1、摘要 力滑臺（HY4A1），自動化程度高，定位、夾緊均有液壓系統實現，進工作進給的左右滑臺也可組合機床是由通用部件及某些專用部件所組成的高效率和自動化程度較高的專用機床。她能完成鉆，鏜，銑端面，倒角，攻螺紋等加工和工件的轉位，定位，加緊，輸送等動作。通用部件按功能可分為動力部件，支撐部件，輸送部件，控制部件和輔助部件五類。動力部件是為組合機床提供主運動和進給運動的部件，主要有動力箱，切削頭和動力滑臺。臥式雙面組合機床液壓進給系統及液壓夾具裝置是用來控制液壓動力滑臺的，通過動力滑臺來實現組合機床的各個動作從而完成工件的加工。液壓系統中有四個液壓缸，其中兩個為工作進給缸，一個定位缸，一個加緊缸。該

2、系統中采用標準液壓動同時實現工作循環。關鍵詞：組合機床、高效率、自動化、動力滑臺、液壓系統AbstractPower sliding table ( HY4A - 1), a high degree of automation, positioning, clamping has hydraulic system, into the feed side table can also be combined machine tool is composed of common parts and some special components of high efficiency and hig

3、h degree of automation for machine tool. She can finish drilling, boring, milling, chamfer, tapping and other processing of the workpiece and the transposition, positioning, intensify, conveying movement. General components can be classified according to the functions of power components, supporting

4、 parts, conveyor components, control components and auxiliary components of five kinds. Power unit for modular machine tool with main movement and feed movement of the parts, the main driving force for box, cutting head and a power sliding feed table. The horizontal-type two-sided combination machin

5、e tool hydraulic feed system and hydraulic clamp device is used to control the hydraulic power sliding table, the power sliding table to realize the combination of machine tools of various actions to complete the processing of the workpiece. The hydraulic system of four hydraulic cylinders, two of w

6、hich as the feed cylinder, a positioning cylinder, a press cylinder. The system uses the standard hydraulic pneumatic and RealizationFor loop.緒論液壓技術是現代機械工程的基本技術構成和現代控制工程的基本技術要素，是一門新的技術。上個世紀60年代以后，隨著原子能科學、空間技術、計算機技術的發展，液壓技術也得到了很大的發展，滲透到國民經濟的各個領域之中，在工程機械、冶金、軍工、農機、汽車、輕紡、船舶、石油、航空、和機床工業中，液壓技術也得到了普遍的應用。當前

7、液壓技術正向高壓、高速、大功率、高效率、低噪聲、低消耗、經久耐用、高度集成化等方向發展；同時，新型液壓元件的應用，液壓系統的計算機輔助設計、計算機仿真和優化、微機控制等工作，也取得日益取得了顯著的成果。應用液壓技術的程度已成為衡量一個國家工業化水平的重要標志之一。正確合理地設計與使用液壓系統，對于提高各類液壓機械及裝置的工作品質和經濟性能具有重要意義。我國的液壓工業開始于上個世紀50年代，其產品最初應用于機床和鍛壓設備，后來又用于拖拉機和工程機械。自1964年開始從國外引進液壓元件生產技術，同時自行設計液壓產品以來，我國的液壓件生產已形成系列，并在各種機械設備上得到了廣泛的使用。目前，我國機械

8、工業在認真消化、推廣從國外引進的先進液壓技術的同時，大力研制開發國產液壓件新產品（如中高壓齒輪泵、比例閥、疊加閥及新系列中高壓閥等），加強產品質量的可靠性和新技術應用的研究，積極采用國際標準和執行新的國家標準，合理調整產品結構，對一些性能差的不符合國家標準的液壓件產品采取逐步淘汰的措施。可以看出，液壓傳動技術在我國的應用與發展已經進入了一個嶄新的歷史階段。臥式雙面組合機床液壓進給系統及液壓夾具裝置就是利用液壓技術來控制動力滑臺，并完成工件的定位、夾緊等。采用液壓技術后，組合機床可以在較大的范圍內進行無級調速，具有良好的換向性能，且能夠實現自動工作循環，從而提高效率。隨著液壓技術的發展，它在機床

