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1、目錄 1緒論 3 1.1組合機床的設計任務 3 1.2分析液壓傳動的優(yōu)缺點 3 1.3 液壓傳動系統(tǒng)的機械部分設計 4 2設計的技術(shù)要求和設計參數(shù) 6 2.1設計參數(shù)的確定 6 3工況分析 8 3.1 確定執(zhí)行元件 8 3.2 分析系統(tǒng)工況 8 3.2.1工作負載 8 3.2.2慣性負載 8 3.2.3阻力負載 8 3.3 確定系統(tǒng)主要參數(shù) 9 3.3.1 初選液壓缸工作壓力 9 3.3.2 確定液壓缸主要尺寸 9 3.3.3 計算最大流量需求 11 3.4 擬定液壓系統(tǒng)原理圖 12 3.4.1 速度控制回路的選擇 12 3.4.2 換向和速度換接回路的選

2、擇 13 3.4.3 油源的選擇和能耗控制 14 3.4.4 壓力控制回路的選擇 16 3.5 液壓元件的選擇 17 3.5.1 確定液壓泵和電機規(guī)格 17 3.5.2 閥類元件和輔助元件的選擇 19 3.5.3 油管的選擇 21 3.5.4 油箱的設計 22 3.6 液壓系統(tǒng)性能的驗算 24 3.6.1驗算系統(tǒng)壓力損失并確定壓力閥的調(diào)整值 24 3.6.2油液溫升驗算 26 總結(jié) 28 致謝 29 參考文獻 30 摘 要 鉆鏜兩用組合機床液壓系統(tǒng)控制設計，其實是對兩刀具的進給系統(tǒng)進行設計。當專用夾具對特殊工件裝夾定位好后，工件的旋轉(zhuǎn)運動、刀具縱向進給運

3、動，完成對工件鉆孔、擴孔的加工。進給運動由液壓系統(tǒng)控制，縱向液壓缸控制兩刀具快進-工進-快退的工況，橫向液壓缸控制兩刀具的選擇。根據(jù)組合機床液壓系統(tǒng)的設計任務和工況分析，擬定液壓系統(tǒng)原理圖，計算和選擇液壓元件。所設計進給系統(tǒng)對調(diào)速范圍、低速穩(wěn)定性有一定要求，因此速度控制是該機床要解決的主要問題。速度的換接、穩(wěn)定性和調(diào)節(jié)是該機床液壓系統(tǒng)設計的核心。此外，與所有液壓系統(tǒng)的設計要求一樣，該組合機床液壓系統(tǒng)應盡可能結(jié)構(gòu)簡單，成本低，節(jié)約能源，工作可靠。 關(guān)鍵詞：進給系統(tǒng)；液壓系統(tǒng)原理圖；計算和選擇液壓元件 1緒論 1.1組合機床的設計任務 組合機床是以通用部件為基礎(chǔ)，配以按工件特定外形和加工

4、工藝設計的專用部件和夾具而組成的半自動或自動專用機床。此次設計的機床用于對工件從鉆孔、擴孔高精度孔加工液壓系統(tǒng)設計。工件裝夾采用專用夾具，刀具的調(diào)整采用大小拖板，拖板由兩個液壓缸控制：橫向液壓缸控制兩刀具的調(diào)整；縱向液壓缸控制兩刀具進給運動。工作循環(huán)是，麻花鉆快進-工進-快退-橫向液壓缸調(diào)整擴孔鉆后快進-工進-快退-橫向液壓缸再調(diào)整好麻花鉆，等待下一個工作循環(huán)。 液壓系統(tǒng)在組合機床上主要是用于實現(xiàn)工作臺的直線運動，具體結(jié)構(gòu)如圖1 （a） （b） 圖1 組合機床 根據(jù)組合機床液壓系統(tǒng)的設計任務

5、和工況分析，所設計機床對調(diào)速范圍、低速穩(wěn)定性有一定要求，因此速度控制是該機床要解決的主要問題。速度的換接、穩(wěn)定性和調(diào)節(jié)是該機床液壓系統(tǒng)設計的核心。此外，與所有液壓系統(tǒng)的設計要求一樣，該組合機床液壓系統(tǒng)應盡可能結(jié)構(gòu)簡單，成本低，節(jié)約能源，工作可靠 1.2分析液壓傳動的優(yōu)缺點 液壓與氣壓傳動相對于機械傳動來一門新興技術(shù)。現(xiàn)今，采用液壓傳動的程度已成為衡量一個國家工業(yè)化發(fā)展水平重要標志之一。如今發(fā)達國家生產(chǎn)的95%的工程機械、90%的數(shù)控加工中心、95%以上的自動生產(chǎn)線都采用了液壓傳動。皆因液壓傳動擁有無與倫比的優(yōu)點： （1） 體積小，重量輕，結(jié)構(gòu)緊湊。 （2） 運動比較平穩(wěn)，能在

