臥式鉆孔組合機床液壓系統(tǒng)設計【說明書+CAD】,說明書+CAD,臥式鉆孔組合機床液壓系統(tǒng)設計【說明書+CAD】,臥式,鉆孔,組合,機床,液壓,系統(tǒng),設計,說明書,仿單,cad 江 蘇 大 學 成 教 院 畢業(yè)論文（設計）任務書 課程名稱： 臥式鉆孔組合機床液壓系統(tǒng)設計 進行日期 2011 年 06 月13 日至 2011 年 09 月 16 日 學生姓名： 劉婷婷 專業(yè)班級： 機械設計制造及其自動化 指導教師： 李 欣 所屬站名： 江蘇省交通技師學院 站 長： 第1頁 課題主要參數(shù)及依據(jù)： 液壓技術是現(xiàn)代機械工程的基本技術構(gòu)成和現(xiàn)代控制工程的基本技術要素，應用液壓技術的程度已經(jīng)成為衡量一個國家工業(yè)化水平的重要標志之一，所以正確、合理地提高設計和使用液壓系統(tǒng)，具有十分重要的意義。同時讓同學們學習到的理論知識運用到實踐中，提高實踐能力，使我們的設計更具實用性。 一、課題研究的主要內(nèi)容、目的和意義 主要研究臥式鉆孔組合機床的液壓系統(tǒng)，加工對象為變速箱體孔，加工動作循環(huán)為：動力滑臺快速趨近工件->工進Ι->工進Ⅱ->加工結(jié)束快退->原位停止。研究內(nèi)容分為以下幾個部分： (1) 液壓系統(tǒng)原理圖的設計； (2) 液壓元件的計算與選擇； (3) 裝配圖的設計與計算； 通過對臥式鉆孔組合機床的原有液壓系統(tǒng)的分析和了解，結(jié)合已學的液壓方面的知識，對液壓系統(tǒng)的結(jié)構(gòu)、設計等方面的知識有更進一步的認識和提高。 二、液壓系統(tǒng)的原始數(shù)據(jù) 工進Ι時軸向阻力為F1=13000N，速度為(80-95) mm/min；工進Ⅱ時軸向阻力為F2=7500N，速度為(30-45) mm/min；快進、快退速度為3.2m/min，加減速時間為0.2s；滑臺運動部件質(zhì)量為500Kg，全行程為305mm(快進為200mm，工進Ι為100mm，工進Ⅱ為5mm)。滑臺導軌采用平導軌，靜摩擦系數(shù)為0.2，動摩擦系數(shù)為0.15，要求工作性能可靠、平穩(wěn)，液壓缸效率取值0.95。 三、設計要求 1、設計計算說明書一份； 2、液壓系統(tǒng)原理圖一張；(圖形符號符合GB786.1-93) 3、液壓系統(tǒng)典型零件裝配圖一份； 4、典型零件圖若干； 第2頁 進 度 表 起止日期 內(nèi)容提要 備 注 第1-2周 第3-7周 第8-10周 第11-12周 第13周 收集資料、分析相關材料 制定研究、設計提綱 完成設計初稿、審核 完善設計初稿 終審 準備論文答辯 第3頁 臥式鉆孔組合機床液壓系統(tǒng)設計 學院名稱： XXXXXX 專業(yè)班級： 機械設計制造及其自動化 學生姓名： XX 指導教師姓名： XX 指導教師職稱： XX 2011 年9 月  摘 要 組合機床是以大量的通用部件為基礎,配以少量的按被加工零件特殊要求而設計的專用部件,以實現(xiàn)對一種或幾種零件按預先確定的工序進行加工的高效機床。它既具有專用機床的結(jié)構(gòu)簡單、生產(chǎn)率及自動化程度較高的特點,又具有一定的重新調(diào)整能力,以適應工件變化的要求，是當今制造業(yè)應用很廣的一類機床。 在明確設計目的的基礎上，以臥式鉆孔組合機床為對象,依據(jù)液壓系統(tǒng)設計的基本原理,擬出合理的液壓系統(tǒng)圖,通過系統(tǒng)主要參數(shù)的計算確定了液壓元件的規(guī)格，并對設計的原理圖的優(yōu)缺點做了簡單的概括，驗算了液壓系統(tǒng)的性能。最后對整個設計過程做了總結(jié)，對設計過程中出現(xiàn)的問題、設計的液壓系統(tǒng)的不足進行了思考并對未來的工作作了展望。 關鍵詞：組合機床、臥式、鉆孔、液壓系統(tǒng) Abstract The modular machine tools is a lot of common parts for the foundation, was supported by a small number of special requirements for the processing parts and components for the design, to achieve one or more of the components of the pre-set process for the efficient processing machine. It has a dedicated machine simple structure, productivity and a higher degree of automation features, but also has a re-adjustment ability to adapt to changing