9、上的應用必將不斷地得到擴大和完善。去題目:設計一臺雙面鉆通孔臥式組合機床液壓進給系統及液壓夾具裝置.機床的工作循環為:工件加緊左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,右動力部件快退右動力部件停止N,左右切削負載皆為15000 N,左右動力部件重力皆為9800 N,快進,快退速度為5m/min,快進行程為100mm，工進速度為30200mm/min，左動力部件工進行程為50mm，右動力部件工進行程為80mm。往復運動的加速，減速時間為0.2s，滑臺為平導軌，靜，動摩擦系數分別為0.2，0.1。目錄 TOC o 1-3 h z u HYPERLINK l _

10、Toc326560058 摘要 PAGEREF _Toc326560058 h 1 HYPERLINK l _Toc326560059 Abstract PAGEREF _Toc326560059 h 1 HYPERLINK l _Toc326560060 緒論 PAGEREF _Toc326560060 h 2 HYPERLINK l _Toc326560061 第一章 工況分析及液壓原理圖的擬定 PAGEREF _Toc326560061 h 3 HYPERLINK l _Toc326560062 工況分析 PAGEREF _Toc326560062 h 3 HYPERLINK l _To

11、c326560063 工作負載的計算 PAGEREF _Toc326560063 h 3 HYPERLINK l _Toc326560064 運動分析 PAGEREF _Toc326560064 h 4 HYPERLINK l _Toc326560065 液壓系統原理圖 PAGEREF _Toc326560065 h 6 HYPERLINK l _Toc326560066 液壓系統工作原理分析 PAGEREF _Toc326560066 h 6 HYPERLINK l _Toc326560067 第二章 液壓缸的分析計算 PAGEREF _Toc326560067 h 7 HYPERLINK

12、l _Toc326560068 液壓缸工作壓力的選定 PAGEREF _Toc326560068 h 7 HYPERLINK l _Toc326560069 液壓缸內徑及活塞桿直徑的計算 PAGEREF _Toc326560069 h 8 HYPERLINK l _Toc326560070 液壓缸工作缸內徑的計算 PAGEREF _Toc326560070 h 8 HYPERLINK l _Toc326560071 2.1.4 確定活塞桿直徑 PAGEREF _Toc326560071 h 8 HYPERLINK l _Toc326560072 2.1.5 活塞桿穩定性校核 PAGEREF _

13、Toc326560072 h 8 HYPERLINK l _Toc326560073 計算液壓缸工作階段的最大流量 PAGEREF _Toc326560073 h 9 HYPERLINK l _Toc326560074 2.2.1 各階段功率計算 PAGEREF _Toc326560074 h 9 HYPERLINK l _Toc326560075 2.2.2 各階段的壓力計算 PAGEREF _Toc326560075 h 9 HYPERLINK l _Toc326560076 液壓缸的主要尺寸的設計計算 PAGEREF _Toc326560076 h 9 HYPERLINK l _Toc3

14、26560077 液壓缸主要尺寸的確定 PAGEREF _Toc326560077 h 9 HYPERLINK l _Toc326560078 液壓缸壁厚和外徑的計算 PAGEREF _Toc326560078 h 9 HYPERLINK l _Toc326560079 液壓缸工作行程的確定 PAGEREF _Toc326560079 h 11 HYPERLINK l _Toc326560080 缸蓋厚度的確定 PAGEREF _Toc326560080 h 11 HYPERLINK l _Toc326560081 最小導向長度的確定 PAGEREF _Toc326560081 h 12 HY

15、PERLINK l _Toc326560082 缸體長度的確定 PAGEREF _Toc326560082 h 12 HYPERLINK l _Toc326560083 液壓缸的結構設計 PAGEREF _Toc326560083 h 13 HYPERLINK l _Toc326560084 缸筒與缸蓋的連接形式 PAGEREF _Toc326560084 h 13 HYPERLINK l _Toc326560085 活塞 PAGEREF _Toc326560085 h 13 HYPERLINK l _Toc326560086 缸筒 PAGEREF _Toc326560086 h 14 HYP

16、ERLINK l _Toc326560087 排氣裝置 PAGEREF _Toc326560087 h 14 HYPERLINK l _Toc326560088 緩沖裝置 PAGEREF _Toc326560088 h 14 HYPERLINK l _Toc326560089 定位缸的計算 PAGEREF _Toc326560089 h 15 HYPERLINK l _Toc326560090 2.7 夾緊缸的計算 PAGEREF _Toc326560090 h 15 HYPERLINK l _Toc326560091 第三章 確定液壓泵規格和電動機功率及型號 PAGEREF _Toc3265