6、低速下穩(wěn)定運動，易于實現(xiàn)快速啟動、制動和頻繁換向。 （3） 可在大范圍內(nèi)實現(xiàn)無級調(diào)速。 （4） 容易實現(xiàn)自動化，操縱方便。 （5） 易于實現(xiàn)過載保護且液壓件能自行潤滑，因此使用壽命較長。 （6） 由于液壓元件已實現(xiàn)了標準化、系列化和通用化，所以液壓系統(tǒng)的設計、制造、使用都比較方便。 但液壓傳動仍具有很多缺點： （7） 液壓傳動不能保證嚴格的傳動比。 （8） 液壓傳動在工作過程中常有較多的能量損失。 （9） 液壓傳動對油溫的變化比較敏感，它的工作穩(wěn)定性容易受到溫度變化的影響，因此不宜在溫度變化很大的環(huán)境中工作。 （10） 為了減少泄漏，液壓元件在制造精度上的要求比較

7、高，因此其造價較高，且對油液的污染比較敏感。 （11） 液壓傳動出現(xiàn)故障的原因較復雜，而且查找困難。 1.3 液壓傳動系統(tǒng)的機械部分設計 液壓傳動系統(tǒng)的機械部分設計是液壓機械設計的一部分，它是根據(jù)主機對液壓系統(tǒng)提出的要求，綜合運用液壓元件和液壓回路基本知識的基礎(chǔ)上進行的。應從實際出發(fā)，吸取國內(nèi)外先進的液壓技術(shù)，力求設計出結(jié)構(gòu)簡單、效率高、質(zhì)量好的液壓傳動裝置。液壓系統(tǒng)設計的步驟大體如下： （1）明確設計要求； （2）進行工況分析與初步確定系統(tǒng)的主要參數(shù)； （3）擬定液壓系統(tǒng)原理圖； （4）計算和選擇液壓元件； （5）估算液壓系統(tǒng)性能； （6）繪制工作圖和編寫技術(shù)文件。 在

8、以上的設計步驟中，前5項屬于性能設計，它們相互影響、相互滲透；最后一項屬于結(jié)構(gòu)設計，進行時須先查明液壓元件的結(jié)構(gòu)和配置形式，仔細查閱有關(guān)產(chǎn)品樣本、設計手冊和資料。 2 設計的技術(shù)要求和設計參數(shù) 2.1設計參數(shù)的確定 根據(jù)工件材料查閱機械加工工藝手冊，得出鉆孔的較合適的 表面切削速度為 從而計算出主軸的轉(zhuǎn)速為 （2—1） 由加工直徑查閱工藝手冊， 得出加工每轉(zhuǎn)進給量為 從而計算出鉆削缸的軸向進給速度為 根據(jù)切削原理得出鉆削力計算公式為 扭矩：.

9、 （2—2） 軸向力： （2—3） 查閱機械設計手冊得 故計算出在本工藝條件下的最大鉆削扭矩及最大鉆削軸向力為 計算鉆削缸受力。鉆削缸所受軸向力等于鉆削軸向力加動力頭的重量，應等于3200N。 系統(tǒng)設計參數(shù)如表1所示，動力滑臺采用平面導軌，其靜、動摩擦系數(shù)分別為fs = 0.2、fd = 0.1。 表1 設計參數(shù) 參 數(shù) 數(shù) 值 切削阻力（N） 2946 滑臺自重 (N) 250 快進、快退速度(m/min) 4.5 工進速度(mm/min) 20~120 最大

10、行程(mm) 400 工進行程(mm) 180 啟動換向時間（s） 0.05 液壓缸機械效率 0.9 31 3工況分析 3.1 確定執(zhí)行元件 金屬切削機床的工作特點要求液壓系統(tǒng)完成的主要是直線運動，因此液壓系統(tǒng)的執(zhí)行元件確定為液壓缸。 3.2 分析系統(tǒng)工況 在對液壓系統(tǒng)進行工況分析時，本設計實例只考慮組合機床動力滑臺所受到的工作負載、慣性負載和機械摩擦阻力負載，其他負載可忽略。 3.2.1工作負載FW 工作負載是在工作過程中由于機器特定的工作情況而產(chǎn)生的負載，對于金屬切削機床液壓系統(tǒng)來說，沿液壓缸軸線方向的切削力即為工作負載，即 FW=2946N

