1、长沙航空职业技术学院毕业设计（论文） 诚信声明毕业论文（设计）二 一 四 年 十 二 月 十 六 日钻镗两用组合机床的电液控制系统及主油缸设计（二）目 录1 机床液压系统的设计任务分析与方案分析21.1 设计任务分析21.2 方案分析22 分析系统工况，确定系统参数42.1 确定执行元件42.2 分析系统工况42.2.1 工作负载分析.42.2.2 负载图与速度图的绘制52.2.3 液压缸主要参数的确定63 液压系统图的拟定93.1 液压回路的选择9 3.1.1 选择调速回路93.1.2 选择快速运动和换向回路9 3.1.3 选择速度换接回路9 3.1.4 考虑压力控制回路10 3.2 液压回
2、路的综合10 4 液压元件的选择124.1 液压泵及驱动电机规格选择12 4.1.1 大小流量泵最高工作压力计算124.1.2 总需供油量计算124.1.3 电动机的选择124.2 阀类元件及辅助元件选择13 4.3 油管的选择144.4 油箱的选择和计算15 4.4.1 油箱容积的计算15 4.4.2 散热量的计算15长沙航空职业技术学院毕业设计（论文） 目 录4.4.3 油箱长、宽、高计算164.4.4 油箱结构设计165 油压系统性能验算175.1 验算系统压力损失并确定压力阀的调整值17 5.1.1 快进175.1.2 工进18 5.1.3 快退18 5.2 油液油温验算19参考文献2
3、0致 谢21长沙航空职业技术学院毕业设计（论文） 摘 要1卧式双面铣削组合机床的电液控制系统及主油缸设计（二）摘 要 ：设计“卧式双面铣削组合机床”的液压系统。该机床的加工对象为“铸铁变速箱箱体” ，要求的工作循环：夹紧缸夹紧工作台快速趋近工件工作台快进工作台快退夹紧缸松开原位停止工作台移动部件的总重量 5000N，加速、减速时间为 0.2s。采用平面导轨，静、动摩擦系数：f j=0.2,fd=0.1。夹紧缸行程为 40mm，夹紧力为 900N。工作台快进行程为 120mm，快进速度为 4m/min，工进速度为 90300mm/min，轴向工作负载为 15000N，快退速度为7m/min。要求
4、工作台运动平稳，夹紧力可调并保压。1 机床液压系统的设计任务分析与方案分析1.1 设计任务分析设计一卧式单面多轴钻孔组合机床液压系统，要求液压系统的工作循环是：快进 工进 快退 停止。机床主轴上有 36 个孔，加工 13.7mm 的孔 12 个，6.5 的孔 24 个；刀具材料硬度为 230HBW；工作部件重量 1000N 快进、快退速度为 7m/min,最大行程 =360mm,工进行程 =130mm,往复运动的加减速时13v1l2l间要求不大于 0.2s，动力滑台采用平面导轨，其静、动摩擦系数分别为0.2、0.1。1.2 方案分析方案一:系统采用开式容积调速回路，液压泵从油箱直接吸油，执行元
5、件的回油直接回油箱，油液在油箱中能够得到充分的冷却，虽油箱体积较大，空气和脏物易进入油箱，但此回路效率比较高，发热少。同时系统采用无级调压，结构简单，压力切换平稳,而且便于实现机床远距离控制。由于液压缸要求油源交替地提供低压大流量和高压小流量的油液，故系统可采用大小液压泵双泵供油的油源方案。在卸荷回路中，回路可设置成 M 型中位机能的电液换向阀卸荷，以系统保持在 0.3MPa 左右的压力，供控制油路之用。因系统要求快进，快退两种运动的换接，故可采用蓄能器快速运动回路，以满足要求。不过系统在整个工作循环内必须有足够长的停歇时间，以使液压泵能对蓄能器充分进行充油。方案二: 要求系统快进，快退速度相
6、等，速度平稳性要求较高，且速度低，故采用进口节流调速方案。系统采用大小流量泵双泵供油回路，功率损耗长沙航空职业技术学院毕业设计（论文） 毕业设计说明书 3小，系统效率高，应用比较广泛。同时采用外控顺序阀与单向阀组成卸荷阀，在双泵供油系统中构成卸荷回路，可以减少在专门设置元件或油路，使系统简单化，而且实用可靠。不管采用什么油源形式供油，都必须有单独的油路直接通向液压缸两腔，以实现快速运动，因此采用单杆液压缸作差动连接构成快进快退换向回路。在机床滑台由工进转为快退时，回路中通过的流量可能很大，为了保证换向平稳可见，可采用电液换向阀式换接回路。系统调压问题可在油源中解决，因此可不在专门考虑回路调压问