17、60091 h 16 HYPERLINK l _Toc326560092 第四章 液壓系統的性能驗算 PAGEREF _Toc326560092 h 18 HYPERLINK l _Toc326560093 第五章 結 束 語 PAGEREF _Toc326560093 h 21 HYPERLINK l _Toc326560094 參 考 文 獻 PAGEREF _Toc326560094 h 22第一章 工況分析及液壓原理圖的擬定工況分析液壓缸所受外負載F包括三種類型，即：工況計算公式外負載F/N缸推力F/N啟動1960加速1397快進980工進15980反向啟動1960加速+ 13971快

18、退980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，即速度圖液壓系統原理圖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

19、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，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

20、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 液壓缸的分析計算液壓缸工作壓力的選定液壓缸工作負載（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）0.81352881010162032由以上兩個表格可選擇液壓缸的工作壓力為3MPa液壓缸內徑及活塞桿直徑的計算液壓缸

21、工作缸內徑的計算由負載圖知，最大負載力F為15980N，液壓缸的工作壓力為3MPa則 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=40mm,取標準值d=40mm則液壓缸的有效作用面積為：有無活塞桿 計算公式有活塞桿 37.68無活塞桿2. 活塞桿穩定性校核因為右活塞桿總行程為180mm，而活塞桿直徑為40mm, L/D=180/40=4.510由上式計算的結果可知，mm，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=10-45/610-4m3/s=/minq工進=A1V快進10-410-560/10-3m3/s=/minq快退=A2V快退10-410-4

22、m3/s=/min 各階段功率計算 各階段的壓力計算液壓缸的主要尺寸的設計計算.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=80mm，活塞桿直徑d=40mm已確定。.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)式中：缸體壁厚（m）P液壓缸的最大工作壓力（）D缸體內徑（m）缸體材料的許用應力（）查參考文獻得常見缸體材料的許用應力：鑄鋼：=（1

23、0001100） 無縫鋼管：=（10001100） 鍛鋼：=（10001200） 鑄鐵：=（600700） 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：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： 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

24、活塞行程參數（GB2349-80） (mm)255080100125160200250320400500630800100012501600200025003200400040639011014018022028036045055070090011001400180022002800390024026030034038042048053060065075085095010501200130015001700190021002400260030003800根據左缸快進和工進行程（50+100）mm，選擇左邊液壓缸工作行程為160mm。根據右缸快進和工進行程（80+100）mm，選擇右邊液壓缸工作

25、行程為200mm。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：缸蓋無孔時：式中：t缸蓋有效厚度（m） P液壓缸的最大工作壓力（） 缸體材料的許用壓力（） 缸底內徑（m） 缸底孔的直徑（m）查參考文獻5缸蓋的材料選用鑄鐵，所以：缸蓋有孔時：缸蓋無孔時：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的最小導向

26、長度。對一般的液壓缸最小導向長度H應滿足以下要求： 式中：L-液壓缸的最大行程D-液壓缸的內徑 圖3-1液壓缸的導向長度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2030倍,即在本系統中缸體長度不大于16002400mm,現取左缸體長度為208mm，右缸體長度為250mm。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。缸筒與缸蓋的連接形式缸筒與缸蓋的連接

27、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。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

28、，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, O形圈代號為：，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HT200HT30

29、0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=()D,缸筒內徑為80mm,現取B=0.680=48,活塞的外徑采用f9,外徑對內孔的同軸度公差不大于,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。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

30、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1.3mm，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，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。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

31、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。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5m/min/minDBD-1314,19背壓閥EFZ10-2525減壓閥EJX63-10116三位四通電磁換向閥E34DH-10117單向順序閥AF3-Ea10B18,17壓力繼電器EYX63-6111,23三位四通電磁換向閥E34DH-25212,22調速

32、閥1EQL-3213,21二位四通電磁換向閥/minE23dw-25218溢流閥DBD-61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。油箱 油箱容積根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，

33、 所以有：，管中為層流，則阻力損失系數，若取進、回油管長度均為2m ，油液的密度為，則其進油路上的沿程壓力損失為（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時的閥壓力損失為 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 快進時回油路油管中的流速為 由此可計算 (2) 總的壓力損失 (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