专用钻床液压系统设计

1、课程设计说明书专用钻床液压传动系统设计姓 名:学 号: 班 级：专业：机械设计制造及其自动化学 院：蚌埠学院 指导教师：李培蚌埠学院机械与电子工程系液压传动课程设计说明书班级：12机械设计制造及其自动化指导教师：李培一、课程设计时间：2015年6_月也日至2015年6_月比日二、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）：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、2设计题目：试设计一个专用钻床的液压系统，要求液压系统完成的工作循环是：快进-工进-快退-停止（卸荷）。系统设计参数如下表：参数数值静摩擦系数fs0.2动摩擦系数fd0.1往复运动的加减速时间S0.3切削阻力N17000快进、快退速度/（m/min）5.6工进速度/（m/min）1快进行程/mm400工进行程/mm128工作部件重量/N120003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。4工作量要求（1）液压系统图1张（2）液压缸装配图1张（3）设计计算说明书1份目录、九一 、一、前言4二钻床的液压系统工况分析5二液压系统

3、的原理图拟定及设计73.1 供油方式73.2 速度换接方式的选择83.3 调速方式的选择83.4 绘制液压系统原理图10四、液压系统的计算和液压元件的选择114.1 工作压力P的确定114.2 液压缸的主要尺寸的确定114.3 稳定速度的验算144.4 计算在各工作阶段液压缸的所需流量154.5 液压泵的选择164.6 电动机的选择174.7 液压阀的择184.8 液压油管的设计184.9 油箱容量的选择19五、液压系统性能验算195.1 压力损失的验算195.2 系统温升的验算21六、液压缸转配图22七、总结及感想23八、参考文献23一、前言液压传动是以液压液作为工作介质对能量进行传递和控制

4、的一种传动形式，相对于 机械传动来说，它是一门新技术。但如从1650年帕斯卡提出静压传递原理，1850年开 始英国将帕斯卡原理先后应用于液压起重机、压力机等算起，也有二三百年的历史了。 而液压传动在工业上的真正推广使用，则是在20世纪中叶以后的事。近十年来，随着 微电子和计算机技术的迅速发展，且渗透到液压技术中并与之密切结合，使其应用领域 遍及到各个工业部门，已成为实现生产过程自动化、提高劳动生产率等必不可少的重要 手段之一。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

5、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。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。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应用。本文是对专用钻床液压系统进行设计二.钻床的液压系统工况分析根据所给设计参数绘制

6、运动部件的动作循环图和速度循环图，分别如图2-1(a)(b)所示，然后计算各阶段的外负载并绘制图。图2-1(a)动作循环图图2-1(b)速度循环图Limn4001、工作负载：工作负载与设备的工作情况，在机床上，与运动件的方向同轴的切削力的分量是工作负载。即：Fw =17000 N2、摩擦负载：摩擦阻力是指运动部件与支撑面间的摩擦力，它与支撑面的形状，放置情况，润 滑条件以及运动状态有关。静摩擦阻力 F, = 0.2x 12000=2400 NJ s动摩擦阻力 FJd = 0.1 x 12000=1200 N3、惯性负载：惯性负载是运动部件的速度变化，由其惯性产生的负载，可用牛顿第二定律计算。力

7、口速 Fa1 =(12000/10)x(0.093/0.3)= 372 N减速Fa2= (12000/10)x(0.077/0.3)= 308 N制动Fa3= (12000/10)x(0.017/0.3)= 68 N如果忽略切削力引起的颠覆力矩对导轨摩擦力的影响，并设液压缸的机械效率H =0.9,则液压缸在各工作阶段的总机械负载可以算出，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所示的负载循环图表2-1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Ffs24002666.7加速Fa1+Ffd15721746.7快进Ffd12001333.3减速

8、Ffd - Fa2892991.1工进Ffd+Fw1820020222.2制动Ffd+Fw -Fa31813220146.7反向加速-Ffd-Fa115721746.7快退Ffd12001333.3制动F -Fa1 fd828920图2-2负载循环图三.液压系统的原理图拟定及设计3.1 供油方式方案一采用双泵供油方案二采用限压式变量叶片泵依据该钻床的实际工作情况：工进时负载较大，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，泵源系统可选用双泵供油或变 量泵供油。综合经济因素考虑我决定采用带压力反馈的限压式变量叶片泵。3.2 速度换接方式的选择方案一 采用行程阀切换的