7、题。从设计要求、实际问题、成本问题以及油路的复杂程度等方面考虑，对比两种方案可知，方案二最优，因此本设计采用方案二。2 分析系统工况，确定主要参数2.1 确定执行元件由于机床要求液压系统完成的是直线运动，最大行程为：360mm,其属于短行程，故选用执行元件为：液压缸。(其具体的参数在后面经计算后再确定)2.2 分析系统工况2.2.1 工作负载 高速钢钻头钻铸铁孔时的轴向切削力 （单位为 N）与钻头直径 D（单位tF为 mm） 、每转进给量 s（单位为 mm/r）和铸铁硬度 HBW 之间的经算式为（1-1）0.8.625()tFDHBW钻孔时的主轴转速 n 和每转进给量按液压传动第二版第十一章液
8、压系统的设计和计算第三节液压系统设计计算举例中的值（源参考组合机床设计手册 ）选取：长沙航空职业技术学院毕业设计（论文） 毕业设计说明书 5对 13.7 的孔， =367r/min =0.135mm/r1n1s对 6.5 的孔， =620r/min =0.080mm/r22代入式 1-1 求得： 0.80.6 0.80.6(125.3715345.23)tF=35845N惯性负载 m= = kg=1020kgGg9.81=1020 =595NmvFt760.2阻力负载 静摩擦阻力 =0.2 9810N=1962Nfs动摩擦阻力 =0.1 9810N=981Nfd由此得出液压缸在各工作阶段的负载
9、如下表 2.1 所示：注:1.液压缸的机械效率通常取 0.90.95,此处取 0.9。参考中国机械设计大典第 42 篇液压传动与控制中第四章液压缸。2.不考虑动力滑台上颠覆力矩的作用。工况负载组成 负载值 F 推力 =F/Fm起动 =Ffs1962 2180加速 = +fdm1576 1751快进 = f 981 1090工进 = +Ffdt36826 40918反向起动 = fs1962 2180加速 = +fdm1576 1751快退 =Ff 981 10902.2.2 负载图和速度图的绘制负载图按上面表中数值绘制,如图 2-1。速度图按已知数值 = =7m/min, 1v3快进行程 =3
10、60mm、工进行程 =130mm，快退行程 = + =490mm 和工进速度1l 2l 3l12等的绘制，如图 2-2，其中 由主轴转速及每转进给量求出，即 = =2vv 2v1ns249.5mm/minsV m/in图 2-1 负载图 图 2-2 速度图 2.2.3 液压缸主要参数的确定a.初选系统工作压力 由液压传动教材中表 11-2 可知，卧式单面多轴钻孔组合机床液压系统的最大负载为 40918N 时，可以取 45MPa，参考中国机械设计大典中表 42.45 中推荐液压系统的公称压力 ，取np=4.5MPa。 npb.确定液压缸型式、规格及尺寸 由于工作进给速度与快速运动速差较大，且快进
11、、快退速度要求相等，从降低总流量需求考虑，确定采用最适的差动液压缸。 由教材第五章知，这种情况下液压缸无杆腔工作面积 应为有杆腔1A面积 的两倍，即活塞杆直径 d 与缸筒直径 D 呈 的关系。2A 2d钻孔加工时，液压缸回路上必须具有背压 ，以防孔被钻通时 突然消PtF长沙航空职业技术学院毕业设计（论文） 毕业设计说明书7失而造成滑台突然前冲。根据现代机械设备设计手册中推荐数值，可取回油腔背压 =0.8MPa。快进时液压缸虽作差动连接，但由于油管中有压降 存2P p在，有杆腔的压力必须大于无杆腔，估算时可取 MPa。快退时回油腔中0.5p是有背压的，这时 可按 0.6MPa 估算。可以算出工作
