雙面鉆通孔臥式組合機(jī)床動(dòng)力滑臺(tái)液壓進(jìn)給系統(tǒng)設(shè)計(jì)【16張CAD圖紙及說(shuō)明書全套】【YC系列】

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Compared with other transmission control technology, hydraulic technology with high energy density configuration flexibility steady speed range, good work and quick and easy to control and overload protection easy to automate and integrate ﹑ hydraulic integrated system design and manufacturing and maintenance of a variety of significant technological advantage and convenient, thus making it essential technical elements constitute the basic technology and modern control engineering, modern mechanical engineering. The main contents of this research is two-sided hole drilled through the combination of horizontal hydraulic machine power sliding feed system design. The design of the hydraulic system is part of the machine design, and its mission is based on the use, characteristics and requirements of the machine, using the basic principles of hydraulic transmission, hydraulic system to work out a reasonable figure, and then after the necessary calculations to determine the parameters of the hydraulic system then follow these parameters to choose the specifications of hydraulic components and structural design of the system, and finally to the main performance hydraulic system checking. Keywords: hydraulic components;; slipway hydraulic system; hydraulic system performance 雙面鉆通孔臥式組合機(jī)床動(dòng)力滑臺(tái)液壓進(jìn)給系統(tǒng)設(shè)計(jì) 目錄 摘 要 I ABSTRACT II 目錄 1 1 緒論 1 1.1本課題的研究?jī)?nèi)容和意義 1 1.2國(guó)內(nèi)外的發(fā)展概況 1 1.3本課題應(yīng)達(dá)到的要求 2 2方案討論及總體設(shè)計(jì) 3 3 液壓系統(tǒng)的功能原理計(jì)算 5 3.1液壓缸液壓系統(tǒng)設(shè)計(jì)要求分析 5 3.2 負(fù)載分析 6 3.2.1 工作負(fù)載 6 3.2.2 摩擦負(fù)載 6 3.2.3 慣性負(fù)載 6 3.2.4 液壓缸在各階段的負(fù)載值 6 3.2.5 負(fù)載圖與速度圖的繪制 7 3.3 液壓缸主要參數(shù)的確定 7 3.4 計(jì)算和確定液壓缸的主要尺寸 8 3.5 制定液壓回路方案，擬定液壓系統(tǒng)原理圖 17 3.6 計(jì)算與選擇液壓元件 19 3.6.1 液壓泵及驅(qū)動(dòng)電機(jī)計(jì)算與選定 19 3.6.2 液壓控制閥和液壓輔助元件的選定 20 3.6.3油管的選擇 21 3.6.4液壓系統(tǒng)的驗(yàn)算 23 3.7 設(shè)計(jì)雙面鉆通孔臥式組合機(jī)床動(dòng)力滑臺(tái)液壓進(jìn)給系統(tǒng)總裝配圖 26 4結(jié)論與展望 31 4.1結(jié)論 31 4.2不足之處及未來(lái)展望 31 致 謝 32 參考文獻(xiàn) 33 1 緒論 本課題來(lái)源于生產(chǎn)實(shí)踐，液壓系統(tǒng)利用液壓泵將原動(dòng)機(jī)的機(jī)械能轉(zhuǎn)換為液體的壓力能，通過(guò)液體壓力能的變化來(lái)傳遞能量，經(jīng)過(guò)各種控制閥和管路的傳遞，借助于液壓執(zhí)行元件(液壓缸或馬達(dá))把液體壓力能轉(zhuǎn)換為機(jī)械能，從而驅(qū)動(dòng)工作機(jī)構(gòu)，實(shí)現(xiàn)直線往復(fù)運(yùn)動(dòng)和回轉(zhuǎn)運(yùn)動(dòng)。其中的液體稱為工作介質(zhì)，一般為礦物油，它的作用和機(jī)械傳動(dòng)中的皮帶、傳動(dòng)它是以液壓油為工作介質(zhì)，通過(guò)動(dòng)力元件將原動(dòng)機(jī)的機(jī)械能變?yōu)橐簤河偷膲毫︽湕l和齒輪等傳動(dòng)元件相類似。液壓能，再通過(guò)控制元件，然后借助執(zhí)行元件將壓力能轉(zhuǎn)換為機(jī)械能，驅(qū)動(dòng)負(fù)載實(shí)現(xiàn)直線或回轉(zhuǎn)運(yùn)動(dòng)，且通過(guò)對(duì)控制元件擾動(dòng)時(shí)，執(zhí)行元件的輸出量一般要偏離原有調(diào)定值，產(chǎn)生一定的誤差。液壓系統(tǒng)主要由：動(dòng)力元件（油泵）、執(zhí)行元件（油缸或液壓馬達(dá)）、控制元件（各種閥）、輔助元件和工作介質(zhì)等五部分組成。在液壓傳動(dòng)中，液壓油缸就是一個(gè)最簡(jiǎn)單而又比較完整的液壓傳動(dòng)系統(tǒng)，分析它的工作過(guò)程，可以清楚的了解液壓傳動(dòng)的基本原理。液壓傳動(dòng)有許多突出的優(yōu)點(diǎn)，因此它的應(yīng)用非常廣泛。 未來(lái)社會(huì)是一個(gè)環(huán)保的，低污染，低消耗的社會(huì)，這就要求我們?cè)诟纳埔簤合到y(tǒng)的技術(shù)方面下功夫，作為即將走進(jìn)社會(huì)的我們更應(yīng)該關(guān)注新技術(shù)的應(yīng)用和開(kāi)發(fā)。 