9、速度换接回路方案二采用电磁阀控制的速度换接回路电磁阀控制的快慢速度换接回路的特点是结构简单、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。行程阀切换的速度换接回路的特点是速度换接 平稳性较好。该钻床的速度换接有：快慢速度换接、慢快速度换接。综合钻床的功能要 求和实际情况，本液压系统采用电磁阀控制的速度换接回路。3.3 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。调速方案有三种：方案一节流调 速；方案二 容积调速；方案三 容积一节流调速。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

10、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。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,根据工作功能要求该钻床系统选用容积一节 流调速，且使用变量叶片泵供油。表3-1三种调速回路主要性能比较主要 性能节流调速容积 调速回 路容积-节流调速回 路简式

11、节流调速系统带压力补偿阀的节流调速 系统变量泵、 定量马 达流量 适应功率适应进油节流及 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 回路负载特性速度 刚度差很差好较好好承载 能力好较差好较好好调速范围大小大较大大功率特性效率低较低低较低最高较高高发热大较大大较大最小较小小低较低高小最高3.4绘制液压系统原理图图3-4液压系统原理图4三位四通电磁换向阀5压力表1一双作用液压缸2一二位三通电磁换向阀3单向调速阀6一溢流阀7液压泵8电动机9油箱表3-2电磁铁动作顺序表1YA2YA3YA快进十十工进十快退十注：“+”表示得电，“一”表示失电。四、液压系统的计算和液压元件的选择

12、4.1 工作压力p的确定。表4.1负载条件下的工作压力负载F/N<5000500010000100002000020000300003000050000>50000液压缸工 作压力P/MPa0.811.522.533-44557表4.2背压压力系统类型背压压力/MPa系统类型背压压力/MPa中低压系统或轻载 节流调速系统0.20.5采用辅助泵补油的闭式油路系统11.5回油路带调速阀或背压阀的系统0.51.5采用多路阀的复杂 的中高压系统（工程 机械）1.23工作压力p可根据负载大小查表4.1,本设计取液压缸工作压力为3又出。在钻孔 加工时，液压缸回油路上必须具有背压P2,以防止孔钻

13、通时滑台突然前冲。查表4.2取 P2=0.5Mpa。4.2 液压缸的主要尺寸的确定（1）液压缸内径D根据负载和工作压力的大小确定D：4 F/D= max（4-1）兀p n1 cm式中p一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；F maJ最大作用负载。由负载图知最大负载F为18200 N,查表4.2取P 2为0.5 MPa，丑cm为0.9,考虑到快进、快退速度相等,取'为0.5。上述数据代入公式:可得:=0.099 m4 x 18200/3.14 x 30 x 105 x 0.9 11 - J-1 -(0.5 )230 L查表将液压缸内径圆整为标准系列直径D=100mm。（

14、2）活塞杆外径d活塞杆直径d,按d=0.5D及查表活塞杆直径系列去d=50mm。则液压缸的有效作用面积为：有无活塞杆计算公式有效面积cm2有活塞杆，1一A二兀(D2 - d2)58.9无活塞杆,1 eA、= 兀 D22 478.5（3）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。其计算公式式中5 液压缸壁厚（m）；D液压内径（m）；Pmax试验压力，一般取最大工作压力的（1.251.5）倍（Mpa）;0 缸筒材料的许用应力。取无缝钢管° =100Mpa。按上式计算得3 * 1.5 * 0.1氏 2.25 义 10-

15、35 >2 义 100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5 =6mm。则夕卜径 D1 > D+25 =112mm。（4）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（5）缸盖厚度的确定无孔时 t > 0.433D一般液压缸多为平底缸盖，

16、其有效厚度t按强度要求可用下列两式进行近似计算。)P一 口 9.1，取 t=10mm.2 maxO有孔时 t > 0.433D P,取 t=18mm.2mxV'O(D2-d0)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 对一般的液压缸，最小导向长度H应满足以下要求H, D 二 600 + 100 二 8.20 2202(7)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