11、 3.2.2慣性負載 最大慣性負載取決于移動部件的質(zhì)量和最大加速度，其中最大加速度可通過工作臺最大移動速度和加速時間進行計算。已知啟動換向時間為0.05s，工作臺最大移動速度，即快進、快退速度為4.5m/min，因此慣性負載 (3-1) 3.2.3阻力負載 阻力負載主要是工作臺的機械摩擦阻力，分為靜摩擦阻力和動摩擦阻力兩部分。 靜摩擦阻力0.2250=50N 動摩擦阻力0.1250=25N 根據(jù)上述負載力計算結(jié)果，可得出液壓缸在各個工況下所受到的負載力和液壓缸所需推力情況，如表2所示。 表2 液壓缸在各工作階段的負載（單位：N） 工況 負載組成

12、 負載值F 液壓缸推力=F/ 起動 = 50 N 55.5N 加速 =+ 93N 103.4N 快進 = 50N 55.5 N 工進 =+ 2996N 3328.9N 反向起動 = 50 N 55.5 N 加速 =+ 93 N 103.4N 快退 = 50N 55.5N 注：此處未考慮滑臺上的顛覆力矩的影響。 3.3 確定系統(tǒng)主要參數(shù) 3.3.1 初選液壓缸工作壓力 所設計的大拖板在工進時負載最大，其值為3200N，其它工況時的負載都相對較低，參考表11-2按照負載大小或按照液壓系統(tǒng)應用場合來選擇工作壓力的方法，初選橫向液壓缸的

13、工作壓力為p1=0.63MPa。 3.3.2 確定液壓缸主要尺寸 由于工作進給速度與快速運動速度差別較大，且快進、快退速度要求相等，從降低總流量需求考慮，應確定采用單桿雙作用液壓缸的差動連接方式。通常利用差動液壓缸活塞桿較粗、可以在活塞桿中設置通油孔的有利條件，最好采用活塞桿固定，而液壓缸缸體隨滑臺運動的常用典型安裝形式。這種情況下，應把液壓缸設計成無桿腔工作面積是有桿腔工作面積兩倍的形式，即活塞桿直徑d與缸筒直徑D呈d = 0.707D的關(guān)系。 工進過程中，當孔被鉆通時，由于負載突然消失，液壓缸有可能會發(fā)生前沖的現(xiàn)象，因此液壓缸的回油腔應設置一定的背壓(通過設置背壓閥的方式)，選取此背

14、壓值為p2=0.3MPa。 快進時液壓缸雖然作差動連接（即有桿腔與無桿腔均與液壓泵的來油連接），但連接管路中不可避免地存在著壓降，且有桿腔的壓力必須大于無桿腔，估算時取0.3MPa。快退時回油腔中也是有背壓的，這時選取被壓值=0.4MPa。 工進時液壓缸的推力計算公式為 式中：F ——負載力 hm——液壓缸機械效率 A1——液壓缸無桿腔的有效作用面積 A2——液壓缸有桿腔的有效作用面積 p1——液壓缸無桿腔壓力 p2——液壓有無桿腔壓力 因此，根據(jù)已知參數(shù)，液壓缸無桿腔的有

15、效作用面積可計算為 液壓缸缸筒直徑為 （3—2 由于有前述差動液壓缸缸筒和活塞桿直徑之間的關(guān)系，d = 0.707D，因此活塞桿直徑為d=0.70797.07=68.62mm，根據(jù)GB/T2348—1993對液壓缸缸筒內(nèi)徑尺寸和液壓缸活塞桿外徑尺寸的規(guī)定，圓整后取液壓缸缸筒直徑為D=100mm，活塞桿直徑為d=70mm。 此時液壓缸兩腔的實際有效面積分別為： m2 工作進給采用調(diào)速閥調(diào)速，查產(chǎn)品樣本，調(diào)速閥最小穩(wěn)定流量= ，工進速度，則： 能滿足低速穩(wěn)定性要求。 3.3.3 計算最大流量需求 大拖板在快進過程中，液壓缸采用差動連接，

16、此時系統(tǒng)所需要的流量為 q快進 =（A1-A2）v1=17.325L/min 大拖板在快退過程中所需要的流量為 q快退 =A2v2=18L/min 大拖板在工進過程中所需要的流量為 q工進 =A1v1=0.157~0.942L/min 其中最大流量為快進流量為18L/min。 根據(jù)上述液壓缸直徑及流量計算結(jié)果，進一步計算液壓缸在各個工作階段中的壓力、流量和功率值，如表3所示。 表3 各工況下的主要參數(shù)值 工況 推力F’/N 回油腔壓力P2/MPa 進油腔壓力P1/MPa 輸入流量q/L.min-1 輸入功率P/Kw 計算公式 快進 啟動 55.5

