双头钻床液压系统设计说明书

青岛理工大学琴岛学院课程设计说明书课题名称：液压与气压传动课程设计学院：机电工程系专业班级：学号：学生：指导老帅：学院教务处2011年12月22日《液压与气压传动课程设计》评阅书题目液压与气压传动课程设计学生姓名学号指导教师评语及成绩指导教师签名:年月曰答辩评语及成绩答辩教师签名:年月曰教研室意见总成绩：室主任签名：年月日摘要本文是关于双头钻床液压系统设计过程的阐述。主要包括系统方案的确定、液压与控制系统的设计和总体布局的设计几个方面的内容。液压传动是利用液体压力势能的液体传动，它以液体作为工作介质进行能量转换、传递和控制。相对于机械传动来说，它是一门新技术，但如从17世纪末巴斯卡提出静压传递原理，18世纪末英国制成世界上第一台水压机算起，液压及流体技术已经有二三白年的历史了，而近代液压传动在工业上的真正推广使用，则是在上世纪中以后的事。近几十年来，随着微电子技术的迅速发展，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。液压传动的组成；液压泵：把机械能转换为液体压力能的元件。执行元件：把液体压力能转换为机械能的元件。如液压缸、液压马达等。控制元件：通过对液压的压力、流量和方向的控制来实现对执行元件的运动速度、方向、作用力等控制，也用于实现过载保护程序控制等，其中包括压力控制阀、流量阀、方向控制阀等。辅助元件：以上组成部分以外的其他元件，如接头油箱、管道、滤油器、冷却器、加热器等。随着工业的发展，机械化、自动化程度的日益提高，对液压元件及液压装置的标准化、集成化、微型化提出了更高的要求。于是出现了由液压系统组成的液压站。液压站不仅满足了日益发展数控机床、组合机床自动线及一般专用组合机床对液压系统的要求，而且适用于小批单件生产的非标准设备。关键词：双头钻床液压系统摘要II1设计任务12液压回路的工况分析2设计要求及工况分析2确定液压系统主要参数33.拟定液压系统原理图53.1初选液压件及基本回路5103.2组成液压系统74计算和选择液压件及验算液压系统性能总结14参考文献16101设计任务设计一台立式双头钻床的液压系统，钻孔行程相同，要求同步完成加工，要求该系统完成：快进T工进T死挡铁停留T快退T原位停止的半自动循环。采用双泵供油的快进回路和带补正措施的申联同步回路，数据如下：切削阻力Fl=31500N运动部件所受重力G=8900N快进、快退速度1=3=0.08m/s,工进速度2=1.5x10-3m/s;快进行程Li=100mm工进行程L2=28mm往复运动的加速时11Ati=0.25s;制动时间△t2=0.25s动力滑台采用平导轨，静摩擦系数从s=0.2,动摩擦系数d=0.1。液压系统执行元件选为液压缸。液压系统工况分析1在开始设计液压系统时，首先要对机器的工作情况进行详细分析，一般要考虑下面几个问题。1）确定该机器中哪些运动需要液压传动来完成。2）确定各运动的工作顺序和各执行元件的工作循环。3）确定液压系统的主要工作性能。例如：执行元件的运动速度、调速范围、最大行程以及对运动平稳性要求等。4）确定各执行元件所承受的负载及其变化范围。拟定液压系统原理图拟定液压系统原理图一般要考虑以下几个问题。1）米用何种形式的执行机构。2）确定调速方案和速度换接方法。3）如何完成执行机构的自动循环和顺序动作。4）系统的调压、卸荷及执行机构的换向和安全互锁等要求。5）压力测量点的合理选择。根据上述要求选择基本回路，然后将各基本回路组合成液压系统。当液压系统中有多个执行部件时，要注意到它们相互问的联系和影响，有时要采用防十扰回路。在液压系统原理图中，应该附有运动部件的动作循环图和电磁铁动作顺序表。液压系统的计算和选择液压元件液压系统计算的目的是确定液压系统的主要参数，以便按照这些参数合理选择液压元件和设计非标准元件。具体计算步骤如下：1）计算液压缸的主要尺寸以及所需的压力和流量。）