1.1本課題的研究?jī)?nèi)容和意義 本課題來(lái)源于生產(chǎn)實(shí)踐，液壓系統(tǒng)利用液壓泵將原動(dòng)機(jī)的機(jī)械能轉(zhuǎn)換為液體的壓力能，通過(guò)液體壓力能的變化來(lái)傳遞能量，經(jīng)過(guò)各種控制閥和管路的傳遞，借助于液壓執(zhí)行元件(液壓缸或馬達(dá))把液體壓力能轉(zhuǎn)換為機(jī)械能，從而驅(qū)動(dòng)工作機(jī)構(gòu)，實(shí)現(xiàn)直線往復(fù)運(yùn)動(dòng)和回轉(zhuǎn)運(yùn)動(dòng)。 1.2國(guó)內(nèi)外的發(fā)展概況 液壓傳動(dòng)和氣壓傳動(dòng)稱為流體傳動(dòng)，是根據(jù) 17 世紀(jì)帕斯卡提出的液 體靜壓力傳動(dòng)原理而發(fā)展起來(lái)的一門新興技術(shù)，是工農(nóng)業(yè)生產(chǎn)中廣為應(yīng)用的一門技術(shù)。如今，流體傳動(dòng)技術(shù)水平的高低已成為一個(gè)國(guó)家工業(yè)發(fā)展水平的重要標(biāo)志。第一個(gè)使用液壓原理的是 1795 年英國(guó)約瑟夫·布拉曼(Joseph Braman,1749-1814)，在倫敦用水作為工作介質(zhì),以水壓機(jī)的形式將其應(yīng)用 于工業(yè)上,誕生了世界上第一臺(tái)水壓機(jī)。1905 年他又將工作介質(zhì)水改為油, 進(jìn)一步得到改善。 第一次世界大戰(zhàn)(1914-1918)后液壓傳動(dòng)廣泛應(yīng)用,特別是 1920 年以后,發(fā) 展更為迅速。液壓元件大約在 19 世紀(jì)末 20 世紀(jì)初的 20 年間,才開(kāi)始進(jìn)入 正規(guī)的工業(yè)生產(chǎn)階段。1925 年維克斯(F.Vikers)發(fā)明了壓力平衡式葉片泵,為 近代液壓元件工業(yè)或液壓傳動(dòng) 的逐步建立奠定了基礎(chǔ)。20 世紀(jì)初康斯坦 丁·尼斯克(G·Constantimsco)對(duì)能量波動(dòng)傳遞所進(jìn)行的理論及實(shí)際研究;1910 年對(duì)液力傳動(dòng)(液力聯(lián)軸節(jié)、液力變矩器等)方面的貢獻(xiàn)，使這兩方面領(lǐng)域 得到了發(fā)展。 我國(guó)的液壓工業(yè)開(kāi)始于 20 世紀(jì) 50 年代，液壓元件最初應(yīng)用于機(jī)床和 鍛壓設(shè)備。60 年代獲得較大發(fā)展，已滲透到各個(gè)工業(yè)部門，在機(jī)床、工程 機(jī)械、冶金、農(nóng)業(yè)機(jī)械、汽車、船舶、航空、石油以及軍工等工業(yè)中都得到了普遍的應(yīng)用。當(dāng)前液壓技術(shù)正向高壓、高速、大功率、高效率、低噪聲、低能耗、長(zhǎng)壽命、高度集成化等方向發(fā)展。同時(shí)，新元件的應(yīng)用、系統(tǒng)計(jì)算機(jī)輔助設(shè)計(jì)、計(jì)算機(jī)仿真和優(yōu)化、微機(jī)控制等工作，也取得了顯著成果。 目前，我國(guó)的液壓件已從低壓到高壓形成系列，并生產(chǎn)出許多新型元 件，如插裝式錐閥、電液比例閥、電液伺服閥、電業(yè)數(shù)字控制閥等。我國(guó)機(jī)械工業(yè)在認(rèn)真消化、推廣國(guó)外引進(jìn)的先進(jìn)液壓技術(shù)的同時(shí)，大力研制、開(kāi)發(fā)國(guó)產(chǎn)液壓件新產(chǎn)品，加強(qiáng)產(chǎn)品質(zhì)量可靠性和新技術(shù)應(yīng)用的研究，積極采用國(guó)際標(biāo)準(zhǔn)，合理調(diào)整產(chǎn)品結(jié)構(gòu)，對(duì)一些性能差而且不符合國(guó)家標(biāo)準(zhǔn)的液壓件產(chǎn)品，采用逐步淘汰的措施。由此可見(jiàn)，隨著科學(xué)技術(shù)的迅速發(fā)展，液壓技術(shù)將獲得進(jìn)一步發(fā)展，在各種機(jī)械設(shè)備上的應(yīng)用將更加廣泛。 1.3本課題應(yīng)達(dá)到的要求 1.設(shè)計(jì)技術(shù)要求 分析被加工零件的形不狀和主要輪廓尺寸以及本工序機(jī)床設(shè)計(jì)有關(guān)部位結(jié)構(gòu)形狀和尺寸；本工序所選的定位基準(zhǔn)、壓緊部位及加緊方向；本工序加工表面的尺寸、精度、表面粗糙度、形位公差等技術(shù)要求以及對(duì)上道工序的技術(shù)要求并擬定機(jī)械加工工藝路線、進(jìn)行工藝規(guī)程設(shè)計(jì)、設(shè)計(jì)一套適用該變速箱加工的雙面鉆通孔臥式組合機(jī)床動(dòng)力滑臺(tái)液壓進(jìn)給系統(tǒng)。 2．設(shè)計(jì)工作量要求 設(shè)計(jì)技術(shù)圖樣不少于折合A0三張； 設(shè)計(jì)說(shuō)明書一份（不少于10000字）。 英文翻譯資料：英文8000字符（相當(dāng)中文4000字）。 雙面鉆通孔臥式組合機(jī)床動(dòng)力滑臺(tái)液壓進(jìn)給系統(tǒng)設(shè)計(jì) 2方案討論及總體設(shè)計(jì) 組合機(jī)床是由大量的通用部件為基礎(chǔ)，配以少量專用部件組成的一種高效專用機(jī)床。它能對(duì)一種或幾種零件進(jìn)行多刀、多軸、多面、多工位加工，在組合機(jī)床上可以完成鉆孔、擴(kuò)孔、鉸孔、鏜孔、攻絲、車削、銑削、磨削及滾壓等工序；生產(chǎn)效力高，加工質(zhì)量穩(wěn)定。其組成是：床身（側(cè)底座）、底座（中間底座、立柱底座）、動(dòng)力滑臺(tái)、夾具、動(dòng)力箱、多軸箱、立拄、墊鐵、液壓裝置、電器控制設(shè)備、刀具等。 總體方案設(shè)計(jì)主要包括制定工藝方案（確定零件在組合機(jī)床完成的工藝內(nèi)容及加工方法，選擇定位基準(zhǔn)和夾緊部位，決定工步和刀具結(jié)構(gòu)形式、種類及切削用量等）、確定機(jī)床裝配形式、制定影響機(jī)床總體布局和技術(shù)性能的主要部件的結(jié)構(gòu)方案。 根據(jù)題目要求，該組合機(jī)床采用液壓滑臺(tái)驅(qū)動(dòng)，實(shí)現(xiàn)進(jìn)給運(yùn)動(dòng)。本設(shè)計(jì)為鉆雙面孔，分析可知，其加工為單工位的平面加工，且其加工的精度要求不是不高，生產(chǎn)需要為大批大量生產(chǎn)，故該組合機(jī)床的通用部件使用大型部件。 （1）由工序集中的原則 考慮該工件加工孔間相對(duì)位置有嚴(yán)格的精度要求，所以應(yīng)該在一次工序中集中加工，以免2次安裝產(chǎn)生的誤差影響和便于機(jī)床精度調(diào)整與找正 切削用量的確定 切削用量選擇是否合理，對(duì)組合機(jī)床的加工精度、生產(chǎn)率、刀具耐用度、機(jī)床的結(jié)構(gòu)型式及工作可靠性均有較大影響。由于鉆孔要求較高的切削速度和較小的進(jìn)給量，查表7-19 高速鋼鉆頭切削用量 有刀具切削速度為v=（10～18）m/min，進(jìn)給量為f=(0.1～0.18)mm/r,現(xiàn)取v=18m/min、f=0.15mm/r。 