自动钻床液压传动系统课程设计.doc

I 目目录录 1 自自动动加工加工钻钻床工作原理床工作原理.1 2 钻钻床的液床的液压压系系统统分析分析.2 3 液液压压系系统统的的设计设计.4 3.1 供油方式供油方式.4 3.2 调调速方式的速方式的选择选择.4 3.3 速度速度换换接方式的接方式的选择选择.5 3.4 夹紧夹紧回路的回路的选择选择.5 3.5 液液压压原理原理图图的的拟拟定与定与设计设计 .5 3.5.1 送料缸液送料缸液压压回路回路.5 3.5.2 夹紧夹紧缸液缸液压压回路回路.6 3.5.3 加工缸液加工缸液压压回路回路.7 3.6 绘绘制液制液压压系系统图统图.7 3.6.1 绘图绘图要求要求.7 3.6.2 液液压压系系统统原理原理图图.8 根据自根据自动动加工加工钻钻床的工作要求和床的工作要求和结结合上面合上面对对液液压压系系统统的分析，最后的分析，最后拟拟定出的液定出的液压压系系统统 的原理的原理图图如如图图 3-4。 。.8 4 液液压压系系统统的的计计算和液算和液压压元件的元件的选择选择.9 4.1 液液压压缸的缸的选择选择.9 4.1.1 液液压压缸主要尺寸的确定缸主要尺寸的确定.9 II 4.1.2 稳稳定速度的定速度的验验算算.12 4.2 液液压泵压泵的的选择选择.13 4.2.1 液液压泵压泵的的压压力力.13 4.2.2 液液压泵压泵的流量的流量.14 4.2.3 液液压泵规压泵规格的格的选择选择.14 4.3 电动电动机的机的选择选择.15 4.4 压马压马达的达的选择选择.16 4.4.1 液液压马压马达的达的负载计负载计算算.16 4.4.2 马马达达规规格的格的选择选择.17 4.5 液液压阀压阀的的选择选择.17 4.5.1 方向控制方向控制阀阀的的选择选择.17 4.5.2 压压力控制力控制阀阀的的选择选择.18 4.6 液液压压缸的缸的选择选择.18 4.7 液液压压油管的油管的设计设计.20 4.7.1 油管油管类类型的型的选择选择.21 4.7.2 油管尺寸的确定油管尺寸的确定.21 4.8 油箱容量的油箱容量的选择选择.22 5 液液压压系系统统性能性能验验算算.23 6 电电气控制原理气控制原理图图的的设计设计.25 6.1 电电气原理气原理图设计图设计中中应应注意的注意的问题问题 .25 6.2 电电气控制原理气控制原理图图的的拟拟定定 .25 结论结论.27 III 参考文献参考文献.28 1 2 2 钻床的液压系统分析 首先根据 z3040 自动钻床的参数，绘制运动部件的速度循环图，如图 2-1 所示。 图 2-1 速度循环图 然后计算各阶段的外负载并绘制负载图。 液压缸所受外负载 F 包括三种类型，即： (2-1) afw FFFF 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， w F 在本设计中为 13412； w FN 运动部件速度变化时的惯性负载； a F 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： f F f F (2-2)( rnf FGfF 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； rn F 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 0.1。f 2 则求得： 1078N53902 . 0 fs F NF53953901 . 0 fa 式中 静摩擦阻力； fs F 动摩擦阻力。 fa F (2-3) t v g G a F 式中 重力加速度；g 加速和减速时间，t=0.2sec；t 速度差，v 时间差。t 在本设计中 NF 3 . 132 1352 . 0 4 8 . 9 5390 a 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 图 2-2 负载循环图 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 工作循环外负载NF工作循环外负载NF 3 启动、加速 af FFF 1210.3工进 faw FFF 13951 快进 F fa F 539快退 F fa F 539 3 液压系统的设计 3.1 供油方式供油方式 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。 3.2 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 4 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。 