钻镗专用机床液压系统设计

目录TOC\o"1-5"\h\z一、 课程设计任务及设计要求 5二、 液压系统的设计与计算 61.进行工况分析 6三、 拟订液压系统原理图 7确定供油方式 7调速回路的选择 8快速回路的选择 8速度换接回路的选择 8换向回路的选择 8定位夹紧回路的选择 8动作转换的控制方式选择 8四、确定执行元件主要参数 9工作压力的确定 9确定液压缸的内径D和活塞杆直径d 9计算在各工作各运动阶段液压缸所需的流量 10液压缸壁厚和外径的计算 10液压缸工作行程的确定 10缸盖厚度的确定 10最小导向长度的确定 10五、 确定液压泵的规格和电动机功率及型号 11计算液压泵的压力 11计算液压泵的流量 11选用液压泵规格和型号 11确定电动机功率及型号 12液压阀的选择 12液压元件及辅助元件的选择 13油箱容量的确定 13压力损失的验算 13工作进给时回油路的压力损失 14变量泵出口处的压力p为 15快进时的压力损失 15.系统温升的验算 16\o"CurrentDocument"七、 课程设计简单小结 17\o"CurrentDocument"八、 参考文献 17一、液压课程设计任务书（一）课程设计题目与设计要求某厂设计一台钻镗专用机床，要求孔德加工进度有IT6,。要求该机床液压系统要完成的工作循环是：工件定位、夹紧——动力头快进一一工进——终点停留——动力头快退——工件松开、拔销。该机床运动部件的重量为30000N，快进、快退速度为6m/min，工进的速度为20〜120mm/min可无极调速，工作台的最大行程为400mm，其中工进的总行程为150mm，工进时的最大轴向切削力为20000N，工作台的导轨采用平导轨支撑方式；夹紧缸和拔销缸的行程都为25mm，夹紧力在12000~8000之间可调，夹紧时间不大于1秒钟。依据上述题目完成下列设计任务：（1） 完成该液压系统的工况分析、系统计算并最终完成该液压系统工作原理图的设计工作；（2） 根据已完成的液压系统工作原理图选择标准液压元件；（3）对上述液压系统中的进给液压缸进行结构设计，完成该液压缸的相关计算和部件装配图设计，并对其中的1-2非标准零件进行零件图的设计；

液压缸负载力(N)运动部件重量(N)行程(mm)速度(m/min)定位夹紧时间(s)启动时间(s)静摩擦系数fs动摩擦系数ft快进工进快进工进快退工进缸200003000025015060.02~0.1260.80.30.20.12夹紧缸8000~120004025定位缸2002025二、液压系统的设计与计算1.进行工况分析液压缸负载主要包括：切削阻力，惯性阻力，重力，密封阻力和背压阀阻力等(1)切削阻力F切切F切=20000N(2),摩擦阻力F静，F动F静=F法乂f静=30000X0.2=6000NF动二F法Xf动=30000X0.12=3600N式中:F法一运动部件作用在导轨上的法向力f静一静摩擦系数f动一动摩擦系数惯性阻力F惯二G・Av/(g-At)=30000X6/(9.8X0.3X60)=1020.41N式中：g一重力加速度G—运动部件重力Av一在t时间内变化值At—启动加速度或减速制动时间重力F：因运动部件是水平位置，故重力在水平方向的分力为零。密封阻力F密：山一般按经验取F密=0.1F总(F为总负载)背压阻力这是液压缸回油路上的阻力，初算时，其数值待系统确定以后才可以定下来。根据以上分析，可以计算出液压缸各动作中的负载表如下：工作循环计算公式外负载F(n)启动F启=「静+F密F户=6000/0.9=6666.67后加速F加=「动+F惯+F密F加=(3600+1020.41)/0.9=5133.79快进F快=「动+F密F快=3600/0.9=4000工进Fx=F切+F动+F密F工=(20000+3600)/0.9=26222.22快退F快=「动+「密F快=3600/0.9=4000三、拟订液压系统原理图确定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、减小发热考虑，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保泵。调速回路的选择根据液压系统要求是进给速度平稳，孔钻透时不前冲，可选用调速阀的进口节流调速回路，出口加背压。快速回路的选择根据设计要求v快进=6m/min,v快退=6m/min，而尽量采用较小规格的液压泵，可以选择差动连接回路。速度换接回路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，阀的安装也较容易，但速度换接的平稳性较差。换向回路的选择由速度图可知，快进时流量不大，运动部件的重量也较小，在换向方面又无特殊要求，所以可选择电磁阀控制的换向回路。为方便连接，选择三位四通电磁换向阀。定位夹紧回路的选择按先定位后夹紧的要求，可选择单向顺序阀的顺序动作回路。通常夹紧缸的工作压力低于进给缸的工作，并由同一液压泵供油，所以在夹紧回路中应设减压阀减压，同时还需满足：夹紧时间可调，在进给回路压力下降时能保持夹紧力，所以要接入节流阀调速和单向阀保压。换向阀可连接成断电夹紧方式，也可以采用带定位的电磁换向阀，以免工作时突然断电而松开。动作转换的控制方式选择为了确保夹紧后才进行切削，夹紧与进给的顺序动作应采用压力继电器控制。当工作进给结束转为快退时，，由于加工零件是通孔，位置精度不高，转换控制方式可采用行程开关控制。