requirements of the work piece. In the clear on the basis of the design purpose, Using one-side bore modular machine tool as an object According to hydraulic system design basic principle, Formulates the reasonable schematic diagram, Determined the hydraulic pressure part specification through the system main parameter computation, checking the hydraulic system performance. Finally, the entire design process to do a summary of the design process problems, inadequate design of the hydraulic system had been thinking and future work prospects. Key words：modular machine tool，horizontal type，bore，fluid drive 目 錄 第1章 引言 1 1.1 組合機床簡介 1 1.2 主要研究內(nèi)容 4 1.3 本章小結(jié) 5 第2章 液壓系統(tǒng)設計 6 2.1 設計引言 6 2.2 設計要求 6 2.3 負載與運動分析 6 2.4 確定執(zhí)行元件主要參數(shù) 8 2.5 設計液壓系統(tǒng)方案和擬定液壓系統(tǒng)原理圖 11 2.5.1 設計液壓系統(tǒng)方案 11 2.5.2 選擇基本回路 13 2.5.3選擇速度換接回路 14 2.6 計算和選擇液壓元件 16 2.6.1 液壓泵 16 2.6.2 閥類元件及輔助元件 17 2.6.3 油管 18 2.6.4 油箱 19 2.7 本章小結(jié) 19 第3章 驗算液壓系統(tǒng)性能 21 3.1 驗算系統(tǒng)壓力損失 21 3.2 驗算系統(tǒng)發(fā)熱與溫升 24 結(jié) 論 26 致 謝 27 參考文獻 28 千萬不要刪除行尾的分節(jié)符，此行不會被打印。在目錄上點右鍵“更新域”，然后“更新整個目錄”。打印前，不要忘記把上面“Abstract”這一行后加一空行 - - 第1章 引言 1.1 組合機床簡介 我國的傳統(tǒng)的組合機床及組合機床自動線主要采用機、電、氣、液壓控制，它的加工對象主要是生產(chǎn)批量比較大的大中型的箱體類和軸類零件（近年研制的組合機床加工連桿、板件等也占一定份額），完成鉆孔、擴孔、鉸孔，加工各種螺紋、鏜孔、車端面和凸臺，在孔內(nèi)鏜各種形狀槽，以及銑削平面和成型面等。組合機床的分類繁多，有大型組合機床和小型組合機床，有單面、雙面、三面、臥式、立式、傾斜式、復合式，還有多工位回轉(zhuǎn)臺組合機床等；隨著技術的不斷是進步，一種新型的組合機床——柔性組合機床越來越受人們是親昧，它應用多位主軸箱、可換主軸箱、編碼隨行夾具和刀具的自動更換，配以可編程序控制器（PLC）、數(shù)字控制（NC）等，能任意改變工作循環(huán)控制和驅(qū)動系統(tǒng)，并能靈活適應多種加工的可調(diào)可變的組合機床。另外，近年來組合機床加工中心、數(shù)控組合機床、機床輔機等在組合機床行業(yè)中所占份額也越來越大。 組合機床一般采用多軸、多刀、多工序、多面或多工位同時加工的方式，生產(chǎn)效率比通用機床高幾倍至幾十倍。由于通用部件已經(jīng)標準化和系列化，可根據(jù)需要靈活配置，能縮短設計和制造周期。因此，組合機床兼有低成本和高效率的優(yōu)點，在大批、大量生產(chǎn)中得到廣泛應用，并可用以組成自動生產(chǎn)線。由于組合機床及其自動線是一種技術綜合性很高的高技術專用產(chǎn)品，是根據(jù)用戶特殊要求而設計的，它涉及到加工工藝、刀具、測量、控制、診斷監(jiān)控、清洗、裝配和試漏等技術。我國組合機床及其組合機床自動線總體技術水平比發(fā)達國家相對落后，國內(nèi)所需的一些高水平組合機床及自動線幾乎都從國外進口。工藝裝備的大量進口勢必導致投資規(guī)模的擴大，并使產(chǎn)品生產(chǎn)成本提高。因此，市場要求我們不斷開發(fā)新技術、新工藝、研制新產(chǎn)品，由過去的“剛性”機床結(jié)構(gòu)，向“柔性”化方向發(fā)展，滿足用戶需要，真正成為剛?cè)峒鎮(zhèn)涞淖詣踊b備。 組合機床一般用于加工箱體類或特殊形狀的零件。加工時，工件一般不旋轉(zhuǎn)，由刀具的旋轉(zhuǎn)運動和刀具與工件的相對進給運動，來實現(xiàn)鉆孔、擴孔、锪孔、鉸孔、鏜孔、銑削平面、切削內(nèi)外螺紋以及加工外圓和端面等。