3.3 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。 3.4 夹紧回路的选择夹紧回路的选择 用三位四通电磁阀来控制夹紧、松开换向动作时，为了避免工作时突然失电而松 开，应采用失电夹紧方式。 考虑到夹紧时间可调节和当进油路压力瞬时下降时仍能保持夹紧力，所以接入一 个可调单向节流阀。在该回路中还装有保压阀，用来调节夹紧力的大小和保持夹紧力 的稳定。 3.5 液压原理图的拟定与设计液压原理图的拟定与设计 3.5.1 送料缸液压回路送料缸液压回路 送料液压缸液压回路采用了两个可调单向节流阀，其中液压缸左腔油液的开度设 置 60%，因为送料要求平稳，速度不宜过快，故限定油液的流量。 为了保证送料缸活塞快速返回，所以液压缸右腔开度设置为 100%。 5 选取了三位四通换向阀，满足换向要求。具体送料缸液压回路见图 3-1 所示。 图 3-1 送料缸液压回路 3.5.2 夹紧缸液压回路夹紧缸液压回路 夹紧缸液压回路采用了一个可调单向节流阀，液压缸左腔油液开度设置为 100%， 为的是在工件被运送到位后活塞杆快速向右运动进行工件的夹紧。 采用了一个保压阀，使夹紧缸才工作过程中始终保持恒定的可调夹紧力，保证了 工件的夹紧。夹紧缸液压回路见图 3-2。 图 3-2 夹紧缸液压回路 6 3.5.3 加工缸液压回路加工缸液压回路 加工缸液压回路采用了两个可调单向节流阀，其中液压缸左腔油液开度设置 40%，因为加工的时候刀具运动较慢，故限定油液流量，保证加工的质量；为了保证 加工缸活塞快速返回，所以液压缸右腔开度设置为 100%。加工缸液压回路见图 3-3。 图 3-3 加工缸液压回路 3.6 绘制液压系统图绘制液压系统图 3.6.1 绘图要求绘图要求 （1）整机的液压系统图由拟定好的控制回路及液压源组合而成。 （2）各回路相互组合时要去掉重复多余的元件，力求系统结构简单。 （3）注意各元件间的联锁关系，避免误动作发生。 （4）要尽量减少能量损失环节,提高系统的工作效率。 （5）为便于液压系统的维护和监测，在系统中的主要路段要装设必要的检测元件 （如压力表、温度计等） 。 （6）大型设备的关键部位，要附设备用件，以便意外事件发生时能迅速更换，保 证主要连续工作。 （7）各液压元件尽量采用标准件，在图中要按国家标准规定的液压元件职能符号 的常态位置绘制。 （8）对于自行设计的非标准元件可用结构原理图绘制。 （9）系统图中应注明各液压执行元件的名称和动作，注明各液压元件的序号以及 7 各电磁铁的代号，并附有电磁铁、行程开关。 3.6.2 液压系统原理图液压系统原理图 根据自动加工钻床的工作要求和结合上面对液压系统的分析，最后拟定出的液压 系统的原理图如图 3-4。 图 3-4 液压系统原理图 1油箱 2过滤器 3变量液压泵 4溢流减压阀 5二位二通电磁换向阀 6压力表 7三位四通电磁换向阀 8可调单向节流阀 9双作用液压缸 表表 3-2 电磁铁动作顺序表电磁铁动作顺序表 1Y11Y22Y12Y23Y13Y2 送料阶段 夹紧阶段 加工阶段 8 停止卸荷 注：“+”表示得电， “”表示失电。 4 液压系统的计算和液压元件的选择 4.1 液压缸的选择液压缸的选择 4.1.1 液压缸主要尺寸的确定液压缸主要尺寸的确定 计算液压缸的结构尺寸液压缸的结构尺寸主要有三个：缸筒内径 D、活塞杆外径 d 和缸筒长度 L。 （1）缸筒内径 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) cm P F 1 max 4 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； 1 F最大作用负载。 max （2）活塞杆外径 d 活塞杆外径 d 通常先从满足速度或速度比的要求来选择，然后再校核其结构强度 和稳定性。 同时也可以根据活塞杆受力状况来确定，一般为受拉力作用时，d=0.30.5D。 受压力作用时： p5MPa d=0.50.55D 1 5MPap7MPa d=0.60.7D 1 p7MPa d=0.7D 1 （3）缸筒长度 L 9 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。 （4）工作压力的确定。p 工作压力可根据负载大小及机器的类型来初步确定为 FF0C，现参阅表 4-1 取液p 压缸工作压力为 3。MPa 表表 4-1 液压设备常用的工作压力液压设备常用的工作压力 机床类型 设备类型 磨床组合机床龙门刨床拉床 农业机械或 中型工程机 械 液压机、重 型机械、起 重运输机械 工作压力 MPap 0.82.0352881010162032 （5）计算液压缸内径 D 活塞杆直径 d 负载图知最大负载为 19341，按表 4-2 可取为 0.5，为 0.95，考虑FN 2 pMPa cm 到快进、快退速度相等，取为 0.7。