17、 0 0.326 —— —— q=(A1-A2)v1 P=p1q、p2=p1+Δp 加速 103.4 0 1.82 —— —— 恒速 2778 1.5 1.00 22.59 0.5 工進 3328.9 0.224 0．724 0.157~0.942 0.088~0.529 P1=(F‘+p2A2)/A1 q=A1v2、P=p1q 快退 起動 55.5 0 1.24 —— —— P1=(F‘+p2A1)/A2 q=A2v3 P=p1q 加速 103.4 0.6 1.55 —— —— 恒速 2778 0.6

18、 1.89 20.16 0.635 把表3中計算結(jié)果繪制成工況圖，如圖4所示。 3.4 擬定液壓系統(tǒng)原理圖 根據(jù)組合機床液壓系統(tǒng)的設計任務和工況分析，所設計機床對調(diào)速范圍、低速穩(wěn)定性有一定要求，因此速度控制是該機床要解決的主要問題。速度的換接、穩(wěn)定性和調(diào)節(jié)是該機床液壓系統(tǒng)設計的核心。此外，與所有液壓系統(tǒng)的設計要求一樣，該組合機床液壓系統(tǒng)應盡可能結(jié)構(gòu)簡單，成本低，節(jié)約能源，工作可靠。 3.4.1 速度控制回路的選擇 工況圖4表明，所設計組合機床液壓系統(tǒng)在整個工作循環(huán)過程中所需要的功率較小，系統(tǒng)的效率和發(fā)熱問題并不突出，因此考慮采用節(jié)流調(diào)速回路即可。雖然節(jié)流調(diào)速回路效率低，但適

19、合于小功率場合，而且結(jié)構(gòu)簡單、成本低。該機床的進給運動要求有較好的低速穩(wěn)定性和速度-負載特性，因此有三種速度控制方案可以選擇，即進口節(jié)流調(diào)速、出口節(jié)流調(diào)速、限壓式變量泵加調(diào)速閥的容積節(jié)流調(diào)速。鉆鏜加工屬于連續(xù)切削加工，加工過程中切削力變化不大，因此鉆削過程中負載變化不大，采用節(jié)流閥的節(jié)流調(diào)速回路即可。但由于在鉆頭鉆入鑄件表面及孔被鉆通時的瞬間，存在負載突變的可能，因此考慮在工作進給過程中采用具有壓差補償?shù)倪M口調(diào)速閥的調(diào)速方式，且在回油路上設置背壓閥。由于選定了節(jié)流調(diào)速方案，所以油路采用開式循環(huán)回路，以提高散熱效率，防止油液溫升過高。 3.4.2 換向和速度換接回路的選擇 所設計多軸鉆床液壓

20、系統(tǒng)對換向平穩(wěn)性的要求不高，流量不大，壓力不高，所以選用價格較低的電磁換向閥控制換向回路即可。當橫向液壓缸調(diào)整好刀具時，縱向液壓缸實現(xiàn)從快進、工進、快退的換向，快進時采用差動連接，選用二位三通電磁換向閥。快退時選用三位四通電磁換向閥。由前述計算可知，當工作臺從快進轉(zhuǎn)為工進時，進入液壓缸的流量由17.325 L/min降為0.157~0.942 L/min，可選二位三通電磁換向閥來進行速度換接，以減少速度換接過程中的液壓沖擊，如圖5所示。由于工作壓力較低，控制閥均用普通滑閥式結(jié)構(gòu)即可。由工進轉(zhuǎn)為快退時，在回路上并聯(lián)了一個單向閥以實現(xiàn)速度換接。為了控制軸向加工尺寸，提高換向位置精度，采用行程開關(guān)加

21、電磁閥進行控制。 a.速度換接回路 b..換向回路 圖5 換向和速度切換回路的選擇 3.4.3 油源的選擇和能耗控制 表3表明，本設計多軸鉆床液壓系統(tǒng)的供油工況主要為快進、快退時的低壓大流量供油和工進時的高壓小流量供油兩種工況，若采用單個定量泵供油，顯然系統(tǒng)的功率損失大、效率低。在液壓系統(tǒng)的流量、方向和壓力等關(guān)鍵參數(shù)確定后，還要考慮能耗控制，用盡量少的能量來完成系統(tǒng)的動作要求，以達到節(jié)能和降低生產(chǎn)成本的目的。 在圖4工況圖的一個工作循環(huán)內(nèi)，液壓缸在快進和快退行程中要求油源以低壓大流量供油，工進行程中油源以

