专用钻床液压系统设计

课课 程程 设设 计计 说说 明明 书书 题题 目目 专用钻床液压传动系统设计 学生姓名 学生姓名 刘刘 陈陈 张张 班班 级 级 学学 院 院 机械工程学院机械工程学院 专专 业 业 指导教师 指导教师 评定成绩评定成绩 优优 良良 中中 及格及格 不及格不及格 天津职业技术师范大学天津职业技术师范大学 课课 程程 设设 计计 任任 务务 机械工程 学院 班 学生 课程设计课题 专用钻床液压系统设计 一 课程设计工作日自2012 年 12 月 31 日至 2013 年 1 月 6 日 二 同组同学 三 课程设计任务要求 包括课程来源 类型 目的和意义 基本要求 完成 时间 主要参考资料等 1 目的 1 巩固和深化已学的理论知识 掌握液压系统设计计算的一般步骤和方法 2 正确合理的的确定执行机构 运用液压基本回路组合成满足基本性能要求 的高效的液压系统 3 熟悉并运用有关国家标准 设计手册和产品样本等技术资料 2 设计参数 试设计一专用钻床的液压系统 要求完成 快进 工作 快退 停止 卸荷 的工作循环 I 设计参数 学号尾数 0 切削阻力 Ft KN 17 运动部件重力G KN 9 快进 快退速度V m min 5 6 往复运动加减速时间t S 0 3 工进速度 V2 m min 1 工进行程 s1 mm 128 快进行程 s2 mm 388 动摩擦系数 fd 0 1 静摩擦系数 fs 0 2 机械效率m 0 95 3 设计要求 1 负载分析 绘制负载 速度图 工作循环图 2 确定执行元件 液压缸 的主要参数 3 绘制液压系统图原理图 液压缸装配图和电磁铁动作循环表 3 选择各类元件及辅件的形式和规格 II 目录目录 一 一 前言前言 1 二 钻床的液压系统工况分析钻床的液压系统工况分析 3 三 液压系统的原理图拟定及设计液压系统的原理图拟定及设计 5 3 1 供油方式 5 3 2 调速方式的选择 3 3 3 速度换接方式的选择 6 3 4 绘制液压系统图 8 四 液压系统的计算和液液压系统的计算和液压压元件的选择元件的选择 10 4 1 工作压力 P 的确定 4 2 液压缸的主要尺寸的确定 14 4 3 稳定速度的验算 16 4 4 计算在各工作阶段液压缸的所需流量 19 4 5 液压泵的选择 21 4 6 电动机的选择 23 4 7 液压阀的选择 4 8 液压油管的设计 4 9 油箱容量的选择 五 液压系统性能验算液压系统性能验算 24 5 1 压力损失的验算 5 2 系统温升的验算 六 液压缸转配图液压缸转配图 26 七 总结及感想总结及感想 30 八 参考文献参考文献 32 0 一 前言一 前言 液压传动是一门新的学科 虽然从 17 世纪中叶帕斯卡提出静压传动原理 18 世纪 末英国制成世界上第一台水压机算起 液压传动技术已有二三百年的历史 但直到 20 世纪 30 年代它才较普遍地用于起重机 机床及工程机械 在第二次世界大战期间 由 于战争需要 出现了由响应迅速 精度高的液压控制机构所装备的各种军事武器 第 二次世界大战结束后 液压技术迅速转向名用工业 液压技术不断应用于各种自动机 及自动生产线 20 世纪 60 年代以后 液压技术随着原子能 空间技术 计算机技术的发展而迅速 发展 因此 液压传动真正的发展也只是近三四十年的事 当前液压技术正向迅速 高压 大功率 高效 低噪声 经久耐用 高度集成化的方面发展 同时 新型液压 元件和液压系统的计算机辅助设计 CAD 计算机辅助测试 CAT 计算机直接控 制 CDC 机电一体化 可靠性技术等方面也是当前液压传动及控制技术发展和研究 的方向 我国的液压技术最初应用于机床和锻压设备 后来又用于拖拉机和工程机械上 我国在从国外引进一些液压元件 生产技术的同时 也进行自行研制和设计 液压元 件现已形成了系列 并在各种机械设备上得到了广泛的使用 液压传动是用液体作为工作介质 利用液体的压力能来实现运动和力的传递的一 种的传动方式 现今 采用液压传动的程度已成为衡量一个国家工业水平的重要标志 之一 液压技术在实现高压 高速 大功率 高效率 低噪声以及液压元件和系统的 经久耐用 高度集成化等方面取得了重大进展 将液压传动技术应用到钻床中 使它 具有成本低 效率高 机构简单 工作可靠 使用和维修方便等特点 专用钻床是应 用液压技术较广泛的领域之一 采用液压传动技术与控制的机床 可在较宽范围内进 行无级调速 