上述数据代入公式： D d 2 1 2 1 1 1 4 D d p p cm p F D 可得： 10 10378m . 0 )7 . 0(1 30 5 -195 . 0 103014 . 3 193414 25 D 根据表 4-3，将液压缸内径圆整为标准系列直径 表表 4-2 执行元件背压的估计值执行元件背压的估计值 系统类型背压MPap2 简单的系统和一般轻载的节流调速系统0.20.5 回油路带调速阀的调速系统0.50.8 回油路带背压阀0.51.0 中、低压系统 08MPa 采用带补液液压泵的闭式回路0.81.5 中高压系统816采用带补液液压泵的闭式回路比中低压系统高 50100% 高压系统1632锻压机械等初算时背压可忽略不计 表表 4-3 液压缸内径液压缸内径 D 活塞杆直径活塞杆直径 d 关系关系 按机床类型选取 d/D按液压缸工作压力选取 d/D 机床类型d/D工作压力 P/PAd/D 磨床、珩磨及研磨机床0.20.320.20.3 插床、拉床、刨床0.5250.50.58 钻、镗、车、铣床0.7570.620.70 70.70 按工作要求加紧力由两个加紧缸提供，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压力，现取夹紧缸的工作压力为 2.5。回油背压力为零，MPa 为 0.95，则按式（4-1）可得： cm m1037.10 95 . 0 102514 . 3 193414 2 5 D 按表 4-4 及表 4-5 液压缸内径和活塞杆直径的尺寸系列， 取好夹紧液压缸的Dd =10mm 和=6mm。Dd 表表 4-4 液压缸内径液压缸内径 D 寸系列（寸系列（GB2348-80） 单位：单位：mm 11 8101216202532 40506380(90)100(110) 125(140)160(180)200(220)250 320400500630 表表 4-5 活塞杆直径活塞杆直径 d（GB2348-80） 单位：单位：mm 45681012141618 202225283236404550 5663708090100110125140 16018020022025028032036040 4.1.2 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A 面积，即。 min AA min A (4-3) min min min v q A 式中 的最小稳定流量，一般从选定流量阀的产品样本中查得； min q 缸的最低速度，由设计要求给定。 min v 如果液压缸节流腔的有效工作面积不大于计算所得最小有效面积，则说明A min A 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。 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： A 2 3 min min 5 10 1005 . 0 cm v q 是由产品样本查得 GE 系列调速阀 AQF3-E10B 的最小稳定流量为 min q 0.05。minL 12 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 22222 40)710( 4 )( 4 cmdDA 可见上述不等式能满足，液压缸能达到所需低速。 计算在各工作阶段液压缸所需的流量： 快进快进 vdq 2 4 4)107( 4 22 minL 4 . 1510 4 . 15 3 工进工进 vq 2 D 4 32 10501 . 0 4 minL 快退快退 ）（vdDq 22 4 4)07 . 0 1 . 0( 4 22 minL161016 3 快进快进 vdq 2 4 4)107( 4 22 minL 4 . 1510 4 . 15 3 4.2 液压泵的选择液压泵的选择 4.2.1 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： 13 (4-4)pppp 1 式中 液压泵为最大工作压力； p p 执行元件最大工作压力； 1 p 进油管路中的压力损失，初算时简单系统可取 0.20.5，复杂p a MP 系统取 0.51.5，本系统取 0.5。 a MP a MP ap MPppp5 . 35 . 