计算液压泵的工作压力、流量和传动功率。）选择液压泵的电动机的类型和规格。）选择阀类元件和辅助元件的规格。对液压系统进行验算必要时，对液压系统的压力损失和发热温升要进行验算，但是有经过生产实践考验过的同类型设备可供类比参考，或有可靠的试验结果，那么也可以不再进行验算。绘制正式工作图和编制技术文件设计的最后一步就是要整理出全部图纸和技术文件。正式工作图一般包括如下内容：液压系统原理图；自行设计的全套工作图（指液压缸和液压油箱等非标准液压元件）；液压泵、液压阀及管路的安装总图。工作负载摩擦负载静摩擦阻力FfssG0.28900N1780N动摩擦阻力Ffd工作负载摩擦负载静摩擦阻力FfssG0.28900N1780N动摩擦阻力FfddG0.18900N890N液压系统设计计算是液压传动课程设计的主要内容，包括明确设计要求进行工况分析、确定液压系统主要参数、拟定液压系统原理图、计算和选择液压件以及验算液压系统性能等。现以一台卧式单面多轴钻孔组合机床动力滑台液压系统为例，介绍液压系统的设计计算方法。2.1设计要求及工况分析设计要求要求设计的动力滑台实现的工作循环是：快进T工进T快退T停止。主要性能参数与性能要求如下：切削阻力Fl=31500N运动部件所受重力G=8900N快进、快退速度1=3=0.08m/s,工进速度2=1.5x10-3m/s;快进行程Li=100mm工进行程L2=28mrp往复运动的加速时11At1=0.25s,制动时间△t2=0.25s;动力滑台采用平■导轨，静摩擦系数号=0.2，动摩擦系数rd=0.1。液压系统执行元件选为液压缶工。负载与运动分析工作负载即为切削阻力Fl=31500N摩擦负载即为导轨的摩擦阻力：惯性负载Fi89009.8*|nFi89009.8*|n302N运动时间快进t1LV1100103s0.081.2s工进t22810快进t1LV1100103s0.081.2s工进t2281033s1031.519s快退t3L2V310028103,s1.5s0.08设液压缸的机械效率cm=0.9，得出液压缸在各工作阶段的负载和推力，如表1所列。表1液压缸各阶段的负载和推力负载组成液压缸负载F/N~~~液压缸推力Fo=F/多m/N

启动FFfs17801977加速FFfdFi11921324快进FFfd890988工进FFfdFl3239035988反向启动FFfs17801977加速FFfdFi11921324快退FFfd890988根据液压缶工在上述各阶段内的负载和运动时间，即可绘制出负载循环图F-t和速度循环图-t,如图1所示。确定液压系统主要参数初选液压缸工作压力所设计的动力滑台在工进时负载最大，在其它工况负载都不太高，参考表2和表3,初选液压缸的工作压力Pi=4MPa计算液压缸主要尺寸鉴丁动力滑台快进和快退速度相等，这里的液压缸可选用双杆式液压缸，由丁带补正（Ai=A）。工进时为防止孔钻通时负载突然消失发生前冲现象，液压缸的回油腔应有背压，参考表4选此背压p2=0.5MPa表2按负载选择工作压力负载/KN<55~1010~2020~3030~50>50工作压力/Mpa<0.8~11.5~22.5~33~44~5>5表3各种机械常用的系统工作压力机械类型机床农业机械小型工程机械建筑机械液压凿岩机液压机大中型挖掘机重型机械起重运输机械磨床组合机床龙门刨床拉床工作压力/MPa0.8~23~52~88~1010~1820~32表4执行元件背压力系统类型背压力/MPa简单系统或轻载节流调速系统0.2~0.5回油路带调速阀的系统0.4~0.6回油路设置有背压阀的系统0.5~1.5用补油泵的闭式回路0.8~1.5回油路较复杂的工程机械1.2~3回油路较短且直接回油可忽略不计工作压力/MPa<5.05.0~7.0>7.0d/D0.5~0.550.62~0.700.7表5按工作压力选取d/D2/11.151.251.331.461.612d/D0.30.40.50.550.620.71表6按速比要求确定d/D注：1一无杆腔进油时活塞运动速度;2一有杆腔进油时活塞运动速度。