17、+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一活塞杆导向长度，取(0.6-1.5)D；M一活塞杆密封长度，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稳定速度的验算要保证液压缸节流腔的有效工作面积A，必须大于保证最小稳定速度的最小有效面 积 A .，即 A > A i。A = qmn(4-3)min vmin式中qmi的最小稳定流量，一般从选定流量阀的产品样本中查得；v min 一缸的最低速度，由设计要求给定。如果液压缸节流腔的有效工作面积A不大于计算所得最

18、小有效面积A ，则说明液min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。按最低工进速度计算液压缸的最小稳定速度，由公式（4-3）可得：q0.05 x103A > min = = 0.5Cm2V .100q血口是由产品样本查得GE系列调速阀的最小稳定流量为0.05Lmin。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

19、际面积，即兀，兀_A = （D2 一 d2）二一x （102 -52）= 58.9cm244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：Q块进=力/快进=19.63 X IO-4 X 5.6 = llVminq工进=4"工进=78.5 X 1° " X 1 = 7.85/m讥Q块退="工"快退=58.9 X 10 4 X 5.6 = 32.98/表4.3液压缸在不同工作阶段的压力、流量和功率值工况负载F/N回油腔 压力p2/MPa进油腔 压力P /MPa输入流量qxl0-3 /m3 s-1输入 功率 P

20、/KW计算公式快进12000.31.580.1830.289Pl = (F/nm)+A2Ap/(A1-A2)q=(A1-A2)v1P=p1q进182000.52.580.1310.338匕=(FZnm)+P2A2/A1 q=A1v2 P=p1q快退12000.50.8920.550.491P = (F/nm)+P2A1/A2 q=A2V3 P=p1q4.5 液压泵的选择4.5.1 液压泵的压力液压泵的工作压力应当考虑液压缸最高有效工作压力和管路系统的压力损失，所以 泵的工作压力为：p = p + Ap(4-4)式中p -液压泵为最大工作压力；P1执行元件最大工作压力，现根据负载大小选取液压缸工

21、作压力为3MPa；£ Ap 一进油管路中的压力损失，初算时简单系统可取0.20.5MP ,复杂 a系统取0.51.5 MP,本系统取0.5 MP。p = p 1 +£ Ap = 3+0.5 = 3.5MP上述计算所得的pp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，提高泵的寿命，所以选泵 的额定压力pn应满足pn > (1.251.6) pp公式。中低压系统取小值，故取 p =1.25 p =4.375Mpa4.5.2 液压泵的流量液压泵的最大流量应为：qp > kRq)max(4-5)式中qp

22、一泵的最大流量；(£ q)一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行工作，尚需加溢流阀的最小溢流量23L；min ；工一泄露系数，一般取KL=1.11.3L；min，现取KL=L2。q = KLQ q) = 1.2x32.98 = 39.576Lmin4.5.3 液压泵规格的选择根据以上所得q , P查液压产品目录选泵型号：YBX-32限压式变量叶片泵。 p P额定压力为6.3MPa,排量为32mL/r,转速为1450r/min容积效率0=0.88,总效率 n =0.72。该泵的输出流量为：Q = 32 x 10.3 x1450 = 46.4L / min4

23、.6 电动机的选择首先分别算出快进与工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 1Lmin范围内时，可取n= 0.03-0.14。同时还应注意到，为了使所选则的电动机在经 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：pqp < 2P(4-6)n n式中Pn一所选电动机额定功率；pB-限压式变量泵的限定压力；qp 一为PB时，泵的输出流量。首先计算快进时的功率，快进时的外负载为1200N，进油路的压力损失定为0.3MPa,由式（3-6）可得:1200p =x10-6 + 0.3 = 0.9

24、1 MPp 冗ax 0.0524P = PA n快进时所需电动机功率为:口91*11 = 0.23 kW 60 x 0.72工进时所需电动机功率为:p=Ppq n3.5 x 7.85=0.64 kW60 x 0.72查阅电动机产品样本，选用丫90S-4型电动机，其额定功率为1.1 kW，额定转速为1400 rmin。4.7 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57.6YBX-322溢流阀40YF-L10H3三位四通电磁换向阀4034D-B10H-T4单向调