03 1 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 p p 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，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，高压系统取最 p p pn pp)6 .251. 1 ( 大值。 4.2.2 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 )(qKq Lp 式中 泵的最大流量； p q 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。 L K L KminL L K min 2 . 19162 . 1)( max LqKq Lp 4.2.3 液压泵规格的选择液压泵规格的选择 根据以上所需最大压力及最大流量并考虑一定的损耗，所选泵的额定流量： QKQ1.12.41 =2.65 L/min 泵漏缸 所选泵的额定压力： 14 PKP= 1.32.91=3.78 Mpa 泵压缸 查液压产品目录选泵型号：YB1-2.5。 额定压力为 6.3 Mpa，排量为 2.5m /r，转速为 1450r/min。 该泵的输出流量为： Q = 2.51450 =3.6 L/min 4.3 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） n pB P qp 2 式中 所选电动机额定功率； n P 限压式变量泵的限定压力； B p 为时，泵的输出流量。 p q B p 首先计算快进时的功率，进时的外负载为 1000N，进油路的压力损失定为 0.3，由式（3-6）可得： a MP a 6 2 4051 . 0 3 . 010 07 . 0 4 539 MPPP 快进时所需电动机功率为： KW P P15 . 0 7 . 060 1641 . 0 qp p 工进时所需电动机功率为： 15 KW P P15 . 0 7 . 060 1641 . 0 qp p 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kW 为 1400。minr 根据产品样本可查得 YBX-16 的流量-压力特性曲线。再由已知的快进时流量为 24 ，工进时的流量为 11，压力为 3.5，做出泵的实际工作时的流量-压力minLminL a MP 特性曲线，如图 3-3 所示。 图 3-3 YBX-16 液压泵的流量-压力特性曲线 1额定流量压力特性曲线 2工作时间的特性曲线 4.4 压马达的选择压马达的选择 4.4.1 液压马达的负载计算液压马达的负载计算 16 工作机构作旋转运动时，液压马达必须克服的外负载为：M=Me+Mf+Mi （1)工作负载力矩 Me 作负载力矩可能是定值，也可能随时间变化，应根据机器工作条件进行具体分析。 （2)摩擦力矩 Mf 为旋转部件轴颈处的摩擦力矩，其计算公式为： Mf=GfR(Nm) (4-7) 式中 G旋转部件的重量，N； f摩擦因数，启动时为静摩擦因数，启动后为动摩擦因数； R轴颈半径，m。 （3）惯性力矩 Mi 惯性力矩 Mi 为旋转部件加速或减速时产生的惯性力矩，其计算公式为： Mi=J=J (Nm) (4-8) 式中 角加速度，r/s ； 2 角速度的变化，r/s； t加速或减速时间，s； J旋转部件的转动惯量，kgm ，J=1GD /4g； 22 GD 回转部件的飞轮效应，Nm 。 22 4.4.2 马达规格的选择马达规格的选择 回转支承一般采用滚动轴承式回转支承，其结构相当于放大了的滚动轴承，其中 用得最广泛的是单排滚球式和双排滚柱式回转支承。 回转支承的座圈滚道与滚球的间隙为 0203 mm。双排球式回转支承的外座 圈上下可分开，在使用过程中如发现间隙过大，可用千斤顶将转台顶起来，松开外座 圈上、下联结螺栓，再适量调整垫片的厚度。在本次设计中我们选用由安徽马鞍山方 圆回转支承股份有限公司生产的 zl50 型回转支乘回转马达选用日本 KYB 株式会社生 产的 MSG-27P-23E 型液压回转马达。其最大扭矩为 2KN/M，最高转速为 70r/min。 17 4.5 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。 4.5.1 方向控制阀方向控制阀的选择的选择 方向控制阀简称方向阀，主要用来通断油路或切换油液流动的方向，以满足对执 行元件的启停和运动方向的要求。其中有单向阀和换向阀两种。 （1）单向阀的选择 应选择开启压力小的单向阀，开启压力较大的单向阀可作为背压阀使用。所以， 本系统选择叠加式双单向节流阀，具体型号和尺寸根据要求查机械设计手册得： 其中叠加式双单向节流阀的型号为：Z2FS6-3-L4X/2Q。 （2） 换向阀的选取 换向阀的作用是利用阀芯和阀体间的相对运动，来变换油液流动的方向。