臥式雙面多軸組合鉆床液壓系統(tǒng)的設計--畢業(yè)設計.doc

I 畢畢業(yè)業(yè)設設計計 論文題目 論文題目 臥式雙面多軸組合鉆床液壓系統(tǒng)的設計 此設計還有以下資料 有需要的朋友下載了文檔后留下你的郵箱 方便我傳給你 此設計還有以下資料 有需要的朋友下載了文檔后留下你的郵箱 方便我傳給你 緒論 1 II 第 1 章 方案分析及液壓原理圖的擬定 2 1 1 引言 2 1 2 液壓系統(tǒng)的工作要求 2 1 3 計算液壓缸外負載 繪制工作循環(huán)圖 3 1 4 擬定液壓系統(tǒng)方案 繪制液壓系統(tǒng)原理圖 4 1 4 1 選擇液壓回路 4 1 4 2 繪制液壓系統(tǒng)圖 8 1 4 3 該系統(tǒng)工作原理分析 8 第 2 章 元件參數計算與選擇 10 2 1 確定液壓缸的主要參數 10 2 1 1 初選液壓缸的工作壓力 10 2 1 2 確定液壓缸的主要結構參數 10 2 2 計算液壓缸的工作壓力 流量和功率 10 2 2 1 計算液壓缸的工作壓力 10 2 2 2 計算液壓缸的輸入功率 11 2 3 選擇液壓泵 11 2 4 選擇液壓閥 12 2 5 液壓閥調整參數的確定 13 2 5 1 流量閥的調整 13 2 5 2 壓力閥的調整 14 2 5 3 對其它閥的壓力調整 15 2 5 4 選擇輔助元件 16 2 6 液壓系統(tǒng)性能的驗算 16 第 3 章 液壓油缸的結構設計 17 3 1 引言 17 3 2 液壓缸的主要尺寸的設計計算 17 3 2 1 液壓缸主要尺寸的確定 17 3 2 2 液壓缸壁厚和外徑的計算 17 3 2 3 液壓缸工作行程的確定 18 3 2 4 缸蓋厚度的確定 18 III 3 2 5 最小導向長度的確定 19 3 2 6 缸體長度的確定 20 3 3 液壓缸的結構設計 20 3 3 1 缸筒與缸蓋的連接形式 20 3 3 2 活塞 20 3 3 3 缸筒 22 3 3 4 排氣裝置 23 3 3 5 緩沖裝置 23 3 3 6 后缸蓋 24 3 3 7 前缸蓋及與活塞桿的密封 防塵 25 3 3 8 活塞桿 25 結束語 26 致謝 28 參考文獻 29 附錄 30 1 摘 要 組合機床是由通用部件和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 它能完成鉆 鏜 銑 刮端面 倒角 攻螺紋 等加工和工件的轉位 定 位 夾緊 輸送等動作 通用部件按功能可分為動力部件 支承部件 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 臥式雙面組合多軸組合鉆床的液壓系統(tǒng)是用來控制液壓動力滑臺的 通過動力 滑臺來實現(xiàn)組合機床的各個動作從而完成工件的加工 液壓系統(tǒng)中有四個液壓缸 其中兩個為工作進給缸 兩個為定位 夾緊缸 該系統(tǒng)中采用標準液壓動力滑臺 HY40A 1 自動化程度高 定位 夾緊均有液壓系統(tǒng)實現(xiàn) 進行工作進給的左右 滑臺也可同時實現(xiàn)工作循環(huán) 關鍵詞 組合機床 高效率 自動化 動力滑臺 液壓系統(tǒng) 2 ABSTRACTABSTRACT Is a combination of machine parts from GM and some components for the composition of the high efficiency and high degree of automation for machine tools It completed drilling boring milling scraping end Chamfer Tapping and other parts of the processing and transfer positioning clamping transportation and other movements GM components and functional components can be divided into force supporting parts transmission parts components and accessories control five categories Dynamic combination of machine parts for the provision of the main movement and the movement of feed components Main driving force for me cutting head and power slider Horizontal drilling double combination of multi axis combination of the hydraulic system is used to control the hydraulic power slider sliding through the driving force to achieve Taiwan s machine tool combination of the various actions to complete the processing of the workpiece There are four hydraulic system