液压传动 带有死档铁

1、1液压传动课程设计液压传动课程设计 题目名称专用钻床液压系统专业班级15 机制（升本）学生姓名陈拓学 号51501111038指导教师李培机械与电子工程系2二一四年 6 月 6 日课课 程程 设设 计计 任任 务务课程设计课题： 专用钻床液压系统设计一、课程设计工作日自2016 年 6 月 6 日至 2016 年 6 月 12 日二、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）：2 设计题目： 试设计一专用钻床的液压系统，要求完成“快进 -工作 -死档铁停留 -快退 -原位停止 ”的工作循环。设计参数学号尾数0切削阻力 Ft(N)16000运动部件重力

2、G(K)11000快进、快退速度V（m/min）5往复运动加减速时间t（S）0.18工进速度 V2(mm/min)30工进行程 s1（mm）210快进行程 s2（mm）380动摩擦系数 fd0.08静摩擦系数 fs0.2二、设计要求：二、设计要求：液压系统图拟定时需要提供 2 种以上的设计方案的选择比较。从中选择你认为更好的一种进行系统元件选择计算。三、工作量要求三、工作量要求1液压系统图 1 张（A1）2液压缸装配图 1 张33设计计算说明书 1 份四、设计时间：2016 年 6 月 6 日-2016 年 6 月 12 日目目 录录一、一、引言引言 .1二二、钻床的液压系统工况分析钻床的液压

3、系统工况分析 .2三、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 .43.1 供油方式 .43.2 调速方式的选择 .43.3 速度换接方式的选择 .53.4 绘制液压系统图 .5 3.5 液压系统的工作原 .6四、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 .7 4.1 工作压力 P 的确定 .74.2 液压缸的主要尺寸的确定 .84.3 稳定速度的验算 .104.4 计算在各工作阶段液压缸的所需流量 .114.5 液压泵的选择 .124.6 电动机的选择 .13 4.7 液压阀的选择 .14 4.8 液压油管的设计 .15 4.9 油箱容量的选择 .15

4、五、五、液压系统性能验算液压系统性能验算 .155.1 压力损失的验算 .155.2 系统温升的验算 .184六六、总结及感想总结及感想 .19七七、参考文献参考文献 .200引 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

5、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

6、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。1二二 钻床的

7、液压系统工况分析钻床的液压系统工况分析液压缸所受外负载 F 包括三种类型，即： (2-1)afwFFFF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， wF在本设计中为 16000；wFN运动部件速度变化时的惯性负载；aF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：fFfF (2-2)(rnfFGfF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；rnF 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f0.08。则求得：=0.211000=2200fsF =0.08110000=880faF式中 静摩擦阻力；fsF动摩擦阻力。faF

8、(2-3)tvgGFa式中 重力加速度；g加速或减速时间，取 0.18；t速度差。v在本设计中NFNFaa5170.180.08318 . 9110005170.180.08318 . 91100021减速加速2制动 Fa3=m*a3=(11000/9.81)*(0.001/0.18)=6.23N根据负载计算结果和已知的各个阶段的速度，由于行程是 590mm，设定快进时的行程 L1=380mm，工进时的行程 L2=210mm。可绘出负载图（F-l）和速度图（v-l） ，见图1-2a、b。横坐标以上为液压缸活塞前进时的曲线，以下为液压缸退回时的曲线。 图 2-2 负载循环图如果忽略切削力引起的颠

9、覆力矩对导轨摩擦里的影响，并设液压缸的机械效率m=0.85，则液压缸在各工作阶段的总机械负载可以算出，见表表表 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况计算公式总负载 F/N缸推力 F/N启动Ffs22002588加速Ffs + Fa127173196快进Ffd8801035.29减速Ffd - Fa2362.96427.01工进FL + Ffd1688019858.82制动FL+Ffd Fa316873.7719851.49反向加速-Ffd - Fa41397.041643.583三三 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3.13.1 供油方式供油方式 考虑到

10、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。3.23.2 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、容积调速快退-Ffd8801035.29制动-Ffd+ Fa5362.964270.14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

11、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

12、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。53.33.3 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。3.43.4 液压系统原理图液压系统原理图 图 3-4 液压系统原理图1油箱 2限压式变量泵 3溢流阀 4三位四通电磁换