25、速阀100QA-20H5二位三通电磁换向阀4023D-B10H-T6压力表KF-287过滤器60WU1604.8 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。4.9 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，现取经验数 据q =7,则其容积为VW q =7x39.576 = L7 7按JB/7938-1999规定，取靠近的标准值V=250L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

26、, 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=1.5cm 2/s,油的密度为p=920kg/m35.1压力损失的验算：1)工作进给时进油路压力损失运动部件进给时的速度为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q4 x 7.85 x103v1 = = 6944cm / min = 116cm / s冗 d23.14x1.224A 58 9回油管内的流速为：V-2V二9 x 1.16 = 0.87m/s2 A1 1 78.5管道流动雷诺数Re1= 11d = 116x12 = 92.8v 1.57

27、575Re1<2300,可见油液在管道内流态为层流，其沿程阻力系数为九1 = & = 0.81R e1 92.8进油管道BC的沿程压力l pv2(2 + 0,5) 920x1.162Ap = X = 0.81xx= 0.1x106P a1-1 d 21.2 x10 - 22查得换向阀34D-B10H-T的压力值是AP = 0.05x10 6Pa1-2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A P1 = A P1 1+A P1 2 = (0.1x106 + 0.05 x106) = 0.15 x106 P a2)工作进给时回油路的压力损失。由于选用单活塞杆液

28、压缸，且液压缸有杆腔的工作 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Re2= v2d = 87 X 1,2 = 69.6v 1.57575=1.08R e269.6回油管道的沿程压力损、l pv23920X0.872Ap =入=1.08 xx x x= 0.11x106Pa2-1 d 21.2 x10 - 22查手册知换向阀23D-B10H-T的压力损失AP2广0.025 x106Pa，换向阀34D-B10H-T的压力损失AP2 3= 0.025x106Pa，调速阀 QA-20H 的压力损失AP2 4 = 0.5x106Pa。回油路总压力损失：A P =A P +

29、A P +A P +A P = (0.11 + 0.025 + 0.025 + 0.5) x106 = 0.66 x106Pa 22-12-22-32-43)变量泵出口处的压力P =甘”44勺+ AP = 3.07 x106P a pA114)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50L/min，AC段管路的沿程压力损失¥-1为=737cm/sq4 x 50 x103V1 = = n-匕 d2 3.14 x1.22 x 604Re1= W =卫U = 590 v 1.57575九 1 = 0.127Re

30、1 590旦=0.53 x106P al pv22920xAp =X= 0.127 x,-n-x1-1 d 21.2 x10-2同样可求管道AB段及AD段的沿程压力损失竺2和AP为 1 21-3q4 x11x103v2 = 162cm / s上 d2 3.14 x1.22 x 604Re2= v2d J62 xL2 二 130v 1.5九 2 二二旦=0.58R e2 130A P = 0.58 x 一竽一1-21.2 x10 -2x 920年二 0.029 x106PaA P = 0.58 x 2x 920 x .622 = 0.116 x106P a1-31.2 x10 -22查换向阀手册

31、知，流经换向阀的局部压力损失为：34D-B10HH-T 的压力损失 AP2 = 0.17 x106Pa24D-B10H-T 的压力损失 AP- 2 = 0.17 x106Pa据分析在差动连接中，泵的出口压力P = 2AP 1 +AP 2 +AP 3 +AP- 1 +AP- 2 += 1.72x106Pa2 CM据上述验算结果知，各项数据均在许可范围内，故此设计合理，无需修改原设计。5.2系统温升的验算工进在整个工作循环过程中所占的时间比例达95%，所以系统发热和油液温升可按工进时的工况来计算。工进速度V=1m/min时，q=7.85L/min，总效率”=0.72，则P输入3.5 义 7.85 : 0.636 KW 60 x 0.721p = Fv = 18200 x x 10 -3 = 0.303 KW输出60功率损失为：AP = p输入-p输出= 0.636-0.303 = 0.333KW假定系统的散热状况一般，取K=10x10-3KW/（cm2*），油箱的散热面积为A =