22、高壓小流量供油。其中最大流量與最小流量之比，而快進和快退所需的時間與工進所需的時間分別為： 上述數(shù)據(jù)表明，在一個工作循環(huán)中，液壓油源在大部分時間都處于高壓小流量供油狀態(tài)，只有小部分時間工作在低壓大流量供油狀態(tài)。從提高系統(tǒng)效率、節(jié)省能量角度來看，如果選用單個定量泵作為整個系統(tǒng)的油源，液壓系統(tǒng)會長時間處于大流量溢流狀態(tài)，從而造成能量的大量損失，這樣的設計顯然是不合理的。但系統(tǒng)需要兩個液壓缸，縱向液壓缸控制進給；橫向液壓缸控制刀具的調(diào)整，當?shù)毒咴跈M向液壓缸作用下調(diào)整好后，縱向液壓缸從起始位置從快進、工進、快退，的工況，橫向液壓缸所需的液壓力較少，橫向液壓缸固定在小拖板上，拖板的重力為1

23、00N，啟動時只需以一定的速度調(diào)整就行，但難控制。必須啟動穩(wěn)定，換向平穩(wěn)?？紤]到后面需要用電氣進行控制方便，所以仍采用單個泵供油。在橫向液壓管路上安裝減壓閥對橫向液壓缸的壓力控制，在泵的出口處安裝溢流閥對系統(tǒng)流量控制加上選用限壓式變量泵對輸出液壓壓力進行控制，液壓能達到系統(tǒng)要求。如圖6所示 圖6油原的輸出 3.4.4 壓力控制回路的選擇 由于系統(tǒng)采用單泵對兩個液壓缸進行供油，用溢流閥調(diào)整泵出口處的液壓壓力，為了先讓橫向液壓缸調(diào)整好刀具后縱向液壓缸才進給，在縱向液壓缸回路上設置順序閥，由于橫向液壓缸所需壓力較小，必須在橫向液壓回路上減壓故需用減壓閥。為了便于觀察和調(diào)整壓力，在

24、液壓泵的出口處、背壓閥和液壓缸無桿腔進口處設測壓點。 將上述所選定的液壓回路進行整理歸并，并根據(jù)需要作必要的修改和調(diào)整，最后畫出液壓系統(tǒng)原理圖如圖7所示。 為了解決橫向液壓缸調(diào)整刀具時順序閥控制液壓缸順序，但在縱向液壓缸卸荷時必須用單向閥與順序閥并聯(lián)，保證縱向液壓缸快退。為實現(xiàn)工進時速度調(diào)節(jié)，速度從差動連接轉(zhuǎn)換為用調(diào)速閥調(diào)速的工進速度需用二位三通閥進行換向，但在快退時為了保證快退速度必須調(diào)速閥與單向閥并聯(lián)。 工進過程中，當孔被鉆通時，由于負載突然消失，液壓缸有可能會發(fā)生前沖的現(xiàn)象，因此液壓缸的回油腔應設置一定的背壓(通過設置背壓閥的方式)，選取此背壓值為p2=0.3MPa。 在進油路上

25、設有壓力表開關(guān)和壓力表，鉆孔行程終點定位精度不高，采用行行程開關(guān)與電磁閥配合控制即可。 圖7 液壓系統(tǒng)原理圖 3.5 液壓元件的選擇 本設計所使用液壓元件均為標準液壓元件，因此只需確定各液壓元件的主要參數(shù)和規(guī)格，然后根據(jù)現(xiàn)有的液壓元件產(chǎn)品進行選擇即可。 3.5.1 確定液壓泵和電機規(guī)格 （1）計算液壓泵的最大工作壓力 由于本設計采用單泵供油方式，根據(jù)圖4液壓系統(tǒng)的工況圖，橫向液壓缸只需很小的工作壓力，而縱向液壓缸在工進時工作壓力最大，因此只需計算出縱向液壓缸所需的最大壓力即可。 根據(jù)液壓泵的最大工作壓力計算方法，液壓泵的最大工作壓力可表示為液壓缸最大工作壓力與液壓泵

26、到液壓缸之間壓力損失之和。 對于調(diào)速閥進口節(jié)流調(diào)速回路，選取進油路上的總壓力損失，則小流量泵的最高工作壓力可估算為 （2）計算總流量 3表明，在整個工作循環(huán)過程中，液壓油源向縱向液壓缸提供的最大流量出現(xiàn)在快退工作階段，為18L/min，若整個回路中總的泄漏量按液壓缸輸入流量的10%計算，則液壓油源所需提供的總流量為： L/min 工作進給