13、向阀 5单向减速阀 6两位三通电磁换向阀 7液压缸 8-死档铁 s-行程开关 A-压力继电器63.53.5 液压系统的工作原理液压系统的工作原理行程开关 S 控制 3YA 失电 3.5.13.5.1 快进快进按下起动按钮，电磁铁 2YA 通电，电磁换向阀 4 的阀芯右移，换向阀工作在左位，实现快进，油路为： 进油路：油箱 1泵 2换向阀 4 左位液压缸左腔； 回油路：液压缸右腔 换向阀 6 左位液压缸左腔，形成差动连接。 3.5.23.5.2 工进工进当活塞杆到达工进行程时，触碰行程开关 S，使 3YA 失电，实现工进，油路为： 进油路：油箱 1泵 2换向阀 4 左位液压缸左腔； 回油路：液压

14、缸右腔换向阀 6 右位 调速阀 5油箱 1。 3.5.33.5.3 快退快退当钻床完成工作后，停留在止挡块处，系统压力升高，直到压力继电器 A 的调整值时，压力继电器动作，2YA 通电，电磁换向阀 4 工作在右位，滑台快退返回。快退油路为： 进油路：油箱 1泵 2 单向阀换向阀 6 右位液压缸右腔； 回油路：液压缸左腔换向阀 4油箱。表 3-2 电磁铁动作顺序表1YA2YA3YA快进+工进+快退+注：“+”表示得电， “”表示失电。7四四 液压系统的计算和液压元件液压系统的计算和液压元件的选择的选择4.14.1 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

15、。pMPa4.24.2 液压缸的液压缸的主要尺寸的确定主要尺寸的确定 4.2.14.2.1 缸筒内径缸筒内径 D 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 GB234880 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)cmPF1max4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；F1max最大作用负载。负载图知最大负载为 16880，查表可取为 0.5，为 0.95，考虑到FN2pMPacm快进、快退速度相等，取为 0.7。上述数据代入公式：D

16、d2121114DdppcmpFD可得：8mD970.027.01305195.05103014.319858.824查表将液压缸内径圆整为标准系列直径 D=100mm。4.2.24.2.2 活塞杆外径活塞杆外径d d 活塞杆直径 d,按 d=0.7D 及查表活塞杆直径系列去 d=70mm。4.2.34.2.3 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 2DPy式中 液压缸壁厚（m） ； D液压内径（m） ；yP试验压力，一般取最大工作压力的（1.251.5）倍（Mpa）;缸筒材料的许用应力

17、。取无缝钢管=100Mpa。按上式计算得 31025. 210021 . 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。4.2.44.2.4 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2550801001251602002503204005006308001000125016002000250032004000

18、4.2.54.2.5 缸盖厚度的确定缸盖厚度的确定9一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。无孔时 ，取 t=10mm.2433. 0typD有孔时 ,取 t=18mm.）（022d-DD2433. 0typD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。4.2.64.2.6 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 mm802100206002D20LH4.2.74.2.7 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

19、般液压缸缸体长度不应大于内径的 2030 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=1000mm.4.34.3 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A10面积，即 。minAAminA (4-3)minminminvqA式中 的最小稳定流量

20、，一般从选定流量阀的产品样本中查得；minq缸的最低速度，由设计要求给定。如果液压缸节流腔的有效工作面积不大minvA于计算所得最小有效面积，则说明液压缸不能保证最小稳定速度，此时必须增大minA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：A23minmin5 . 01001005. 0cmvq是由产品样本查得 GE 系列调速阀 LCA6

21、-10 的最小稳定流量为 0.05。minqminL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2222240)710(4)(4cmdDA可见上述不等式能满足，液压缸能达到所需低速。4.44.4 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无杆腔的面积 A1=1/4 D2 = 1/4102=78.5cm2有杆腔的面积 A2=1/4 (D2-d2) = 1/4(102-72) =40.04cm2快进快进vq21A-A 51040.04-1078.544 minL19.231019.23311工进工进vq1A min/0.240.0

22、31078.54L快退快退vdq24 51040.04A42快退v minL20.021020.023计算在各工作阶段液压缸所需的压力： MPaFMPaFMPaaAF26. 0Pa10259. 01040.041035.29Ap35 . 2Pa1035 . 21078.519858.82Ap27. 0P100.269 10)40.0478.5(1035.29Ap6426416421快退快退工进工进快进快进 工作循环中液压缸各阶段压力、流量和功率如表 4 所示。由表绘制液压缸的工况图如图 3 所示。工况压力 p（Mpa）流量 q（L/min）功率 P（w）快进0.2719.2387工进2.530

23、.2410.12快退0.2620.02874.54.5 液压泵的选择液压泵的选择4.5.14.5.1 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)pppp112式中 液压泵为最大工作压力；pp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1p3MPa；进油管路中的压力损失，初算时简单系统可取 0.20.5，复杂paMP系统取 0.51.5，本系统取 0.5。aMPaMPapMPppp5 . 35 . 031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pp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