液压系统原理图如下:被压系统原理图液压系统原理图如下:被压系统原理图四、确定执行元件主要参数工作压力的确定工作压力可根据负载大小及设备类型来初步确定，现参阅液压系统设计简明手册表2—1,液压缸工作压力4MPa。确定液压缸的内径D和活塞杆直径d由负载图知最大负载F为26222.22，按表2—2可取P2为0.5MPa，油缸的机械效率n为0.95,考虑到快进、快退速度相等，取d/D为0.7.将上述数据代入(2-3)可得D={4X26222.22/3.14X40X105X0.95X{1-5/4[1-(0.7)2]}}/=0.117m根据表2—4，将液压缸内径圆整为标准系列直径D=125mm；活塞杆直径d,按d/D=0.7及表2—5活塞杆直径活塞杆直径系列取d=90mm。考虑到夹紧力的稳定，夹紧缸的工作压力应低于进给液压缸的工作的压力，现取夹紧缸的工作压力为2.5Mpa，回油背压力为零，n为0.95，则按式(2-3)可得D=(4X12000/3.14X25X105X0.95)1/2=0.08m按表2—4及表2—5液压缸和活塞杆的尺系列，取夹紧液压缸的D和d分别为80mm和56mm。按最低工作速度验算液压缸的最小稳定速度。若验算后不能获得最小的稳定速度是，还需要响应加大液压缸的直径，直至满足稳定速度为止。A>q/v=0.05X103/2=25cm2式中q是由产品样本查得GE系列调速阀AQF3-E10BD的最小稳定流量为0.05L/min。本题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A=n/4(D2-d2)=n/4X(12.52-92)cm2=59.1cm2可见上述不等式能满足，液压缸能达到所需低速。计算在各工作各运动阶段液压缸所需的流量q快进二nd2v快进/4=nX(9X10-2)2X6/4=38.2X10-3m3/min38.2L/minq工进二。D2v工进/4=nX0.1252X0.12/4=1.47X10-3m3/min1.47L/minq快退二nX(D2-d2)v快进/4=nX(0.1252-0.092)X6/4=35.5X10-3m3/min35.5L/minq夹二nD2v夹/4=nX0.1252X25X10-3X60/4=18.4X10-3m3/min18.4L/min液压缸壁厚和外径的计算液压缸的壁厚由液压缸的强度条件来计算。由公式 ：5>PyD/sW]>得：5>4.5x1.25x125/(2x60)=5.86mm，为了保证有足够的强度将其选一个较大值为6mm故即可求出缸体的外径D>D+25=110+2x5=137mm。液压缸工作行程的确定根据执行机构实际工作的最大行程来确定，并参照表2-6中的系列尺寸可选得进给液压缸工作行程H=400mm。缸盖厚度的确定选取无孔的平底缸盖，其有效厚度t按强度要求用下面公式进行近似计算j I t>0.433D2；曰得t>0.433x110『.5x「25=0.0166m故取t=125mm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>L+D故可得夹紧缸最小导向长度H＞四°+空=82.5mm。20 2活塞的宽度B一般由公式B=(0.6〜1.0)D得进给缸活塞宽度B=0.6x125=75mm；当液压缸内径D＞80mm时，活塞杆滑动支承面的长度'=…I(0.6〜1.0)d故 =0.7x90=63mm。五、确定液压泵的规格和电动机功率及型号计算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：PM=P1+LAP式中：P泵——液压泵最大工作压力P1——液压缸最大有效工作压力LAP——管路系统的压力损失， 复杂系统取0.5〜1.5MPa，取LAP=1MPaoP泵=P]+LAP=F1/Ai+1MPa=[26222.22/(nX0.1252/4)]+1MPa=2.1MPa。上述计算所得的P泵是系统的静态压力，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，另外考虑到一定的压力储蓄量，提高泵的寿命，所以选泵的额定压力应满足P额=1.25〜1.6P泵。本系统为中低压系统应取小值，故取P额二1.25P泵=2.63MPa计算液压泵的流量液压泵的最大流量q泵应为q泵＞K(Eq)max式中：(Eq)max----同时动作各液压缸所需流量之和的最大值K----系统的泄露系数，一般取K=1.1〜1.3，现取K=1.2。q泵二K(Eq)max=1.2X38.2=7.63X10-4m3/s选用液压泵规格和型号根据P额、P泵值查阅有关于册，选用YBX-25限压式变量叶片泵，该泵的基本参数为:每转排量q=25ml/r,泵的额定压力P=6.3MPa，电动机的转速n丑=1450r/min,容积效率为门=0.88，总效率门=0.7。确定电动机功率及型号由工况图可知，液压缸最大输入功率在快退阶段，可按此阶段估算电动机功率，由于工况图中压力值不包括由泵到液压缸这段管路的压力损失，在快退时这段管路的压力损失若取△P=0.2MPa,液压泵总效率n=0.75，则电机功率P电为：P电=P泵q泵/n=2.63X106X7.63X10-4/0.75=2.7KW查阅电动机样本，选用Y132S-40电动机，其额定功率为3.0KW，额定转速为960r/min.液压阀的选择本液压系统可采用力士乐系统的阀，控制液压缸部分选用力士乐系列的阀，其夹紧部分选用叠加阀。选定的液压元件如下表1-2所示。表1-2液压元件明细表序号元件名称方案通过流量(L/min)1滤油器XU—J63*80632液压泵YBX-2528.83压力表开关KF3-EA10B4二位四通换向阀24EF30-E10B245调速阀QF3-E6bB106减压阀JF3-E10B247三位四通换向阀34EF30-E10B608单向阀AF3-EA10B409二位三通换向阀23EF3B-E10B3010压力继电器DP1-63B9.411顺序阀XF3-C10B63液压元件及辅助元件的选择液压元件的选择根据所拟订的液压原理图，进行计算和分析通过各液压元件的最大流量和最高工作压力选择液压元件规格。油管的计算和选择油管内径尺寸一般可参照选用的液压元件接口尺寸而定，也可以按管路允许流速进行计算，流量q=45.8l/min，压油管的允许流速取v=4m/s则压油管内径d为：d=(4q/nv)1/2=(4X7.63X10-4/3.14X4)1/2=1.6cm可选内径为d=15mm的油管。流量q=38.2l/min，吸油管的允许流速取v=1.5m/s则吸油管内径d为：d=(4q/nv)1/2二(4X6.37X10-4/3.14X1.5)1/2=2.3cm可选内径为d=24mm的油管。油箱容量的确定该方案为中压系统，液压油箱的有效容量按泵的流量5〜7倍来确定，油箱的容量V为：V=(5〜7)q泵=(5〜7)X45.78=(229〜320)L按油箱公称容量系列JB/T7938—1995，且考虑散热因素，取靠近的标准值V=400L。六液压系统验算已知该液压系统中进、回油管的内劲均为15mm，现设各段管道的长度分别为:AB=1.7m,AC=0.3m,AD=1.7m,DE=2m。选用L-HL32液压油，考虑到油的最低温度为15。C时该液压油的运动粘度u=150cst=1.5cm2/s，油的密度p=920kg/m3。