两液压缸面积相等，由式P1A1F2A2-土得cmcmaP2m2106104m20.940.5106则活塞直径:4Ad2,D4A10.5241061042m0.134m134mm10.52参考表5及表6,得d0.5D=67mm圆整后取标准数值得D=140mmd=70mm由此求得液压缸两腔的实际有效面积为：AA22,2Dd4一…2_—20.140.07242m11510mm4根据计算出的液压缸的尺寸，可估算出液压缸在工作循环中各阶段的压力、流量和功率，如表7所列，由此绘制的液压缸工况图如图2所示。工况推力F0/N回油腔压力p2/MPa进油腔压力p1/MPa输入流量qx10-3/m3/s输入功率P/KW计算公式快进启动1977一0.18一一表7液压缸在各阶段的压力、流量和功率值加速13240.50.69一一F0p2A2P1AqA11pP1q恒速9880.50.690.5860.404工进359880.53,990.7X10-20.028cF°P2住p1AA1qA2PPiq快退启动1977一0.18一一F0p2A2P1A1qA23pPiq加速132400.12一一恒速98800.090.5860.0533.拟定液压系统原理图3.1初选液压件及基本回路

图2液压缸工况图1.图2液压缸工况图选择调速回路由图2可知，这台机床液压系统功率较小，滑台运动速度低，工作负载为阻力负载且工作中变化小，故可选用进口节流调速回路。为防止孔钻通时负载突然消失引起运动部件前冲，在回油路上加背压阀。由丁系统选用节流调速方式，系统必然为开式循环系统。选择油源形式从工况图可以活楚看出，在工作循环内，液压缸要求油源提供快进、快退行程的低压大流量和工进行程的高压小流量的油液。最大流量与最小流量之比qma/qmin=0.586/(0.7X10-2)=83;其相应的时间之比(ti+t3)/t2=(1.2+1.5)/19=0.14。这表明在一个工作循环中的大部分时间都处丁高压小流量工作。根据要求采用双泵供油，最后确定选用定量叶片泵方案，如图3a所示。选择快速运动和换向回路本系统采用双泵供油快速运动回路实现快速运动。考虑到从工进转快退时回油路流量较大，故选用电磁式换向阀式换向回路，以减小液压冲击。实现快进有背压，快退无背压；所以选用三位五通电液换向阀，如图3b所示。选择速度换接回路由丁本系统滑台由快进转为工进时，速度变化大(1/2=0.08/(1.5X10-3)=53),为减少速度换接时的液压冲击，选用行程阀控制的换接回路，如图3c所示。选择调压和卸荷回路在双泵供油的油源形式确定后，调压和卸荷问题都已基本解决。即滑台工进时，高压小流量泵的出口压力由油源中的溢流阀调定，无需另设调压回路。在滑台工进和停止时，低压大流量泵通过液控顺序阀卸荷，高压小流量泵在滑台停止时虽未卸荷，但功率损失较小，故可不需再设卸荷回路。

图3选择的基本回路2.组成液压系统图4最终液压回路将上面选出的液压基本回路组合在一起，并经修改和完善，就可得到完整的液压系统工作原理图，如图3所示。在图3中，为了避免机床停止工作时回路中的油液流回油箱，导致空气进入系统，影响滑台运动的平稳性，图中添置了一个单向阀14。考虑到这台机床用于钻孔(通孔与不通孔)加工，对位置定位精度要求较高，图中增设了一个压力继电器图3选择的基本回路2.组成液压系统图4最终液压回路3.2组成液压系统1.确定液压泵规格和电动机功率计算液压泵的最大工作压力小流量泵在快进和工进时都向液压缸供油，由表7可知，液压缸在工进时工作压力最大，最大工作压力为p1=2.99MPa如在调速阀进口节流调速回路中，选取进油路上的总压力损失£?p=0.6MPa考虑到压力继电器的可靠动作要求压差Pe=0.5MPa,则小流量泵的最高工作压力估算为Pp1apPe3.590.60.5Mpa4.69Mpa大流量泵只在快进和快退时向液压缸供油，由表7可见，快进时液压缸的工作压力为p1=0.73MPa比快退时大。