12、腔需要的工作面积 ,由2p 1A工进时的推力式（53）得： 1212/ (/)mFAPAP故有 214098()0.1.(5)m；12.D.79.8dD根据中国机械设计大典表 42.42（液压缸缸筒内径尺寸系列）和表42.43（液压缸活塞杆外径尺寸系列）将这些直径圆整成就近标准值时得：D=110mm,d=80mm。由此求得液压缸两腔的实际有效面积为： 242195.0314DAm422()/.70d经检验，活塞杆的强度和稳定性均符合要求。根据上述 D 与 d 的值，可估算液压缸在各个工作阶段中的压力、流量和功率 ，如表 2.2 所示，并绘制工况图如图 2-3 所示 表 2.2 液压缸在不同工作
13、阶段的压力、流量和功率值工况 计算公式推力 /FN回油腔压力 2/PMa进油腔压力1/P输入流量 1/qLS输入功率 /PKW快起动1212()/()PFA2180 0 0.434 加速1751 0.794 进恒速12()qAvp109021P0.662 35.2 0.388工进121()/PFA,qvq 40918 0.8 4.68 0.474 0.037起动2180 0 0.487 加速1751 0.6 1.665 快退恒速121()/3Av1Pq1089 0.6 1.517 31.34 0.792图 2-3 组合机床液压缸工况图长沙航空职业技术学院毕业设计（论文） 毕业设计说明书93 液
14、压系统图的拟定3.1 液压回路的选择3.1.1 选择调速回路。由图 2-3 知，这台液压系统的功率小，滑台运动速度低，工作负载变化小，可采用进口节流的调速形式。为了解决进口节流调速回路在孔钻通时的滑台突然前冲现象，回油路上要设置背压阀。由于液压系统选用了节流调速的方式，系统中油液的循环必然是开式的。从工况图中可以清楚地看到，在这个液压系统的工作循环内，液压缸要求油源交替地提供低压大流量和高压小流量的油液。最大流量和最小流量之比约为74。而快进和快退所需的时间 和工进所需的时间 分别为1t 2t3(/)(/)7.8slvl225.t亦是 22。因此从提高系统效率、节省能量的角度上来看，采用单个定
15、量21/t泵作为油源显然是不合适的，而宜选用大小两个液压泵自动并联供油的油源方案。3.1.2 选择快速运动和换向回路。系统中采用节流调速回路后，不管采用什么油源形式都必须有单独的油路直接通向液压缸两腔，以实现快速运动。在本系统中，单杆液压缸要作差动连接，所以它的快进快退换向回路采用三位五通的换向阀与油缸连通。3.1.3 选择速度换接回路。由工况图 ql 曲线知，当滑台从快进转为工进时，输入液压缸的流量由35.2L/min 降为 0.474L/min,滑台的速度变化较大，宜采用行程阀来控制速度的换接，以减少液压冲击。当滑台从工进转为快退时，回路通过的流量很大，回油路中通过 31.34 (95.0
16、3/44.77)L/min=66.5L/min。为了换向平稳起见，可采用电液换向阀式换接回路。由于这一回路要实现液压缸的差动连接，换向阀必须是五通的。3.1.4 考虑压力控制回路。在双泵供油系统中，用顺序阀和单向阀构成卸荷回路，用溢流构成调压回路，除此之外，无需再设置专用的元件或油路来进行调压。3.2 液压回路的综合把上面的各种回路组合画在一起，并考虑以下问题，和优化系统后，得到图 3-1 的液压系统原理图。考虑问题如下：1)为了解决滑台工进时进油路、出油路相互接通，系统无法建立压力的问题，必须在换向回路中串接一个单向阀，将工进时的进油路、回油路隔断。2)为了解决滑台快进时回油路接通油箱，无法
17、实现液压缸差动连接的问题，必须在回油路上串接一个液控顺序阀，以阻止油液在快进阶段返回油箱。3)为了解决机床停止工作时系统中的油液流回油箱，导致空气进入系统，影响滑台运动平衡性问题，必须在电液换向阀的出口外增设一个单向阀。4)为了便于系统自动发出快退信号起见，在调速阀输出端须增设一个压力继电器。图 3-1 液压系统原理图4 液压元件的选择4.1 液压泵及驱动电机规格选择4.1.1 大、小流量泵最高工作压力计算 设小流量泵进油路上的压力损失为 0.8MPa，压力继电器压力高出系统最大工作压力的值为 0.5MPa，故有 =4.68+0.8+0.5=5.98MPa 设大流量泵进油管路1pP压降为 0.
