDA58.88無活塞桿2241DA78.52.1.4 活塞桿穩定性校核因為右

12、活塞桿總行程為 220mm，而活塞桿直徑為 50mm, L/D=220/40=5.5104 . 1n,-a-a7 .2365 . 1 /- 30889NF52.117 .23614. 3246664)(4s安全系數）材料屈服極限（活塞桿材料的須用應力活塞桿推力（nMPMPFmmmmFds由上式計算的結果可知，mm，滿住穩定性條件。63d - 11 -2.2 計算液壓缸工作階段的最大流量q快進=A1V快進=10-43.3=27.48L/min5 .78q工進=A1V快進=78.510-40.06=0.471L/minq快退=A2V快退=58.8810-43.5=20.61L/min2.2.1 各

13、階段功率計算WPPWqPPWqPP3 .59660/1020.61101.73q24.760/100.4711014. 3596.4.60/1027.48101.3023-63-6-36快快工工快快退：工進：快進：2.2.2 各階段的壓力計算各階段的壓力計算PaPPaPPaP646464101.731058.88102221014. 3105 .7824666103 . 1105 .7810222快退工進快進2.3 液壓缸的主要尺寸的設計計算2.3.1 液壓缸主要尺寸的確定由之前元件參數計算與設計中工作液壓缸的內徑 D=100mm，活塞桿直徑 d=50mm 已確定。2.3.2 液壓缸壁厚和外徑

14、的計算液壓缸的壁厚由液壓缸的強度條件來計算。液壓缸的壁厚一般指缸體結構中最薄處的厚度。承受內壓力的圓筒，其內應力分布規律因壁厚的不同而各異，一般計算時可分為薄壁圓筒和厚壁圓筒。 - 12 -當缸體壁厚與內徑之比小于 0.1 時，稱為薄壁缸體，薄壁缸體的壁厚按材料力學中計算公式：(m) 2PD式中：缸體壁厚（m）P液壓缸的最大工作壓力（）PaD缸體內徑（m）缸體材料的許用應力（） Pa查參考文獻得常見缸體材料的許用應力：鑄鋼：=（1000-1100） 510Pa無縫鋼管：=（1000-1100) 510Pa鍛鋼：=（1000-1200) 510Pa鑄鐵：=（600-700) 510Pa選用鑄鋼作

15、為缸體材料：mmmPD43. 11043. 11011002101 . 014. 3 23-56在中低壓機床液壓系統中，缸體壁厚的強度是次要的，缸體壁厚一般由結構，工藝上的需要而定，只有在壓力較高和直徑較大時，才由必要校核缸體最薄處的壁厚強度。當缸體壁厚與內徑 D 之比值大于 0.1 時，稱為厚壁缸體，通常按參考文獻7中第二強度理論計算厚壁缸體的壁厚：mmPPD24. 1 11014. 33 . 11011001014. 34 . 0101100208. 0 13 . 14 . 026565因此缸體壁厚應不小于 1.3mm，又因為該系統為中低壓液壓系統，所以不必對缸體最薄處壁厚強度進行校核。缸

16、體的外徑為：mmDD10422100212.4 液壓缸工作行程的確定液壓缸工作行程的確定液壓缸的工作行程長度，可根據執行機構實際工作的最大行程來確定。由查參考文獻表液壓缸活塞行程參數（GB2349-80） 單位/(mm)2550801001251602002503204005006308001000125016002000250032004000 - 13 -40639011014018022028036045055070090011001400180022002800390024026030034038042048053060065075085095010501200130015001700