具有良好的换向及速度换接性能 易于实现自动工作循环 对提高生产 效率 改进产品质量和改善劳动条件 都起着十分重要的作用 本文针对专用钻床的 液压系统进行设计 1 2 2 钻床的液压系统工况分析钻床的液压系统工况分析 根据所给设计参数绘制运动部件的速度循环图 如图 2 1 所示 然后计算各阶段的外负载并绘制负载图 液压缸所受外负载 F 包括三种类型 即 2 1 afw FFFF 式中 工作负载 对于金属切削机床来说 即为沿活塞运动方向的切削力 w F 在本设计中为 17000 w FN 运动部件速度变化时的惯性负载 a F 导轨摩擦阻力负载 启动时为静摩擦阻力 对于平导轨可由下式得 f F f F 2 2 rnf FGfF 式中 运动部件重力 G 垂直于导轨的工作负载 本设计中为零 rn F 导轨摩擦系数 在本设计中取静摩擦系数为 0 2 动摩擦系数为 0 1 f 则求得 N F 180090002 0 fs N F 90090001 0 fs 式中 静摩擦阻力 fs F 动摩擦阻力 fa F 2 3 t v g G a F 2 式中 重力加速度 g 加速或减速时间 取 0 3 t 速度差 v 在本设计中 NFa286 603 0 6 5 8 9 9000 根据上述计算结果 列出各工作阶段所受的外负载 见表 2 1 并画出如图 2 2 所 示的负载循环图 图 2 2 负载循环图 表表 2 1 工作循环各阶段的外负载工作循环各阶段的外负载 工作循环外负载NF工作循环外负载NF 启动 加速 af FFF 2086工进 faw FFF 17900 快进 F fa F 900快退 F fa F 900 3 三 三 液压系统的原理图拟定及设计液压系统的原理图拟定及设计 3 1 供油方式供油方式 考虑到该机床在工作进给时负载较大 速度较低 而在快进 快退时负载较小 速度较高 从节省能量 减少发热考虑 泵源系统宜选用双泵供油或变量泵供油 现 采用带压力反馈的限压式变量叶片泵 3 2 调速方式的选择调速方式的选择 调速方案对液压系统的性能起到决定性的作用 调速方案包括节流调速 容积调 速 和容积 节流调速三种 选择调速方案时 应根据液压执行元件的负载特性 液压缸 活 塞杆的运动情况和调速范围以及经济性能因素 最后选出合适的调速方案 需考虑到 系统本身的性能要求和一些使用要求以及负载特性 参照表 3 1 表表 3 1 各种调速方式的性能比较各种调速方式的性能比较 节流调速 容积 调速回路 容积 节流调速回路 简式节流调速系统带压力补偿阀的节流调速系统 主要 性能 进油节流及 回油节流 旁路 节流 调速阀在 进油路 调速阀在旁油路及 溢流节流调速回路 变量泵 定量马达 流量 适应 功率适应 速度 刚度 差很差好较好好 负载 特性承载 能力 好较差好较好好 调速 范围 大小大较大大 4 效率低较低低较低最高较高高 功率 特性 发热大较大大较大最小较小小 成本低较低高小最高 液压系统的工作介质完全由液压源来提供 液压源的核心是液压泵 节流调速系统一般用定量泵供油 在无其他辅助油源的情况下 液压泵的供油量 要大于系统的需油量 多余的油经溢流阀流回油箱 溢流阀同时起到控制并稳定油源 压力的作用 容积调速系统多数是用变量泵供油 用安全阀限定系统的最高压力 油液的净化装置是液压源中不可缺少的 一般泵的入口要装有粗过滤器 进入系 统的油液根据被保护元件的要求 通过相应的精过滤器再次过滤 为防止系统中杂质 流回油箱 本设计采用容积 节流调速 所以使用变量泵供油 3 3 速度换接方式的选择速度换接方式的选择 本系统采用电磁阀的快慢速换接回路 它的特点是结构简单 调节行程比较方便 阀的安装也比较容易 但速度换接的 平稳性较差 若要提高系统的换接平稳性 则可改用行程阀切换的速度换接回路 3 4 液压系统原理图液压系统原理图 5 图 3 4 液压系统原理图 1 双作用液压缸 2 二位三通电磁换向阀 3 单向调速阀 4 三位四通电磁换向阀 5 压力表 6 溢流阀 7 液压泵 8 电动机 9 油箱 表表 3 2 电磁铁动作顺序表电磁铁动作顺序表 1YA2YA3YA 快进 工进 快退 注 表示得电 表示失电 6 四 液压系统的计算和液压元件四 液压系统的计算和液压元件的选择的选择 4 1 工作压力工作压力的确定 的确定 p 工作压力可根据负载大小查表取液压缸工作压力为 3 pMPa 4 2 液压缸的液压缸的主要尺寸的确定主要尺寸的确定 