以实现 工作机构的直线往复或正反转，也可利用换向阀来接通或关闭油路。 一般来说，流量在 190L/min 以上的适宜用二通插装阀；190L/min 以下时可采用滑 阀式换向阀。70L/min 以下时通常用电磁换向阀。 控制阀的流量一般要选得比实际通过的流量大一些，必要时也可以有 20%以内的 短时间过流量。 根据以上要求，本系统选择的换向阀为三位四通电磁换向阀具体的型号和尺寸根 据要求查机械设计手册得：4WE6E6X/EG24NZ5L/B10。 4.5.2 压力控制阀压力控制阀的选择的选择 在液压传动中，用来控制和调节液压系统压力高低的阀类称压力控制阀。按其功 能和用途不同可分为溢流阀、减压阀、顺序阀和压力继电器等。 （1）溢流阀 溢流阀的功能是靠阀芯的调节作用，可使阀的进口压力不超过或保持恒定值。根 据结构不同有直动式、差动式、先导式。 由于直动式溢流阀适用于低压液压系统，而先导式溢流阀 调压范围大，适用于 18 高压液压系统，因此此次设计中采用先导式溢流阀，型号为 DB10K2-4X-100YV。 （2）压力继电器 压力继电器是利用液体压力信号来启动或关闭电器触点的液压电器转换元件。它 在油液压力达到其设定压力时，发出电信号，控制电器元件动作，实现泵的加载和卸 荷。其设定值通常是比系统正常工作压力高出约 0.5Mpa，所以本系统的压力继电器预 先调定压力为 3.5Mpa。 根据以上要求，本系统选择的压力继电器为叠加式压力继电器，具体型号和尺寸 根据要求查机械设计手册得：HED10A20/35L24/2。 4.6 液压缸的选择液压缸的选择 液压缸参数的选择每斗料的重量： M = 1.2 1.65 = 1980 Kg G = m g = 1980 9.8 = 19404 KN 由卸料斗的尺寸图按极限情况计算得所挖斗料自重 G 与铲斗液压缸产生的推力 F 在卸料斗底板轴承铰接处转距平衡即： F L = G L 拉 1 2 工作压力的选定关系到设计出和系统是否经济合理；工作压力低，则要求执行元 件的容量大，即尺寸大、重量重，系统所需流量也大；压力过高，则对元件的制造精 度和系统的使用维护要求提高，并使容积效率降低。一般是根据机械的类型来选择工 作压力。 执行元件工作压力可以根据总负载值或者主机设备类型选取，如表 4-6 所示。 表表 4-6 各类机械常用的系统工作压力各类机械常用的系统工作压力 负载 F/KN10 102070140140250 250 工作压力 P/MPa 0.8-1.21.5-2.5 10141821 32 由负载值大小查上表，参考同类型挖掘机，取液压缸工作压力为 25MPa 安装方式 选择缸头耳环带衬套，活塞杆端连接方式选择杆端外螺纹杆头耳环带衬套。又因其伸 缩速度缓慢但压力大，故选择带缓冲，油口连接方式选择外螺纹。 活塞杆直径 d 与缸筒内径 D 的计算： 19 受拉时： d=(0.3-0.5)D 受压时： d=(0.5-0.55)D (p 5MPa) 1 d=(0.6-0.7)D (5MPa p 7MPa) 1 （1）液压油缸的缸径、杆径和工作压力确定 根据技术条件：确定液压缸径和杆径及行程为： 缸径： D=125mm 杆径： d=0.7D=85mm 由此计算出液压系统工作压力为： =（2847103）/（1252-852） ） =32MPa 式中 F锁紧力，F=284KN。 （2）缸筒壁厚计算 根据机械设计手册，在此液压系统中，3.2D/16，故缸筒壁厚应用中等壁厚 计算公式，此时： = +C (4-9) )3 3 . 2(Py PyD 式中 强度系数； Py液压缸内最高工作压力，Py=10Mpa； D内径。 = s/2.5=175/2.5=70Mpa mmC25 103603 . 2 2210 （3）活塞杆长度和缸筒长度计算 本例工艺要求送料缸送料速度大于 50mm/s，钻削缸快进速度大于 50mm/s。 )( 4 1 22 dD F P 20 查液压传动产品手册： 选内径活塞杆径4020mm 的液压缸作为夹紧缸，则夹紧工件时，液压缸内油 的压力需满足： P = W /A =43657/3.14/402 =2.91 Mpa 缸 选该液压缸行程不小于 40mm。 因为钻削缸要支撑动力头，又双向受力，选直径大一点的液压缸，另外由于有差 动联接要使得快进和退回的速度较接近而选活塞杆直径较粗的液压缸，故选内径活塞 杆径5032mm 的液压缸作为钻削缸，则可钻削工件时，液压缸内油的压力需满足： P = F/A =42946/3.14/502 =1.55 Mpa 由于钻削快进采用差动联接，所以满足钻削缸快速进给要求时，输入流量需满足： Qv3.14d /4=50603.14322/4 = 2.41min 2 选该液压缸的行程不小于 35mm。 