17、190021002400260030003800根據左缸快進和工進行程（25+190）mm，選擇左邊液壓缸工作行程為 220mm。根據右缸快進和工進行程（30+190）mm，選擇右邊液壓缸工作行程為 220mm。2.4.1 缸蓋厚度的確定缸筒底部（即缸蓋）有平面和拱形兩種形式，由于該系統中液壓缸工作場合的特點，缸蓋宜選用平底形式，查參考文獻可得其有效厚度 t 按強度要求可用下面兩式進行近似計算：缸蓋有孔時： 20.433( )PtDm缸蓋無孔時： 22200.433( )()PDtDmDd式中：t缸蓋有效厚度（m） P液壓缸的最大工作壓力（）Pa 缸體材料的許用壓力（） Pa 缸底內徑（m）2

18、D 缸底孔的直徑（m）0d查參考文獻5缸蓋的材料選用鑄鐵，所以：缸蓋有孔時： 20.433( )PtDmmmtmtt61. 70761. 0106501014. 308. 0433. 056取缸蓋無孔時： 22200.433( )()PDtDmDd17.4mm0174. 0)07. 01 . 0(106501 . 01014. 31 . 0433. 056tmt取 - 14 -2.4.2 最小導向長度的確定當活塞桿全部外伸時，從活塞支承面中點到缸蓋滑動支撐面中點的距離 H 稱為最小導向長度(圖 3.1)，如果最小導向長度過小將使液壓缸的初始撓度增大，影響液壓缸的穩定性，因此設計時必須保證有一定

19、的最小導向長度。對一般的液壓缸最小導向長度 H 應滿足以下要求：202LDH mmH61210020220式中：L-液壓缸的最大行程D-液壓缸的內徑 2.4.3 缸體長度的確定液壓缸的缸體內部長度應等于活塞的行程與活塞的寬度之和，缸體外形長度還要考慮到兩端端蓋的厚度，一般液壓缸缸體長度不大于內徑的 23 倍,即在本系統中缸體長度不大于20003000mm,現取左缸體長度為 250mm，右缸體長度為 300mm。2.4.4 液壓缸的結構設計液壓缸主要尺寸確定以后，就進行各部分的結構設計。主要包括：缸筒與缸蓋的連接結構、活塞桿與活塞的連接結構、活塞桿導向部分結構、密封裝置、緩沖裝置、排氣裝置、及液

20、壓缸的安裝連接結構等。2.5 缸筒與缸蓋的連接形式缸筒與缸蓋的連接形式有多種，如法蘭連接、外半環連接、內半環連接、外螺紋連接、拉桿連接、焊接、鋼絲連接等。該系統為中低壓液壓系統，缸體材料為鑄鋼，液壓缸與缸蓋可采用外半環連接，該連接方式具有結構簡單加工裝配方便等特點。2.5.1 活塞活塞在液體壓力的作用下沿缸筒往復滑動，因此它于缸筒的配合應適當，即不能過緊，也不能間隙過大。設計活塞時，主要任務就是確定活塞的結構形式，其次還有活塞與活塞桿 - 15 -的連接、活塞材料、活塞尺寸及加工公差等。(1)活塞的結構形式活塞的結構形式分為整體活塞和組合活塞，根據密封裝置形式來選用活塞結構形式，查參考文獻活塞

21、及活塞桿的密封圈使用參數，該系統液壓缸中可采用 O 形圈密封。所以，活塞的結構形式可選用整體活塞，整體活塞在活塞四周上開溝槽，結構簡單(2)活塞與活塞桿的連接查參考文獻活塞桿與活塞的連接結構分整體式結構和組合式結構，組合式結構又分為螺紋連接、半環連接和錐銷連接。該系統中采用螺紋連接，該連接方式結構簡單，在振動的工作條件下容易松動，必須用鎖緊裝置，多在組合機床上與工程機械的液壓缸上使用。（3 活塞的密封查參考文獻活塞與活塞桿的密封采用 O 形圈密封，因該系統為中低壓液壓系統(P),所以活塞桿上的密封溝槽不設擋圈,其溝槽尺寸與公差由 GB/T3452.3-98 確定, O32aMp形圈代號為： G

