1、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二一四年 六 月 八日目錄、任務書 4、設計內容 51、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 102、液壓缸的分析計算 102.1 液壓缸工作壓力的選定 112.1.1 液壓缸內徑及活塞桿直徑的計算 112.1.2 液壓缸工作缸內徑的計算 112.1.3確定活塞桿直徑 112.1.4活塞桿穩定性校核 112.2 計算液壓缸工作階段的最大流量

2、 122.2.1 各階段功率計算 122.2.2各階段壓力計算 122.3 液壓缸主要尺寸的設計計算 122.3.1 液壓缸主要尺寸的確定 122.3.2 液壓缸壁厚和外徑的計算 132.4 液壓缸工作行程的確定 132.4.1 缸蓋厚度的確定142.4.2 最小導向長度的確定142.4.3 缸體長度的確定152.4.4 液壓缸的結構設計152.5 缸筒與缸蓋的連接形式 152.5.1活塞 152.5.2 缸筒 162.5.3 排氣裝置 162.5.4 緩沖裝置 172.6 定位缸的計算 172.7 夾緊缸的計算 183、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.

3、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、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、總結 23四、參考資料 24五、指導教師評閱表 25- 5 -蚌埠學院機械與電子工程系液壓傳動課程設計任務書班級 姓名 學號 指導教師1.1 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

4、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動力部 件名稱移動部 件總重 /N作用力行程 /mm速度/(mm/min)往復運 動的加 速、減 速時間 /s導軌及 摩擦因 數夾緊 力鉆削 力快進工進快退快 進、 快退工進左動力 部件92000400013000190251903500600.12平導 軌、靜 動摩擦因數0.2 和0.1有動力 部件920004000130001903019035001.2 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。1.3 工作量要求1液

5、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1.4 設計時間 ：2014年 6 月 6 日-2014 年 6 月 12 日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：F FW F f FaFW為工作負載， FW 13000Fa為運動部件速度變化時 的慣性負載F f導軌摩擦阻力負載，啟 動時為靜摩擦力，啟動 后為動摩擦阻力f(G FRn )系數為 0.2，動摩擦系數為 0.1靜摩擦阻力負載 對于平導軌可由式得 Ff G- 運動部件重力FRn - 垂直導軌的工作負載 f - 導軌摩擦系數，靜摩擦 靜

6、： Ffs 0.2 92000 18400 動： Ffa 0.1 92000 9200 慣性負載 FaGVFa magt m- 運動部件的質量（ kg） a -運動部件的加速度（ m/s2） G 運動部件的重力（ N ） g- 重力加速度（ m/s2）V - 速度變化量（ m/s） V 0.35m/ mint -速度變化所需時間，一 般 t 0.01 0.55s,取 t 0.2則FaGV magt92000 3.59.8 0.2 602738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Ffs1840020445加速F G VFfdgt1193

7、813264快進Ffd920010222工進FWFfd2220024666反向啟動Ffs1840020445加速F G VFfd +gt1193813264快退Ffd9200102221.1.2 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a）速度圖- 7 - 10 -(b)負載圖1.2 液壓系統原理圖1.3 液壓系統工作原理分析（1）定位、夾緊當換向閥左10 的左腔，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， 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7，實現動作。實現

8、動作；當液壓缸行駛至終點后，壓力上升，壓力油打開順序閥2）左右動力部件快進當工件被定位、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 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，

9、 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 2YA 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

10、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設備類型機床農用機械或 中型工程機 械液壓機， 重型 機械， 起重運 輸機械磨床組合機床龍門刨創拉床系統壓力（MPa）0.82243510101520322.1.1 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 4MPaA則DF 22200 1 5 m2 55.5 10 4m2P 40 1054 55.5 103.1428.4 10 2 m查課程設計

11、手冊指導書 取標準值得D 100mm2.1.3 確定活塞桿直徑有無活塞桿計算公式2面積 cm2有活塞桿1 2 2 A1 1 (D2 d 2 )458.88無活塞桿A2 1 D 2 478.5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：2.1.4 活塞桿穩定性校核因為右活塞 桿總行程為 220mm，而活塞桿直徑為 50mm, L/D=220/40=5.510d4 246663.14 236.711.52mmF 活塞桿推力（ F 30889N -活塞桿材料的須用應力 s/1.5 236.7MPas - 材料屈服極限（ MPa）n-

12、 安全系數 ,n 1.4由上式計算的結果可知， d 63mm，滿住穩定性條件。2.2 計算液壓缸工作階段的最大流量q 快進 =A1V 快進= 78.5 10-4 3.3=27.48L/min-4q 工進=A1V快進=78.5 10-40.06=0.471L/min-4q 快退=A2V 快退=58.8810-43.5=20.61L/min2.2.1 各階段功率計算快進：PP快q1.30210627.4810-3 /60596.4.W工進：PP工 q工3.141060.47110-3/6024.7W快退：PP快q快1.7310620.6110-3/60596.3W2.2.2 各階段的壓力計算P快進

13、P工進1.3 106 Pa3.14 106 Pa1022278.5 10 4 2466678.5 10 4P快退1022258.88 10 41.73 106 Pa2.3 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=100m，m 活塞桿直徑 d=50mm已確定2.3.2 液壓缸壁厚和外徑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。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