考虑到快退时进油不通过调速阀，故其进油路压力损失比前者小，现取进油路上的总压力损失£?p=0.3MPa,则大流量泵的最高工作压力估算为ppp1p1.430.3Mpa1.73Mpa计算液压泵的流量由表7可知，油源向液压缸输入的最大流量为0.915X10-3n3/s，若取回路泄漏系数K=1.1,则两个泵的总流量为qpKq11.10.586103m3s0.64103m3s38Lmin考虑到溢流阀的最小稳定流量为3L/min,工进时的流量为0.7x10-5m3/s=0.42L/min则小流量泵的流量最少应为3.42L/min。

确定液压泵的规格和电动机功率根据以上压力和流量数值查阅产品样本，并考虑液压泵存在容积损失，最后确定选取YBi4和YBi40型叶片泵。其小流量泵和大流量泵的排量分别为4mL/r和40mL/r,当小流量液压泵的转速np=1450r/min时，当大流量液压泵的转速np=960r/min时其理论流量分别为5.8L/min和38.4L/min小若取小液压泵容积效率可v=0.82,大液压泵容积效率r[v=0.92则液压泵的总的实际输出流量为qpqp1qp25.80.838.40.92Lmin40Lmin由丁液压缶工在快退时输入功率最大，若取小液压泵总效率p1=0.62，大液压泵总效率T]p2=0.8这时大液压泵的驱动电动机功率为pp2qp2ppp2qp2pp21.7310635.32103600.8103kw1.27kw这时小液压泵的驱动电动机功率为pp^pip14.69pp^pip14.691064.64103600.62103kw0.58kw2.确定其它元件及辅件确定阀类元件及辅件根据系统的最高工作压力和通过各阀类元件及辅件的实际流量，查阅产品样本，选出的阀类元件和辅件规格如表8所列。其中，溢流阀9按小流量泵的额定流量选取，调速阀4选用QH6B型，其最小稳定流量为0.03L/min，小丁本系统工进时的流量0.5L/min。表8液压元件规格及型号2序号元件名称通过的最大流量q/L/min规格型号额定流量qn/L/min额定压力Pn/MPa额定压降?Pn/MPa1小流量叶片泵一YB144.86.3一2大流量叶片泵一YBi40366.3一3液控顺序阀58XY120C1206.30.34单向阀58I100B1006.30.25先导式溢流阀4.8Y10B106.30.26三位五通电磁换向阀62.835YF316E16B180180160.3

7两位三通电磁换向阀8两位三通电磁换向阀9单向阀一I100B1006.30.210压力继电器一PF-B88L一14一11单向阀62.8I100B1006.30.212调速阀<1Q-6B66.30.313行程阀62.822C100BH1006.30.314滤油器62.8XU-80X200806.30.02*注：此为小流量泵电动机额定转速为1450r/min时的流量，大流量泵电动机额定转速为960r/min时的流量。确定油管在选定了液压泵后，液压缸在实际快进、工进和快退运动阶段的运动速度、时间以及进入和流出液压缸的流量，与原定数值不同，重新计算的结果如表9所列。表9各工况实际运动速度、时间和流量快进工进快退q1qp1qp24.836Lmin40.8L,minq10.42L/minqiqp1qp24.836Lmin40.8L'minq2q1但q140.8LminA1Aq2q1—A1q10.42Lminq2q140.8Lmin戋V1a240.8103/4m，‘s601151040.059m/s2A30.4210i4m・60115100.6103m's3A2s40.8103601151040.059ms3,10010.