专用钻床液压系统设计解读

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 8 日 至 2015 年 6 月 14 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

2、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 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 ：I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

3、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II目录一、 前言4二、 钻床的液压系统工况分析5三、 液压系统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11

4、4.1 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23III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

5、、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

6、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4二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51、工作负载

7、：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 s = 0.212000=2400 N动摩擦阻力F d = 0.112000=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。加速Fa1 =（12000/10）（ 0.093/0.3）= 372 N减速Fa2 =（12000/10）（ 0.077/0.3）= 308 N制动Fa3 =（12000/10）（ 0.017

8、/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=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F F15721746.7a1+fd快进Ffd12001333.3减速FfdF892991.1a2工进F Fw1820020222.2fd+制动Ffd+FwFa31813220146.7反向加速-Ffd-Fa115721746.7快退-Ffd12001333

9、.3制动Fa1-Ffd8289206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。73.2 速度换接方式的选择方案一采用行程阀切换的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

10、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

11、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节流调速，且使用变量叶片泵供油。8主要性能负载特性调速范围功率特性成本表 3-1 三种调速回路主要性能比较容积容积 -节流调速回节流调速调速回路路简式节流调速系统带压力补偿阀的节流调速系统变量泵、流量调速阀调速阀在旁油路定 量 马功率适应进油节流及旁路适应在进油及溢流节流调速达回油节流节流路回路速度差很差好较好好刚度承载好较差好较好好能力大小大

12、较大大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93.4 绘制液压系统原理图图 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 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。10四、液压系统的计算和液压元件的选择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/N5000010000200003000050000液压缸工0.811.522.53344557作压力P/MPa表 4.2 背压压力系统类型背压压力 /MPa系统类

13、型背压压力 /MPa中低压系统或轻载0.20.5采用辅助泵补油的11.5节流调速系统闭式油路系统回油路带调速阀或采用多路阀的复杂背压阀的系统0.51.5的中高压系统（工程1.23机械）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 3MPa 。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：4Fmax(4-1)D=P1cm式中p 1 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；11F max 最大作用负载。由负载图知最大负

14、载F 为 18200 N ，查表 4.2 取 p2 为 0.5 MPa ， cm 为 0.9，考虑到快进、快退速度相等，取d 为 0.5。上述数据代入公式：DD4Fp1 1d 2p11 cmp2D可得：D4182000.099 m53.143010 50.91120.530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 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= 1D 2d2 )58.94无活塞杆1D 278.54（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

15、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12PmaxD2 式中液压缸壁厚（ m）；D液压内径（ m）；P max 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。取无缝钢管 =100Mpa。按上式计算得31.50.12.2510 32100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

16、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t0.433DPm a x9.1 ，取 t=10mm.2 有孔时t 0.433D,取 t=18mm.2PmaxD2 (D 2 -d 0 )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。13（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LD600100H22080mm2

17、02（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+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

18、小有效面积 Amin ，即 A Amin 。Aminqmin(4-3)vmin式中q的最小稳定流量，一般从选定流量阀的产品样本中查得；m i nvmin 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 不大于计算所得最小有效面积Amin ，则说明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。14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-

19、3）可得：A qmin0.05 1030.5cm2vmin100qmin 是由产品样本查得GE 系列调速阀的最小稳定流量为0.05 L min 。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A(D 2d 2 )(10252 ) 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：表 4.3 液压缸在不同工作阶段的压力、流量和功率值工负载回油腔进油腔输入流量输入计算公式况F/N压力压力q3 / m3 s 1功率p2 /MPap1 /MPaP/KWF/ m )+A 2 p/(A 1-A 2 )快120

20、00.31.580.1830.289q=(A 1-A 2)v 1进P=p1q15F/ m)+P2A 2/A 1工182000.52.580.1310.338q=A v21进P=p1qF/ m )+P2A 1/A 2快12000.50.8920.550.491q=A v32退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 pp1p(4-4)式中pp 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作压力为3MPa；p 进油管路中的压力损失，初算时简单系统可取 0.20

21、.5 MPa ，复杂系统取 0.51.5 MPa ，本系统取 0.5 MPa 。ppp1p30.53.5MPa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(1.25 1.6) pp 公 式 。 中 低 压 系 统 取 小 值 ， 故 取pn =1.25 p p =4.375Mpa164.5.2 液压泵的流量液压泵的最大流量应为：q p K L ( q)max(4-5)式中qp 泵的最大流量；(q) max 动作的各执行元件所需流量之和的最大值，如果

