設計一臺雙面鉆通孔臥式組合機床液壓進給系統(tǒng)及液壓夾具裝置

1、題目:設計一臺雙面鉆通孔臥式組合機床液壓進給系統(tǒng)及液壓夾具裝置.機床的工作循環(huán)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(xù)工進左動力部件停止,右動力部件快退右動力部件停止工件松開.工件加緊力為8000N,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(shù)分別為0.2，0.1。目錄第一章 工況分析及液壓原理圖的擬定31.1工況分析3工作負載的計算

2、3運動分析41.2液壓系統(tǒng)原理圖61.3液壓系統(tǒng)工作原理分析6第二章 液壓缸的分析計算72.1液壓缸工作壓力的選定7液壓缸內(nèi)徑及活塞桿直徑的計算8液壓缸工作缸內(nèi)徑的計算82.1.4 確定活塞桿直徑82.1.5 活塞桿穩(wěn)定性校核82.2計算液壓缸工作階段的最大流量92.2.1 各階段功率計算92.2.2 各階段的壓力計算92.3液壓缸的主要尺寸的設計計算9液壓缸主要尺寸的確定9液壓缸壁厚和外徑的計算92.4液壓缸工作行程的確定11缸蓋厚度的確定11最小導向長度的確定12缸體長度的確定12液壓缸的結(jié)構(gòu)設計132.5缸筒與缸蓋的連接形式13活塞13缸筒14排氣裝置14緩沖裝置142.6定位缸的計算1

3、52.7 夾緊缸的計算15第三章 確定液壓泵規(guī)格和電動機功率及型號16第四章 液壓系統(tǒng)的性能驗算18第五章 結(jié) 束 語21參 考 文 獻22第一章 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：根據(jù)以上計算結(jié)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19602177.8加速13971552.2快進9801088.9工進1598017755.6反向啟動19602177.8加速+ 13971552.2快退9801088.91.1.2運動分析按設備要求，把執(zhí)行原件在完成一個循環(huán)時的運動規(guī)律用圖表示出來，即速度

4、圖1.2液壓系統(tǒng)原理圖1.3液壓系統(tǒng)工作原理分析（1）定位、夾緊按下啟動按鈕，壓力油經(jīng)過濾器和雙聯(lián)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(diào)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(xiàn)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(xiàn)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(fā)出信號，使電磁換向閥3YA、5YA得電，由于液壓缸差動連接，實現(xiàn)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

5、現(xiàn)同時工進。（4）左動力部件快退，右動力部件繼續(xù)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(xiàn)快退，而右動力部件工進行程為80mm，所以繼續(xù)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(xù)工進，壓下行程開關SQ3促使電磁換向閥4YA失電，6YA得電，實現(xiàn)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(diào)定壓力大于液壓缸9的最大返

6、回壓力，兩液壓缸則按和的順序返回，實現(xiàn)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(fā)出信號，使電磁換向閥2YA失電，實現(xiàn)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(nóng)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(chuàng)拉床系統(tǒng)壓力（MPa）0.81352881010162032由以上兩個表格可選擇液壓缸的工作壓力為3MPa2.1.2液壓缸內(nèi)徑及活塞桿直徑的計算2.1.3液壓缸工

7、作缸內(nèi)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2.1.4 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50.242.1.5 活塞桿穩(wěn)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(jié)果可知，mm，滿住穩(wěn)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=10-45/60=4.1910-4m3/s=25.14L/minq工進=A1V快進=50.2410-40.2/60=

8、1.6710-560/10-3m3/s=1.002L/minq快退=A2V快退=37.6810-45/60=3.1410-4m3/s=18.84L/min2.2.1 各階段功率計算2.2.2 各階段的壓力計算2.3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(shù)計算與設計中工作液壓缸的內(nèi)徑D=80mm，活塞桿直徑d=40mm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(jié)構(gòu)中最薄處的厚度。承受內(nèi)壓力的圓筒，其內(nèi)應力分布規(guī)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(nèi)徑之比小于0.1時，稱為薄壁

9、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(nèi)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：=（10001100） 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(tǒng)中，缸體壁厚的強度是次要的，缸體壁厚一般由結(jié)構(gòu)，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(nèi)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

10、該系統(tǒng)為中低壓液壓系統(tǒng)，所以不必對缸體最薄處壁厚強度進行校核。缸體的外徑為： 2.4液壓缸工作行程的確定液壓缸的工作行程長度，可根據(jù)執(zhí)行機構(gòu)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(shù)（GB2349-80） (mm)25508010012516020025032040050063080010001250160020002500320040004063901101401802202803604505507009001100140018002200280039002402603003403804204805306006507508509501050120013001500170019

11、0021002400260030003800根據(jù)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(jù)右缸快進和工進行程（80+100）mm，選擇右邊液壓缸工作行程為200mm。2.4.1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(tǒng)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(nèi)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：2.4.2最小導