有的組合機床采用車削頭夾持工件使之旋轉(zhuǎn)，由刀具作進給運動，也可實現(xiàn)某些回轉(zhuǎn)體類零件(如飛輪、汽車后橋半軸等)的外圓和端面加工。 二十世紀70年代以來，隨著可轉(zhuǎn)位刀具、密齒銑刀、鏜孔尺寸自動檢測和刀具自動補償技術的發(fā)展，組合機床的加工精度也有所提高。銑削平面的平面度可達0.05毫米/1000毫米，表面粗糙度可低達2.5～0.63微米；鏜孔精度可達IT7～6級，孔距精度可達O.03～O.02微米。專用機床是隨著汽車工業(yè)的興起而發(fā)展起來的。在專用機床中某些部件因重復使用，逐步發(fā)展成為通用部件，因而產(chǎn)生了組合機床。最早的組合機床是1911年在美國制成的，用于加工汽車零件。初期，各機床制造廠都有各自的通用部件標準。為了提高不同制造廠的通用部件的互換性，便于用戶使用和維修，1953年美國福特汽車公司和通用汽車公司與美國機床制造廠協(xié)商，確定了組合機床通用部件標準化的原則，即嚴格規(guī)定各部件間的聯(lián)系尺寸，但對部件結(jié)構(gòu)未作規(guī)定。 組合機床常用的通用部件有床身(側(cè)底座)、底座(包括中間底座和立柱底座)、立柱、動力箱、動力滑臺、各種工藝切削頭等。對于一些按順序加工的多工位組合機床還具有移動工作臺或回轉(zhuǎn)工作臺。 動力箱、各種工藝切削頭和動力滑臺是組合機床完成切削主運動或進給運動的動力部件。其中還有能同時完成切削主運動和進給運動的動力頭。而只能完成進給運動的動力部件稱為動力滑臺。固定在動力箱上的主軸箱是用來布置切削主軸并把動力箱輸出軸的旋轉(zhuǎn)運動傳遞給各主鈾的切削刀具，由于各主軸的位置與具體改加工零件有關，因此主軸箱必須根據(jù)被加工零件設計不能制造成完全通用的部件，但其中很多零件(例如：主軸、中間軸、齒輪和箱體等)是通用的。 床身、支柱、中間底座等是組合機床的支承部件，起著機床的基礎骨架作用。組合機床的剛度和部件之間的精度保持性，主要是由這些部件保證。運動的重復定位精度直接影響組合機床的加工精度。 除了上述主要部件之外組合機床還有各種控制部件。主要是指揮機床按順序動作以保證機床按規(guī)定的程序進行工作。 組合機床的通用部件絕大多數(shù)已由機械工業(yè)部頒布成國家標準，并按標準所規(guī)定的名義尺寸、主參數(shù)、互換尺寸等定型，各種通用部件之間有配套關系。組合機床未來的發(fā)展將更多的采用調(diào)速電動機和滾珠絲杠等傳動，以簡化結(jié)構(gòu)、縮短生產(chǎn)節(jié)拍；采用數(shù)字控制系統(tǒng)和主軸箱、夾具自動更換系統(tǒng)，以提高工藝可調(diào)性；以及納入柔性制造系統(tǒng)等。 組合機床的主運動由動力頭實現(xiàn)，進給運動由動力滑臺的運動實現(xiàn)，動力滑臺與動力頭配套使用，可以對工件完成鉆孔、擴孔、鉸孔、撞孔、銑平面、拉平面或圓弧、攻絲等孔和平面的多種機械加工工序。動力滑臺按驅(qū)動方式不同分為液壓滑臺和機械滑臺兩種形式。液壓動力滑臺是利用液壓缸將泵站所提供的液壓能轉(zhuǎn)變成滑臺運動所需要的機械能。它對液壓系統(tǒng)的主要要求是速度換接平穩(wěn)，進給速度穩(wěn)定，功率利用合理，效率高，發(fā)熱少，自動化程度高。 液壓由于其傳動力量大，易于傳遞及配置，在工業(yè)、民用行業(yè)應用廣泛。在各部件制造中，對密封性、耐久性有很高的技術要求，目前在液壓部件制造中已廣泛采用——滾壓工藝，很好的解決了圓度、粗糙度的問題。特別是液壓缸制造中廣泛應用。液壓工具可以解決液壓制造各種問題。液壓系統(tǒng)的作用為通過改變壓強增大作用力。一個完整的液壓系統(tǒng)由五個部分組成，即動力元件、執(zhí)行元件、控制元件、輔助元件（附件）和液壓油。一個液壓系統(tǒng)的好壞取決于系統(tǒng)設計的合理性、系統(tǒng)元件性能的的優(yōu)劣，系統(tǒng)的污染防護和處理，而最后一點尤為重要。近年來我國國內(nèi)液壓技術有很大的提高，不再單純地使用國外的液壓技術進行加工。 1.2 主要研究內(nèi)容 液壓技術是現(xiàn)代機械工程的基本技術構(gòu)成和現(xiàn)代控制工程的基本技術要素，應用液壓技術的程度已經(jīng)成為衡量一個國家工業(yè)化水平的重要標志之一，所以正確、合理的提高設計和使用液壓系統(tǒng)，具有十分重要的意義。 通過對臥式鉆孔組合機床的原有液壓系統(tǒng)的分析和了解，結(jié)合已學的液壓方面的知識，對液壓系統(tǒng)的結(jié)構(gòu)、設計等方面的知識有更進一步的提高和認識。 研究內(nèi)容分為以下幾個部分： 1）液壓系統(tǒng)原理圖的設計； 2）液壓元件的計算與選擇； 3）裝配圖的設計與計算； 1.3 本章小結(jié) 本章主要介紹了組合機床簡介、國內(nèi)外在該方向的研究現(xiàn)狀等內(nèi)容。