22、 GB/T3452.1-92，具體說明從略。35.5 2.65（4 活塞材料因為該系統中活塞采用整體活塞，無導向環結構，參考文獻所以活塞材料可選用HT200HT300 或球墨鑄鐵，結合實際情況及毛坯材料的來源，活塞材料選用 HT200。（5 活塞尺寸及加工公差查參考文獻5活塞的寬度一般取 B=(0.61.0)D,缸筒內徑為 100mm,現取B=0.6100=60mm,活塞的外徑采用 f9,外徑對內孔的同軸度公差不大于 0.02mm,活塞的內孔直徑 D1設計為 40mm，精度為 H8，查參考文獻4可知端面 T 對內孔 D1軸線的垂直度公差值按 7 級精度選取，活塞外徑的圓柱度公差值按 9 級、1

23、0 級或 11 級精度選取。外表面的圓度和圓柱度一般不大于外徑公差之半，表面粗糙度視結構形式不同而各異。2.5.2 缸筒缸筒材料一般要求有足夠的強度和沖擊韌性，對焊接的缸體還要求有良好的焊接性能，結合該系統中液壓缸的參數、用途和毛坯的來源等，缸筒的材料可選用鑄鋼。在液壓缸主要尺寸設計與計算中已設計出液壓缸體壁厚最小厚度應不小于 1.79mm，缸體的材料選用鑄鋼，查參考文獻，缸體內徑可選用 H8、H9 或 H10 配合，現選用 H9 配合，內徑的表面粗糙度因為活塞選用 O 形圈密封取為 0.3，且需珩磨，缸筒內徑的圓度和圓柱度可選取 8 級或 9aRm級精度，缸筒端面的垂直度可選取 7 級精度。

24、缸筒與缸蓋之間的密封采用 O 形圈密封，O 形圈的代號為 115 3.55 G GB/T3452.1-1992。 - 16 -2.5.3 排氣裝置排氣裝置用于排除液壓缸內的空氣，使其工作穩定，一般把排氣閥安裝在液壓缸兩端的最高位置與壓力腔相通，以便安裝后、調試前排除液壓缸內的空氣，對于運動速度穩定性要求較高的機床和大型液壓缸，則需要設置排氣裝置，如排氣閥等。排氣閥的結構有多種形式。該排氣閥為整體型排氣閥，其閥體與閥芯合為一體，材料為不銹鋼 3cr13，錐面熱處理硬度HRC3844。2.5.4 緩沖裝置液壓缸的行程終端緩沖裝置可使帶著負載的活塞，在到達行程終端減速到零，目的是消除因活塞的慣性力和

25、液壓力所造成的活塞與端蓋的機械撞擊，同時也為了降低活塞在改變運動方向時液體發出的噪聲。因為該液壓系統速度換接平穩，運動速度為5.5m/min37.68L/minDBD-1314,19背壓閥14.4EJX63-10116三位四通電磁換向閥0.4825E34DH-10117單向順序閥19.2AF3-Ea10B18,17壓力繼電器EYX63-6111,23三位四通電磁換向閥18.84E34DH-25212,22調速閥114.4DBD-61（1）油管 油管內徑一般參照所接元件接口尺寸確定，也可按管路中允許流速計算，在本例中，出油口采用內徑為 18mm，外徑為 20mm 的紫銅管。（2）油箱 油箱容積根

26、據液壓泵的流量計算，取其體積 V=(57)qp 即 V=280L.第四章 液壓系統的性能驗算4.1 壓力損失及調定壓力的確定根據計算工進時的管道內的油液流動速度約為 0.2m/s，通過的流量為 1.002L/min。數值較小，主要壓力損失為調速閥兩端的壓降，此時功率損失最大。此時油液在進油管中的速度為ssAV/m62. 2/m6010184/1040/q623p(1) 沿程壓力損失 首先要判斷管中的流態，設系統采用 N32 液壓油。室溫為時，C20smV/100 . 124所以有：，管中為層流，則阻力損失系數2320471.610/1.010182.62vd/rRe-4-3，若取進、回油管長度