1)工作进给时进油路压力损失。运动部件工作进给时的最大速度为0.12m/min，进给时的最大流量为1.47L/min，则液压油在管内流速u为u=―q—=4x1,47x103cm/min=13.87cm/s1兀以3.14x1.52d24管道流动雷诺系数Re1%ud13.87x1.5mgRe= = =13.87Re1<2300,可见油液在管道内流态为层流，其沿程阻力系数人1=里==5.41。Re113.87进油管道BC的沿程压力损失△p11为Ap=入—=5.41x'1.7+0.3)x920x0.122pa=0.005x106Pa1-1 d2 1.5x10-2 2查得换向阀34EF30-E10B的压力损失Ap=0.05x106Pa忽略油液通过管接头、油路板等处的局部压力损失，刚进油路总压力损失aP1为AP=Ap+Ap =().005x106+0.05x106Pa)«0.06x106Pa工作进给时回油路的压力损失。由于选用单活塞杆液压缸，且液压缸有杆的工作面积为无杆腔的工作面积的二分之一，则回油管道的流量为进油管道的二分之一，则u=—^=6.93cm/s2 2Re275Re26.93x1.5Re275Re21.575 =116.93回油管道的沿程压力损失Ap2】为:Ap =X1pu22=11x2X920x0,06932Pa=0.003X106Pa2Td2 1.5X10-2 2查产品样本知换向阀23EF3B-E10B的压力损失ap=0.025x106Pa,换向阀22D-H10B的压力损失AP-3=0.025X106Pa，调速阀QF3-E6aB的压力损失AP=0.5X106Pa。回油路总压力损失为AP为AP=Ap+Ap +AP+2*APTOC\o"1-5"\h\z2 2-1 2-2 2-3 2-4=(0.003+0.025+0.025+1.0)x106Pa=0.08x106Pa变量泵出口处的压力p为_F/门 +AAPp A 1(26222.22/0.95+63.62x10-4x0.08x106 )= +0.06x106Pa=2.34x106Pa" 0.0123 )快进时的压力损失。快进时液压缸为差动连接，自汇流点A全液压缸进油口C之间的管路AC中，流量为液压泵出口流量的两倍既为46L/min，AC段管路的沿程压力损失ap11为q4x76.4x103u= = cm/s=721cm/sd2 x.5x60Re1=V=721x1・5=721旦=75/721=0.1ReAp=X—■PU—=0.1x—W——x900X7・212Pa=2.65x105Pa1-1d2 1.5x10-2同样可求得管道AB段及AD段的沿程压力损失Ap12和Ap13为