in the hydraulic cylinders two of them work for the feed cylinder two for positioning clamping cylinder The system used in standard hydraulic power slider HY40A 1 a high degree of automation positioning clamping have hydraulic systems to work into the slip around Taiwan can also realize the work cycle Key Words Combination of machine tools high efficiency automation power slider the hydraulic system 3 緒論緒論 液壓技術是現(xiàn)代機械工程的基本技術構成和現(xiàn)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(fā)展 液壓技術也得到了很大的發(fā)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(yè)中 液壓技 術也得到了普遍的應用 當前液壓技術正向高壓 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(fā)展 同時 新型液壓元件的應用 液壓系 統(tǒng)的計算機輔助設計 計算機仿真和優(yōu)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(yè)化水平的重要標志之一 正確合理地設計與使用液壓系統(tǒng) 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(yè)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 我國機械工業(yè)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(fā)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(zhí)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(fā)展已經進 入了一個嶄新的歷史階段 臥式雙面多軸組合鉆床的液壓系統(tǒng)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(xiàn)自動工作循環(huán) 從而提高效率 隨著液壓技術的發(fā)展 它在機床上的應用必將不斷地得到擴大和完善 4 第第 1 1 章章 方案分析及液壓原理圖的擬定方案分析及液壓原理圖的擬定 1 11 1 引言引言 動力滑臺是組合機床用來實現(xiàn)進給運動的通用部件 配置動力頭和主軸箱后可 以對工件完成各種孔加工 端面加工等工序 液壓動力滑臺用液壓缸驅動 可實現(xiàn) 多種進給工作循環(huán) 對液壓動力滑臺液壓系統(tǒng)的性能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 系統(tǒng)效率高 發(fā)熱少 1 21 2 液壓系統(tǒng)的工作要求液壓系統(tǒng)的工作要求 為了能夠使機床工作平穩(wěn) 便于實現(xiàn)自動化和簡化設計制造過程 可采用標準 液壓動力滑臺 根據切削力與工作行程等情況 左右滑臺均選用 HY40A 1 型液壓動 力滑臺 左右滑臺 包括主軸動力箱等部件在內 重約 20 103N 滑臺的動作循環(huán) 為 快速前進接近工件 然后按工作進給速度鉆孔 由于被加工上有不通孔 故加 工到位碰擋鐵 以保證行程終點的精度 接著快速退回到原位 最后自動停止 左 右滑臺的動作循環(huán)如圖 1 1 所示 圖圖 1 11 1 液壓滑臺動作循環(huán)圖液壓滑臺動作循環(huán)圖 為了便于機床自動化和產生足夠的夾緊力 工件的定位夾緊也用液壓實現(xiàn) 而 工件的定位夾緊和動力滑臺的運動三者之間必須按照一定的順序進行 也就是說 應先定位 然后在夾緊 然后兩動力滑臺作自動循環(huán) 最后松開工件和退出定位銷 以便運輸帶裝入第二個工件 為了提高生產率 左右滑臺同時實現(xiàn)工作循環(huán) 這就要求系統(tǒng)能防止相互干擾 5 1 31 3 計算液壓缸外負載 繪制工作循環(huán)圖計算液壓缸外負載 繪制工作循環(huán)圖 液壓缸在工作過程各階段的負載為 啟動階段 F fSG 0 2 20 103 4000N 加速階段 F fdG 0 1 20 103 2850 342850N Gv gt 3 20 105 60 9 80 2 快進階段 F fdG 0 1 20 103 2000N 工進階段 總負載 工作負載 切削力 所以 F 2000 21600 23600N 快退階段 F fdG 0 1 20 103 2850 342850N Gv gt 3 20 105 60 9 80 2 液壓缸在各運動階段的負載情況如表 1 1 所示 表表 1 11 1 液壓缸負載液壓缸負載 左滑臺液壓缸右滑臺液壓缸 工況 負載 F N 推力 F N 負載 F N 推力 F N 啟動 