確定切削力、切削轉(zhuǎn)矩、切削功率 根據(jù)選定的切削用量（主要指切削速度v及進(jìn)給量f），確定進(jìn)給力作為選用動(dòng)力滑臺(tái)及設(shè)計(jì)夾具的依據(jù)；確定切削轉(zhuǎn)矩用以確定主軸及其他傳動(dòng)件的尺寸；確定切削功率用作選擇主傳動(dòng)電機(jī)功率。 根據(jù)表7-24組合機(jī)床設(shè)計(jì)中推薦的切削力、扭矩及功率計(jì)算公式有 按照孔的直徑為￠7孔來(lái)計(jì)算：、 （注意 以下各計(jì)算公式均為一個(gè)孔加工的數(shù)據(jù)） 切削力 F= = =（N） 切削轉(zhuǎn)矩 T= = = （N*mm） 切削功率 P=Tv/（9740ΠD） = = 0.2KW 根據(jù)上述計(jì)算，結(jié)合該工件上的各個(gè)孔眾多，所以可以假設(shè) 軸向切削力12000N,工作臺(tái)重量12000N，工件和夾具的重量為1500N，快進(jìn)行程為300 mm，工進(jìn)行程為100 mm,快進(jìn)、快退速度4m/min,工進(jìn)速度20-1000mm/min,往復(fù)運(yùn)動(dòng)加、減速時(shí)間0.5s,工作臺(tái)采用平導(dǎo)軌) 本題目為新課題，培養(yǎng)學(xué)生綜合應(yīng)用所學(xué)知識(shí)，結(jié)合實(shí)踐知識(shí)，初步具有設(shè)計(jì)一個(gè)中等復(fù)雜液壓系統(tǒng)的能力。 雙面鉆通孔臥式組合機(jī)床動(dòng)力滑臺(tái)液壓進(jìn)給系統(tǒng)設(shè)計(jì) 3 液壓系統(tǒng)的功能原理計(jì)算 液壓系統(tǒng)設(shè)計(jì)是指組成一個(gè)新的能量傳遞系統(tǒng)，以完成一項(xiàng)專門的任務(wù)。系統(tǒng)功能原理設(shè)計(jì)是根據(jù)主機(jī)的工藝目的或用途、工作循環(huán)、負(fù)載條件和主要技術(shù)要求，通過(guò)配置執(zhí)行元件，負(fù)載分析、運(yùn)動(dòng)分析及編制執(zhí)行元件的工況圖，對(duì)同類主機(jī)及其傳動(dòng)系統(tǒng)的分析比較，選擇設(shè)計(jì)參數(shù)，確定液壓系統(tǒng)的工作壓力、流量和執(zhí)行元件主要幾何參數(shù)等，擬定液壓系統(tǒng)方案和傳動(dòng)系統(tǒng)原理圖，并對(duì)組成系統(tǒng)的各標(biāo)準(zhǔn)液壓元件輔件進(jìn)行選型，最后對(duì)液壓系統(tǒng)的主要性能（壓力損失、發(fā)熱溫升等）進(jìn)行驗(yàn)算。 3.1液壓缸液壓系統(tǒng)設(shè)計(jì)要求分析 設(shè)計(jì)題目 設(shè)計(jì)工作循環(huán)為：快進(jìn)→工進(jìn)→快退→停止。 1.已知參數(shù) 設(shè)計(jì)一滑臺(tái)的液壓系統(tǒng)，實(shí)現(xiàn)的工作循環(huán)是：快進(jìn)→工進(jìn)→快退→停止。根據(jù)前述說(shuō)明，假設(shè)主要性能參數(shù)與性能要求如下：軸向切削力12000N,工作臺(tái)重量12000N，工件和夾具的重量為1500N，快進(jìn)行程為300 mm，工進(jìn)行程為100 mm,快進(jìn)、快退速度4m/min,工進(jìn)速度20-1000mm/min,往復(fù)運(yùn)動(dòng)加、減速時(shí)間0.5s,工作臺(tái)采用平導(dǎo)軌 2 明確設(shè)計(jì)要求 該液壓系統(tǒng)的功率較大，空行程和加壓行程速度差異較大，因此要求功率利用合理。且該系統(tǒng)的壓制力較大，因此對(duì)于工作的平穩(wěn)性、安全性要求較大。 3 設(shè)計(jì)方案 根據(jù)已知參數(shù)和表2-1所示液壓系統(tǒng)工作臺(tái)的執(zhí)行元件為單桿活塞缸， 活塞桿 3.2 負(fù)載分析 3.2.1 工作負(fù)載 工作負(fù)載Fe 液壓缸的常見(jiàn)工作負(fù)載有重力、切削力、擠壓力等。阻力負(fù)載為正，超越負(fù)載為負(fù)。 工作臺(tái)重量12000N，工件和夾具的重量為1500N，軸向切削力力F=FL=12000N 3.2.2 摩擦負(fù)載 假設(shè)靜摩擦系數(shù)fs=0.2，動(dòng)摩擦系數(shù)fd=0.1 3.2.3 慣性負(fù)載 慣性負(fù)載Fi 慣性負(fù)載時(shí)運(yùn)動(dòng)部件在啟動(dòng)和制動(dòng)過(guò)程中的慣性力，其平均值可按下式計(jì)算 Fi =G/g*?v/?t (N) 式中 g=重力加速度， m/s2，g=9.8m/s2 ?v=速度變化量， m/s2 ?t=啟動(dòng)或制動(dòng)時(shí)間，s 一般機(jī)械?t =0.1~0.5s， 3.2.4 液壓缸在各階段的負(fù)載值 （1） 查液壓缸的機(jī)械效率，可計(jì)算出液壓缸在各工作階段的負(fù)載情況，如下表表1所示： 表1 　液壓缸各階段的負(fù)載情況 工　況 負(fù)載計(jì)算公式 液壓缸負(fù)載 液壓缸推力/N 啟　　動(dòng) 2700 3000 加　　速 2038.78 2265.31 快　　進(jìn) 1350 1500 工　　進(jìn) 12130 13477.78 快　　退 1350 1500 3.2.5 負(fù)載圖與速度圖的繪制 根據(jù)工況負(fù)載和以知速度和及行程S，可繪制負(fù)載圖和速度圖，如下圖（圖1、圖2）所示： 圖1(負(fù)載圖) 圖2（速度圖） 3.3 液壓缸主要參數(shù)的確定 （1）液壓缸的內(nèi)徑和活塞桿的內(nèi)徑 表3-1 按負(fù)載選擇工作壓力[1] 負(fù)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 表3-2 各種機(jī)械常用的系統(tǒng)工作壓力[1] 機(jī)械類型 機(jī) 床 農(nóng)業(yè)機(jī)械 工程機(jī)械 建筑機(jī)械 液壓鑿巖機(jī) 滑臺(tái) 大中型挖掘機(jī) 重型機(jī)械 起重運(yùn)輸機(jī)械 磨床 銑床 龍門 刨床 拉床 工作壓力/MPa 0.8~2 3~5 2~8 8~10 10~18 20~32 ①初選系統(tǒng)壓力P=16Mpa 3.4 計(jì)算和確定液壓缸的主要尺寸 1 液壓缸缸徑的計(jì)算 內(nèi)徑D可按下列公式初步計(jì)算： 液壓缸的負(fù)載為推力 式（3-1） 式中F—液壓缸實(shí)際使用推力13477.78（N）(最大負(fù)載的情況下)； —液壓缸的供油壓力，一般為系統(tǒng)壓力（MPa） 本次設(shè)計(jì)中液壓缸已知系統(tǒng)壓力=16MPa； 故根據(jù)實(shí)際需要，可能會(huì)超載，稍微取大一點(diǎn)，查缸筒內(nèi)徑系列/mm(GB/T 2348-1993)可以取為40mm。 