27、均為 2m ，油液的密度為，16. 06 .471/75e75R、3/kg890m則其進油路上的沿程壓力損失為aaMPpvdl054. 062. 228901018216. 02p2312（2）局部壓力損失 局部壓力損失包括管道安裝和管接頭的壓力損失和通過液壓閥的局部壓力損失，前者視管道具體安裝結構而定，一般取沿程壓力損失的 10%，而后者則與通過的流量大小有關，若閥的額定流量和額定壓力損失為,則當通過的額定流量為 q 時的閥nnqp和 - 20 -壓力損失為np2qq)(nnvpp因為 GE 系列 10mm 通經的閥的額定流量為 63L/min,疊加閥 10mm 通經系列的額定流量為40L/

28、min，而在本例中通過整個閥的壓力損失很小，且可忽略不計，快進時回油路上的流量為min/3024.5068.37401212LAAqq快進時回油路油管中的流速為smV/1018460/1030623由此可計算MpapvdlVda41.00966. 1290010182212. 02p212. 0Re/759 .353100 . 1/1018966. 1/Re23-243為回油路上沿程壓力損失(2) 總的壓力損失093. 0)004. 0041. 0(24.5068.370054. 0054. 02121PAApp(3) 壓力閥的調定值雙聯泵系統中卸荷閥的調定值應該滿足工進的要求，保證雙聯泵同時

29、向系統供油，因而卸荷閥的調定值應略大于快進時泵的供油壓力MpaMpaPAFpp623. 3)093. 053. 3(1卸荷閥的調定壓力應取 3.7Mpa 為宜，溢流閥的調定壓力應大于卸荷閥調定壓力為0.30.5Mpa取溢流閥的調定壓力為 5Mpa,背壓閥的調定壓力以夾緊缸的夾緊力為根據，即取pa1 . 2p1048.3880004-Mppa背背背壓閥的調定壓力以定位缸的負載為根據即pa3 . 0p25. 0pa1004. 82004-MMpap背背取 - 21 -4.2 系統的發熱與溫升（1）根據以上的計算可知，在工進時電動機的輸入功率為WWqpppppp625.738 . 060/10002

30、. 11053. 3/36快退時電動機的輸入功率為Wqpppppp375.113608 . 0/7 .90/11快進時電動機輸入功率為Wqpppppp5 .113/22夾緊時電動機輸入功率為Wpp875.798（2）計算各階段有效功率：pppp1快進： WWp47.14460/1040102167. 036工進： WWp235360/10401053. 336快退： WWp7 .19260/104010289. 036夾緊： WWp146060/10401019. 236（3）校核熱平衡，確定溫升現以較大的值來校核其熱平衡，求出發熱溫升，設油箱的三個邊長在 1:1:11:2:3 范圍內，則散熱

31、面積為： 23232782. 2280065. 0065. 0mVA假設通風良好，取，油液的溫升為)/(101523cmkmhhAHt 在單位時間內液壓系統的發熱量, p 為液壓系統輸入功率（kw）,為液壓)1 ( pH系統總效率。KWH45797. 0)1097. 01 (154. 0液壓的溫升為：chAHt97.10782. 2101545797. 03室溫為 20，熱平衡溫度為 30.97，沒有超出允許范圍。ccc65 - 22 -4.3 系統的效率 （1）工進階段的回路效率221111ppppcqpqpqp為小流量泵在工進時的工作壓力等于液壓缸工作腔壓力加上進油路上的壓力損失1p及壓力繼電器比缸工作腔最高壓力所答的壓力值1p2pMPaPp084. 4105 . 010054. 01093. 36661大流量泵的工作壓力就是此泵通過溫流閥所產生的損失MPapp070. 03 . 0)1083. 4(22（取溢流閥型號為 Y-10B,額定壓力 6.3MPa,額定壓降 0.3MPa）144. 041. 0059. 0601056.341007. 0601044. 510