1 缸筒内径 缸筒内径 D 液压缸的缸筒内径 D 是根据负载的大小来选定工作压力或往返运动速度比 求得 液压缸的有效工作面积 从而得到缸筒内径 D 再从 GB2348 80 标准中选取最近的 标准值作为所设计的缸筒内径 根据负载和工作压力的大小确定 D D 4 1 cm P F 1 max 4 式中 p 缸工作腔的工作压力 可根据机床类型或负载的大小来确定 1 F 最大作用负载 max 负载图知最大负载为 17900 查表可取为 0 5 为 0 95 考虑到快FN 2 pMPa cm 进 快退速度相等 取为 0 7 上述数据代入公式 D d 2 1 2 1 1 1 4 D d p p cm p F D 可得 mD094 0 2 7 01 30 5 195 0 5 103014 3 179004 查表将液压缸内径圆整为标准系列直径 D 100mm 2 活塞杆外径 活塞杆外径d d 7 活塞杆直径 d 按 d 0 7D 及查表活塞杆直径系列去 d 70mm 3 液压缸壁厚和外径的计算 液压缸壁厚和外径的计算 液压的壁厚一般是指缸筒结构中最薄处的厚度 一般分为薄壁圆筒和厚壁圆筒 本设 计采用薄壁圆筒 其计算公式 2 DPy 式中 液压缸壁厚 m D 液压内径 m y P 试验压力 一般取最大工作压力的 1 25 1 5 倍 Mpa 缸筒材料的许用应力 取无缝钢管 100Mpa 按上式计算得 3 1025 2 1002 1 05 13 在中低压液压系统中 按上式计算所得液压缸的壁厚往往很小 使缸体的刚度往往很 不够 因此 上式一般不做计算 按经验选取 必要时按上式进行校核 取 6mm 则外径 D1D 2 112mm 4 液压缸工作行程的确定 液压缸工作行程的确定 液压缸工作行程长度 可根据执行机构实际工作的最大行程来确定 并参照表 2 6 中 的系列尺寸来选取标准值 表 2 6 液压缸活塞行程参数第一系列 255080100125160200250 320400500630800100012501600 2000250032004000 5 缸盖厚度的确定 缸盖厚度的确定 一般液压缸多为平底缸盖 其有效厚度 t 按强度要求可用下列两式进行近似计算 8 无孔时 取 t 10mm 2 433 0 t y p D 有孔时 取 t 18mm 02 2 d D D 2 433 0t y p D 式中 t 为缸盖有效厚度 D2为缸盖止口内径 d0为缸盖孔的直径 6 最小导向长度的确定 最小导向长度的确定 对一般的液压缸 最小导向长度 H 应满足以下要求 mm80 2 100 20 600 2 D 20 L H 7 缸体长度的确定 缸体长度的确定 液压缸缸体内部长度应等于活塞的行程与活塞的宽度之和 缸体外形长度还要考虑到 两端端盖的厚度 一般液压缸缸体长度不应大于内径的 20 30 倍 缸筒长度 L 由最大工作行程长度加上各种结构需要来确定 即 L l B A M C 4 2 式中 l 活塞的最大工作行程 B 活塞宽度 一般为 0 6 1 D A 活塞杆导向长度 取 0 6 1 5 D M 活塞杆密封长度 由密封方式定 C 其他长度 一般缸筒的长度最好不超过内径的 20 倍 另外 液压缸的结构尺寸还有最小导向长度 H 取 L 650mm 4 3 稳定速度的稳定速度的验算验算 要保证液压缸节流腔的有效工作面积 必须大于保证最小稳定速度的最小有效A 面积 即 min AA min A 9 4 3 min min min v q A 式中 的最小稳定流量 一般从选定流量阀的产品样本中查得 min q 缸的最低速度 由设计要求给定 min v 如果液压缸节流腔的有效工作面积不大于计算所得最小有效面积 则说明A min A 液压缸不能保证最小稳定速度 此时必须增大液压缸的内径 以满足速度稳定的要求 液压缸壁厚和外径的计算 液压缸壁厚由液压缸的强度条件来计算 液压缸壁厚一般是指缸筒结构中最薄处的厚度 从材料力学可知 承受内压力的 圆筒 其内应力分布规律因壁厚的不同而异 一般计算时可分为薄壁圆筒和厚壁圆筒 按最低工进速度演算液压缸的最小稳定速度 由公式 4 3 可得 A 2 3 min min 5 0 100 1005 0 cm v q 是由产品样本查得 GE 系列调速阀 LCA6 10 的最小稳定流量为 0 05 min qminL 本设计中调速阀是安装在回油路上 故液压缸节流腔有效工作面积应选取液压缸 