液壓氣動(dòng)系統(tǒng)及元件 缸內(nèi)徑及活塞桿外徑 標(biāo)準(zhǔn)編號(hào)：GB/T 2348-1993 表 GB/T 2348-1993 直徑系列 直徑系列/mm (GB/T 2348-1993) 4、5、6、8、10、12、16、18、20、22、25、28、32、36、40、45、50、56、63、70、80、90、100、110、125、140、160、180、200、220、250、280、320、360 ④根據(jù)下表3-1： 由于快進(jìn)速度和快退速度相等，屬于差動(dòng)連接， 可以得到d=0.707D, 代入計(jì)算并取標(biāo)準(zhǔn)直得d=28.107mm，根據(jù)標(biāo)準(zhǔn)系列，取d=28mm 2活塞寬度的確定 活塞的寬度一般取=（0.6-1.0） 即=（0.6-1.0）×40=（24-40）mm 取=32mm 3缸體長(zhǎng)度的確定 液壓缸缸體內(nèi)部的長(zhǎng)度應(yīng)等于活塞的行程與活塞寬度的和。缸體外部尺寸還要考慮到兩端端蓋的厚度，一般液壓缸缸體的長(zhǎng)度不應(yīng)大于缸體內(nèi)徑的20-30倍。 即：缸體內(nèi)部長(zhǎng)度快進(jìn)行程L1=300mm，工進(jìn)行程L2=100mm 總行程L= L1+ L2=400 mm 4缸筒壁厚的計(jì)算 在中、低壓系統(tǒng)中，液壓缸的壁厚基本上由結(jié)構(gòu)和工藝上的要求確定，壁厚通常都能滿足強(qiáng)度要求，一般不需要計(jì)算。但是，當(dāng)液壓缸的工作壓力較高和缸筒內(nèi)徑較大時(shí)，必須進(jìn)行強(qiáng)度校核。 當(dāng)時(shí)，稱為薄壁缸筒，按材料力學(xué)薄壁圓筒公式計(jì)算，計(jì)算公式為 式（3-2） 式中，—缸筒內(nèi)最高壓力； —缸筒材料的許用壓力。=, 為材料的抗拉強(qiáng)度，n為安全系數(shù)，當(dāng)時(shí)，一般取。 當(dāng)時(shí),按式（3-3）計(jì)算 (該設(shè)計(jì)采用無(wú)縫鋼管) 式（3-3） 根據(jù)缸徑查手冊(cè)預(yù)取=30 此時(shí) 最高允許壓力一般是額定壓力的1.5倍，根據(jù)給定參數(shù)，所以： =161.5=24MP []=100～110（無(wú)縫鋼管），取[]=100，其壁厚按公式（3-3）計(jì)算為 滿足要求，就取壁厚為5mm。 5 活塞桿強(qiáng)度和液壓缸穩(wěn)定性計(jì)算 A.活塞桿強(qiáng)度計(jì)算 活塞桿的直徑按下式進(jìn)行校核 式中，為活塞桿上的作用力； 為活塞桿材料的許用應(yīng)力，=,n一般取1.40。 滿足要求 B.液壓缸穩(wěn)定性計(jì)算 活塞桿受軸向壓縮負(fù)載時(shí)，它所承受的力不能超過(guò)使它保持穩(wěn)定工作所允許的臨界負(fù)載，以免發(fā)生縱向彎曲，破壞液壓缸的正常工作。的值與活塞桿材料性質(zhì)、截面形狀、直徑和長(zhǎng)度以及液壓缸的安裝方式等因素有關(guān)。若活塞桿的長(zhǎng)徑比且桿件承受壓負(fù)載時(shí)，則必須進(jìn)行液壓缸穩(wěn)定性校核?；钊麠U穩(wěn)定性的校核依下式進(jìn)行 式中，為安全系數(shù)，一般取=2~4。 a.當(dāng)活塞桿的細(xì)長(zhǎng)比時(shí) b.當(dāng)活塞桿的細(xì)長(zhǎng)比時(shí) 式中，為安裝長(zhǎng)度，其值與安裝方式有關(guān)，見(jiàn)表1；為活塞桿橫截面最小回轉(zhuǎn)半徑，；為柔性系數(shù)，其值見(jiàn)表3-2； 為由液壓缸支撐方式?jīng)Q定的末端系數(shù)，其值見(jiàn)表1；為活塞桿材料的彈性模量，對(duì)鋼??；為活塞桿橫截面慣性矩；為活塞桿橫截面積；為由材料強(qiáng)度決定的實(shí)驗(yàn)值，為系數(shù)，具體數(shù)值見(jiàn)表3-3。 表3-2液壓缸支承方式和末端系數(shù)的值 支承方式 支承說(shuō)明 末端系數(shù) 一端自由一端固定 1/4 兩端鉸接 1 一端鉸接一端固定 2 兩端固定 4 表3-3 、、的值 材料 鑄鐵 5.6 1/1600 80 鍛鐵 2.5 1/9000 110 鋼 4.9 1/5000 85 c.當(dāng)時(shí),缸已經(jīng)足夠穩(wěn)定，不需要進(jìn)行校核。 此設(shè)計(jì)安裝方式中間固定的方式，此缸已經(jīng)足夠穩(wěn)定，不需要進(jìn)行穩(wěn)定性校核。 6缸筒壁厚的驗(yàn)算 下面從以下三個(gè)方面進(jìn)行缸筒壁厚的驗(yàn)算： A液壓缸的額定壓力值應(yīng)低于一定的極限值，保證工作安全： 式（3-4） 根據(jù)式（3-4）得到： 顯然，額定油壓==16MP，滿足條件； B為了避免缸筒在工作時(shí)發(fā)生塑性變形，液壓缸的額定壓力值應(yīng)與塑性變形壓力有一定的比例范圍： 式（3-5） 式（3-6） 先根據(jù)式（3-6）得到： =41.21 顯然，滿足條件； C耐壓試驗(yàn)壓力，是液壓缸在檢查質(zhì)量時(shí)需承受的試驗(yàn)壓力。在規(guī)定的時(shí)間內(nèi)，液壓缸在此壓力 下，全部零件不得有破壞或永久變形等異?，F(xiàn)象。 各國(guó)規(guī)范多數(shù)規(guī)定: 當(dāng)額定壓力時(shí) （MPa） D為了確保液壓缸安全的使用，缸筒的爆裂壓力應(yīng)大于耐壓試驗(yàn)壓力： (MPa） 式（3-7） 因?yàn)椴楸硪阎?596MPa，根據(jù)式（3-7）得到： 至于耐壓試驗(yàn)壓力應(yīng)為： 因?yàn)楸褖毫h(yuǎn)大于耐壓試驗(yàn)壓力，所以完全滿足條件。 以上所用公式中各量的意義解釋如下： 式中: —缸筒內(nèi)徑（）； —缸筒外徑（）； —液壓缸的額定壓力（） —液壓缸發(fā)生完全塑形變形的壓力（）； —液壓缸耐壓試驗(yàn)壓力（）； —缸筒發(fā)生爆破時(shí)壓力（）； —缸筒材料抗拉強(qiáng)度（）； —缸筒材料的屈服強(qiáng)度（； —缸筒材料的彈性模量（）； —缸筒材料的泊桑系數(shù) 鋼材：=0.3 7缸筒的加工要求 缸筒內(nèi)徑采用H7級(jí)配合，表面粗糙度為0.16，需要進(jìn)行研磨； 熱處理：調(diào)制，HB240； 缸筒內(nèi)徑的圓度、錐度、圓柱度不大于內(nèi)徑公差之半； 剛通直線度不大于0.03mm； 油口的孔口及排氣口必須有倒角，不能有飛邊、毛刺； 在缸內(nèi)表面鍍鉻，外表面刷防腐油漆。 8法蘭設(shè)計(jì) 液壓缸的端蓋形式有很多，較為常見(jiàn)的是法蘭式端蓋。