4000444440004444 加速 2850316728503167 快進 2000222220002222 工進 23600262222360026222 快退 2850316728503167 注 表中取液壓缸的機械效率 0 9 繪制液壓缸負載 速度循環(huán)圖 左滑臺 如圖 1 2 所示 6 圖 1 2 液壓缸負載 速度循環(huán)圖 左滑臺 1 41 4 擬定液壓系統(tǒng)方案 繪制液壓系統(tǒng)原理圖擬定液壓系統(tǒng)方案 繪制液壓系統(tǒng)原理圖 1 4 11 4 1 選擇液壓回路選擇液壓回路 1 調速與速度換接回路 這臺機床的液壓滑臺工作進給速度低 傳遞功率也較小 很適宜選用節(jié)流調速 方式 由于鉆孔時切削力變化小 而且是正負載 同時為了保證切削過程速度穩(wěn)定 采用調速閥進口節(jié)流調速 為了增加液壓缸運行的穩(wěn)定性 在回油路設置背壓閥 分析液壓缸的 V L 曲線可知 滑臺由快進轉工進時 速度變化較大 選用行程閥換 接速度 以減小壓力沖擊 如圖 1 2 所示 7 圖圖 1 31 3 調速與速度換接回路調速與速度換接回路 考慮到該機床在工作進給時負載較大 速度較低 而在快進 快退時負載較小 速度較高 從節(jié)省能量 減少發(fā)熱考慮 泵源系統(tǒng)宜選用雙泵供油回路或變量泵供 油回路 由于左右滑臺在工作時要采用互不干擾回路 所以只能選用雙泵供油回路 小流量泵提供高壓油 供兩滑臺工作進給用 也供定位夾緊用 低壓大流量泵以實 現(xiàn)兩滑臺快速運動 為兩系統(tǒng) 左滑臺系統(tǒng)與右滑臺系統(tǒng) 工作互不干擾 小泵高 壓油分別經一節(jié)流閥進入各自系統(tǒng) 大泵低壓油分別經一單向閥進入各自系統(tǒng) 2 換向回路 此機床快進時采用液壓缸差動連接方式 使其快速往返運動 即快進 快退速 度基本相等 滑臺在由停止轉快進 工進完畢轉快退等換向中 速度變化較大 為 了保證換向平穩(wěn) 采用有電液換向閥的換向回路 由于液壓缸采用了差動連接 電 液換向閥宜采用三位五通閥 為了保證機床調整時可停在任意位置上 現(xiàn)采用中位 機能 O 型 快進時 液壓缸的油路差動連接 進油路與回油路串通 且又不允許經背壓閥 流回油箱 轉為工進后進油路與回油路則要隔開 回油則經背壓閥流回油箱 故須 在換向閥處 在進 回路連通的油路上增加一單向閥 在背壓閥后增加一液控順序 閥 其控制油與進入換向閥的壓力油連通 于是快進時液壓缸的回油被液控順序閥 切斷 快進空行程為低壓 此閥打不開 只有經單向閥與進油匯合 轉工進后 行 程閥斷路 由于調速閥的作用 系統(tǒng)壓力升高 液控順序閥打開 液壓缸的回油可 經背壓閥回油箱 與此同時 單向閥將回油路切斷 確保液壓系統(tǒng)形成高壓 以便 液壓缸正常工作 繪出該部分回路圖 如圖 1 3 所示 8 圖圖 1 41 4 換向回路換向回路 3 壓力控制回路 高壓小流量泵與低壓大流量泵各設一溢流閥調壓 工進時只有小流量泵供油 大流量泵則可卸荷 而小流量泵只是在工件加工完畢 輸送帶即將裝入第二個工件 之瞬刻 才處于不工作狀態(tài) 其間斷時間甚短 故不必讓其卸荷 繪出雙泵油源及 壓力控制回路圖 如圖 1 4 所示 4 定位 夾緊系統(tǒng)的減壓順序回路 定位 夾緊液壓缸的工作面積 行程均不大 完全可由高壓小流量泵對其單獨 供油 為了保證工件的定位夾緊安全可靠 其換向閥采用帶定位裝置的電磁閥 夾 緊壓力比系統(tǒng)低 且要求既穩(wěn)定 又可調 故采用減壓閥減壓 減壓閥后設置一單 向閥 這可增加夾緊的可靠性與安全性 先定位后夾緊的順序動作 由順序閥完成 為了使松開工件不受順序閥影響 使單向閥的順序閥并聯(lián) 繪出定位 夾緊系統(tǒng)部 分的回路圖 如圖 1 5 所示 9 圖圖 1 51 5 壓力控制回路壓力控制回路 圖圖 1 61 6 定位 夾緊系統(tǒng)部分的回路圖定位 夾緊系統(tǒng)部分的回路圖 5 行程終點的控制 由于機床需加工不通孔 工作部件對終點的位置精度有一定的要求 因此采用 死擋鐵停留 并可通過壓力繼電器發(fā)出換向信號 10 1 4 21 4 2 繪制液壓系統(tǒng)圖繪制液壓系統(tǒng)圖 將各回路圖合成 整個機床液壓系統(tǒng)原理圖就初步繪制了 再檢查并加以補充 完善 可繪制出正式的液壓系統(tǒng)原理圖 見附圖 系統(tǒng)圖中各電磁鐵及行程閥的動 作順序見表 1 2 所示 電磁鐵通電 行程閥壓下時 表中記 反之 記 號 表表 1 21 2 電磁鐵及行程閥的動作順序表電磁鐵及行程閥的動作順序表 電磁鐵行程閥 1YA2YA3YA4YA5YA1623 定位 夾緊 快進 工進 快退 松開工件 原位停止 1 4 31 4 3 該系統(tǒng)工作原理分析該系統(tǒng)工作原理分析 1 定位 夾緊 按下啟動按鈕 此時電液換向閥 13 20 處于中位 液壓油進入定位 夾緊回路 二位五通閥 26 的 5YA 得電 二位五通閥右位工作 又由于順序閥 28 的作用 完成 了先定位后夾緊的順序動作 油液流動路線為 定位 泵 2閥 24閥 25閥 26 5YA 得電 夾緊 泵 2閥 24閥 25閥 26 5YA 得電 閥 28 2 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 30 27 發(fā)出信號 使電液換向閥 13 20 的 1YA 3YA 得電 液壓缸差動連接 