對文章的寫作目的、寫作內(nèi)容進行了整體的介紹，明確了研究的主要內(nèi)容。 第2章 液壓系統(tǒng)設計 2.1 設計引言 液壓傳動及控制系統(tǒng)設計計算，包括明確設計要求進行工況分析、確定液壓系統(tǒng)主要參數(shù)、擬定液壓系統(tǒng)原理圖、計算和選擇液壓件以及驗算液壓系統(tǒng)性能。 2.2 設計要求 主要研究臥式鉆孔組合機床的液壓系統(tǒng)，加工對象為變速箱體孔，加工動作循環(huán)為：動力滑臺快速趨進工件—>工進I—>工進II—>加工結(jié)束快退—>原位停止。 液壓系統(tǒng)的原始數(shù)據(jù)： 工進I時的軸向阻力為F1=13000N，速度為（80~95）mm/min；工進II時軸向阻力為F2=7500N，速度為（30~45）mm/min；快進、快退速度為3.2m/min，加減速時間為0.2s；滑臺運動部件質(zhì)量為500Kg，全行程為305mm（快進為200mm，工進I為100mm，工進II為5mm）?；_導軌采用平導軌，靜摩擦系數(shù)為0.2，動摩擦系數(shù)為0.15，要求工作性能可靠、平穩(wěn)，液壓缸效率取值0.95。 2.3 負載與運動分析 （一）外負載 Fg1=Ft1=13000N Fg2=Ft2=7500N （二）慣性負載 機床工作部件的總質(zhì)量m=500kg，取△t=0.2s Fm=m△v/△t=500×3.2/(60×0.2)=133.33N (三）阻力負載 機床工作部件對動力滑臺導軌的法向力為： Fn=mg=500×9.8=4900N 靜摩擦阻力 Ffs=fsFn=0.2×4900=980N Ffd=fdFn=0.15×4900=735N 由此得出液壓缸在各工作階段的負載如表1所示。 表2-1液壓缸在各工作階段負載F （單位：N） 工況 負載組成 負載值F 工況 負載組成 負載值F 啟動 F= 980 工進1 F=+1 13735 加速 F=+mΔv/Δt 868.33 工進2 F=+2 8235 快進 F= 735 快退 F= 735 按上表數(shù)值繪制負載圖如圖1a所示。 由于v1=v4=3.2m/min、l1=200mm、l2=100mm、l3=5mm、快退行程l4=l1+l2+l3=305mm，工進速度v2=80~95mm/min，工進速度v3=30~45mm/min，其中v1為快進速度，v4為快退速度，l1為快進行程，l2為工進I行程，l3為工進II行程，由此可繪出速度如圖1b所示。 a)負載圖 v/m/min b)速度圖 圖2-1 組合機床液壓缸負載圖和速度圖 2.4 確定執(zhí)行元件主要參數(shù) 1）根據(jù)液壓傳動課程設計中的表2-2 按負載選擇工作壓力，組合機床在最大負載約為15000N時液壓系統(tǒng)宜取壓力p1=3MPa。 表2-2 按負載選擇工作壓力 負載/ KN <5 5~10 10~20 20~30 30~50 >50 工作壓力/MPa <0.8~1 1.5~2 2.5~3 3~4 4~5 ≥5 鑒于動力滑臺的要求，這里的液壓缸可選用單活塞桿式的，并在快進時作差動連接。這種情況下液壓缸無桿腔的工作面積A1應為有桿腔工作面積A2的兩倍，即φ=A1/A2=2,而活塞桿直徑d與缸筒直徑D成d=0.707D的關系。 在加工時，液壓缸回油路上必須具有背壓p2，以防止孔鉆通時滑臺突然前沖。取p2=0.8MPa。快進時液壓缸作差動連接，管路中有壓力損失，有桿腔的壓力應略大于無桿腔，但其差值較小，可先按0.3MPa考慮。快退時回油腔中是有背壓的，這時p2也可按0.8MPa估算。 表2-3 執(zhí)行元件背壓力 系統(tǒng)類型 背壓力/MPa 簡單系統(tǒng)或輕載節(jié)流調(diào)速系統(tǒng) 0.2~0.5 回油路帶調(diào)速閥的系統(tǒng) 0.4~0.6 回油路設置有背壓閥的系統(tǒng) 0.5~1.5 用補油泵的閉式回路 0.8~1.5 回油路較復雜的工程機械 1.2~3 回油路較短且直接回油 可忽略不計 由工進時的負載值，按公式計算液壓缸面積： A2= =13735/[0.95(3×2-0.8)×106]m2=27.51×10-4m2 A1=φA2=2A2=55.03×10-4m2 D= =0.084m d=0.707D=0.06m 將這些直徑按GB/T2348-2001圓整成就近標準值得： D=0.09m、d=0.07m 由此求得液壓缸兩腔的實際有效面積為A1=πD2/4=63.59×10-4m2，A2=π(D2-d2)/4=25.13×10-4m2。經(jīng)驗算，活塞桿的強度和穩(wěn)定性均符合要求。 根據(jù)上述D和d的值，可估算出液壓缸在各個工作階段中的壓力、流量和功率，如表4所示。 