双面钻通卧式组合机床液压系统设计毕业设计.docx
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双面钻通卧式组合机床液压系统设计毕业设计
沈阳理工大学
毕业设计（论文）
题目：
双面钻通卧式组合机床液压系统设计
学院：
机械与运载学院
专业班级：
11焊接1班
学生姓名：
张顺
指导教师：
王强
完成日期：
2013年7月12日
毕业设计（论文）任务书
毕业设计（论文）题目：
双面钻通卧式组合机床液压系统设计。
主要内容：
1.液压系统工况图分析。
2.液压系统原理图。
3.液压系统计算与选液压元件。
4.验算液压系统。
5.绘工作图和遍技术文件。
主要技术参数：
工作循环：
工件夹紧→左、右动力部件快进→左、右动力部件工进→左动力部件快退，右动力部件继续工进→左动力部件停止，右动力部件快退→左右动力部件皆停止，工件松开。
工件夹紧力为30000牛，两侧加工切削负载皆为15000牛，动力部件的重量皆为9.8×103牛，快进、快退速度为6m/min，快进行程为100mm。
工进速度为（20—1000）mm/min，左动力部件工进行程为50mm，右动力部件工进行程为80mm。
往复运动的加速、减速时间为0.2s，滑台为平导轨，静、动摩擦系数分别为0.2和0.1。
指导教师：
院长签字：
年 月 日
双面钻通卧式组合机床液压
系统设计
论文作者：
张顺
指导教师：
王强
目录
摘要…………………………………………………………………2
外文摘要…………………………………………………………………3
引言………………………………………………………………………5
⒈液压系统的设计与计算………………………………………………6
1.1负载分析…………………………………………………………6
1.2件主要参数的确定…………………………………………………8
1.3系统原理图…………………………………………………………9
1.4压元件……………………………………………………………14
1.5验算液压系统的性能……………………………………………18
⒉集成块的设计…………………………………………………………22
2.1底座设计…………………………………………………………22
2.2下块设计…………………………………………………………22
2.3上块设计…………………………………………………………22
2.4油孔直径的确定…………………………………………………22
2.5油孔间最小间隙的确定…………………………………………23
结论……………………………………………………………………24
致谢…………………………………………………………………25
参考文献……………………………………………………………26
摘要
对于设计双面钻通卧式组合机床的液压系统来说，基本任务是使该系统能够高效、稳定、快捷的完成孔加工问题。
我主要设了适合本机床工作循环和性能的液压系统，合理选用液压阀并设计安装了管接头的集成块。
首先对负载进行分析，确定执行元件（液压缸）的主要技术参数，再算出液压缸各工作阶段的工作压力、流量和功率。
根据计算结果和工作循环，选择双泵供油及差动连接回路，用行程阀控制快进转为工进，用行程开关控制工进转为快退及停止。
用低压大流量泵控制快进及快退，用高压小流量泵控制工进及定位夹紧。
使得系统基本上满足了高效、稳定、快捷的目的。
其次集成块的设计，由于该系统分为左右滑台，且其油路和工作循环相同，所以设计了左滑台系统的集成块，此系统由9个阀需装在集成块上。
通过分析液压系统和绘制立体图，我认为设计两个块较为合适。
上块安装压力表开关等5个阀和通往液压缸的管接头及回油管，下块装4个阀，另设计个底座，与泵的两个压力油口相通。
通过双头螺柱把上、下块和底座连接起来，再用螺钉把底座和油箱连接起来。
本设计基本能满足要求，经验算、校核系统性能合格；集成块尺寸合理，孔道布置正确，无干涉、泄露情况。
关键词：
集成块液压系统液压缸液压阀
Abstract
Theradicalmissionistomakethesystemprocessingholeseffectively、steadilyandrapidlytodesigningthedouble-faceddrillhydraulicpressuresystem.ThehydraulicsystemIdesignedfitstheworkcycleandcapabilityofthismachinetool.Ichosethereasonablehydraulicvalveanddesignedtofixtheintegratepieceoftie-inspecially.