本次設(shè)計(jì)選擇法蘭式端蓋 （缸筒端部）法蘭厚度根據(jù)下式進(jìn)行計(jì)算： 式（3-8） 式中， -法蘭厚度（m）； —密封環(huán)內(nèi)經(jīng)d=40mm（m）； 密封環(huán)外徑（m）；=50mm 系統(tǒng)工作壓力（pa）；=7MPa 附加密封力（Pa）；值取其材料屈服點(diǎn)353MPa； 螺釘孔分布圓直徑（m）；=55mm 密封環(huán)平均直徑（m）；=45mm 法蘭材料的許用應(yīng)力（Pa）；[]=/n=353/5=70.6MPa —法蘭受力總合力（m） 所以=13.2mm 為了安全取=14mm 9缸筒端部）法蘭連接螺栓的強(qiáng)度計(jì)算 連接圖如下： 圖3-1缸體端部法蘭用螺栓連接 1-前端蓋；2-缸筒 螺栓強(qiáng)度根據(jù)下式計(jì)算： 螺紋處的拉應(yīng)力: (MPa) 式（3-9） 螺紋處的剪應(yīng)力 (MPa) 式（3-10） 合成應(yīng)力 (MPa) 式（3-11） 式中, —液壓缸的最大負(fù)載，=A，單桿時(shí)，雙桿是 —螺紋預(yù)緊系數(shù)，不變載荷=1.25~1.5，變載荷=2.5~4； —液壓缸內(nèi)徑； —缸體螺紋外徑； —螺紋內(nèi)經(jīng)； —螺紋內(nèi)摩擦因數(shù)，一般取=0.12;變載荷取=2.5~4； —材料許用應(yīng)力，,為材料的屈服極限，n為安全系數(shù)，一般取n=1.2~1.5； Z—螺栓個(gè)數(shù)。 最大推力為： 使用4個(gè)螺栓緊固缸蓋，即：=4 螺紋外徑和底徑的選擇： =10mm =8mm 系數(shù)選擇：選取=1.3=0.12 根據(jù)式（3-9）得到螺紋處的拉應(yīng)力為： = 根據(jù)式（3-10）得到螺紋處的剪應(yīng)力為： 根據(jù)式（3-11）得到合成應(yīng)力為： ==367.6MPa 由以上運(yùn)算結(jié)果知，應(yīng)選擇螺栓等級(jí)為12.9級(jí)； 查表的得：抗拉強(qiáng)度極限=1220MP;屈服極限強(qiáng)度=1100MP； 不妨取安全系數(shù)n=2 可以得到許用應(yīng)力值：[]=/n=1100/2=550MP 證明選用螺栓等級(jí)合適。 10密封件的選用 A.對(duì)密封件的要求 在液壓元件中，液壓缸的密封要求是比較高的，特別是一些特殊液壓缸，如擺動(dòng)液壓缸等。液壓缸不僅有靜密封，更多的部位是動(dòng)密封，而且工作壓力高，這就要求密封件的密封性能要好，耐磨損，對(duì)溫度的適應(yīng)范圍大，要求彈性好，永久變形小，有適當(dāng)?shù)臋C(jī)械強(qiáng)度，摩擦阻力小，容易制造和裝拆，能隨壓力的升高而提高密封能力和利于自動(dòng)補(bǔ)償磨損。密封件一般以斷面形狀分類，有O形、Y形、U形、V形和Yx形等。除O形外，其他都屬于唇形密封件。 B. O形密封圈的選用 液壓缸的靜密封部位主要有活塞內(nèi)孔與活塞桿、支撐座外圓與缸筒內(nèi)孔、端蓋與缸體端面等處。靜密封部位使用的密封件基本上都是O形密封圈。 C.動(dòng)密封部位密封圈的選用 由于O型密封圈用于往復(fù)運(yùn)動(dòng)存在起動(dòng)阻力大的缺點(diǎn)，所以用于往復(fù)運(yùn)動(dòng)的密封件一般不用O形圈，而使用唇形密封圈或金屬密封圈。 液壓缸動(dòng)密封部位主要有活塞與缸筒內(nèi)孔的密封、活塞桿與支撐座（或?qū)蛱祝┑拿芊獾取? 活塞環(huán)是具有彈性的金屬密封圈，摩擦阻力小，耐高溫，使用壽命長(zhǎng)，但密封性能差，內(nèi)泄漏量大，而且工藝復(fù)雜，造價(jià)高。對(duì)內(nèi)泄漏量要求不嚴(yán)而要求耐高溫的液壓缸，使用這種密封圈較合適。 V形圈的密封效果一般，密封壓力通過(guò)壓圈可以調(diào)節(jié)，但摩擦阻力大，溫升嚴(yán)重。因其是成組使用，模具多，也不經(jīng)濟(jì)。對(duì)于運(yùn)動(dòng)速度不高、出力大的大直徑液壓缸，用這種密封圈較好。 U形圈雖是唇形密封圈，但安裝時(shí)需用支撐環(huán)壓住，否則就容易卷唇，而且只能在工作壓力低于10MPa時(shí)使用，對(duì)壓力高的液壓缸不適用。 比較而言，能保證密封效果，摩擦阻力小，安裝方便，制造簡(jiǎn)單經(jīng)濟(jì)的密封圈就屬Yx型密封圈了。它屬于不等高雙唇自封壓緊式密封圈 ，分軸用和孔用兩種。 綜上，所以本設(shè)計(jì)選用Yx型圈，聚氨酯和聚四氟乙烯密封材料組合使用，可以顯著提高密封性能： a.降低摩擦阻力，無(wú)爬行現(xiàn)象； b.具有良好的動(dòng)態(tài)和靜態(tài)密封性，耐磨損，使用壽命長(zhǎng)； c.安裝溝槽簡(jiǎn)單，拆裝簡(jiǎn)便。 這種組合的特別之處就是允許活塞外園和缸筒內(nèi)壁有較大間隙，因?yàn)榻M合式密封的密封圈能防止擠入間隙內(nèi)，降低了活塞與缸筒的加工要求，密封方式圖如下： 圖3-2 密封方式圖 3.5 制定液壓回路方案，擬定液壓系統(tǒng)原理圖 液壓系統(tǒng)的設(shè)計(jì)是整個(gè)機(jī)器設(shè)計(jì)的一部分，它的任務(wù)是根據(jù)機(jī)器的用途、特點(diǎn)和要求，利用液壓傳動(dòng)的基本原理，擬定出合理的液壓系統(tǒng)圖，在經(jīng)過(guò)必要的計(jì)算來(lái)確定液壓系統(tǒng)的參數(shù)，然后按照這些參數(shù)來(lái)選用液壓元件的規(guī)格和進(jìn)行系統(tǒng)的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)。根據(jù)對(duì)機(jī)器的工作情況進(jìn)行詳細(xì)的分析，該機(jī)床需要快進(jìn)、工進(jìn)和快退三步一次進(jìn)給運(yùn)動(dòng)。其工作過(guò)程由液壓系統(tǒng)來(lái)實(shí)現(xiàn)。液壓滑臺(tái)是由滑臺(tái)、滑座及油缸三部分組成，液壓滑臺(tái)是通過(guò)電氣控制由夜壓系統(tǒng)來(lái)實(shí)現(xiàn)的?；_(tái)的工進(jìn)速度由節(jié)流閥調(diào)節(jié)，可實(shí)現(xiàn)無(wú)級(jí)調(diào)速。電氣控制電路一般采用行程、時(shí)間原則及壓力控制方式。 具有一次進(jìn)給的液壓動(dòng)力滑臺(tái)電氣控制電路如圖所示： 電磁鐵 YA1 YA2 YA3 轉(zhuǎn)換主令 快進(jìn) + - + SB5 工進(jìn) + - - SB6 快退 - + - SB7 停止 - - - SB2 3.5.1 滑臺(tái)原位停止 滑臺(tái)由油缸YG拖動(dòng)前后進(jìn)給，電磁鐵YA1、YA2、YA3均為斷電狀態(tài)，滑臺(tái)原位停止。 3.5.2 滑臺(tái)快進(jìn) 按下SB0按扭， YA1、YA3電磁鐵得電，將電磁閥1HF及2HF推向右端，于是泵壓出的壓力油經(jīng)1HF流入滑臺(tái)油缸左腔，右腔流出的油經(jīng)1HF、2HF也流入左腔構(gòu)成差動(dòng)快速回路使滑臺(tái)快進(jìn)。 