表2-4 液壓缸在不同工作階段的壓力、流量和功率值 工況 推力 F0/N 回油腔壓力 p2/MPa 進油腔壓力 p1/MPa 輸入流量 q×10-3/m3/s 輸入功率 P/KW 計算公式 快進 啟動 980 — 0.22 — — 加速 868.33 p1+Δp 0.39 — — 恒速 735 p1+Δp 0.47 0.35 0.23 工進1 工進2 13735 8235 0.25 0.16 1.61 0.96 0.33×10-2 0.21×10-2 0.014 0.008 快退 啟動 980 — 0.25 — — 加速 868.33 0.28 0.82 — — 恒速 735 0.36 0.93 0.32 0.42 注：1. Δp為液壓缸差動連接時，回油口到進油口之間的壓力損失，取Δp=0.5MPa。 2． 快退時，液壓缸有桿腔進油，壓力為p1，無桿腔回油，壓力為p2。 2.5 設計液壓系統(tǒng)方案和擬定液壓系統(tǒng)原理圖 2.5.1 設計液壓系統(tǒng)方案 由于該機床是固定式機械，且不存在外負載對系統(tǒng)作功的工況，這臺機床液壓系統(tǒng)的功率小，滑臺運動速度低，工作負載變化小。該液壓系統(tǒng)以采用節(jié)流調(diào)速方式和開式循環(huán)為宜?，F(xiàn)采用進油路節(jié)流調(diào)速回路，為解決孔鉆通時滑臺突然前沖的問題，回油路上要設置背壓閥。 快進加快退所需的時間t1和工進所需的時間t2分別為 : =(60*200/3.2*1000+60*305/3.2*1000)s=9.47s =（60*100/1000*0.09+60*5/1000*0.04）=74.2s 亦即是/≈8.0。因此從提高系統(tǒng)效率，節(jié)省能量的角度來看，采用單個定量液壓泵作為油源顯然是不適合的，而宜采用大，小兩個液壓泵自動兩級并聯(lián)供油的油源方案（圖2-2a）. 圖2a) 圖2b) 圖2c) a)液壓源 b)換向回路 c)速度換接回路 圖2-2 油源及液壓回路的選擇 2.5.2 選擇基本回路 由于不存在負載對系統(tǒng)作功的工況，也不存在負載制動過程，故不需要設置平衡制動回路。但必須具有快速運動，換向、速度換接以及調(diào)壓，卸荷等回路。 1. 選擇快速運動和換向回路 中小型組合機床的液壓系統(tǒng)中，進給速度的控制一般采用節(jié)流閥或調(diào)速閥。根據(jù)組合機床工作時對低速性能和速度負載特性都有一定的要求，決定采用限壓式變量泵和調(diào)速閥組成的容積節(jié)流調(diào)速。容積節(jié)流調(diào)速回路采用壓力補償型變量泵供油，用流量控制閥調(diào)節(jié)進入或流出液壓缸的流量來調(diào)節(jié)其運動速度，并使變量泵的輸油量自動地與液壓缸所需流量相適應。這種調(diào)速回路沒有溢流損失、效率較高、發(fā)熱小和速度剛性好的特點，并且調(diào)速閥裝在回油路上，具有承受負切削力的能力。系統(tǒng)中采用節(jié)流調(diào)速回路后，不論采用何種油源形式都必須有單獨的油路直接通向液壓缸兩腔，以實現(xiàn)快速運動。在本系統(tǒng)中，快進，快退換向回路應采用圖(2-2b)所示的形式。 2. 選擇速度換接回路 當滑臺快進轉(zhuǎn)為工進時，輸入液壓缸的流量由11.21L/min降至0.3L/min,滑臺的速度變化較大，可選用行程閥來控制速度的換接，以減小液壓沖擊（見圖2-2c）。當滑臺由工進轉(zhuǎn)為快退時，回路中通過的流量很大-------進油路中通過13.02L/min,回油路中通過13.02*(78.54/40.06)L/min=26.492L/min。為了保證換向平穩(wěn)起見，宜采用換向時間可調(diào)的點也換向閥式換接回路（見圖2-2b）。由于這一回路還要實現(xiàn)液壓缸的差動連接，所以換向閥必須是五通的。 3. 選擇調(diào)壓和卸荷回路 油源中有溢流閥（見圖2-2a），調(diào)定系統(tǒng)工作壓力，因此調(diào)壓問題已在油源中解決，無需另外再設置調(diào)壓回路。而且，系統(tǒng)采用進油節(jié)流調(diào)速，故溢流閥常開，即時滑臺卡主，系統(tǒng)壓力也不會超過溢流閥的調(diào)定值，所以又起安全作用。 在圖2-2a中所示的雙液壓泵自動兩級供油的油源中設有卸荷閥，當滑臺工進和停止時，低壓，大流量液壓泵都可經(jīng)此閥卸荷。由于工進在整個工作循環(huán)周期中占了絕大部分時間，且高壓，小流量液壓泵的功率較小，故可以認為卸荷問題已基本解決，就不需要再設置卸荷回路。 2.5.3 將液壓回路綜合成液壓系統(tǒng) 把上面現(xiàn)出的各種液壓回路組合畫在一起，就可以得到一張液壓系統(tǒng)原理圖（不包括點畫線圓框內(nèi)的元件）。將此圖自習檢查一遍，可以發(fā)現(xiàn)，該圖所示系統(tǒng)的工作中還存在問題。為了防止干擾，簡化系統(tǒng)并使其功能更加完善，必須對系統(tǒng)進行如下修正： 1） 為了解決防滑臺工進時圖中進，回油路相互接通，系統(tǒng)無法建立壓力的問題，必須在換回回路中串接一個單向閥，將進，回油路隔斷。 2） 為了解決滑臺快進時回油路接通郵箱，無法實現(xiàn)液壓缸差動連接的問題，必須在回油路上串接一個液控順序閥。