14、力學中計算公式：PD(m)式中： 缸體壁厚（ m）P 液壓缸的最大工作壓力（ Pa ）D 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：PD2 3.14 0.1 1062 1100 1051.43 10-3m 1.43mm鑄鋼：=(1000-1100) 105 Pa無縫鋼管：=(1000-1100) 105 Pa鍛鋼：=(1000-1200) 105 Pa鑄鐵：=（600-700） 105 Pa選用鑄鋼作為缸體材料：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

15、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：D 0.4P 12 1.3P0.08 1100 105 0.4 3.14 106 5 6 1 1.24mm2 1100 105 1.3 3.14 106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。缸體的外徑為： D1 D 2 100 2 2 104mm2.4 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）

16、2550801001251602002503204005006308001000125016002000250032004000406390110140180220280- 21 -36045055070090011001400180022002800390024026030034038042048053060065075085095010501200130015001700190021002400260030003800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

17、.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(m)P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：液壓缸的最大工作壓力（ Pa ） 缸體材料的許用壓力（ Pa ）D2 缸底內徑（ m） d0 缸底孔的直徑（ m） 查參考文獻 5 缸蓋的材料選用鑄鐵，所以：m)缸蓋有孔時： t 0.433D2t 0.433 0.08 3.14 105650 105t 0.0761m 取 t 7.61mm缸蓋無孔時： t 0.433D2PD2 (D2 d0 )(m)3.14 106 0.1650 105 (0.1 0.07)

18、t 0.433 0.10.0174m取 t 17.4mm2.4.2 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H應滿足以下要求：HLD20 2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的最小導向長度。 對一般的液壓缸最小導向長度H 220 100 61mm20 2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 2? 3 倍

19、, 即在本系統中缸體長度不大于 2000? 3000mm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

20、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 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

21、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 32Mpa ), 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, O形圈代號為： 35.5 2.65 G GB/T3452.1-92 ，具體說明從略。(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 HT200 ? HT300 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

22、5 活塞的寬度一般取 B=(0.6 ? 1.0)D, 缸筒內徑為 100mm現, 取 B=0.6 100=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、10 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

23、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 Ra為 0.3 m，且需珩磨，缸筒內徑的圓度和圓柱度可選取 8 級或 9 級精度，缸筒端面的垂直度可選取 7 級精度。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 。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

24、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 HRC3?8 44。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

25、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-611) 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 油箱容積根據液壓泵的流量計算，取其體積 V=(57)q p 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

26、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V qp/ A 40 10 3/ 4 182 10 6 60m/s 2.62m/s(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 20 C 時，V 1.0 10 4m2 /s所以有： Re vd/r 2.62 18 10-3/1.0 10-4 471.6 2320 ，管中為層流，則阻力損失系數75、Re 75 / 471.6 0.16 ，若取進、回油管長度均為2m ，油液的密度為890kg /m3 ，則其進油路上的沿程壓力損失為p1d20.16318 10 389022.622 p

27、a0.054MPa(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 qn和 pn, 則當通過的額定流量為 q時的閥壓力損失 pn 為pv pn( qqn ) 2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/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q2q1 A2 4037.6830L / minA150.24快進時回油路油管中的流速

28、為由此可計算V330 10 3 /604 18210 6 m/s3Re Vd/ 1.966 18 10 3/1.0410 4 353.975/Re 0.212 回油路上沿程壓力損失 為pl2? v2 0.212 d22900221.966 pa0.041Mpa1810-3(2)總的壓力損失p p1A2P20.0540.005437.68(0.041 0.004) 0.093A150.24(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F ppP (3.53 0.093)Mpa 3.623MpaA1卸荷閥的

29、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p背p背8000 p38.48 10-4 pa2.1Mpa背壓閥的調定壓力以定位缸的負載為根據即p背 -4 pa 0.25Mpa背 8.04 10-4取 p背 0.3Mpa4.2 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pp ppqp / p 3.53 106 1.002 10 3 /60 0.8W 73.625W快退時電動機的輸入功率為p1 及壓力繼電器比缸工作腔最高壓力所答的壓力值p2快進時電動機

30、輸入功率為pppp2qp2 / p 113.5W- 23 -夾緊時電動機輸入功率為計算各階段有效功率：p1p?pp快進：p0.2167 106 40 10 3 /60W 144.47W工進：p3.53 106 40 10 3 /60W 2353W快退：p0.289 106 40 10 3 /60W 192.7W夾緊：p2.19 106 40 10 3 /60W 1460W2)pp 798.875W3)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，則散熱面積為：A 0.0653 V 2 0.0653 2802 2.782m2在

31、單位時間內液壓系統的發熱量 H假設通風良好，取 h 15 10 3km/(m2? c) ，油液的溫升為 t H hAp(1 ), p 為液壓系統輸入功率( kw), 為液壓系統總效率。H 0.154(1 0.1097) 0.45797 KW液壓的溫升為：t hHA0.45379710.97 c15 10 3 2.782室溫為 20 c ，熱平衡溫度為 30.97c 65 c ，沒有超出允許范圍 。4.3 系統的效率(1)工進階段的回路效率p1q1pp1qp1pp2 qp2為小流量泵在工進時的工作壓力等于液壓缸工作腔壓力 p1 加上進油路上的壓力損失p1Pp 3.93 106 0.054 106 0.5 106 4.084MPa大流量泵的工作壓力就是此泵通過溫流閥所產生的損失p2pp (4.83) 2 0.3 0.070MPa p2 10取溢流閥型號為 Y-10B, 額定壓力 6.3MPa,額定壓降 0.3M