22、这时溢流阀正进行工作，尚需加溢流阀的最小溢流量23 L min ；K L 泄露系数，一般取K L =1.1 1.3L min ，现取 K L =1.2。qpK L (q)max1.2 32.9839.576L min4.5.3 液压泵规格的选择根据以上所得 qp ， pp 查液压产品目录选泵型号： YBX-32 限压式变量叶片泵。额定压力为 6.3 MPa，排量为 32mL/r ，转速为 1450r/min 容积效率c =0.88，总效率=0.72。该泵的输出流量为：Q32 10 3145046.4L / min4.6 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

23、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 L min 范围内时，可取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：pB q p2Pn（4-6）式中Pn 所选电动机额定功率；pB 限压式变量泵的限定压力；17qp 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0.3 MPa ，由式（ 3-6）可得：p p120010 60.3 0.91MPa0.0524快进时所需电动机功率为：ppq p0.91 11P600.23kW0.72

24、工进时所需电动机功率为：pp qp3.57.85P600.64kW0.72查阅电动机产品样本，选用 Y90S-4型电动机，其额定功率为1.1kW ，额定转速为1400 r min 。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单向调速阀100QA-20H5二位三通电磁换向阀4023D-B10H-T6压力表KF-287过滤器60WU 1604.8 液压油管的设计油管类型

25、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18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 =7，则其容积 为V = qpL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 ，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=1.5cm2 /s，油的密

26、度为 =920kg/m3.5.1 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3q4 7.85106944cm / min116cm / sv1224 d3.141.2回油管内的流速为：2A 2158.91.160.87m/sV =A 1V =78.5管道流动雷诺数 Re1=v1d1161.292.8v1.57575Re12300，可见油液在管道内流态为层流，其沿程阻力系数为0.81192.8Re1进油管道 BC 的沿程压力29202p1-1lv0.81(20.5)1.160.11062Pa

27、d21.210234D-B10H-T 的压力值是0.056Pa查得换向阀P121019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PPP(0.160.056) 0.156Pa11 1121010102）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=v2 d871.269.6v1.5275751.08Re269.6回油管道的沿程压力损l239200.872v6p2-1d21.0810220.1110 Pa1.2查手册知换向阀23

28、D-B10H-T 的压力损失P2 20.0256Pa，换向阀 34D-B10H-T 的10压力损失P2 30.0256a，调速阀 QA-20H的压力损失 P2 40.56Pa。10P10回油路总压力损失：66P2P2 1P22P23P24(0.110.025 0.025 0.5)100.6610 Pa3）变量泵出口处的压力 PPF /CMA2P26A1P1 3.0710 Pa4）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P1 1 为3v1q45010737cm /

29、 s223.141.2604 dRe1=v1d7371.2590v1.5175750.127Re1590p1-1l20.1272292020.53Pav7.376d21.21021020同样可求管道 AB 段及 AD 段的沿程压力损失P1 2 和 P1 3 为3v2q411 10162cm / s223.141.2 604 dRe2=v2d 1621.2130v1.5275750.58Re2130P10.580.59201.62210621.210220.029PaP10.5829201.62210631.210220.116Pa查换向阀手册知，流经换向阀的局部压力损失为：634D-B10HH

30、-T 的压力损失P2 10.1710 Pa24D-B10H-T 的压力损失P220.17106 Pa据分析在差动连接中，泵的出口压力PP1 11 21 32 12 2A2F62 PPPPPCM1.72 10 Pa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0.7 2，则3.57.850.636 KWp输入0.72601p 输出F v103182000.303 KW60功率损失为： Pp输入 -p输出0.636-0.303 0.333KW假定系统的散热状况一般，取 K= 10 10 3 KW/ （ cm2 *），油箱的散热面积为 A 0.0633 V 2 0.0633 2502 2.5m221系统的温升为P0.33313.32t3KA10 1012.5验算表明系统的温升在许可范围内。六 .液压缸装配图6.1 液压缸装配图6.2 液压缸系数元件D（缸内d（活塞直L（缸体t1（前缸t2（后缸l( 活塞行（缸体参数径）径）长）盖壁厚）盖壁厚）程 )壁厚