“t1s1.69s0.0593,2810“t23s46s0.610312810t3s0.0592.16s表10允许流速推荐值管道推荐流速/(m/s)吸油管道0.5〜1.5,一般取1以下压油管道3〜6,压力高，管道短，粘度小取大值回油管道1.5〜3由表9可以看出，液压缸在各阶段的实际运动速度符合设计要求。根据表9数值，按表10推荐的管道内允许速度取=4m/s,由式d.悝计算得■.v与液压缸无杆腔和有杆腔相连的油管内径分别为d1d24q440.810310d1d2v\603.144为了统一规格，按产品样本选取所有管子均为内径20mm外径28mm勺10号冷拔钢管。确定油箱油箱的容量按式Vqpn估算，其中a为经验系数，低压系统，a=2〜4;中压系统，a=5油箱的容量按式V统，a=5〜7;高压系统,a=6〜12。现取a=6,得Vqpn65.860.48L400L4计算和选择液压件及验算液压系统性能1.验算系统压力损失由丁系统管路布置尚未确定，所以只能估算系统压力损失。估算时，首先确定管道内液体的流动状态，然后计算各种工况下总的压力损失。现取进、回油管道长为l=2m油液的运动粘度取=1'10-4m/s，油液的密度取=0.9174'103kg/m3。(1)判断流动状态在快进、工进和快退三种工况下，进、回油管路中所通过的流量以快退时回油流量q2=62.8L/min为最大,此时，油液流动的雷诺数462.8462.8103346662010311042000),故可推出：各工况下的进、回也为最大。因为最大的雷诺数小丁临界雷诺数(2000),故可推出：各工况下的进、回(2)计算系统压力损失将层流流动状态沿程阻力系数7575dRe4q和油液在管道内流速

4q2同时代入沿程压力损失计算公式Dd!_,并将已知数据代入后，得P1d2475l475P1-/475l475P1-/q2d3423.1420103423.1420103在管道结构尚未确定的情况下，管道的局部压力损失？P，常按下式作经验计算Pw0.1Pi各工况下的阀类元件的局部压力损失可根据下式计算PvPPvPn_q_qn其中的Pn由产品样本查出，qn和q数值由表8和表9列出。滑台在快进、工进和快退工况下的压力损失计算如下：1.快进滑台快进时，在进油路上，油液通过单向阀4、电磁换向阀6,通过行程阀13进入I缸上杆腔。在进油路上，压力损失分别为Pii0.5478108q3

862.81060.54781010MPa600.0573364MPaPPii0.5478108q3

862.81060.54781010MPa600.0573364MPaPiPi0.1Pii0.10.114823MPa0.00573364MPa580.21000.3262.8180262.80.3100MPa0.2221122MPaPiPiiPiPi0.05733640.005733640.2221122MPa0.28518224MPa在回油路上，压力损失分别为一一_388628106Pio0.547810q0.547810—10MPa0.0573364MPa60Po0.3Po0.1Pio0.10.0573364MPa0.00573364MPaPo0.3Po0.1Pio0.10.0573364MPa0.00573364MPaPoPio262.8180MPa0.036517MPaPoPo0.05733640.00573340.036517MPa0.099587MPa将回油路上的压力损失折算到进油路上去，便得出快速运动时的总的压力损失p0.285182240.0995871Mpa0.38477Mpa此值与估算值基本相符，故不必重算。2.工进滑台工进时，在进油路上，油液通过电磁换向阀6、调速阀12进入液压缸I上杆腔，在调速阀10处的压力损失为0.5MP&在回油路上，油液通过电磁换向阀6、背压阀6返回油箱，在背压阀6处的压力损失为0.5MPa若忽略管路的沿程压力损失和局部压力损失，则在进油路上总的压力损失为0.5492pipino0.5Mpa0.5Mpa0.3100此值略小丁估计值。