3.5.3 滑臺(tái)工進(jìn) 當(dāng)擋鐵壓動(dòng)行程開(kāi)關(guān)SQ1， YA3斷電，電磁閥2HF復(fù)位，滑臺(tái)右腔流出的油只能經(jīng)節(jié)流閥流入油箱，滑臺(tái)轉(zhuǎn)為工進(jìn)。 3.5.4 滑臺(tái)快退 當(dāng)滑臺(tái)工進(jìn)到終點(diǎn)， YA2得電，使電磁閥1HF推向左，變量泵壓出的壓力油經(jīng)1HF流入滑臺(tái)油缸右腔，左腔流出的油經(jīng)1HF直接流入油箱，滑臺(tái)快退。 在上述電路中，若需要使滑臺(tái)工進(jìn)到終點(diǎn)，延時(shí)停留，即工作循環(huán)成為：快進(jìn)工進(jìn)延時(shí)停留快退。 圖3-2液壓滑臺(tái)液壓系統(tǒng)原理圖 3.6 計(jì)算與選擇液壓元件 3.6.1 液壓泵及驅(qū)動(dòng)電機(jī)計(jì)算與選定 （1）、液壓泵的選擇 液壓泵的最高工作壓力計(jì)算 由工況圖4-1可以查得液壓缸的最高工作壓力出現(xiàn)在工進(jìn)階段，即由于進(jìn)油路元件較少，故泵至缸間的進(jìn)油路壓力損失估取為。則液壓泵的最高工作壓力為 所需的液壓泵最大供油量qp按液壓缸的最大輸入流量估算。取泄漏系數(shù)K=1.1則 qp=1.1* 18.4=20.24(L/min) 暫取泵的容積效率?v=0.90可算得泵的排量參考值為 Vg=1000qv/n?v=1000*20.24/1500*0.9=14.9mL/r 根據(jù)以上計(jì)算結(jié)果查閱產(chǎn)品樣本，選用規(guī)格相近的25YCY14—1B壓力補(bǔ)償變量型斜盤式軸向柱塞泵，其額定壓力Pn=32Mpa，V=25mL/r，n=1500r/min，容積效率?v=0.92，qp=Vn?v=25*1500*0.92=34.5L/min，符合系統(tǒng)對(duì)流量的要求 （2）、電動(dòng)機(jī)的選擇 固定設(shè)備的液壓系統(tǒng)，其液壓泵通常用電動(dòng)機(jī)驅(qū)動(dòng)。 根據(jù)算出的功率和液壓泵的轉(zhuǎn)速及其使用環(huán)境，從產(chǎn)品樣本或手冊(cè)中選定其型號(hào)規(guī)格[額定功率、轉(zhuǎn)速、電源、結(jié)構(gòu)形式（立式、臥式，開(kāi)式、封閉式的等）]，并對(duì)其進(jìn)行核算，以保證每個(gè)工作階段電動(dòng)機(jī)的峰值超載量都低于25%。 由于液壓泵通常在空載下啟動(dòng)，故對(duì)電動(dòng)機(jī)的啟動(dòng)轉(zhuǎn)矩沒(méi)有過(guò)高的要求，負(fù)荷變化比較平穩(wěn)，啟動(dòng)次數(shù)不多，故可采用籠型三相異步電動(dòng)機(jī)。但若液壓系統(tǒng)功率較大而電網(wǎng)容量不大時(shí)，可采用繞線轉(zhuǎn)子電動(dòng)機(jī)。對(duì)于采用變頻調(diào)節(jié)流量方案的液壓泵，則應(yīng)采用變頻調(diào)速或電磁調(diào)速控制的交流異步電動(dòng)機(jī)驅(qū)動(dòng)液壓泵。 由工況圖知，最大功率出現(xiàn)在終壓階段t=0.395s時(shí)，由此時(shí)的液壓缸工作壓力和流量可算得此時(shí)液壓泵的最大理論功率 Pt=（p+?p）Kq=（8+0.5）*（1.1*4.7）/60=0.73Kw 取泵的總效率為?p=0.85，則算得液壓泵驅(qū)動(dòng)功率為 Pp=Pt/?p=0.73/0.85=0.86Kw 查手冊(cè)，選用規(guī)格相近的Y90L1—4型封閉式三相異步電動(dòng)機(jī)，轉(zhuǎn)速1440r/min，額定功率為1.5Kw。 按所選電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速和液壓泵的排量，液壓泵的最大實(shí)際流量為 大于計(jì)算所需流量20.24L/min,滿足使用要求。 3.6.2 液壓控制閥和液壓輔助元件的選定 根據(jù)所選擇的液壓泵規(guī)格和系統(tǒng)的工作情況，容易選擇系統(tǒng)的其他液壓元件，一并列入表8-1 序號(hào) 元件名稱 估計(jì)通過(guò)流量 型號(hào) 規(guī)格 1 斜盤式柱塞泵 25 25YCY14－1B 32Mpa，驅(qū)動(dòng)功率24.6KN 2 WU網(wǎng)式濾油器 25 WU-25*180 15通徑，壓力損失0.01MPa 3 直動(dòng)式溢流閥 12 YEF-10B 10通徑，32Mpa，板式聯(lián)接 4 背壓閥 63 YF3-10B 10通徑，21Mpa，板式聯(lián)接 5 二位二通手動(dòng)電磁閥 80 22EF3-E10B 6 三位四通電磁閥 60 34F3-Ea6B 6通徑，壓力31.5MPa 7 液控單向閥 40 YAF3-Ea10B 32通徑，32MPa 8 調(diào)速閥 80 QFF3-E10B 10通徑，16MPa 9 調(diào)速閥 80 QF3-E10B 10通徑，16MPa 10 二位二通電磁閥 30 22EF3B-E10B 6通徑，壓力20 MPa 11 壓力繼電器 － DP1-63B 8通徑，10.5-35 MPa 12 壓力表開(kāi)關(guān) － KF3-E3B 32Mpa，6測(cè)點(diǎn) 13 油箱 14 液控單向閥 YAF3-Ea10B 32通徑，32MPa 15 上液壓缸 16 下液壓缸 17 單向節(jié)流閥 48 ALF3－E10B 10通徑，16MPa 18 單向單向閥 48 ALF3－E10B 10通徑，16MPa 19 三位四通電磁換向閥 25 34EF30-E6B 6通徑，16MPa 20 減壓閥 40 JF3-10B 10通徑，板式連接 3.6.3油管的選擇 油管系統(tǒng)中使用的油管種類很多，有鋼管、銅管、尼龍管、塑料管、橡膠管等，必須按照安裝位置、工作環(huán)境和工作壓力來(lái)正確選用。本設(shè)計(jì)中油管采用鋼管，因?yàn)楸驹O(shè)計(jì)中所須的壓力是高壓，P=31.25MPa ， 鋼管能承受高壓，價(jià)格低廉，耐油，抗腐蝕，剛性好，但裝配是不能任意彎曲，常在裝拆方便處用作壓力管道一中、高壓用無(wú)縫管，低壓用焊接管。本設(shè)計(jì)在彎曲的地方可以用管接頭來(lái)實(shí)現(xiàn)彎曲。 尼龍管用在低壓系統(tǒng)；塑料管一般用在回油管用。 膠管用做聯(lián)接兩個(gè)相對(duì)運(yùn)動(dòng)部件之間的管道。膠管分高、低壓兩種。高壓膠管是鋼絲編織體為骨架或鋼絲纏繞體為骨架的膠管，可用于壓力較高的油路中。低壓膠管是麻絲或棉絲編織體為骨架的膠管，多用于壓力較低的油路中。由于膠管制造比較困難，成本很高，因此非必要時(shí)一般不用。 1. 管接頭的選用： 管接頭是油管與油管、油管與液壓件之間的可拆式聯(lián)接件，它必須具有裝拆方便、連接牢固、密封可靠、外形尺寸小、通流能力大、壓降小、工藝性好等各種條件。 管接頭的種類很多，液壓系統(tǒng)中油管與管接頭的常見(jiàn)聯(lián)接方式有： 焊接式管接頭、卡套式管接頭、擴(kuò)口式管接頭、扣壓式管接頭、固定鉸接管接頭。