27、時，液壓缸所需流量約為0.157~0.942 L/min，但由于要考慮溢流閥的最小穩(wěn)定溢流量2L/min，故泵的供油量最少應為2.157~2.942 L/min。橫向液壓缸由于只是控制轉(zhuǎn)刀與鏜刀的換向與定位需要的力更小，當然流量也更小。所以選用液壓泵供油時，泵必須也能夠變量適應系統(tǒng)的需求。根據(jù)上面的計算再上網(wǎng)或查閱有關(guān)樣本，選用限壓式變量葉片泵，變量原理是改變偏心距的大小和方向來實現(xiàn)。輸出流量隨工作壓力的變化而變化。主要參數(shù)是： 泵的排量：每個密封工作腔一次排油量應是其最大容積與最小容積之差。 式中 -最大容積； -最小容積。 若考慮葉片所占體積的影響時，則

28、泵的近似排量為 式中 D-定子內(nèi)表面直徑，D=2r； e-偏心距； b-葉片寬度。 （3）．電機的選擇 由于液壓缸在快退時輸入功率最大，這時液壓泵工作壓力為2.05MPa，流量為27.072L/min。取泵的總效率，則液壓泵驅(qū)動電動機所需的功率為： 根據(jù)上述功率計算數(shù)據(jù)，此系統(tǒng)選取Y100L-6型電動機，其額定功率，額定轉(zhuǎn)速。 3.5.2 閥類元件和輔助元件的選擇 圖7液壓系統(tǒng)原理圖中包括調(diào)速閥、換向閥、單項閥等閥類元件以及濾油器、空氣濾清器等輔助元件。 （1）．閥類元件的選擇 根據(jù)上述流量及壓力計算結(jié)果，對圖7初步擬定的液壓系

29、統(tǒng)原理圖中各種閥類元件及輔助元件進行選擇。其中調(diào)速閥的選擇應考慮使調(diào)速閥的最小穩(wěn)定流量應小于液壓缸工進所需流量。通過圖7中2個單向閥的額定流量是相同的，因此最好選用相同規(guī)格的單向閥。 圖7中溢流閥2、背壓閥9和順序閥10的選擇可根據(jù)調(diào)定壓力和流經(jīng)閥的額定流量來選擇閥的型式和規(guī)格，其中溢流閥2的作用是調(diào)定工作進給過程中小流量液壓泵的供油壓力，因此該閥應選擇先導式溢流閥，連接在大流量液壓泵出口處的順序閥10用于使大流量液壓泵卸荷，因此應選擇外控式。背壓閥9的作用是實現(xiàn)液壓缸快進和工進的切換，同時在工進過程中做背壓閥，因此采用內(nèi)控式順序閥。最后本設計所選擇方案如表5所示，表中給出了各種液壓閥的型號

30、及技術(shù)參數(shù)。 表5 閥類元件的選擇 序號 元件名稱 通過的最大流量q/L/min 規(guī)格 型號 額定流量qn/L/min 額定壓力Pn/MPa 額定壓降?Pn/MPa 1 限壓式變量葉片泵 19.8 PV2R12-6/26 - - — 2 三位四通電磁換向閥 19.8 35DY—E10B 80 16 <0.5 3 二位三通電磁換向閥 60 AXQF-E10B 63 16 <0.3 4 二位二通手動換向閥 <1 AXQF-E10B 0.07~50 16 — 5 溢流閥 60 AXQF-E10B

31、 63 16 0.2 6 背壓閥 25 AF3-Ea10B 63 16 0.2 7 順序閥 22 YF3—E10B 63 16 0.3 8 三位四通電磁換向閥 0.3 YF3—E10B 63 16 — 9 減壓閥 5.1 YF3—E10B 63 16 — 10 單向閥 26 AF3-Ea10B 63 16 0.2 11 濾油器 30 XU—6380-J 36 16 0.02 12 壓力表 — KF3-E3B — — — 13 調(diào)速閥 60 AF3-Ea10B 63 1

32、6 0.2 （2）．過濾器的選擇 按照過濾器的流量至少是液壓泵總流量的兩倍的原則，取過濾器的流量為泵流量的2.5倍。由于所設計組合機床液壓系統(tǒng)為普通的液壓傳動系統(tǒng)，對油液的過濾精度要求不高，故有 因此系統(tǒng)選取通用型WU系列網(wǎng)式吸油過濾器，參數(shù)如表6所示。 表6 通用型WU系列網(wǎng)式吸油中過濾器參數(shù) 型號 通徑 mm 公稱流量 過濾精度 尺寸 M（d） H D WU—100100-J 32 100 100 153 — （3）．空氣濾清器的選擇 按照空氣濾清器的流量至少為液壓泵額定流量2倍的原則，即有 選用EF系列

33、液壓空氣濾清器，其主要參數(shù)如表7所示。 表7 液壓空氣濾清器 參數(shù) 型號 過濾注油口徑 mm 注油流量 L/min 空氣流量 L/min 油過濾面積 L/min A mm B mm a mm b mm c mm 四只螺釘均布 mm 空氣過濾精度 mm 油過濾精度 m E-32 32 14 105 120 100 50 47 59 64 M58 0.279 125 注：液壓油過濾精度可以根據(jù)用戶的要求進行調(diào)節(jié)。 3.5.3 油管的選擇 圖7中

