专用钻床液压系统设计.doc

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 精品 感谢下载载 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 精品 感谢下载载 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 fs 0 2 动摩擦系数 fd 0 1 往复运动的加减速 时间 S 0 3 切削阻力 N 17000 快进 快退速度 m min 5 6 工进速度 m min 1 快进行程 mm 400 工进行程 mm 128 工作部件重量 N 12000 3 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 精品 感谢下载载 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 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 7 3 1 供油方式 7 3 2 速度换接方式的选择 8 3 3 调速方式的选择 8 精品 感谢下载载 3 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 1 工作压力 P 的确定 11 4 2 液压缸的主要尺寸的确定 11 4 3 稳定速度的验算 14 4 4 计算在各工作阶段液压缸的所需流量 15 4 5 液压泵的选择 16 4 6 电动机的选择 17 4 7 液压阀的择 18 4 8 液压油管的设计 18 4 9 油箱容量的选择 19 五 液压系统性能验算 19 5 1 压力损失的验算 19 5 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 精品 感谢下载载 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 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 精品 感谢下载载 2 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 精品 感谢下载载 图 2 1 b 速度循环图 1 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 17000 NwF 2 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 0 2 12000 2400 N sF 动摩擦阻力 0 1 12000 1200 NdF 3 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 精品 感谢下载载 加速 12000 10 0 093 0 3 372 Na1F 减速 12000 10 0 077 0 3 308 Na2F 制动 12000 10 0 017 0 3 68 Na3F 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 fsF 24002666 7 加速 a1 fdFF 15721746 7 快进 fdF 12001333 3 减速 fda2FF 892991 1 工进 fd wF F 1820020222 2 制动 fd wF Fa3F 1813220146 7 反向加速 fda1 F F 15721746 7 快退 fdF 12001333 3 制动 a1fdFF 828920 精品 感谢下载载 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 精品 感谢下载载 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 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滤 为防止系统中杂质 流回油箱 精品 感谢下载载 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 表 3 1 三种调速回路主要性能比较 节流调速 容积 调速回 路 容积 节流调速回 路主要 性能 简式节流调速系统 带压力补偿阀的节流调速 系统 变量泵 定量马 流量 适应 功率适应 精品 感谢下载载 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 达 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 成 本 低较低高小最高 精品 感谢下载载 3 4 绘制液压系统原理图 精品 感谢下载载 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 四 液压系统的计算和液压元件的选择 4 1 工作压力的确定 p 表 4 1 负载条件下的工作压力 负载 F N 50000 液压缸工 作压力 P MPa 0 8 11 5 22 5 33 44 55 7 表 4 2 背压压力 精品 感谢下载载 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 2 0 5 采用辅助泵补油的 闭式油路系统 1 1 5 回油路带调速阀或 背压阀的系统 0 5 1 5 采用多路阀的复杂 的中高压系统 工 程机械 1 2 3 工作压力可根据负载大小查表 4 1 本设计取液压缸工作压力为 3 在钻孔pMPa 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 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 由负载图知最大负载为 18200 查表 4 2 取为 0 5 为 0 9 考虑FN 2 pMPa cm 到快进 快退速度相等 取为 0 5 上述数据代入公式 D d 4 2 1 11 1 2 F D p d p cm pD 精品 感谢下载载 可得 2 5 4 18200 0 099 5 3 1430 100 9 110 5 30 Dm 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 2 cm 有活塞杆 22 1 Dd 4 A 58 9 无活塞杆 2 1 D 4 A 78 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 max 2 PD 精品 感谢下载载 式中 液压缸壁厚 m D 液压内径 m 试验压力 一般取最大工作压力的 1 25 1 5 倍 Mpa maxP 缸筒材料的许用应力 取无缝钢管 100Mpa 按上式计算得 3 1025 2 1002 1 05 13 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 的系列尺寸来选取标准值 表 2 6 液压缸活塞行程参数第一系列 255080100125160200250 320400500630800100012501600 2000250032004000 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 取 t 10mm max 2 t0 4339 1 P D 有孔时 取 t 18mm 2 20 maxD 2 D d t0 433 P D 精品 感谢下载载 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 mm80 2 100 20 600 2 D 20 L H 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 20 30 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 必须大于保证最小稳定速度的最小有效A 精品 感谢下载载 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 