有杆腔的实际面积 即 22222 40 710 4 4 cmdDA 可见上述不等式能满足 液压缸能达到所需低速 4 4 计算在各工作阶段液压缸所需的流量 计算在各工作阶段液压缸所需的流量 快进快进 vdq 2 4 6 5 107 4 22 minL54 211054 21 3 工进工进 vq 2 D 4 10 min 85 711 0 4 2 L 快退快退 vdDq 22 4 6 5 07 0 1 0 4 22 minL42 221042 22 3 4 5 液压泵的选择液压泵的选择 4 5 1 液压泵的压力液压泵的压力 考虑到正常工作中进油管路有一定的压力损失 所以泵的工作压力为 4 4 pppp 1 式中 液压泵为最大工作压力 p p 执行元件最大工作压力 现根据负载大小选取液压缸工作压力为 1 p 3MPa 进油管路中的压力损失 初算时简单系统可取 0 2 0 5 复杂p a MP 系统取 0 5 1 5 本系统取 0 5 a MP a MP ap MPppp5 35 03 1 上述计算所得的 是系统的静态压力 考虑到系统在各种工况的过渡阶段出现 p p 的动态压力往往超过静态压力 另外 考虑到一定压力储备量 并确保泵的寿命 因 此选泵的额定压力应满足公式 中低压系统取小值 高压系统取 p p pn pp 6 1 25 1 最大值 4 5 2 液压泵的流量液压泵的流量 液压泵的最大流量应为 4 5 max qKq Lp 11 式中 泵的最大流量 p q 动作的各执行元件所需流量之和的最大值 如果这时溢流阀正进 max q 行工作 尚需加溢流阀的最小溢流量 2 3 minL 泄露系数 一般取 1 1 1 3 现取 1 2 L K L KminL L K min 9 2642 222 1 max LqKq Lp 4 5 3 液压泵规格的选择液压泵规格的选择 根据以上所得 查液压产品目录选泵型号 YBX 20 限压式变量叶片泵 qppp 额定压力为 6 3 Mpa 排量为 20mL r 转速为 1450r min 该泵的输出流量为 min 29145020 10 3 LQ 4 6 电动机的选择电动机的选择 首先分别算出快进与共进两种不同工况时的功率 取两者较大值作为选择电动机 规格的依据 由于在慢进时泵输出的流量减小 泵的效率急剧降低 一般当流量在 0 2 1范围内时 可取 同时还应注意到 为了使所选则的电动minL 0 1403 0 机在经过泵的流量特性曲线最大功率点时不致停转 需进行验算 即 4 6 n pB P qp 2 式中 所选电动机额定功率 n P 限压式变量泵的限定压力 B p 为时 泵的输出流量 p q B p 首先计算快进时的功率 快进时的外负载为 900N 进油路的压力损失定为 0 3 由式 3 6 可得 a MP 12 ap MPp52 0 3 010 07 0 4 900 6 2 快进时所需电动机功率为 kW qp P pp 27 0 7 060 54 2152 0 工进时所需电动机功率为 kW qp P pp 65 0 7 060 85 7 5 3 查阅电动机产品样本 选用 Y90S 4 型电动机 其额定功率为 1 1 额定转速kW 为 1400 minr 4 7 液压阀的选择液压阀的选择 液压控制阀是液压系统中用来控制液流的压力 流量和流动方向的控制元件 是 影响液压系统性能 可靠性和经济性的重要元件 序号元件名称最大通流量型号规格 1限压式变量叶片泵30YBX 20 2溢流阀25Y 25B 3三位四通换向阀25 34E1 25B 4单向调速阀25LCA6 10 5二位四通电磁阀25 24E1 25B 6压力表开关3KB C6 7过滤器25 WU 25 180 4 8 液压油管的设计液压油管的设计 油管类型的选择此次设计中我采用的管道是无缝钢管 油管内径尺寸一般可参照 选用的液压元件接口尺寸而定 现取油管内径 d 为 12mm 13 4 9 油箱容量的选择油箱容量的选择 本例为中压液压系统 液压油箱有效容量按泵的流量的 5 7 倍来确定 现选用容 量为 160L 的油箱 五 液压系统性能验算 已知该液压系统中进 回油管的内径均为 12mm 各段管道的长度分别为 AB 0 5m AC 2m AD 2m DE 3m 选用 L HL32 液压油 考虑到油的最低温度 为 15 查得 15 时该液压油的运动粘度 v 150cst 1 5 2 cm s 