34、各元件間連接管道的規(guī)格可根據(jù)元件接口處尺寸來決定，液壓缸進、出油管的規(guī)格可按照輸入、排出油液的最大流量進行計算。由于液壓泵具體選定之后液壓缸在各個階段的進、出流量已與原定數(shù)值不同，所以應對液壓缸進油和出油連接管路重新進行計算，如表8所示。 表8 液壓缸的進、出油流量和運動速度 流量、速度 快進 工進 快退 輸入流量 排出流量 運動速度 根據(jù)表8中數(shù)值，當油液在壓力管中流速取3m/s時，可算得與液壓缸無桿腔和有桿腔相連的油管內(nèi)徑分別為： ，取標準值18mm； ，取標準值15mm。 因此與液壓缸相連的兩根油管可以按照

35、標準選用公稱通徑為和的無縫鋼管或高壓軟管。如果液壓缸采用缸筒固定式，則兩根連接管采用無縫鋼管連接在液壓缸缸筒上即可。如果液壓缸采用活塞桿固定式，則與液壓缸相連的兩根油管可以采用無縫鋼管連接在液壓缸活塞桿上或采用高壓軟管連接在缸筒上。 3.5.4 油箱的設計 （1）．油箱長寬高的確定 油箱的主要用途是貯存油液，同時也起到散熱的作用，參考相關(guān)文獻及設計資料，油箱的設計可先根據(jù)液壓泵的額定流量按照經(jīng)驗計算方法計算油箱的體積，然后再根據(jù)散熱要求對油箱的容積進行校核。 油箱中能夠容納的油液容積按JB/T7938—1999標準估算，取時，求得其容積為 按JB/T7938—1999規(guī)定，取標準

36、值V=250L。 如果取油箱內(nèi)長l1、寬w1、高h1比例為3：2：1，可得長為：=1107mm，寬=738mm，高為=369mm。 對于分離式油箱采用普通鋼板焊接即可，鋼板的厚度分別為：油箱箱壁厚3mm，箱底厚度5mm，因為箱蓋上需要安裝其他液壓元件，因此箱蓋厚度取為10mm。為了易于散熱和便于對油箱進行搬移及維護保養(yǎng)，取箱底離地的距離為160mm。因此，油箱基體的總長總寬總高為： 長為： 寬為： 高為： 為了更好的清洗油箱，取油箱底面傾斜角度為。 （2）．隔板尺寸的確定 為起到消除氣泡和使油液中雜質(zhì)有效沉淀的作用，油箱中應采用隔板把油箱分成兩部分。根據(jù)經(jīng)驗，隔板

37、高度取為箱內(nèi)油面高度的，根據(jù)上述計算結(jié)果，隔板的高度應為： 隔板的厚度與箱壁厚度相同，取為3mm。 （3）．各種油管的尺寸 油箱上回油管直徑可根據(jù)前述液壓缸進、出油管直徑進行選取，上述油管的最大內(nèi)徑為20mm，外徑取為28mm。泄漏油管的尺寸遠小于回油管尺寸，可按照各順序閥或液壓泵等元件上泄漏油口的尺寸進行選取。油箱上吸油管的尺寸可根據(jù)液壓泵流量和管中允許的最大流速進行計算。 取吸油管中油液的流速為1m/s。可得： 液壓泵的吸油管徑應盡可能選擇較大的尺寸，以防止液壓泵內(nèi)氣穴的發(fā)生。因此根據(jù)上述數(shù)據(jù)，按照標準取公稱直徑為d=32mm，外徑為42mm。 3.6 液壓

38、系統(tǒng)性能的驗算 3.6.1驗算系統(tǒng)壓力損失并確定壓力閥的調(diào)整值 由于系統(tǒng)的管道布置尚未具體確定，整個系統(tǒng)的壓力損失無法全面估算，故只能先按式估算閥類元件的壓力損失，待設計好管路布局圖后，加上管路的延程損失和布局損失即可。但對于中小型液壓系統(tǒng)。管路的壓力損失甚微，可以不予考慮。壓力損失的驗算應按一個工作循環(huán)中不同階段分別進行。 （1）快進 滑臺快進時，液壓缸通過電液換向閥差動連接。由表7和表8可知，進油路上油液通過單向閥10的流量是22L/min，通過電液換向閥2的流量是27.072L/min，然后與液壓缸有桿腔的回油匯合，以流量51.23L/min通過行程閥3并進入無桿腔。由此進油路