18、5MPa,故有 =1.517+0.5=2.017 MPa2p4.1.2 总需供油量计算 设系统内泄为 10%，则两个泵的总流量为： =1.1 35.2L/min=38.72pq/minL工进时输入液压缸的流量为 0.474 ,但不得不考虑溢流阀的最小稳定溢流/i量 3 ,故小流量泵的供油量最少应为 3.474 。据据以上压力和流量/minL /i的数值，查阅机械设计手册 ，最后决定选取 PV2R1-6 型叶片泵和选取PV2R2-33型叶片泵，其小泵的排量为 6ml/r，大泵的排量为 33.3ml/r，若取液压泵的容积效率 =0.9，则当泵的转速 =940r/min 时，液压泵的实际输出流量为：
19、 vpnl/min=33.2 l/min(63.)940./1pq由于液压缸在快退时输入功率最大，这时液压泵泵工作压力为 2.017 MPa流量为 33.2l/min。取泵的总效率 =0.75，则液压泵驱动电动机所需的功率为：p= KW=1.49KWqp2.0173.654.1.3 电动机的选择根据此数值，查机械设计毕业设计中表 939，选取 Y112M6 型电动机，其额定功率 =2.2KW，额定转速 =940r/min。npn4.2 阀类元件及辅助元件的选择根据阀类及辅助元件所在油路的最大工作压力和通过该元件的最大实际流量，可选出这些元件的型号及规格见表 4.1 与表中序号与图 3-1 中情
20、况相同表 4.1 元件的型号及规格序号 元件名称估计通过流量 1/minL额定流量 /i额定压力MPa额定压降MPa型号、规格1 PV2R 型叶片泵 332 16/14 PV2R1-6PV2R2-332 三位五通电液阀60 80 16 0.5 35DYF3YE10B3 行程阀 50 63 16 0.34 调速阀 05 0.0750 16 5 单向阀 60 63 16 1.2AXQFE10B=100L/minmaxq6 单向阀 25 63 16 02 AF3Ea10B7 液控顺序阀25 63 16 0.3 XF3E10B8 背压阀 05 63 16 YF3E10B9 溢流阀 51 63 16 Y
21、F3E10BAF3Ea10B10 单向阀 22 63 16 0.2 =80L/minmaxq11 过滤器 30 63 16 0.02 XU63 80J12 压力表开关 16 KF3E3B3 测点13 单向阀 60 63 16 0.2AF3Ea10B=80L/minmaxq14 压力继电器 14 HED1Ka/104.3 油管的选择各元件间连接管道的规格按元件接口处尺寸决定，液压缸进、出油管则按输入、排出的最大流量计算。由于液压泵具体按选定之后液压缸在各个阶段的进出流量已与原定数值不同，所以要重新计算如表 4.2 所示。表中数值说明，液压缸快进、快退速度 、 与设计要求相近。这表明所选液压泵的型
22、号、规1v3格是适宜的。表 4.2 液压缸的进、出流量和运动速度流量速度快进 工进 快退流入流量L/min121)/()pqA=( 95.03 33.2)/(95.03-44.77)=62.810.47q13.2pq排出流量L/min12)/(qA=(44.77 62.8)/95.03=29.612)/(qA=0.474 44.77/95.03=0.22122)/(qA=(33.2 95.03)/44.77=70.5运动速度L/min121/()pqvA=(33.2 10)/(95.03-44.77)=6.612/qvA=(0.474 10)/95.03=0.04998231/qvA=(33.