油的密度为 920kg m3 5 15 1 压力损失的验算 压力损失的验算 1 工作近给时进油路压力损失 运动部件进给时的最大速度为 1m min 进给时的最大流量为 7 85L min 则液压油在 管内流速 v1 为 s cm116min cm6944 14 3 85 7 4 4 q v1 2 1 10 d 2 3 2 管道流动雷诺数 Re1 8 92 5 1 2 1116 v v1d Re1 2300 可见油液在管道内流态为层流 其沿程阻力系数为81 0 8 92 75 e1 75 1 R 进油管道 BC 的沿程压力 a1 0 2 920 2 1 5 02 81 0 2d l p 10 39 1 10 v 6 2 2 2 1 1 P 查得换向阀 34E1 25B 的压力值是a05 0 10 6 21 PP 忽略油液通过管接头 油路板等处的局部压力损失 则进油路总压力损失 a15 0 05 0 1 0 101010 666 21111 PPPP 2 工作进给时回油路的压力损失 由于选用单活塞杆液压缸 切液压缸有杆腔的工作 14 面积为无杆腔的工作面积的 1 2 则回油管道的流量为进油管道的 1 2 则 s cm58 2 1 2 V V Re2 4 46 5 1 2 158 v dv2 62 1 4 46 75 e 75 2 2 R 回油管道的沿程压力损 a05 0 2 920 2 1 3 62 1 2d l p 10 58 0 10 v 6 2 2 2 1 2 P 查产品样本知换向阀 24E1 25B 的压力损失 换向阀 34E1 25Ba025 0 10 6 22 PP 的压力损失 调速阀 LCA6 10 的压力损失 a025 0 10 6 32 PP a5 0 10 6 42 PP 回油路总压力损失 a6 05 0025 0 025 005 0 1010 66 423222122 PPPPPP 3 变量泵出口处的压力a85 2 10 6 1 1 22 PP A PAF CM PP 4 快进时的压力损失 快进时液压缸为差动连接 自汇流点 A 至液压缸进油口 C 之 间的管路 AC 中 流量为液压泵出口流量的 2 倍 即 45L min AC 段管路的沿程压力 损失 11 P 为 s cm663 6014 3 454 4 q v1 2 1 10 d 2 3 2 Re1 530 5 1 2 1663 v v1d 142 0 530 75 e1 75 1 R a46 0 2 920 2 1 2 142 0 2d l p 10 63 6 10 v 6 2 2 2 1 1 P 同样可求管道 AB 段及 AD 段的沿程压力损失 21 P 和为 31 P 15 s cm332 6014 3 5 224 4 q v2 2 1 10 d 2 3 2 Re2 256 5 1 2 1332 v v2d 29 0 256 75 e2 75 2 R a018 0 2 32 3 920 2 1 5 0 29 0 10 10 6 2 2 21 PP a245 0 2 32 3 920 2 1 2 29 0 10 10 6 2 2 31 PP 查产品样本知 流经个阀的局部压力损失为 34E1 25B 的压力损失a17 0 10 6 12 PP 24E1 25B 的压力损失a17 0 10 6 22 PP 据分析在差动连接中 泵的厨楼压力 a76 1 2 10 6 2 2212312111 P A F PPPPP CM PP 快退时压力损失验算从略 上述验算表明 无需修改原设计 5 2 系统温升的验算系统温升的验算 在整个工作循环中 工进时的发热量最大 工进速度 V 100cm min 时 q 7 85L min 总效率 则7 0 KWP533 0 7 060 85 7 85 2 输入 KWFP29 0 533 0 100 17900v 1010 32 输出 功率损失为 KWPPP243 029 0 533 0 输出输入 假定系统的散热状况一般 取 K KW cm2 油箱的散热面积为 10 3 10 23232 m92 1160063 0063 0 VA 16 系统的温升为 6 12 92 1 243 0 t 1010 3 KA P 验算表明系统的温升在许可范围内 6 液压缸装配图液压缸装配图 6 1 液压缸装配图液压缸装配图 6 2 液压缸系数液压缸系数 17 元件 参数 D 缸内 径 d 活塞 直径