39、上的總壓降為： 此值不大，不會使壓力閥開啟，幫能確保兩個泵的流量全部進入液壓缸。 在回油路上，液壓缸有桿腔中的油液通過電液換向閥2和單向閥6的流量都是24.14L/min，然后與液壓泵的供油合并，經(jīng)行程閥3流入無桿腔。由此可算出快進時有桿腔壓力與無桿腔壓力之差。 此值小于原估計值0.5MPa(見表3)，所以是安全的。 （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

40、0.5MPa。通過順序閥7的流量為（0.24+22）=22.24L/min，因此這時液壓缸回油腔的壓力為： 可見，此值略大于原估計值0.8MPa。故可按表3中公式重新計算工進時液壓缸進油腔壓力，即 此值與表3中數(shù)值 2.77 MPa相近。 考慮到壓力繼電器的可靠動作要求壓差Dpe=0.5MPa，故溢流閥9的調(diào)壓應為： （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。在進油路上總的壓降為 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。 在回油路上總的壓降為

41、 此值與表7的數(shù)值基本相符，故不必重算。 所以，快退時液壓泵的最大工作壓力應為 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)。 3.6.2油液溫升驗算 由于工進在整個工作循環(huán)中占95%，所以系統(tǒng)的發(fā)熱與溫升可按工進工況來計算。 液壓系統(tǒng)的總輸入功率即為液壓泵的輸入功率 由此可計算出系統(tǒng)的發(fā)熱功率為 按式計算工進時系統(tǒng)中的油液溫升，即 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。 4液壓傳動系統(tǒng)的電氣控制設計 總結(jié) 在設計的當初，由于自身水平的限制，可能有些東西未考慮周全。但我希望設計出的東西即經(jīng)濟又適用，我會不斷總結(jié)，使系

42、統(tǒng)更加成熟。我的指導老師恰逢做這方面的科研，我又在液壓實驗室老師的指導下學習過，在設計時我翻閱很多書籍、資料。在大學期間，我平時接觸的機床大多是液壓控制的，因此對機床比較熟悉；加之我曾選學機械設計方面的課程，對設計也懂點。因此能較好收集資料。所設計的液壓系統(tǒng)需經(jīng)過進一步驗證，本設計中負載很難掌握。有麻花鉆的切削力，橫向液壓缸對刀具的調(diào)整力，擴孔鉆的切削力。其中縱向進給力由縱向液壓缸控制，對速度的換接、穩(wěn)定性和調(diào)節(jié)要求嚴格，需選用好速度控制回路、換向和速度換接回路。橫向液壓缸工作在低壓下，只需工作時定位可靠?？v向液壓缸既有高壓小流量又有低壓大流量，而且麻花鉆與擴孔鉆工進時力不同。在起始時，應掌握

43、好數(shù)據(jù)，因為它們相互影響、相互滲透。而后經(jīng)過計算選好元件，組裝系統(tǒng)。 致謝 時光飛逝，不知不覺大學生活已接近尾聲，三年的努力與付出，隨著本次論文的完成，將要畫上完美的句號。 這次論文的設計在老師的悉心指導和嚴格要求下以完成，從選題到具體的寫作過程，設計初稿和最終的定稿無不凝聚著陽老師的心血和汗水，在我的畢業(yè)設計，陽老師以及其它老師為我提供了種種專業(yè)知識上的指導和一些富有創(chuàng)造性的建議，老師一絲不茍的作風，嚴謹求實的態(tài)度使我深受感動，沒有這樣的幫助和關(guān)懷和熏陶，我不會這么順利的完成畢業(yè)設計，在這再次表示深深的感謝和崇高的敬意！ 在設計的過程中，我參考了有關(guān)的書籍和論文，在這里一并

44、向有關(guān)作者表示謝意。 在臨近畢業(yè)之際，我還要借此機會向在大學期間給予我諸多教誨和幫助的老師表示由衷的謝意，感謝他們?nèi)陙淼男量嘣耘唷２⒆W院越辦越好! 參考文獻 [1] 王積偉 《液壓傳動》 機械工業(yè)出版社，2006年12月第二版 [2] 成大先 《機械設計手冊第五分冊》 機械工業(yè)出版社，2010年1月第五版 [3] 張利平 《液壓站設計與使用》 海洋出版社，2004年2月 [4] 陳啟松 《液壓傳動雨控制手冊》【M】 上海：上?？萍技夹g(shù)出版社，2006 [5] 馬文星 《液壓傳動理論與設計》【M】北京：化學工業(yè)出版社，2004 [6] 周士昌 《液壓系統(tǒng)設計圖集》【M】 北京：機械工業(yè)出版社，2003