Firstly,Ianalyzedtheload,ensurethemostlytechnologyparameterofexecutingelement（hydraulicjar）.ThenIcalculatetheworkpressure、fluxandpowerofeachworkphaseofthehydraulicjar.Accordingtotheresultandworkcycle,Ichosedouble-pumptosupplyoilanddifferentiatoconnecttheloop.Imadesuddenprogressingtobetardilyprogressingwithjourneyvalveandmadetardilyprogressingtoberapidbackslideandstoppingwithjourneyswitch.Icontrolledsuddenprogressingandtardilyprogressingwithlow-tensionbulkyfluxpumpandcontrolledtardilyprogressingandorientateclampingwithhigh-tensionminfluxpump.Atlast,Imadethesystemsatisfiedthedesireofworkeffectively、steadilyandrapidly.
SecondlyIdesignedtheintegratepieceofright-and-leftslipwaybecausethesystemwascarveduptoberight-and-leftslipwayanditsoiltankerandworkcyclearethesame.Thereare9valvesshouldtobefixedontotheintegratepiece.Designingtwointegratepiecesisreasonableinmyopinionthroughanalyzingthehydraulicpressuresystemanddrawingthesolidchart.5valvesasswitchofpressurecabinandthetie-inoftubeleadingtohydraulicjarbesidestubesofreturningoilshouldbefixedontheupperintegratepiece,4valvesshouldbefixedonthenetherone.Apedestalshouldalsobedesignedandconnectedwiththetwopressureoilmeatuses.Thetwointegratepiecesandthepedestalcouldbeconnectedwithdouble-edgedbolts,thepedestalandthegasolinetankcouldalsobeconnectedwithbolts.
Thisdesigncouldsatisfythedesiresanditscapabilityofcheckingisuptogradeaccordingtothecomputations;thesizeoftheintegratepieceisreasonableandthecollocationofholepathiscorrect,thereisnosituationofinterferenceandleak.
Keywords:
integratepiece,hydraulicsystem,hydraulicjar,hydraulicvalve.
引言
组合机床是由通用部件和部分专用部件组成的高校、专用、自动化程度较高的机床，其动力滑台是组合机床的通用部件，上面安装着各种旋转刀具，常用液压装置驱动滑台按一定的动作循环完成进给运动。
我设计的为双面钻通卧式组合机床是有两个动力滑台组成，其工作目的在于合理高效率对在、孔进行加工。
孔加工在现代化生产中显的尤为重要，如大型机床床身孔加工、精密仪表的孔加工、液压集成块的孔加工、汽车工业等。
可见孔加工是工艺过程中的重要环节。