實現(xiàn)快進 油液流動路線為 泵 2閥 8閥 13閥 16閥 13閥 12閥 16 差動連接 3 工進 當動力滑臺快進至工件時 壓下行程閥 油液經調速閥 14 21 進入液壓缸 回 11 路內壓力增高 大流量泵卸荷 轉為工進 油液流動路線為 泵 2閥 9閥 13 閥 14閥 11閥 10油箱 4 快退 當動力滑臺工進至死擋鐵停留 回路內液壓油壓力升高到某一固定值時 壓力 繼電器 31 32 發(fā)出信號 使電液換向閥 2YA 4YA 得電 而 1YA 3YA 失電 實現(xiàn)快 退 油液流動路線為 泵 2閥 13閥 15閥 13油箱 5 松開工件 當壓力繼電器 31 32 發(fā)出信號快退時 電液換向閥 2YA 4YA 得電 1YA 3YA 失電 二位五通閥 26 的 5YA 失電 定位夾緊回路松開工件 12 第第 2 2 章章 元件參數計算與選擇元件參數計算與選擇 2 12 1 確定液壓缸的主要參數確定液壓缸的主要參數 2 1 12 1 1 初選液壓缸的工作壓力初選液壓缸的工作壓力 已知液壓缸負載值最大為 23600N 查參考文獻 1 表 9 3 9 4 并參考同類型組 合機床 取液壓缸工作壓力為 3 5 為中低壓液壓系統(tǒng) MPa 2 1 22 1 2 確定液壓缸的主要結構參數確定液壓缸的主要結構參數 由第 1 分析章可知液壓缸最大推力為工進階段時且為 26222N 則 D m 2 6 1079 9 105 314 3 2622244 p F 查參考文獻 3 表 2 4 液壓缸內徑尺寸系列 GB T2348 80 將以上計算值圓整 為標準直徑 取 D 100mm 為了實現(xiàn)快進速度與快退速度相等 采用差動連接 則 d 0 7D 所以 d 0 7D 0 7 100 70mm 同樣按參考文獻 3 表 2 5 活塞桿直徑系列 GB T2348 80 圓整成標準系列活塞桿直徑 取 d 70mm 由 D 100mm d 70mm 算出 液壓缸無桿腔有效作用面積為 A1 78 5mm2 有桿腔有效作用面積為 A2 40 1mm2 工進時采用調速閥 查產品樣本 調速閥最小穩(wěn)定流量 0 05 因最 minV q minl 小工進速度 0 025 則 故能滿足低速 min V minl 3 2 min 21 min 0 05 10 20 2 5 V q cmAA v 穩(wěn)定性要求 2 22 2 計算液壓缸的工作壓力 流量和功率計算液壓缸的工作壓力 流量和功率 2 2 12 2 1 計算液壓缸的工作壓力計算液壓缸的工作壓力 根據參考文獻 1 表 9 5 執(zhí)行元件背壓的估計值 本系統(tǒng)的背壓值估計可在 0 5 0 8范圍內選取 故暫定 工進時 0 8 快速運動時 MPa b PMPa 0 5 液壓缸在工作循環(huán)各階段的工作壓力 即可按參考文獻 1 式 9 10 b PMPa 式 9 11 和式 9 12 計算 差動快進階段 13 2 1 1212 b AF pp AAAA 46 44 222240 1 100 5 10 78 5401 10 78 540 1 10 aa Ppp 6 1 10 10 1 1 a Pp PMPa 工作進給階段 66 2 1 4 11 26222 0 8 103 75 103 75 78 5 10 baa AF ppppMPa AA 快速退回階段 4 6 2 1 44 21 316778 5 10 0 5 101 77 40 1 1040 1 10 baa AF pppMp AA 2 2 22 2 2 計算液壓缸的輸入功率計算液壓缸的輸入功率 快進階段 64 11 1 1 103 2 103520 352 V Pp qwkw 工進階段 64 11 3 75 100 1038 1049 050 05 V Pp qwkw 快退階段 64 11 1 77 103 34167 100 59 V Pp qkw 將以上計算的壓力 流量和功率值列成表 2 1 表表 2 12 1 液壓缸在各階段的壓力 流量和功率液壓缸在各階段的壓力 流量和功率 工作階段工作壓力 a Mp p1 輸入流量 v q 1 min l 輸入功率 kw p 快速前進 1 119 20 352 工作進給 3 750 7850 05 快速退回 1 7720 050 59 2 32 3 選擇液壓泵選擇液壓泵 由上表可知工作進給階段液壓缸最大工作壓力為 3 75 106 進油路上的壓力Pa 損失一般為 現(xiàn)取進油路總壓力損失為 則小流量 55 5 1015 10 Pa 5 1 8 10pPa 泵最高工作壓力為 5 11 3 750 5 104 25 b pppMPa 14 因此 小泵的額定壓力可取 4 25 4 25 25 5 3125 MPa 確定液壓泵的最大供油量 maxvvp qkq K 系統(tǒng)的泄漏修正系數 一般取1 11 3k 快退時泵的流量為 1 1 1 20 0522 055 min vp qkql 工進時泵的流量為 1 1 1 0 7850 8635 min vp qkql 考慮到節(jié)流調速系統(tǒng)中溢流閥的性能特點 尚須加上溢流閥穩(wěn)定工作的最小溢流 量 一般取 3 所以小流量泵的流量為 minl 0 8635 3 3 8635 1vp q minl 查產品樣本 選用小泵排量為 V 6的 YB1 型雙聯(lián)葉片泵 額定轉速為 n 960 L r 則小泵的額定流量為 minl 3 1 6 10960 0 95 18 min vnnz