24、，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pppnpp)6 . 125. 1 (最大值。4.5.24.5.2 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)(qKqLp式中 泵的最大流量；pq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 23；minL泄露系数，一般取=1.11.3，现取=1.2。LKLKminLLKmin24.0220.022 . 1)(maxLqKqLp4.5.34.5.3 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

25、变量叶片泵。qppp额定压力为 6.3 Mpa，排量为 20mL/r，转速为 1450r/min。13该泵的输出流量为：min/29145010203LQ4.64.6 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0.21范围内时，可取。同时还应注意到，为了使所选则的电动minL0.1403. 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）npBPqp2式中 所选电动机额定功率；nP限压式变量泵的限定压力；Bp为时，泵的输出流量。pqBp首先计算

26、快进时的功率，快进时的外负载为 880N，进油路的压力损失定为 0.3，由式（3-6）可得：aMPapMPp35 . 03 . 01007. 0488062快进时所需电动机功率为：kWqpPpp42 . 07 . 06019.2335 . 0工进时所需电动机功率为：kWqpPpp02. 07 . 0600.242.53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KW14为 1400。minr4.74.7 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

27、通流量型号规格1限压式变量叶片泵30YBX-202溢流阀25Y-25B3三位四通换向阀2534E125B4单向调速阀25LCA6-105二位四通电磁阀2524E125B6压力表开关3KB-C67过滤器25WU25*180 4.84.8 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。4.94.9 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 57 倍来确定，现选用容量为 160L 的油箱。五五 液压系统性能验算液压系统性能验算 已知该液压系统中进，回油

28、管的内径均为 12mm,，各段管道的长度分别为：15AB=0.5m，AC=2m，AD=2m，DE=3m。选用 LHL32 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=1.52cm/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：5.1.15.1.1 工作近给时进油路压力损失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 0.03m/min，进给时的最大流量为 19.2L/min，则液压油在管内流速 v1为s/284cmmin/17012cm21214. 310319.234d4qv21.管道流动雷诺数227.25

29、. 12 . 1284vdvRe111Re2300，可见油液在管道内流态为层流，其沿程阻力系数为33. 0227.275e7511R进油管道 BC 的沿程压力a101 . 021.59201022 . 15 . 0281. 02dlp6221 - 1vP）（查得换向阀 34E125B 的压力值是a1005. 0621PP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)1005. 0101 . 0(1066621111PPPP5.1.25.1.2 工作进给时回油路的压力损失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面积为无杆腔的工作面积

30、的1/2，则回油管道的流量为进油管道的 1/2，则s/142cm212VV113.65 . 12 . 1142vdv=Re220.66113.675e7522R回油管道的沿程压力损16a1015. 021.42920102 . 130.662dlp62221 -2vP查产品样本知换向阀 24E125B 的压力损失，换向阀 34E1a10025. 0622PP25B 的压力损失，调速阀 LCA6-10 的压力损失。a10025. 0632PPa105 . 0642PP回油路总压力损失：a106 . 0105 . 0025. 0025. 005. 066423222122PPPPPP）（变量泵出口

31、处的压力a1085. 2/61122PPAPAFPCMP5.1.35.1.3 快进时的压力损失快进时的压力损失 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11P为s/cm663602 . 114. 310454d4qv12325305 . 12 . 1663vdv=Re11142. 053075e7511Ra1046. 0263. 6920102 . 12142. 02dlp62221 - 1vP 同样可求管道 AB 段及 AD 段的沿程压力损失21P和为31Ps/cm33260

32、2 . 114. 3105 .224d4qv2232Re2=2565 . 12 . 1332vv2d29. 025675e2752Ra10018. 0232. 3920102 . 15 . 029. 062221PPa10245. 0232. 3920102 . 1229. 062231PP17查产品样本知，流经个阀的局部压力损失为：34E125B 的压力损失a1017. 0612PP24E125B 的压力损失a1017. 0622PP据分析在差动连接中，泵的厨楼压力a1076. 12622212312111PAFPPPPPPCMP快退时压力损失验算从略。上述验算表明。无需修改原设计。5.25.2 系统温升的验算系统温升的验算 采用上述“系统的发热功率计算方法之二”来进行计算。工进时液压缸的有效功率： WKWP3 .160163. 07 . 06024. 085. 2输入功率损失为：WPPP86. 7.448-3 .16-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10103 23232m92. 1160063