23、2 10)/44.77=7.41根据表中数值，当油液在压力管中流速取 3m/min 时，按教材式（7-9）算得液压缸无杆腔和有杆腔相连的油管内径分别为= mm=21.08mm12/()qvd632.8/010mm=15.3mm36这两根油管都按 GB/T2351-1993 选用外径 20mm, 内径 16mm 的无缝钢管。4.4 油箱的的选择和设计4.4.1 油箱容积的计算油箱容积按教材式（7-8）估算，当取 为 7 时，求得其容积为V= =7 33.2L=232.4Lpq按 JB/T79381999 规定，取标准值 V=250L。4.4.2 散热量的计算忽略系统中其它地方的散热，只考虑油箱散
24、热时，显然系统的总发热功率H 全部由油箱散热来考虑。由油箱散热面积公式 ，代入数据 H=613.3W, /AHt= ,K=16,计算得到 A=1.09 。t0352m4.4.3 油箱长、宽、高计算设长：宽：高=a:b:h=1.3：1：0.93，而 V=a b h=250L，所以箱长 a=769箱宽 b=590mm,箱体高 h=550mm。4.4.4 油箱的结构设计根据油箱容积，在考虑油箱的散热、分离气泡、沉淀杂质等问题，油箱设计成开式油箱，箱中液面与大气相通，且在油箱盖上装有空气过滤器。取油箱箱壁厚取 8mm 取箱底厚度为 6mm，箱盖厚度应为箱壁的 34 倍，取箱盖厚度为24mm。在设计液位
25、计时，要考虑液位计的显示最大刻度与最小刻度之间的差值和油箱的高度。油箱内的液面高度为油箱的 80%，所以：5308%42Hm液 面选择液位计 XYW100，最大刻度与最小刻度之间为 96mm。安装时，液位计的中心位置与上述的液面高度在同一水平面。隔板的长度由油箱的内部尺寸可以确定，主要计算隔板的高度。隔板的高度一般为油箱内液面高度的 3/4。但是也要考虑到当油箱内的油液降到最低位置时，液压油也能流入到吸油腔，避免液压系统吸入空气。所以隔板的高度为 42351079Hm隔 板其设计结构见油箱图纸。5 液压系统性能的验算5.1 验算系统压力损失并确定压力阀的调整值由于系统的管路布置尚未具体确定，整
26、个系统的压力损失无法全面估算，故只能按材式（36）估算阀类元件的压力损失，待设计好管路布置后，加上管路的沿程损失和局部损失即可。但对于中小型液压系统，管路的压力损失甚微。可以不予考虑。压力损失的验算应按一个工作循环中不同阶段分别进行。5.1.1 快进滑台快进时，液压缸差动连接，由表（3）和表（4）可知，进油路上油液通过单向阀 10 的流量是 22L/min，通过电液换向阀 2 的流量是 33.2L/min，然后与液压缸有杆腔的的回油汇合，以流量 62.8L/min 通过行程阀 3 并进入无杆腔。因此进油路上的总压降为MPa2220.0.50.3(/)(3./8)(6.8/)pv=(0.024+
27、0.086+0.298)MPa=0.408MPa此值不大不会使压力阀开启，故能确保两个泵的流量全部进入液压缸。回油路上，液压缸有杆腔中的油液通过电液换向阀 2 和单向阀 6 的流量都是29.6L/min,然后与液压泵的供油合并，经行程阀 3 流入无杆腔。由此可算出快进时有杆腔压力 与无杆腔压力 之差。2p1p22210.50.0.3(9.6/8)(9.6/)6.8/)=(0.068+0.044+0.298)MPa=0.410MPa0.474MPa所以是偏安全的。5.1.2 工进工进时，油液在进油路上通过电液换向阀 2 的流量为 0.474l/min,，在调速阀 4 处的压力损失为 0.5MPa