在设计过程中，经上学期沈阳第一机床厂进行的参观了各种液压元件及机床外形、并实践练习，了解了各种机床的液压系统的大概情况。
再查阅资料，及时通过对当前我国液压技术水平的了解，经过比较后采用集成块的配置方式，选用板式的液压元件。
在郭老师的指导下，我按期完成了设计任务。
由于自己水平有限及资料不多，难免有些错误和不足，欢迎各位老师批评与指正。
1.液压系统的设计与计算
1.1负载分析
负载分析中，在不考虑回油的背压力，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。
机床上经常使用的平导轨水平放置时，摩擦阻力计算公式是
Ff=fFn
（1）
式中FN——作用在导轨上的法向力；
f——导轨摩擦系数。
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：
切削力、导轨摩擦力和惯性力。
导轨的正压力等于动力部件的重力，设导轨的静摩擦力为Ffs，动摩擦力为Ffd，由式
（1）可得
Ffs=fsFn=0.2×9.8×103N=1960N
Ffd=fdFn=0.1×9.8×103N=980N
惯性力Fm指运动部件在启动或制动过程中的惯性力，其计算公式如下：
（2）
式中m—运动部件质量；
a—运动部件的加速度；
Δν—启动或制动前后的速度差；
Δt——启动或制动时间。
由式
（2）可得
=
如果忽略切削力引起的颠覆力矩对导轨摩擦力的影响，并设液压缸的机械效率ηm=0.95，则液压缸在各工作阶段的总机械负载可以算出，见表1。
表1液压缸各工作阶段负载表
运动阶段
计算公式
总机械负载F（N）
启动
F=fs/ηm
2063
加速
F=（fd+Fm）/ηm
1558
快进
F=fd/ηm
1032
工进
F=（Ft+Ffd）/ηm
16821
快退
F=Ffd/ηm
1032
根据负载计算结果和已知的各阶段的速度，可绘出左滑台负载图（F-L）和速度图（V-L），见图1。
图1负载速度图
a）负载图b）速度图
1.2执行元件主要参数的确定
1.2.1初选液压缸的压力
查《机械零件设计手册》，初定液压缸的工作压力为P1=4×106Pa。
1.2.2确定液压缸的主要结构尺寸
（1）工作压力的确定
工作压力P可根据负载大小及机器类型来初步确定。
现参阅
《机械零件设计手册》，取液压缸工作压力为3Mpa。
（2）计算液压缸内径D和活塞杆直径d
由于机床的快进、快退速度相等，故宜采用缸体固定的单杆式液压缸。
快进时采用差动连接，并取无杆腔有效面积A1等于有杆腔有效面积A2的两倍，即A1=2A2。
为了防止在钻孔钻通时滑台突然前冲，在回油路中加背压，按《液压与气压传动》表8-3，初选背压PB=8×105Pa。
由表1可知最大负载为工进阶段的负载F=16821N，按此计算则
A1=F/（P1-0.5Pb）=46.7㎝2
液压缸直径
由A1=2A2，可知活塞杆直径
d=0.707D=0.707×7㎝=5.44㎝
按GB-2348-80将所计算的D与d值分别圆整到相近的标准直径，以便采用标准的密封元件。
圆整后，得
D=8㎝d=5.6㎝
按标准直径算出
A1=πD2/4=π×82/4㎝=50.3㎝2
A2=π（D2-d2）=π（82-5.62）=25.6㎝2
按最低工进速度演算液压缸尺寸，查《机械零件设计手册》，调速阀最小稳定流量qmin=0.05L/min，因工进速度v=0.02为最小速度，则
A1≥qmin/vmin=0.05×103/0.02×102㎝2=25㎝2
A1=50㎝2＞25㎝2
因此，满足最低的速度要求。
1.2.3计算液压缸各工作阶段的工作压力、流量和功率
根据液压缸的负载图和速度图以及液压缸的有效面积，可以算出液压缸工作过程各阶段的压力、流量和功率。
在计算工进时，按pb=8×105Pa代入，快进时背压按pb=5×105Pa代入，计算公式和计算结果列于表2中。
表2液压缸所需的实际流量、压力和功率
工作压力
负载
进油压力
回油压力
所需流量
输入功率
F（N）
Pj（Pa）
Pn
L/min
P（kw）
差动快进
1032
9.4×105
14.4×105
14.8
0.232
工进
16821
37.5×105
8105