管路旋入端用的連接螺紋采用國(guó)際標(biāo)準(zhǔn)米制錐螺紋（ZM）和普通細(xì)牙螺紋（M）。錐螺紋依靠自身的錐體旋緊和采用聚四氟乙烯等進(jìn)行密封，廣泛用于中、低壓液壓系統(tǒng)；細(xì)牙螺紋密封性好，常用于高壓系統(tǒng)，但要求采用組合墊圈或O形圈進(jìn)行端面密封，有時(shí)也采用紫銅墊圈。 2.管道內(nèi)徑計(jì)算： （1） 式中 Q——通過(guò)管道內(nèi)的流量 v——管內(nèi)允許流速 ，見(jiàn)表： 表3.2：液壓系統(tǒng)各管道流速推薦值 油液流經(jīng)的管道 推薦流速 m/s 液壓泵吸油管 0.5～1.5 液壓系統(tǒng)壓油管道 3～6，壓力高，管道短粘度小取大值 液壓系統(tǒng)回油管道 1.5～2.6 (1). 液壓泵壓油管道的內(nèi)徑： 取v=4m/s 根據(jù)《簡(jiǎn)明手冊(cè)》P111查得：取d=20mm,鋼管的外徑 D=28mm; 管接頭聯(lián)接螺紋M27×2。 (2) . 液壓泵回油管道的內(nèi)徑： 取v=2.4m/s d=21mm 根據(jù)《簡(jiǎn)明手冊(cè)》P111查得：取d=25mm,鋼管的外徑 D=34mm; 管接頭聯(lián)接螺紋M33×2。 3. 管道壁厚的計(jì)算 式中： p——管道內(nèi)最高工作壓力 Pa d——管道內(nèi)徑 m ——管道材料的許用應(yīng)力 Pa， ——管道材料的抗拉強(qiáng)度 Pa n——安全系數(shù)，對(duì)鋼管來(lái)說(shuō)，時(shí)，取n=8；時(shí)， 取n=6； 時(shí)，取n=4。 根據(jù)上述的參數(shù)可以得到： 我們選鋼管的材料為45#鋼，由此可得材料的抗拉強(qiáng)度=600MPa; (1). 液壓泵壓油管道的壁厚 (2). 液壓泵回油管道的壁厚 3.6.4液壓系統(tǒng)的驗(yàn)算 前述液壓系統(tǒng)的初步設(shè)計(jì)是在某些估計(jì)參數(shù)的情況下進(jìn)行的，當(dāng)液壓系統(tǒng)原理圖，組成元件及連接管路等完全確定后，針對(duì)實(shí)際情況對(duì)設(shè)計(jì)的系統(tǒng)進(jìn)行各項(xiàng)性能分析計(jì)算，其目的在于對(duì)液壓系統(tǒng)的設(shè)計(jì)質(zhì)量作出評(píng)價(jià)和評(píng)判，若出現(xiàn)問(wèn)題，則應(yīng)對(duì)液壓系統(tǒng)某些不合理的設(shè)計(jì)進(jìn)行修正或重新調(diào)整，或采取其他的必要的措施，性能驗(yàn)算內(nèi)容一般包括壓力損失，效率，發(fā)熱與升溫，液壓沖擊等，對(duì)于較重要的系統(tǒng)，還應(yīng)對(duì)其動(dòng)態(tài)性能進(jìn)行驗(yàn)算或計(jì)算機(jī)仿真。計(jì)算時(shí)通常只采用一些簡(jiǎn)化公式以求得概略結(jié)果。 1、液壓系統(tǒng)壓力損失驗(yàn)算 上面已經(jīng)計(jì)算出該液壓系統(tǒng)中進(jìn)，回油管的內(nèi)徑分別為20mm,25mm。 但是由于系統(tǒng)的具體管路布置和長(zhǎng)度尚未確定，所以壓力損失無(wú)法驗(yàn)算。（1）工作進(jìn)給時(shí)進(jìn)油路壓力損失。運(yùn)動(dòng)部件工作進(jìn)給時(shí)的最大速度為50mm/s，進(jìn)給時(shí)的最大流量為18.7L/min，則液壓油在管內(nèi)流速為 管道雷諾數(shù)為 ，可見(jiàn)油液在管道內(nèi)流態(tài)為層流，其沿程阻力系數(shù) 雙面鉆通孔臥式組合機(jī)床動(dòng)力滑臺(tái)液壓進(jìn)給系統(tǒng)設(shè)計(jì) 進(jìn)油管道BC的沿程壓力損失為 查得換向閥34EF30-E6B的壓力損失 忽略油液通過(guò)管接頭、油路板等處的局部壓力損失，則進(jìn)油路總壓力損失為 （2）工作進(jìn)給時(shí)回油路的壓力損失。由于選用單活塞桿液壓缸，且液壓缸有桿腔的工作面積為無(wú)桿腔的工作面積的二分之一，則回油管道的流量為進(jìn)油管道的二分之一，則 回油管道的沿程壓力損失為： 查產(chǎn)品樣本知換向閥23EF3B-E10B的壓力損失，換向閥34EF30-E10B的壓力損失，調(diào)速閥AQF3-E10B壓力損失。 回油路總壓力損失為 （3）變量泵出口處得壓力 （4）快進(jìn)時(shí)的壓力損失?？爝M(jìn)時(shí)液壓缸為差動(dòng)連接，自匯流點(diǎn)A至液壓缸進(jìn)油口C之間的管路AC中，流量為液壓泵出口流量的兩倍即390L/min，AC段管路的沿程壓力損失為 同樣可求管道AB段及AD段得沿程壓力損失和為 查產(chǎn)品樣本知，流經(jīng)各閥的局部壓力損失為： 34EF30-E10B的壓力損失，23EF3B-E10B的壓力損失 據(jù)分析在差動(dòng)連接中，泵的出口壓力為 快退時(shí)壓力損失驗(yàn)算從略。上述驗(yàn)算表明，無(wú)需修改原設(shè)計(jì)。 2、液壓系統(tǒng)效率η的估算 估算液壓系統(tǒng)效率η時(shí)，主要應(yīng)考慮液壓泵的總效率ηp、液壓執(zhí)行元件的總效率ηA及液壓回路的效率ηC。 η=ηPηCη 3、系統(tǒng)溫升的驗(yàn)算 在整個(gè)工作循環(huán)中，工進(jìn)階段所占的時(shí)間最長(zhǎng)，且發(fā)熱量最大。為了簡(jiǎn)化計(jì)算，主要考慮工進(jìn)時(shí)的發(fā)熱量。一般情況下，工進(jìn)時(shí)做功的功率損失大引起發(fā)熱量較大，所以只考慮工進(jìn)時(shí)的發(fā)熱量，然后取其值進(jìn)行分析。 當(dāng)V=10mm/s時(shí)，即v=600mm/min 即q=7.4L/min 此時(shí)泵的效率為0.9，泵的出口壓力為20MP，則有 kw 此時(shí)的功率損失為： 假定系統(tǒng)的散熱狀況一般，取， 油箱的散熱面積A為 系統(tǒng)的溫升為 油箱中溫度一般推薦30-50 所以驗(yàn)算表明系統(tǒng)的溫升在許可范圍內(nèi)。 3.7 設(shè)計(jì)雙面鉆通孔臥式組合機(jī)床動(dòng)力滑臺(tái)液壓進(jìn)給系統(tǒng)總裝配圖 1.總圖的作用與內(nèi)容 機(jī)床聯(lián)系尺寸總圖是以被加工零件工序圖和加工示意圖為依據(jù)，并按初步選定的主要通用部件以及確定的專用部件的總體結(jié)構(gòu)而繪制的。是用來(lái)表示機(jī)床的配置型式、主要構(gòu)成及各部件安裝位置、相互聯(lián)系、運(yùn)動(dòng)關(guān)系和操作方式的總體布局。用以檢驗(yàn)各部件相對(duì)位置及尺寸聯(lián)系能否滿足加工要求和通用部件選擇是否合適；它為多軸箱、夾具等專用部件設(shè)計(jì)提供重要依據(jù)；它可以看成是機(jī)床總體外觀圖。