qvl 因此大流量泵的流量為 2 22 055 18 16 875 min vp ql 查產品樣本 選用大泵排量為 V 20的 YB1 型雙聯(lián)葉片泵 額定轉速為 mL r n 960 則大泵的額定流量為 minr 3 2 20 10960 0 917 28 min vnnv qvl 所以 滿足要求 故本系統(tǒng)采用一臺 YB1 20 6 型雙聯(lián)葉片泵 由前面分析可知 快退階段的功率最大 故按快退階段估算電動機功率 若快退時 進油路的壓力損失 液壓泵的總效率 0 7 則電動機的功率為 1 0 2pMPa p 1053W 7 060 10 28 1718 5 10 2 077 1 36 p vpb b qp p 查電動機產品樣本 選用 Y90L 6 型異步電動機 P 1 1kw n 910 minr 2 42 4 選擇液壓閥選擇液壓閥 根據所擬定的液壓系統(tǒng)原理圖 計算分析通過各液壓閥的最高壓力和最大流量 選擇個液壓閥的型號規(guī)格 下面列出各控制閥通過的實際流量 見表 2 2 表表 2 22 2 各閥通過的實際流量及型號規(guī)格各閥通過的實際流量及型號規(guī)格 序號元件名稱 通過流量 1 min L 型號規(guī)格 2 雙聯(lián)葉片泵 22 46YB1 20 6 5 溢流閥 5 18EAZ63 25 24 減壓閥 5 18EJX63 25 25 單向閥 5 18AF3 Ea10B 15 26 二位五通換向閥 5 18 E25DW 25 28 順序閥 5 18ECZ25 25 29 單向閥 5 18AF3 Ea10B 27 30 31 32壓力繼電器 EYX63 6 7 9 節(jié)流閥 2ELB 16 10 17 液控順序閥 0 5 ECZ25 25 4 溢流閥 17 28DBD 6 3 二位二通電磁閥 1 F22DH 25 16 23 行程閥 19 2E22JH 63 15 22 單向閥 20 05AF3 Ea10B 14 21 調速閥 1 EQL 3 6 8 單向閥 8 64AF3 Ea10B 11 18 背壓閥 0 5 EFZ10 25 13 20 電液換向閥 20 05E35ZD 63 12 19 單向閥 19 2AF3 EA10B 2 52 5 液壓閥調整參數的確定液壓閥調整參數的確定 2 5 12 5 1 流量閥的調整流量閥的調整 1 節(jié)流閥 7 9 流量的調整 節(jié)流閥在滑臺快速運動時通過的流量調整為 2左右較為合適 當一滑臺在 minl 作快速運動時 另一滑臺正在作進給運動 不會出現(xiàn)壓力突然下降和波動以至影響 加工質量的現(xiàn)象 另外 在滑臺快速運動時 有可增加 2的流量使速度加快 minl 從而提高工效 2 調速閥 14 21 流量的調整 將調速閥旋鈕擰到 0 2 可消除負載變化對流量的影響 滿足工進要求 minl 2 5 22 5 2 壓力閥的調整壓力閥的調整 溢流閥 5 的壓力調整值顯然的系統(tǒng)壓力最高值 5y P ay MpPP 6 max5 1025 4 對溢流閥 4 的壓力調整值需作如下計算 4y P 16 快進 快退 116139 PPPPP 2139 PPPP 1122 PAP AF 2211 P APAF 11612 13 2 PPPPP 11513 PPP 式中為液壓缸無桿腔的壓力 F 為液壓缸有桿腔壓力 為液壓缸回油流經電 1 P 13 P 液換向閥時的壓力損失 F 為左滑臺快速運動時的推力 4444N 查產品樣中可查出這些閥在額定流量下的壓力損失如表 2 3 所示 再考慮到管道內及通道體內的壓力損失 溢流閥的損失可調為 1 5 4y P 6 10 Pa 表表 2 32 3 閥的額定壓力損失閥的額定壓力損失 A1 2A2 4D2 25 快進快退 PaP 52 7 1028 1 25 20 2 PaP 52 7 1028 1 25 20 2 PaP 52 13 1018 0 63 22 5 1 PaP 52 13 1018 0 63 22 5 1 PaP 52 16 1098 0 63 44 2 PaP 52 15 1098 0 63 44 2 PaP 52 13 1018 0 63 22 2 PaP 52 13 1073 0 63 44 5 1 PaP 52 12 1024 0 63 22 5 1 得得 P 9 5 105PaP 10 5 105Pa 序號名稱型號額定流量下的壓力損失 7 節(jié)流閥 ELB 162 105Pa 12 單向閥 AF3 EA10B2 105Pa 13 三位五通電液換向閥 E35ZD 631 5 105Pa 15 單向閥 AF3 Ea10B2 105Pa 16 二位二通行程閥 E22JH 631 5 105Pa 17 2 5 32 5 3 對其它閥的壓力調整對其它閥的壓力調整 1 減壓閥 24 減壓閥的壓力值由夾緊力及夾緊缸的工作面積決定 取 Pj 2 5 106 Pa 2 順序閥 28 順序閥的壓力值應大于定位液壓缸動作時的壓力而小于減壓閥的壓力 由計算 可得定位液壓缸動作其對應的壓力值為 4 105 則有Pa 4 25 x P 為減小壓力損失 可取 8 105 x PPa 3 壓力繼電器 27 30 其壓力值應大于夾緊液壓缸動作時的壓力值 小于減壓閥的壓力值 由于繼電 器工作時無功率損失 為了可靠起見 取偏大值 8 105 d PPa 4 壓力繼電器 31 32 其壓力值應大于工作進給時的壓力值 小于溢流閥 5 壓力值 基于上述原因取 3 9 105 