0.1-5.03
0.006-
0.314
快退
1032
13.9×105
5×105
15.36
0.356
1.3拟订液压系统原理图
1.3.1选择液压基本回路
（1）确定调速方式及供油形式
在液压缸的初步计算前已确定了采用高速阀的进口节流调速，因此相应采用开式循环系统。
开式系统可适应多种工况，泵可以向多个液压执行元件供油，散热方便。
开式系统的缺点是抗污染能力差，而且油箱较大。
这种高速回路具有较好的低速稳定性和速度负载特性。
由表2可知液压系统的工作循环主要由低压大流量和高压小流量两个阶段组成。
显然采用单个定量泵供油功率损失较大，系统效率低，而选用双泵或限压式变量泵作为油源就比较合理，其中双泵源的结构简单、噪声小、寿命长、成本低。
经比较选用双泵供油形式更为合适。
（2）快速运动回路和速度换接回路
根据此机床的运动方式和要求，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。
工进时由小流量泵单独供油，使活塞慢速移动。
这种回路的效率较高，且能实现比最大工进速度大得多的快速运动，在机床上得到了广泛的应用。
采用用行程阀的速度换接回路，控制由快进转为工进。
与采用电磁阀相比，速度换接过程比较平稳，换接点位置较易控制（换接精度高）；缺点是行程阀的安装位置不能任意布置，管路连接较为复杂。
这种回路在机床液压系统中较为常见。
另外采用液控顺序阀与单向阀来切断差动回路。
因此速度换接回路为行程与压力联合控制形式。
见图1
（3）换向回路的选择
本系统中，液压缸采用差动连接，滑台在由停止转为快进、工进完毕转为快退等换向中，速度变化较大。
并且本系统对换向的平稳性没有严格的要求，由于电液换向阀价格比较贵，结构比较复杂，因此选用电磁换向阀的换向回路。
由于液压缸采用了差动连接，电磁换向阀宜用三位五通电磁阀。
为了保证机床调整时可停在任意位置上，现采用中位机能为O型。
快进时，液压缸的油路差动连接，进油路与回油路串通，且又不允许经背压阀流回油箱，故须在换向阀处，在进、回路连通的油路上增加一单向阀，在背压阀前加一液控顺序阀，其控制油与进入换向阀的压力油相连通，于是，快进时，液压缸的回油被液控顺序阀切断（快进时油路中为低压，液控顺序阀打不开），只有经单向阀与进油汇合，转为工进后（行程阀断路），系统压力升高，液控顺序阀才打开，液压缸的回油可经背压阀回油箱，与此同时单向阀将回路切断，确保系统形成高压，以便液压缸正常工作。
见图2
（4）压力控制回路
高压泵设一电磁溢流阀调压，低压泵设一卸荷阀调压。
工进时只有高压小流量泵供油，大泵可卸荷。
见图3
（5）定位、夹紧系统的减压顺序回路
因定位、夹紧系统的液压缸的工作面积、行程均不大，完全可由小泵对其单独供油。
为了保证工件的定位夹紧安全可靠，其换向阀采用带定位装置的电磁阀。
加紧压力比系统压力低，且要求既稳定又可调，故采用减压阀减压，减压阀后设置一单向阀，这可增加加紧的可靠性和安全性。
先定位后夹紧的顺序动作可由顺序阀来完成。
为了使松开工件不受顺序阀的影响，使单向阀与顺序阀并联。
见图4
（6）行程终点的控制
由于机床加工通孔，工作部件对终点的位置精度要求不高，可采用行程开关控制。
图1图2
图3图4
1.3.2组成液压系统
将上述所选定的液压回路进行组合，并根据要求作必要的修改补充，即组成如图5所示的液压系统原理图。
为便于观察和调整压力，在液压泵的出口处设置测压点，并设置多点压力表开关。
这样只需一个压力表即能观测各点的压力。
图5
表3电磁铁动作顺序表
工作循环
1Y
2Y
3Y
4Y
5Y
6Y
7Y
工件夹紧
＋
＋
左右滑台快进
＋
＋
左右滑台工进
＋
＋
左滑台快退、
右滑台工进
＋
＋
左滑台停止、
右滑台快退
＋
＋
左右滑台皆停止
＋
＋
工件松开
＋
＋
＋
泵卸荷
＋
＋
＋
1.4选择液压元件
1.4.1液压泵的选择
先根据设计要求和系统工况确定泵的类型，然后确定泵的主要参数，即压力和流量。
确定泵的的最大工作压力Pp
Pp≥P1＋∑Δp（3）
式中p1—执行元件的最高工作压力；
∑Δp—执行元件进油路上压力损失。
由表3可知工进阶段液压缸工作压力最大，若取进油路压力损失∑Δp=5×105Pa，则液压泵调节工作压力