由其輪廓尺寸、占地面積、操作方式等可以檢驗(yàn)是否適應(yīng)用戶現(xiàn)場(chǎng)使用環(huán)境。 2.繪制機(jī)床聯(lián)系尺寸總圖之前應(yīng)確定的主要內(nèi)容 （1）選擇動(dòng)力部件 動(dòng)力部件的選擇主要是確定動(dòng)力箱（或各種工藝切削頭）和動(dòng)力滑臺(tái)。動(dòng)力箱規(guī)格要與滑臺(tái)匹配，其驅(qū)動(dòng)功率主要依據(jù)多軸箱所需傳遞的切削功率來(lái)選用。在不需要精確計(jì)算多軸箱功率或多軸箱尚未設(shè)計(jì)出來(lái)之前，可按下列簡(jiǎn)化公式進(jìn)行估算： P多軸箱=P切削 /η 式中P切削——消耗于各主軸的切削功率的總和，單位為KW；計(jì)算公式查表6-20計(jì)算。 η——多軸箱的傳動(dòng)效率，加工黑色金屬時(shí)取0.8～0.9，加工有色金屬時(shí)取0.7～0.8；取η為0.8。 則：P多軸箱=P切削/η=2/0.8 =2.5KW 查表7-9 1TD32-1TD50動(dòng)力箱性能 ，多軸箱選用1TD40Ⅲ型動(dòng)力箱，其內(nèi)部電動(dòng)機(jī)型號(hào)為Y132M-4，電動(dòng)機(jī)功率為3.0KW，電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速為960r·min-1。驅(qū)動(dòng)軸轉(zhuǎn)速為480r·min-1。 （2） 確定機(jī)床裝料高度H 裝料高度一般是指工件安裝基面至地面的垂直距離。在確定機(jī)床裝料高度時(shí)，首先要考慮工人操作的方便性；對(duì)于流水線要考慮車間運(yùn)送工件的滾道高度；對(duì)于自動(dòng)線要考慮中間底座的足夠高度，以便允許內(nèi)腔通過(guò)隨行夾具返回系統(tǒng)或泠卻排屑系統(tǒng)。其次是機(jī)床內(nèi)部結(jié)構(gòu)尺寸限制和剛性要求。如工件最底孔位置h2、多軸箱允許的最底主軸高度h1和通用部件、中間底座及夾具底座基本尺寸的限制等?？紤]上述剛度、結(jié)構(gòu)功能和使用要求等因素，新國(guó)家標(biāo)準(zhǔn)裝料高度為1060mm，與國(guó)際標(biāo)準(zhǔn)ISO一致。實(shí)際設(shè)計(jì)時(shí)常在850～1060mm之間選取。本課題取裝料高度為H=930.5mm。 （3） 確定夾具輪廓尺寸 主要確定底座的長(zhǎng)、寬、高尺寸。工件的輪廓尺寸和形狀是確定夾具底座輪廓尺寸的基本依據(jù)。具體要考慮布置工件的定位、限位、夾緊機(jī)構(gòu)、刀具導(dǎo)向裝置以及夾具底座排屑和安裝等方面的空間和面積需要。 加工示意圖中已確定了一個(gè)或幾個(gè)加工方向的工件與導(dǎo)向間距離以及導(dǎo)向套的尺寸。這里主要是合理確定設(shè)置導(dǎo)向的鉆模架體尺寸，可初步確定它在加工方向的尺寸一般不小于導(dǎo)向長(zhǎng)度，取L長(zhǎng)503mm,至于寬度尺寸可據(jù)導(dǎo)向分布尺寸及工件限位元件安置需要確定，取L寬480mm，工件夾緊高度L=1072.5mm,夾具底座的高度尺寸，一方面要保證其有足夠的剛度，同時(shí)要考慮機(jī)床的裝料高度、中間底座的剛度、排屑的方便性和便于設(shè)置定位、夾緊機(jī)構(gòu)，一般不小于240mm。本課題高度為240mm。對(duì)于較復(fù)雜的夾具，繪制聯(lián)系尺寸總圖之前應(yīng)繪制夾具夾具結(jié)構(gòu)草圖，以便于確定夾具的主要參數(shù)、基本結(jié)構(gòu)方案及其外形控制尺寸。 （4） 確定中間底座尺寸 中間底座的輪廓尺寸，在長(zhǎng)寬方向應(yīng)滿足夾具的安裝需要。它在加工方向的尺寸，實(shí)際已由加工示意圖所確定，圖中已規(guī)定了機(jī)床在加工終了時(shí)工件端面至多軸箱前端面的距離。由此，根據(jù)選定的動(dòng)力箱、滑臺(tái)、側(cè)底座等標(biāo)準(zhǔn)的位置關(guān)系，并考慮滑臺(tái)的前備量，通過(guò)尺寸鏈就可以計(jì)算確定中間底座加工方向的尺寸（本課題選前備量為30mm，計(jì)算長(zhǎng)度為740mm）。算出長(zhǎng)度通常應(yīng)圓整，并按R20優(yōu)選數(shù)系選用。應(yīng)注意，考慮到毛坯誤差和裝配偏移，中間底座支承夾具底座的空余邊緣尺寸。當(dāng)機(jī)床不用泠卻液時(shí)不要小于10～15mm；使用冷卻液時(shí)不小于70～100mm。還須注意：當(dāng)加工終了時(shí)，多軸箱與夾具體輪廓間應(yīng)有足夠的距離，以便于調(diào)整和維修，并應(yīng)有一定的前備量。 確定中間底座的高度方向尺寸時(shí)，應(yīng)注意機(jī)床的剛性要求、冷卻排屑系統(tǒng)要求以及側(cè)底座連接尺寸要求。裝料高度和夾具底座高度確定后，中間底座高度就已確定，本課題中高度為560mm。 （5）確定多軸箱輪廓尺寸 標(biāo)準(zhǔn)通用鉆、鏜類多軸箱的厚度是一定的、臥式為325mm，立式為340mm。因此，確定多軸箱尺寸，主要是確定多軸箱的寬度B和高度H及最底主軸高度h1。見(jiàn)圖多軸箱寬度B、高度H的大小主要與被加工零件孔的分布位置有關(guān)，可按下式確定：B=b+2b1 H=h+h1+b1 式中 b——工件在寬度方向相距最遠(yuǎn)的兩孔距離，單位為mm； b1——最邊緣主軸中心至箱體外壁距離，單位為mm； h——工件在高度方向相距最遠(yuǎn)的兩孔距離，單位為mm； h1——最底主軸高度，單位為mm。 b和h為已知尺寸，從加工工序圖中查得：b=197.5mm， h=192mm。 為保證多軸箱內(nèi)有足夠安排齒輪的空間，推薦b1>70～100mm。取b1=100mm，多軸箱最底主軸高度h1必須考慮與工件最低孔位置h2、機(jī)床裝料高度H、滑臺(tái)總高h(yuǎn)3、側(cè)底座高度h4等尺寸之間的關(guān)系而確定。推薦h1>85～140mm，取h1=108mm。H、B的計(jì)算如下： B= b+2b1=197.5+2*100=397.5mm H= h+h1+b1=192+108+100=400mm 查表5-40 1TD25-1TD80動(dòng)力箱與多軸箱、滑臺(tái)的聯(lián)系尺寸 及表7-3 多軸箱體規(guī)格尺寸及動(dòng)力箱法蘭尺寸，考慮到兩者間的安裝連接，應(yīng)該選用 B*H=630mm*500mm的多軸箱。 3 機(jī)床生產(chǎn)率計(jì)算卡 加工零件 圖號(hào) 毛坯種類 灰鑄鐵 名稱 毛坯重量 38Kg 材料 HT200 硬度 HB242 工序名稱 鉆孔 工序號(hào) 序號(hào) 工步名稱 零件個(gè)數(shù) 加工直徑/mm 加工長(zhǎng)度 工作行程/mm 切削速度 每分鐘轉(zhuǎn)速 每轉(zhuǎn)進(jìn)給量 每分鐘進(jìn)給量 工時(shí)/min 機(jī)動(dòng)時(shí)間 輔助時(shí)間 共計(jì) 1 裝入工件 1 0.75 2