Re2q4

—d24x38.2x1033.14x1.52Re2q4

—d24x38.2x1033.14x1.52x601.5cm/s=360cm/s7575Re2——=0.213600.3=0.21x x920x3.62Pa=0.025x106Pa1.7Ap13=0.21x—5 920x3.62Pa=0.142x106Pa查产品样本知，流经各阀的局部压力损失为:34EF30-E10B的压力损失ap=0.05x106Pa，23EF3B-E10B的压力损2-1AP=0.025x106Pa。据分析在差动连接中，泵的出口压力泌p=2p=2Ap+Ap +Ap +Ap +Ap +—^P1-11-21-32-14000cm4000Pa=1.44x106Pa(2x0.27+0.025+0.142+0.05Pa=1.44x106Pa63.62x10-4x0.95快退时压力损失验算从略。上述验算表明，无需修改原设计。(2)系统温升的验算在整个工作循环中，工进阶段所占的时间最长，为了简化计算，主要考虑工进时的发热量。一般情况下，工进速度大时发热量较大，由于限压式变量泵在流量不同时，效率相差极大，所以分别计算最大、最小时的发热量，然后加以比较，取数值大者进行分析。当u=2cm/min时兀—x0，1252x0.02m3/min=2.45x10-4m3/min=0.25L/min此时泵的效率为0.4,泵的出口压力为4MPa,则有

4x0.25P输入= KW=0.042KW2 _ _ …