28、；油液在回油路上通过换向阀 2 的流量是.24L/min,在背压阀 8 处的压力损失为 0.5MPa,通过顺序阀 7 的流量(25+ 0.24)L/min=25.24L/min, 因此这时液压缸回油腔的压力 为2p220.50.47.3(/8)(5.4/6)MPap=(0.+0.474+0.048)MPa=0.522MPa 可见此时略大于原估算值 0.5MPa。故可按表（2）中公式重新计算工进时液压缸进油腔压力 即1p64462()/(40918.5.7)/(95.03)011MPaFA=4.552MPa此值与表（2）中 4.68MPa 相近。考虑到压力继电器可靠动作需要压差，故溢流阀 9 的
29、调0.5MPape1pA应为 2114.520.0.5(47/8)A MPape=5.552MPa5.1.3 快退快退时，油液在进油路上通过单向阀 10 的流量为 22L/min,通过换向阀 2的流量为 33.2L/min，油液在回油路上通过单向阀 5、换向阀 2 和单向阀 13的流量都是 70.5L/min。因此进油路上总压降为=0.110MPa220.0.5(/63)(./8)1MPapv此值较小，所以液压泵驱动电动机的功率是足够的，回油路上总压降为20.(7./)(7/)(75/63)2 Pav =(0.25+0.338+0.25)MPa=0.888MPa可见此值与表（2）中的估算值 0
30、.6MPa 相差有点大，故用（2）中的公式重新计算4646()/(1750.89.3)/(.7)101021 MPapFA=2.276MPa所以快退时液压泵的最大工作压力 应为p(2.760.1)2.3861MPapv因此大流量液压泵卸荷的顺序阀 7 的调压应大于 2.386MPa。5.2 油液油温验算工进在整个工作循环中所占的时间比例达 95%，所以系统发热和油液温升可用工进时的情况来计算。工进时液压缸的有效功率（即系统输出功率）为320(49180.5)/(6)0.81Fkwkpv这时大流量泵通过顺序阀 7 卸荷，小流量泵在高压下供油，所以两个泵的总输出功率（即系统输入功率）为12()/p
31、pqi2363360.3(/60)5.(.1/0)/(.75)/3)1 10kw =0.6471kw由此得液压系统的发热量为(0.6471.38)0.613kwkpHio按教材（11-2）求出油液温升近似值32(0.61)/15.4(0TC温度没有超出允许范围，液压系统不需要设置冷却器。参 考 文 献1机械设计手册编委会编著.机械设计手册.第 4 卷.3 版,-北京:机械工业出版社，2004.82王积伟,章宏甲,黄谊主编.液压传动第 2 版.机械工业出版社,2006.123李壮云主编. 中国机械设计大典 第五卷. 江西科学技术出版社4席伟光,杨光,李波,主编.机械设计毕业设计.北京：高等教育出版社，20035孙成通主编.液压传动.-北京：化学工业出版社，2005.6致 谢衷心的感谢指导老师洪小丽老师在本人做毕业设计的过程中，对本人的设计提出了宝贵的意见和建议，使本人的设计不断的改进和优化，并取得了一定的成绩。同时在做设计过程中，得到了本班同学的帮助，解决了许多疑难问题，在此一并致谢。由于本人设计水平有限，设计中难免有些错误，希望老师同学给予批评指正。联系信息1.指导教师空间地址：http:/ 学生空间地址：http:/ 指导教师签名：洪小丽2014 年 11 月 14 日 2014 年 11 月 14 日