這樣，滑臺快進時因負載較小而系統(tǒng)壓力較低，使閥關閉，便組織了油液返回油箱。 3） 為了解決機床停止工作后回路中的油液流向油箱，導致空氣進入系統(tǒng)，影響回臺運動平穩(wěn)性的問題，必須在電液換向閥的回油口增設一個單向閥。 4） 為了在滑臺工進后系統(tǒng)能自動發(fā)出快退信號，須在調(diào)速閥輸出端增設一個壓力繼電器。 5） 若將順序閥和背壓閥的位置對調(diào)一下，就可以將順序閥與油源處的卸荷閥合并，從而省去一個閥。 經(jīng)過修改，整理后的液壓系統(tǒng)原理如圖3所示。 14 13 12 11 10 9 8 7 6 5 4 3 2 1 1- 雙葉片液壓泵 2-三位五通電液閥 3-行程閥4-調(diào)速閥 5-單向閥 6-單向閥7-順序閥 8-背壓閥9-溢流閥 10-單向閥 11-過濾器 12-壓力表節(jié)接點 13-單向閥 14-壓力繼電器 圖2-3 整理后的液壓系統(tǒng)原理框圖 2.6 計算和選擇液壓元件 2.6.1 液壓泵 液壓缸在整個工作循環(huán)中的最大工作壓力為3.25MPa，如取進油路上的壓力損失為0.8MPa，為使壓力繼電器能可靠地工作，取其調(diào)整壓力高出系統(tǒng)最大工作壓力0.5MPa，則小流量液壓泵的最大工作壓力應為Pp1=(3.25+0.8+0.5)MPa=4.55Mpa。 大流量液壓泵在快進，快速運動時才向液壓缸輸油，快退時液壓缸的工作壓力比快進時大，如取進油路上的壓力損失為0.5MPa（因為此時進油不經(jīng)調(diào)速閥故壓力損失減小），則大流量液壓泵的最高工作壓力為Pp2=(1.7+0.5)=MPa=2.2Mpa。 兩個液壓泵應向液壓缸提供的最大流量為25.66L/min,因系統(tǒng)較簡單，取泄露指數(shù)=1.05,則2個液壓泵的實際流量為： =1.05*13.47L/min=14.1435L/min。 由于溢流閥的最小穩(wěn)定溢流量為3L/min，而工進時輸入液壓缸的流量為0.26L/min，由小流量液壓泵單獨供油，所以小液壓泵的流量規(guī)格最少應為3.2L/min。 根據(jù)以上壓力和流量的數(shù)值查閱產(chǎn)品樣本，最后確定選取PV2R12-6/26型雙聯(lián)葉片液壓泵，其小液壓泵和大液壓泵的排量分別為6mL/r和26mL/r，當液壓泵的轉(zhuǎn)速=940r/min時該液壓泵的理論流量為31.96L/min，若取液壓泵的容積效率=0.9，則液壓泵的實際輸出流量為： =[(6+26)*940*0.9/1000]L/min=27.1L/min。 由于液壓缸在快退時輸入功率最大，這時液壓泵工作壓力位2.2MPa，流量為27.1L/min。取液壓泵的總效率ηp=0.75,則液壓泵驅(qū)動電動機所需的功率為:P= =2.2*27.1/60*0.75=1.2KW 根據(jù)此數(shù)值查閱電動機產(chǎn)品樣本選取Y100L—6型電動機，其額定功率Pn=1.5KW，額定轉(zhuǎn)速Nn=940r/min。 2.6.2 閥類元件及輔助元件 根據(jù)閥類及輔助元件所在油路的最大工作壓力和通過該元件的最大實際流量，可選出這些液壓元件的型號及規(guī)格見表5。表中序號與圖3的元件標號相同。 表2-5 元件的型號及規(guī)格 2.6.3 油管 各元件間連接管道的規(guī)格按液壓元件接口處的尺寸決定，液壓缸進，出油管則按輸入，排出的最大流量計算。由于液壓泵選定之后液壓缸在各個工作階段的進，出流量已與原定數(shù)值不同，所以重新計算如表6所示。 由上表可以看出，液壓缸在各個工作階段的實際運動速度符合設計要求。根據(jù)表6中數(shù)值，按表7取油液在壓油管的流速V=3m/s,液壓缸無桿腔及有桿腔相連的油管內(nèi)徑分別為： d=2*=2* mm =19.71mm； d=2* mm =13.85mm 這兩根油管都按GB/T2351——2005選用內(nèi)徑φ15mm，外徑φ18mm的冷拔無縫鋼管。 表2-6 液壓缸的進出流量 快 進 工 進（總） 快 退 輸入流量/L? =()/(-) =50.21 =0.265 ==25.6 輸出流量/L? =()/ =25.6 =()/ =0.13 =()/ =50.20 運動速度/L? =/(-) =5.59 =/ =0.025 =/ =5.96 表2-7 允許流速推薦值 管道 推薦流速/(m/s) 吸油管道 0. 5～1.5，一般取1以下 壓油管道 3～6，壓力高，管道短，粘度小取大值 回油管道 1. 5～3 2.6.4 油箱 油箱容積估算，取經(jīng)驗數(shù)據(jù)ζ=7，故其容積為： V=ζ=7*25.6L=179.2L 按照GB/T7938——1999規(guī)定，取最靠近的標準值V=200L。 2.7 本章小結(jié) 1.系統(tǒng)采用了“雙聯(lián)液壓泵-調(diào)速閥-被壓閥”式調(diào)速回路。