12、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(wěn)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應滿足以下要求： 式中：L-液壓缸的最大行程D-液壓缸的內(nèi)徑 圖3-1液壓缸的導向長度2.4.3缸體長度的確定液壓缸的缸體內(nèi)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(nèi)徑的2030倍,即在本系統(tǒng)中缸體長度不大于16002400mm,現(xiàn)取左缸體長度為208mm，右缸體長度為250mm。2.4.4液壓缸

13、的結(jié)構(gòu)設計液壓缸主要尺寸確定以后，就進行各部分的結(jié)構(gòu)設計。主要包括：缸筒與缸蓋的連接結(jié)構(gòu)、活塞桿與活塞的連接結(jié)構(gòu)、活塞桿導向部分結(jié)構(gòu)、密封裝置、緩沖裝置、排氣裝置、及液壓缸的安裝連接結(jié)構(gòu)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(huán)連接、內(nèi)半環(huán)連接、外螺紋連接、拉桿連接、焊接、鋼絲連接等。該系統(tǒng)為中低壓液壓系統(tǒng)，缸體材料為鑄鋼，液壓缸與缸蓋可采用外半環(huán)連接，該連接方式具有結(jié)構(gòu)簡單加工裝配方便等特點。2.5.1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(jié)構(gòu)形式，其次還有活塞與活塞

14、桿的連接、活塞材料、活塞尺寸及加工公差等。(1)活塞的結(jié)構(gòu)形式活塞的結(jié)構(gòu)形式分為整體活塞和組合活塞，根據(jù)密封裝置形式來選用活塞結(jié)構(gòu)形式，查參考文獻活塞及活塞桿的密封圈使用參數(shù)，該系統(tǒng)液壓缸中可采用O形圈密封。所以，活塞的結(jié)構(gòu)形式可選用整體活塞，整體活塞在活塞四周上開溝槽，結(jié)構(gòu)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(jié)構(gòu)分整體式結(jié)構(gòu)和組合式結(jié)構(gòu)，組合式結(jié)構(gòu)又分為螺紋連接、半環(huán)連接和錐銷連接。該系統(tǒng)中采用螺紋連接，該連接方式結(jié)構(gòu)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

15、統(tǒng)為中低壓液壓系統(tǒng)(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： G GB/T3452.1-92，具體說明從略。（4）活塞材料因為該系統(tǒng)中活塞采用整體活塞，無導向環(huán)結(jié)構(gòu)，參考文獻所以活塞材料可選用HT200HT300或球墨鑄鐵，結(jié)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=(0.61.0)D,缸筒內(nèi)徑為80mm,現(xiàn)取B=0.680=48,活塞的外徑采用f9,外徑對內(nèi)孔的同軸度公差不大于0.02mm,活塞的內(nèi)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(nèi)孔

16、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(jié)構(gòu)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(jié)合該系統(tǒng)中液壓缸的參數(shù)、用途和毛坯的來源等，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1.3mm，缸體的材料選用鑄鋼，查參考文獻，缸體內(nèi)徑可選用H8、H9或H10配合，現(xiàn)選用H9配合，內(nèi)徑的表面粗糙度因為活塞選用O形圈密封取為0.3，且需珩磨，缸筒內(nèi)徑的圓度和圓柱度可選取8級或9級精度，缸筒端面

17、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1153.55 G GB/T3452.1-1992。2.5.3排氣裝置排氣裝置用于排除液壓缸內(nèi)的空氣，使其工作穩(wěn)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(diào)試前排除液壓缸內(nèi)的空氣，對于運動速度穩(wěn)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(jié)構(gòu)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。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

18、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(fā)出的噪聲。因為該液壓系統(tǒng)速度換接平穩(wěn)，運動速度為5m/min37.68L/minDBD-1314,19背壓閥14.4EJX63-10116三位四通電磁換向閥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(diào)速閥114.4DBD-61（1） 油管 油管內(nèi)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(nèi)徑為18mm，外徑為20mm的紫銅管。（2） 油箱 油箱容積根據(jù)液壓泵的流

19、量計算，取其體積V=(57)qp 即V=280L.第四章 液壓系統(tǒng)的性能驗算4.1壓力損失及調(diào)定壓力的確定根據(jù)計算工進時的管道內(nèi)的油液流動速度約為0.2m/s，通過的流量為1.002L/min。數(shù)值較小，主要壓力損失為調(diào)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(1) 沿程壓力損失 首先要判斷管中的流態(tài)，設系統(tǒng)采用N32液壓油。室溫為時， 所以有：，管中為層流，則阻力損失系數(shù)，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(jié)構(gòu)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(jīng)的閥的額定流量為63L/min,疊加閥10mm通經(jīng)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(diào)定值雙聯(lián)泵系統(tǒng)中卸荷閥的調(diào)定值應該滿足工進的要求，保證雙聯(lián)泵同時向系統(tǒng)供油，因而卸荷閥的調(diào)定值應略大于快進時泵的供油壓力 卸荷閥的調(diào)定壓力應取3.7Mpa為宜，溢流閥的調(diào)定壓力應大于卸荷閥調(diào)定