Pp=p1+∑Δp=（37.5+5）×105Pa=42.5×105Pa
因此泵的额定压力可取
Pr≥1.25×42.5×105Pa=53×105Pa
由表3可知，工进时所需的最大流量是5.03L/min，设溢流阀最小溢流量为2.5L/min，加之减压阀工作时的正常泄出（一般为0.5-0.8L/min），则小流量泵的流量应为
qp1≥（1.1×5.03＋2.5×0.5）L/min=（18.4-8.5）L/min=9.9L/min
快进快退时，液压缸所需的最大流量是15.36L/min，则泵总流量为
qp=1.2×15.36L/min=18.4L/min
即大流量泵的流量为
qp≥qp=（18.4-8.5）L/min
根据上面计算的压力和流量，查《机械零件设计手册》表30-59选用YB1-10/10型的双联叶片泵，该泵的额定压力为6.3MPa。
1.4.2电动机的选择
本系统为双联泵供油系统。
泵的流量为
q=（10×10-3/60）m3/s=0.167×10-3m3/s
差动快进、快退时两个泵同时向系统供油；工进时，泵1向系统供油，泵2卸载。
下面分别计算三个阶段电动机所需的电动机功率P。
（1）差动快进时，泵2的出口压力油经单向阀8后与泵1汇合，然后经单向阀18，三位五通阀3，行程阀5进入液压缸大腔，大腔的压力p1=pj=9.4×105Pa，泵2出口到泵1出口的压力损失Δp2=1.5×105Pa。
查《机械零件设计手册》表30-1泵总的η1=η2=0.6效率，则可计算出泵1的出口压力
Pp！
=（9.4+4.5）105Pa=13.9105Pa
泵2的出口压力为
Pp2=（13.9+1.5）105Pa=15.4105Pa
则电动机的功率为
P1=Pp1q1/η1＋Pp2q2/η2=814W
（2）工进
则电动机的功率为
P2=Pp1q1/η1＋Pp2q2/η2=1201W
（3）快退时
则电动机的功率为
P3=Pp1q1/η1＋Pp2q2/η2=997W
综合比较，工进时所需功率最大。
查《机械零件设计手册》表40-1选取Y100L-6异步电动机，功率为1.5KW。
额定转速为940r/min。
1.4.3选择液压阀
根据液压阀在系统中的最高工作压力与通过的最大流量，可选出这些元件的型号及规格。
（1）三位五通电磁阀：
最大通过流量40L/min,所受压力为42.5×105Pa。
查表《液压传动设计手册》表7-157选用35E-63B型号电磁换向阀，额定压力为6.3Mpa，额定流量83L/min。
（2）单向阀：
最大通过流量20L/min，所受压力为42.5×105Pa。
查表选用型号DF-B10K1单向阀。
（3）单向行程调速阀：
查《机械设计手册》表37-421选用QCI-63型号单向行程调速阀。
额定压力为6.3MPa,额定流量63L/min.
（4）液控顺序阀：
最大通过流量2.5L/min左右，所受压力为42.5×105Pa,额定流量20L/min。
（5）背压阀：
最大通过流量10L/min，所受压力为低压。
查表《机械零件设计手册》32-26选用X3F-B10F型号顺序阀。
调压范围3-7Mpa，额定流量20L/min。
（6）单向阀：
最大通过流量10L/min,所受压力为低压。
查表《机械设计手册》32-51选用DF-B10K1型号单向阀。
（7）卸荷阀：
最大通过流量10L/min,所受压力为42.5×105Pa。
查表《机械零件设计手册》32-26选用X4F-B10F型号液控顺序阀。
调压范围3-7Mpa,额定流量20L/min。
（8）电磁溢流阀：
最大通过流量10L/min,所受压力为42.5×105Pa。
查表《机械零件设计手册》32-11选用YE12-HD10B型号电磁溢流阀。
调范围0.7-7Mpa，额定流量20L/min。
（9）减压阀：
最大通过流量10L/min,所受压力为42.5×105Pa。
查表《机械零件设计手册》32-17选用JF-B10G型号减压阀。
调压范围3-7Mpa额定流量20L/min。
（10）单向阀：
最大通过流量10L/min，所受压力小于42.5×105Pa。
查表《机械设计
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