它保證液壓缸穩(wěn)定的低速運動，較好的速度剛性和較大的調(diào)速范圍?；赜吐飞霞颖粔洪y防止空氣進入系統(tǒng)，并能使滑臺承受負向負載。 2.系統(tǒng)采用了雙葉片液壓泵和液壓缸差動鏈接兩項措施來實現(xiàn)塊進，可得到較大的快進速度，且能量利用也比較合理?；_停止運動時，采用了單向閥，被壓閥，溢流閥等來使液壓泵在低壓時卸荷，既減少能量損失，又控制油路保持一定的壓力，以保證下一工作循環(huán)的順利啟動。 3.系統(tǒng)采用了行程閥和順序閥等實現(xiàn)快進與工進的換接，不僅簡化了油路和電路，而且使動作可靠，轉(zhuǎn)換的位置精度也比較高，由于速度比較低，采用了閥體切換和調(diào)速閥串聯(lián)回路，既保證了必要的轉(zhuǎn)換精度，又使油路的布局比較簡單，靈活。定位準確，重復精度高。 4.采用了電液閥來切換主油路，使滑臺的換向更加平穩(wěn)，沖擊和噪聲小。同時，電液換向閥的五通結(jié)構(gòu)使滑臺進和退時分別從兩條油路回油，這樣滑臺快退時，系統(tǒng)沒有被壓，也減少了壓力損失。 總之，這個液壓系統(tǒng)設計比較合理，它使用的元件不多，但卻能完成較為復雜的半自動工作循環(huán)，且性能良好。 第3章 驗算液壓系統(tǒng)性能 3.1 驗算系統(tǒng)壓力損失 由于系統(tǒng)管路布置尚未確定，所以只能估算系統(tǒng)壓力損失。估算時，首先確定管道內(nèi)液體的流動狀態(tài)，然后計算各種工況下總的壓力損失?，F(xiàn)取進、回油管道長為l=2m，油液的運動粘度取=1′10-4m2/s，油液的密度取r=0.9174′103kg/m3。 (1) 判斷流動狀態(tài) 在快進、工進和快退三種工況下，進、回油管路中所通過的流量以快退時回油流量q2=60L/min為最大，此時，油液流動的雷諾數(shù) 639 10 1 10 20 60 10 60 4 4 4 3 3 e = ′ ′ ′ ′ ′ ′ ′ = = = - - - p n p n u d q d R 也為最大。因為最大的雷諾數(shù)小于臨界雷諾數(shù)（2000），故可推出：各工況下的進、回油路中的油液的流動狀態(tài)全為層流。 (2) 計算系統(tǒng)壓力損失 將層流流動狀態(tài)沿程阻力系數(shù) 和油液在管道內(nèi)流速 同時代入沿程壓力損失計算公式，并將已知數(shù)據(jù)代入后，得 可見，沿程壓力損失的大小與流量成正比，這是由層流流動所決定的。 在管道結(jié)構(gòu)尚未確定的情況下，管道的局部壓力損失?pζ常按下式作經(jīng)驗計算 各工況下的閥類元件的局部壓力損失可根據(jù)下式計算 其中的Dpn由產(chǎn)品樣本查出?；_在快進、工進和快退工況下的壓力損失計算如下： 1．快進 滑臺快進時，液壓缸通過電液換向閥差動連接。在進油路上，油液通過單向閥10、電液換向閥2，然后與液壓缸有桿腔的回油匯合通過行程閥3進入無桿腔。在進油路上，壓力損失分別為 在回油路上，壓力損失分別為 將回油路上的壓力損失折算到進油路上去，便得出差動快速運動時的總的壓力損失 2．工進 滑臺工進時，在進油路上，油液通過電液換向閥2、調(diào)速閥4進入液壓缸無桿腔，在調(diào)速閥4處的壓力損失為0.5MPa。在回油路上，油液通過電液換向閥2、背壓閥8和大流量泵的卸荷油液一起經(jīng)液控順序閥7返回油箱，在背壓閥8處的壓力損失為0.6MPa。若忽略管路的沿程壓力損失和局部壓力損失，則在進油路上總的壓力損失為 此值略小于估計值。 在回油路上總的壓力損失為 該值即為液壓缸的回油腔壓力p2=0.66MPa，可見此值與初算時選取的背壓值基本相符。 重新計算液壓缸的工作壓力為 考慮到壓力繼電器的可靠動作要求壓差Dpe=0.5MPa，則小流量泵的工作壓力為 此值與估算值基本相符，是調(diào)整溢流閥10的調(diào)整壓力的主要參考數(shù)據(jù)。 3．快退 滑臺快退時，在進油路上，油液通過單向閥10、電液換向閥2進入液壓缸有桿腔。在回油路上，油液通過單向閥5、電液換向閥2和單向閥13返回油箱。在進油路上總的壓力損失為 此值遠小于估計值，因此液壓泵的驅(qū)動電動機的功率是足夠的。 在回油路上總的壓力損失為 大流量泵的工作壓力為 此值是調(diào)整液控順序閥7的調(diào)整壓力的主要參考數(shù)據(jù)。 3.2 驗算系統(tǒng)發(fā)熱與溫升 由于工進在整個工作循環(huán)中占96%，所以系統(tǒng)的發(fā)熱與溫升可按工進工況來計算。在工進時，大流量泵經(jīng)液控順序閥7卸荷，其出口壓力即為油液通過液控順序閥的壓力損失 MPa 0514 . 0 MPa 63 1 . 26 3 . 0 2 2 n n 2 p = ÷ ? ? ? è ? ′ = ÷ ÷ ? ? ? ? è ? D = D = q q p p p 液壓系統(tǒng)的總輸入功率即為液壓泵的輸入功率 Pr =506.4 W 液壓系統(tǒng)輸出的有效功率即為液壓缸輸出的有效功率 由此可計算出系統(tǒng)的發(fā)熱功率為 ( ) W 7 . 