d PPa 5 液控順序閥 10 17 其壓力值應大于快進時節(jié)流閥之后的壓力值 而小于溢流閥 5 的壓力值 同樣 此閥工作時不會增加系統(tǒng)的功率損失 為使工作可靠 保證液壓缸差動連接正常工 作 可取 4y P xy P 5y P 調整值可為 3 0 106 xy PPa 背壓閥 11 18 的壓力前面已確定為 d P 5 6 10 Pa 至此整個系統(tǒng)調整完畢 各測壓點的布局可參看集成塊單元回路圖 說明 此系統(tǒng)定位夾緊部分均采用標準單元回路塊 測壓點位置也已確定 盡 管已有的兩處測壓點均用到 但仍無法測到順序閥 28 的壓力 實際上 只要在減壓 閥后布一測壓點 則 24 27 28 30 四閥的壓力均可測得 2 5 42 5 4 選擇輔助元件選擇輔助元件 油管內徑一般可參照所接元件接口尺寸確定 也可按管路允許流速進行計算 本系統(tǒng)油管內徑的選擇可參照所接元件接口尺寸確定 查參考文獻 1 油箱容量按下式確定 57 20 05100 25140 35 vp VmqLLL 18 2 62 6 液壓系統(tǒng)性能的驗算液壓系統(tǒng)性能的驗算 由于本液壓系統(tǒng)相對比較簡單 壓力損失驗算可以從略 又由于系統(tǒng)采用雙泵 供油方式 在液壓缸工進階段 大流量泵卸荷 功率利用合理 同時油箱容量可以 取較大值 系統(tǒng)發(fā)熱溫升不大 故不必進行系統(tǒng)溫升的驗算 19 第第 3 3 章章 液壓油缸的結構設計液壓油缸的結構設計 3 13 1 引言引言 液壓缸有多種類型 按結構特點可分為活塞式 柱塞式和組合式三大類 按作 用方式又可分為單作用式和雙作用式兩種 在單作用式液壓缸中 壓力油只供入液 壓缸的一腔 使缸實現(xiàn)單方向運動 反方向運動則依靠外力 彈簧力 自重或外部 載荷等 來實現(xiàn) 由于該系統(tǒng)自身的特點 液壓缸采用單作用式 3 23 2 液壓缸的主要尺寸的設計計算液壓缸的主要尺寸的設計計算 3 2 13 2 1 液壓缸主要尺寸的確定液壓缸主要尺寸的確定 由第 2 章元件參數計算與設計中液壓缸的內徑 D 100mm 活塞桿直徑 d 70mm 已 確定 3 2 23 2 2 液壓缸壁厚和外徑的計算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 從參考文獻 7 可知 承受內壓 力的圓筒 其內應力的圓筒 其內應力分布規(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 當缸體壁厚與內徑之比小于 0 1 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 2 PD 式中 缸體壁厚 m P液壓缸的最大工作壓力 Pa D缸體內徑 m 缸體材料的許用應力 Pa 查參考文獻 5 可得常見缸體材料的許用應力 鑄鋼 10001100 5 10Pa 無縫鋼管 10001100 5 10Pa 20 鍛鋼 10001200 5 10Pa 鑄鐵 600700 5 10Pa 選用鑄鋼作為缸體材料 6 5 3 75 100 1 0 00171 7 22 1100 10 PD mmm 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 56 56 0 4 1 21 3 1100 100 4 3 75 100 1 1 21100 101 3 3 75 10 0 00149 1 49 PD P m mm 因此缸體壁厚應不小于 1 7mm 又因為該系統(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 1 21002 1 7103 4DDmm 3 2 33 2 3 液壓缸工作行程的確定液壓缸工作行程的確定 液壓缸的工作行程長度 可根據執(zhí)行機構實際工作的最大行程來確定 以液壓 左滑臺為例 因為左滑臺的最大行程為 340mm 由查參考文獻 3 表 2 6 液壓缸活塞 行程參數 GB2349 80 選擇液壓缸的工作行程為 400mm 3 2 43 2 4 缸蓋厚度的確定缸蓋厚度的確定 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 4 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 2 0 433 P tDm 缸蓋無孔時 2 2 20 0 433 PD tDm Dd 21 式中 t缸蓋有效厚度 m P液壓缸的最大工作壓力 Pa 缸體材料的許用壓力 Pa 缸底內徑 m 2 D 缸底孔的直徑 m 0 d 查參考文獻 5 缸蓋的材料選用鑄鐵 所以 缸蓋有孔時 2 0 433 P tDm 6 5 3 75 10 0 433 0 1 650 10 0 0104 10 4 t tm tmm 缸蓋無孔時 2 2 20 0 433 PD tDm Dd 6 5 3 75 100 1 0 433 0 1 650 10 0 1 0 07 0 018988 18 988 t tm tmm 3 2 53 2 5 最小導向長度的確定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(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 202 LD H 400100 202 2050 