按最低工进速度计算液压缸的最小稳定速度 由公式 4 3 可得 A 2 3 min min 5 0 100 1005 0 cm v q 是由产品样本查得 GE 系列调速阀的最小稳定流量为 0 05 min qminL 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 105 58 9 44 ADdcm 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 块进 3 快进 19 63 10 4 5 6 11 工进 2 工进 78 5 10 4 1 7 85 精品 感谢下载载 块退 1 快退 58 9 10 4 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 MPa2p 进油腔 压力 MPa1p 输入流量 3 q 31 ms 输入 功率 P KW 计算公式 快 进 12000 31 580 1830 289 m212F Ap A A 121q A A v 1P p q 工 进 182000 52 580 1310 338 m221F P A A 21q A v 1P p q 快 退 12000 50 8920 550 491 m212F P A A 32q A v 1P p q 4 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 精品 感谢下载载 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 现根据负载大小选取液压缸工作压力为 1 p 3MPa 进油管路中的压力损失 初算时简单系统可取 0 2 0 5 复p a MP 杂系统取 0 5 1 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 提高泵的寿命 所以 选泵的额定压力应满足公式 中低压系统取小值 故取 1 25 n p pn pp 6 1 25 1 n p 4 375Mpa p p 4 5 2 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 max q 进行工作 尚需加溢流阀的最小溢流量 2 3 minL 泄露系数 一般取 1 1 1 3 现取 1 2 L K L KminL L K max 1 2 32 9839 576min pL qKqL 4 5 3 液压泵规格的选择 精品 感谢下载载 根据以上所得 查液压产品目录选泵型号 YBX 32 限压式变量叶片泵 qppp 额定压力为 6 3 MPa 排量为 32mL r 转速为 1450r min 容积效率 0 88 c 总效率 0 72 该泵的输出流量为 3 32145046 4 min 10 QL 4 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 1范围内时 可取 同时还应注意到 为了使所选则的电动minL 0 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 快进时的外负载为 1200N 进油路的压力损失定为 0 3 由式 3 6 可得 a MP 6 2 1200 100 30 91 0 05 4 pa pMP 快进时所需电动机功率为 0 91 11 0 23 60 0 72 pp p q PkW 工进时所需电动机功率为 精品 感谢下载载 3 5 7 85 0 64 60 0 72 pp p q PkW 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 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 32 2 溢流阀 40YF L10H 3 三位四通电磁换向阀 4034D B10H T 4 单向调速阀 100QA 20H 5 二位三通电磁换向阀 4023D B10H T 6 压力表 KF 28 7 过滤器 60WU 160 4 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 精品 感谢下载载 本例为中压液压系统 液压油箱有效容量按泵的流量的 5 7 倍来确定 现取经验 数据 7 则其容积为 pV qL 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 5 2 cm s 油的密度为 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 s cm116min cm6944 14 3 85 7 4 4 q v1 2 1 10 d 2 3 2 回油管内的流速为 2 21 1 A58 9 V V 1 160 87m s A78 5 管道流动雷诺数 Re1 8 92 5 1 2 1116 v v1d Re1 2300 可见油液在管道内流态为层流 其沿程阻力系数为81 0 8 92 75 e1 75 1 R 进油管道 BC 的沿程压力 22 6 1 12 920l 20 5 p0 810 1a d22 1 2 v1 16 10 10 P 精品 感谢下载载 查得换向阀 34D B10H T 的压力值是a05 0 10 6 21 PP 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 a15 0 05 0 1 0 101010 666 21111 PPPP 2 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 2 v d87 1 2 69 6 v1 5 2 7575 21 08 e69 6R 回油管道的沿程压力损 22 6 2 12 920l3 p1 080 11a d22 1 2 v0 87 10 10 P 查手册知换向阀 23D B10H T 的压力损失 换向阀 34D B10H a025 0 10 6 22 PP T 的压力损失 调速阀 QA 20H 的压力损失 a025 0 10 6 32 PP a5 0 10 6 42 PP 回油路总压力损失 66 22 12 22 32 4 0 11 0 0250 0250 5 0 66a 1010 PPPPPP 3 变量泵出口处的压力 6 22 1 1 3 07a 10 CM P FAP PP A P 4 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 11 P 为 3 2 2 4 50q v1737cm s 3 1460 4 10 1 2 d 精品 感谢下载载 Re1 v1d737 1 2 590 v1 5 7575 10 127 e1590R 22 6 1 12 920l2 p0 1270 53a d22 1 2 v7 37 10 10 P 同样可求管道 AB 段及 AD 段的沿程压力损失 21 P 和为 31 P 3 2 2 4 11q v2162cm s 3 1460 4 10 1 2 d Re2 v2d162 1 2 130 v1 5 7575 20 58 e2130R 2 6 1 22 0 5920 1 62 0 580 029a 2 1 2 10 10 PP 2 6 1 32 2920 1 62 0 580 116a 2 1 2 10 10 PP 查换向阀手册知 流经换向阀的局部压力损失为 34D B10HH T 的压力损失a17 0 10 6 12 PP 24D B10H T 的压力损失a17 0 10 6 22 PP 据分析在差动连接中 泵的出口压力 6 1 11 21 32 12 2 2 21 72a 10P CM F PPPPPP A P 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 精品 感谢下载载 2 则7 0 3 5 7 85 0 636 60 0 72 pKW 入入 31 v182000 303 60 10 pFKW 入入 功率损失为 0 636 0 3030 333ppPKW 入入入入 假定系统的散热状况一般 取 K KW cm2 油箱的散热面积为 1