478 7 . 27 4 . 506 c r = - = - = P P H 按式計算工進時系統(tǒng)中的油液溫升，即 △T = 14°C 其中傳熱系數(shù)K=15 W/（m2·°C）。 設環(huán)境溫T2=25°C，則熱平衡溫度為 T1 = T2 + △T ≤55 °C 油溫在允許范圍內(nèi)，油箱散熱面積符合要求，不必設置冷卻器。 結(jié) 論 制造業(yè)是一個國家或地區(qū)經(jīng)濟發(fā)展的重要支柱，其發(fā)展水平標志著該國家或地區(qū)的經(jīng)濟實力、科技水平、生活水準和國防實力。而制造業(yè)的生產(chǎn)能力主要取決于制造裝備——機床的先進程度。 本課題開發(fā)研制的臥式鉆孔組合機床的液壓系統(tǒng)，用于加工變速箱體孔。在開發(fā)過程中，針對加工過程中存在的難點進行了攻關。在鉆床的設計上采取了一系列的措施，保證了被加工孔的加工精度。主要完成了以下工作： 設計的臥式鉆孔組合機床液壓系統(tǒng)，保證了加工孔的生產(chǎn)質(zhì)量，提高了加工效率，且該機床夾具調(diào)整靈活，降低了生產(chǎn)成本，縮短了生產(chǎn)制造周期。 本課題基于使設計出的組合機床液壓系統(tǒng)簡單、使用方便、效率高、質(zhì)量好提出的要求，合適地確定機床工序集中程度，合理地選擇組合機床的通用部件，設計的液壓系統(tǒng)原理圖和液壓元件的選擇是本次設計的主要內(nèi)容。具體的工作就是通過負載和運動分析，得出執(zhí)行元件參數(shù)，設計出系統(tǒng)原理圖，合理選用液壓元件。 當然，本項課題還有許多值得完善的地方，比如設計過程中很多公式和數(shù)據(jù)均由查閱資料所得，與生產(chǎn)實際必然有沖突的地方，但這些問題通過改進設計、完善工藝、現(xiàn)場的不斷實踐、總結(jié)，必將會得到進步的提高。 致 謝 本課題是在導師親切關懷和悉心指導下完成的，導師以淵博的學識和嚴謹?shù)闹螌W態(tài)度，為學生開拓了研究視野，豐富了專業(yè)知識。先生謙遜無私的高尚品質(zhì)、樸實真誠的做人原則和一絲不茍的敬業(yè)精神，對學生將永遠的鞭策。在我畢業(yè)設計期間，老師在學習、生活上都給予了我極大的關懷和鼓勵。從論文選題到最后論文的撰寫，老師都做了悉心的指導，并提出了許多寶貴的建議。藉此完成之際，借此機會謹向尊敬的李欣老師致以最衷心的感謝! 感謝論文中參考的參考文獻的作者；對于提供論文中隱含的上述提及的支持者以及研究思想和設想的支持者表示感謝。 感謝我的同學和朋友的支持和幫助！ 在求學期間，我的親屬和朋友對我給予了無微不至的關懷，對此，我也表示深深的感謝！ 詳情請看最后一頁 參考文獻 [1].何慶編著.《機械制造專業(yè)畢業(yè)設計指導與范例》. 化學工業(yè)出版社，2008 [2].大連組合機床研究所編.《組合機床設計參考圖冊》.北京：機械工業(yè)出版社，1975 [3].李家寶編.《夾具設計》.機械工業(yè)出版社，1961 [4].沈陽工業(yè)大學，大連鐵道學院等編.《組合機床設計》.1985.09 [5].謝家瀛主編.《組合機床設計簡明手冊》.機械工業(yè)出版社， 1994 [6].路永明，武漢民編.《新編機械設計手冊》.石油大學出版社，1990 [7].《金屬機械加工工藝人員手冊》.上?？茖W技術出版社，1981 [8].趙如福主編.《機械加工工藝人員手冊》.上?？萍汲霭嫔纾?990 [9].艾興，肖詩綱編.《切削用量簡明手冊》.機械工業(yè)出版社， 1985 [10].大連組合機床研究所編.《組合機床設計》.北京機械工業(yè)出版社，1975 [11].金鈴，劉玉光等編著.《畫法幾何及機械制圖》.黑龍江人民出版社， 2003 [12].唐宗軍主編.《機械制造基礎》.機械工業(yè)出版社，2008 [13].東北重型機械學院等編.《機床夾具設計手冊》.上海：上?？萍汲霭嫔?，1988 [14].王世清主編.《深孔加工技術》.2003.10 [15].王峻.《20世紀深孔加工技術的興衰及新突破》.《機械管理開發(fā)》.總第79期.2004.08 [16].吳昊川.《深孔加工關鍵技術在實際生產(chǎn)中的研究與應用》.2010年第20卷第4期 [17].李益民．《機械制造工藝設計簡明手冊》[M]．北京：機械工業(yè)出版社，1998 [18].王積偉.《液壓傳動》（第二版).機械工業(yè)出版社，2007-4-1 [19].E.G.Hoffman．JIGS AND FIXTURE DESIGN[M]．London，1990 [20].L.Zhu.The reseach of the deep-hole strong honing titanium alloy. 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