70mm 式中 L 液壓缸的最大行程 D 液壓缸的內徑 圖圖 3 13 1 液壓缸的導向長度液壓缸的導向長度 22 3 2 63 2 6 缸體長度的確定缸體長度的確定 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倍 即在本系2030 統(tǒng)中缸體長度不大于 20003000mm 現(xiàn)取缸體長度為 470mm 3 33 3 液壓缸的結構設計液壓缸的結構設計 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 3 3 13 3 1 缸筒與缸蓋的連接形式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 該連接方式具有結構簡單加工裝配方便等特 點 3 3 23 3 2 活塞活塞 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 3 表 2 10 活塞及活塞桿的密封圈使用參數 該系統(tǒng)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 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 4 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(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 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 3 表 2 10 活塞與缸筒的密封采用 O 形圈密封活塞與缸體的密封采 用 O 形圈密封 O 形圈的代號為 87 5 5 3GB T3452 1 1992 查參考文獻 5 活塞 23 密封溝槽尺寸如圖 3 2 所示 圖中 2 7 的最大值為 100 072 最小值為 min Z 4 d 97 240 液壓動密封時 b 7 1 的最大值為 91 193 最小值為 88 15 其上偏 5 d 差為 0 偏差為 0 07 由設計者自己決定 取 0 40 8 取 0 10 3 9 d 1 r 2 r 具體結構見附圖 查參考文獻 3 表 2 10 活塞與活塞桿的密封采用 O 形圈密封 因該系統(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32 a Mp GB T3452 3 98 確定 O 形圈代號為 G GB T3452 1 92 具體說明從略 35 5 2 65 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)結構 參考文獻 5 所以活塞材料可 選用 HT200 HT300 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 100mm 現(xiàn)取0 61 0 B 0 6 100 60 活塞的外徑采用 f9 外徑對內孔的同軸度公差不大于 0 02mm 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 其結構簡圖見圖 3 3 活塞的詳細結構見附圖 圖圖 3 23 2 活塞密封溝槽尺寸簡圖活塞密封溝槽尺寸簡圖 圖圖 3 33 3 活塞結構簡圖活塞結構簡圖 24 3 3 33 3 3 缸筒缸筒 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(tǒng)中液壓缸的參數 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 7mm 缸體的材料選用鑄鋼 查參考文獻 4 缸體內徑可選用 H8 H9 或 H10 配合 現(xiàn)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 0 3 且需 a Rm 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 缸筒端部用內外卡環(huán)連接 卡環(huán)尺寸一般取 如 12 2hlh hhh 圖 3 4 所示 該系統(tǒng)液壓缸采用的卡環(huán)尺寸設計為 查參考文獻 5 可得8 10hl 安裝卡環(huán)溝槽尺寸公差 具體結構見附圖 圖圖 3 43 4 卡環(huán)連接的缸筒卡環(huán)連接的缸筒 1 1 前缸蓋前缸蓋 2 2 卡環(huán)卡環(huán) 3 3 缸筒缸筒 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 3 55 G GB T3452 1 1992 密封溝槽及其公差可按 GB T3452 3 1988 確定 見所附零件圖 3 3 43 3 4 排氣裝置排氣裝置 排氣裝置用于排除液壓缸內的空氣 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 調試前排除液壓缸內的空氣 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 排氣閥的結構有多種形式常用的有如參考文獻 3 圖 2 6a b 所示的兩種結構 該系 統(tǒng)中采用參考文獻 3 圖 2 6a 所示的排氣閥 參考文獻 3 圖 