在回油路上总的压力损失为2p。p。cc0.570.3——0.5Mpa0.5000097Mpa100该值即为液压缸的回油腔压力p2=0.5MPa可见此值与初算时参考表4选取的背压值基本相符。按表7的公式重新计算液压缸的工作压力为Fop2A2_2236%660.5000097Mpa2.944Mpa，略高丁表7数值。A91.51010考虑到压力继电器的可靠动作要求压差pe=0.5MPa则小流量泵的工作压力为pp1ppipe2.9440.50.53.944Mpa此值与估算值基本相符，是调整溢流阀5的调整压力的主要参考数据。3.快退滑台快退时，在进油路上，油液通过单向阀4、电磁换向阀6进入液压缸II缸的下杆腔。在回油路上，油液通过单向阀11、电磁换向阀6返回油箱。在进油路上总的压力损失为pipi0.2581000.362.81802pipi0.2581000.362.81802Mpa0.1038Mpapo0.2262.80.31002Mpa0.1154Mpa180此值与表7的数值基本相符，故不必重算。大流量泵的工作压力为pp2p1pi0.2310.10380.33348Mpa比快进时值小，p0.285182240.0995871Mpa0.38477Mpa是调整溢流阀7的调

整压力的主要参考数据。2.验算系统发热与温升由丁工进在整个工作循环中占96%所以系统的发热与温升可按工进工况来计算。在工进时，大流量泵经顺序阀3卸荷，其出口压力即为油液通过液控顺序阀的压力损失TOC\o"1-5"\h\z22Q…58..p”ppn—0.3——Mpa0.07Mpaqn120液压系统的总输入功率即为液压泵的输入功率3._3PT^2^3.9441064.8100.071065810w593.5wpip2600.62600.8液压系统输出的有效功率即为液压缶工输出的有效功率3PCF22012911020.129w由此可计算出系统的发热功率为HRPC593.520.129w573.371w按式T旦计算工进时系统中的油液温升，即KAH0.065K32H0.065K3210.8°C0.06515..400其中传热系数K=15W/(m-0C)。设环境温T2=25°C,则热平■衡温度为T1T2T2510.835.8T155°C油温在允许范围内，油箱散热面积符合要求，不必设置冷却器总结液压系统以液压液作为工作介质，而液体不可以压缩的特性使液压系统运动的平稳性得到保证。在工业的许多领域，液压系统的应用越来越广泛。其优点和缺点有以下几个方面：1）在相同的体积下，液压装置能比电气装置产生出更多的动力。在相等的功率下，液压装置的体积小，重量轻，功率密度大，结构紧凑。液压马达的体积和重量只有同等功率电动机的白分之十二左右。2）液压装置工作比较平稳。由于重量轻，惯性小，反应快，液压装置易于实现快速启动，制动和频繁的换向。3）液压装置能在大范围内实现无级调速（调速范围可达2000）,它还可以在运行的过程中进行调速。4）液压传动易于实现自动化，它对液体压力、流量或流动方向易于进行调速或控制。当将液压控制和电气控制、电子控制或气动控制结合起来使用时，整个传动装置能够实现很复杂的顺序动作，也能方便的实现远程控制。5）液压装置易于实现过载保护。液压缸和液压马达都能长期在堵转状态下工作而不会过热，这是电气传动装置和机械传动装置无法办到的。6）由于液压元件已经实现了标准化、系列化和通用化，液压系统的设计、制造和使用都比较方便。7）用液压传动实现直线运动远比用机械传动简单，这一点在本设计中体现的比较出但液压传动也存在着一些缺点：）液压传动在工作过程中常有较多的能量损失（摩擦损失，泄漏损失等），长距离传动时更是如此。）液压传动对油温变化比较敏感，它的工作稳定性很易受到温度的影响，因此它不能在很高或很低的温度条件下工作。）为了减少泄漏，液压元件在制造精度上要求较高，因此它的造价较贵，而且对工作