选内径活塞杆径3216mm 的液压缸作为送料缸，满足送料速度要求时输入流 量需满足： QvA=50603.14322/4 =2.35min 液压缸的行程根据具体结构确定。 4.7 液压油管的设计液压油管的设计 4.7.1 油管类型的选择油管类型的选择 液压系统中使用的油管分硬管和软管，选择的油管应有足够的通流截面和承压能 力，同时，应尽量缩短管路，避免急转弯和截面突变。 （1）钢管 中高压系统选用无缝钢管，低压系统选用焊接钢管，钢管价格低，性 能好，使用广泛。 （2）铜管 紫铜管工作压力在 6.510MPa 以下，易变曲，便于装配；黄铜管承受 压力较高，达 25MPa，不如紫铜管易弯曲。铜管价格高，抗震能力弱，易使油液氧化， 应尽量少用，只用于液压装置配接不方便的部位。 （3）软管 用于两个相对运动件之间的连接。高压橡胶软管中夹有钢丝编织物； 21 低压橡软管中夹有棉线或麻线编织物；尼龙管是乳白色半透明管，承压能力为 2.58MPa，多用于低压管道。因软管弹性变形大，容易引起运动部件爬行，所以软管 不宜装在液压缸和调速阀之间。 综上所述因此在此次设计中我采用的管道是无缝钢管。 4.7.2 油管尺寸的确定油管尺寸的确定 （1）油管内径 d 按下式计算： (4-10) v q Cd85 式中 q油管的最大流量，m /s； 3 v管道内允许的流速，m/s，一般吸油管取 0.55m/s，压力油管取 2.55m/s，回油管取 1.52m/s。 （2）油管壁厚 按下式计算： pd/2 (4-11) 式中 p管内最大工作压力； 材料的许用压力， =/n； b 材料的抗拉强度； b n安全系数，钢管 p7MPa 时，取 n=8；p17.5MPa 时，取 n=6； p17.5MPa 时，取 n=4。 根据计算出的油管内径和壁厚，查手册选取标准规格油管，选取的标准规格油管 如图 4-7 所示。 表表 4-7 标准规格油管标准规格油管 管路名称通过流量/(L/s)允许流速/(m/s)管道内径/m实际取值/m 主泵吸油管2.50.80.04210.045 主泵排油管2.5640.0170.024 4.8 油箱容量的选择油箱容量的选择 初步确定油箱的有效容积,跟据经验公式来确定油箱的容量： 22 V= (4-12) qv 式中 液压泵每分钟排出的压力油的容积；qv 经验系数。 已知所选泵的总流量为 162L/min,这样，液压泵每分钟排出的压力油体积为 162L，查表 4-8 选取=7，故： V=60.162=0.927 3 m 表表 4-8 油箱经验系数表油箱经验系数表 系统类型行走机械低压系统中压系统锻压系统冶金系统 12245761210 5 液压系统性能验算 因为加工在工作循环中所占的时间最长，所以系统发热和油液温升可按加工工况 来计算加工时液压泵的输入功率。 通过液压缸卸荷阀的流量，取压力损失， 2 1.2 / minqL0.3 na pMP ，1.6 / min n qL 则此阀钻孔时的压力损失： 23 2 2 () n n q pp q 2 1.2 0.3()0.17 1.6 a MP 钻孔时泵的工作压力： (取) 1 1.960.172.13 pa pppMP 0.8 2 1 p p q p 63 2.13 101.2/60 10 53.3 0.8 W 工进时液压缸的输入功率： 2 pFV 3450.6 26.92W 系统总发热功率： 12 53.36.9246.38HPPW 32 0.065AV 322 0.065 100.3m 取邮箱散热系数： 2 9/kWmC 油箱温升为： H t KA 46.38 17.17 9 0.3 C 设环境温度则热平衡温度为： 2 25TC 121 25 17.1742.17 55TTTT70 C 此温升值小于允许范围，故该液压系统不必设置冷却器。 24 6 电气控制原理图的设计电气控制原理图的设计 6.1 电气原理图设计中应注意的问题电气原理图设计中应注意的问题 电气控制设计中应重视设计、使用和维护人员在长期实践中总结出来的许多经验， 使设计线路简单、正确、安全、可靠、结构合理、使用维护方便。通常应注意以下问 题。 25 （1）选择电器元件 尽量减少电器元件的品种、规格与数量。在电器元件选用中， 尽可能选用性能优良、价格便宜的新型器件，同一用途尽可能选用相同型号。 （2）减少通电电器的数量 正常工作过程中，尽可能减少通电电器的数量，以利 节能，延长电器元件寿命以及减少故障。 （3）合理使用电器触点 在复杂的继电接触控制线路中，各类接触器、继电器数 量较多，使用的触点也多，但主副触点的使用量不能超过限定对数，设计时应注意尽 可能减少触点使用数量.以采用逻辑设计化简方法，改变触点的组合方式，以减少触点 使用数量，或增加中间继电器来解决。 （4）正确连线 合理安排