2 7 為其結構尺寸 該 25 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 HRC38 44 3 3 53 3 5 緩沖裝置緩沖裝置 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(fā)出的噪聲 因為該系統(tǒng)為液壓動力滑臺液壓系統(tǒng) 速度換接平穩(wěn) 進給速度穩(wěn)定 且工進完畢采用死擋鐵停留 所以液壓缸上可不設 置緩沖裝置 3 3 63 3 6 后缸蓋后缸蓋 查參考文獻 5 并參考同類型液壓缸 后缸蓋的材料選用 HT200 缸蓋與缸體采 用外半環(huán)連接 選用的螺栓的代號為 GB T5782 86 M12 140 為了液壓缸的安裝方 便 進油口與出油口均設置在后缸蓋上 查參考文獻 4 參照液壓缸螺紋連接的油口 系列 GB T2878 93 液壓缸的進油口螺紋選用 M12 1 5 出油口螺紋選用 M27 2 在缸蓋進油通道的上部和缸蓋側面缸內徑的上部設置兩個排氣閥孔 液壓 缸采用尾部法蘭式固定 采用17 的螺孔 具體結構尺寸見所附零件圖 圖圖 3 53 5 車氏組合密封車氏組合密封 1 1 防塵圈防塵圈 2 2 密封件密封件 26 圖圖 3 63 6 安裝防塵圈的溝槽尺寸公差簡圖安裝防塵圈的溝槽尺寸公差簡圖 3 3 73 3 7 前缸蓋及與活塞桿的密封 防塵前缸蓋及與活塞桿的密封 防塵 查參考文獻 5 并參考同類型的液壓缸 前缸蓋的材料選用 35 鋼 缸蓋與缸筒 采用的連接方式和后缸蓋與缸筒的連接方式一致 在缸蓋的頂部加工進油孔道 其 孔道的的結構與形式參照后缸蓋上的而定 兩缸蓋之間的油管與缸蓋的密封采用 O 形圈密封 代號 G GB T3452 1 92 查參考文獻 4 油管與缸蓋接口處的尺18 3 55 寸配合確定為 查參考文獻 6 前缸蓋與活塞桿的密封采用車氏組合密189 9Hg 封 直角潤滑式密封 其簡圖見圖 3 5 圖中 b1 Z1 2 0 D d 9 6 H9 0 2 0 7 8 4 其中 d 為活塞桿直徑 具體結構見附圖 為了清除活塞桿處外露部分粘附的灰塵 保證油液清潔及減少磨損 在端蓋外 側增加防塵圈 活塞桿的防塵采用往復運動橡膠防塵密封圈 GB T 10708 3 89 A 型液壓缸活塞桿防塵圈 安裝防塵圈的溝槽尺寸見圖 3 6 前缸蓋的零件圖見附圖 3 3 83 3 8 活塞桿活塞桿 1 活塞桿結構尺寸的確定 活塞桿桿體分為實心桿和空心桿兩種 實心桿加工簡單 采用較多 該系統(tǒng)中 采用實心桿 已知活塞桿的直徑為 70mm 查參考文獻 5 活塞桿的材料選用 45 鋼 根 據液壓缸的實際結構尺寸 活塞桿的總長度設計確定為 807mm 軸徑為 70mm 的長度為 527mm 查參考文獻 4 活塞桿上安裝活塞的部分即軸徑為 40mm 的部分精度采用 h8 活塞桿與活塞的密封采用 O 形圈密封 代號為 G GB T3452 1 92 活塞桿35 5 2 65 與活塞的密封前面已設計說明 活塞桿與活塞的連接結構采用螺紋連接 該連接方式 結構簡單 在振動的工作條件下容易松動 必須采用鎖緊裝置 該系統(tǒng)中采用開口銷鎖 27 緊 因為該液壓系統(tǒng)采用標準液壓動力滑臺 HY40A 1 查參考文獻 10 HY 系列液 壓滑臺的聯(lián)系尺寸 活塞桿與液壓滑臺連接處螺紋采用 螺紋長度42 2M 60 GB2350 80 為使連接牢固 采用鍵連接 鍵 GB1096 79 采用一般鍵12 70 連接 2 活塞桿強度的計算 活塞桿在穩(wěn)定的工況下 如果只是受軸向推力或拉力可以近似地用直桿承受拉 壓載荷的簡單強度計算公式進行計算 6 2 10 4 p F MPa d 6 2 6 3 2 10 4 26222 10 4 70 10 p F MPa d 6 81 MPa p 所以活塞桿滿足強度要求 式中 F活塞桿作用力 N d活塞桿直徑 m 材料許用應力 對中碳鋼 400 p p MPa 活塞桿上一般都設有螺紋 退刀槽結構 這些部位往往使活塞桿上的危險截面 也要進行計算 危險截面處的合成應力應滿足 2 2 2 1 8 np F MPa d 式中 危險截面的直徑 m 2 d 活塞桿的拉力 N 2 F 材料許用應力 對中碳鋼 400 p p MPa 因為活塞桿上螺紋 退刀槽中直徑最小的為 此處的截面為危險截面 27 8 所以 2 2 2 1 8 n F d 2 26222 1 8 0 0278 n 61072925 83 n Pa 61 07 np MPa 28 活塞桿危險截面處滿足強度要求 3 活塞桿導向部分的結構 活塞桿導向部分的結構 包括活塞桿與端蓋 導向套的結構 以及密封 防塵 和鎖緊裝置等 導向套的結構可以做成端蓋整體式直接導向 也可做成與端蓋分開 的導向套結構 后者導向套磨損后便于更換 所以應用較普遍 該系統(tǒng)為液壓動力 滑臺液壓系統(tǒng)的速度換接平穩(wěn) 進給速度穩(wěn)定 磨損不嚴重 所以導向套結構采用 端蓋整體式直接導向 活塞桿的結構見附圖 結束語結束語 畢業(yè)設計是在完成了三年的專業(yè)課學習 并進行了大量生產實習的基礎上進行 的最后的一個教學環(huán)節(jié) 此次設計中雖然遇到了不少問題 但在郝老師的指導下 經過了幾個月的努力 初步達到了預想的成功 并在設計過程中注重了以下幾個方 面的學習 1 綜合運用液壓傳動課程及其它有關先修課程的理論知識和生產實際知識 進行液壓傳動設計實踐 使理論知識和