专用钻床液压系统设计Revised at 16:25 am on June 10, 2019课程设计说明书题目专用钻床液压传动系统设计学生姓名：***班级：学院：机械工程学院专业：指导教师：评定成绩优良中及格不及格天津职业技术师范大学课程设计任务机械工程学院班学生课程设计课题：专用钻床液压系统设计一、课程设计工作日自2012年12月31日至2013年1月6日二、同组同学：三、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设计参数：试设计一专用钻床的液压系统,要求完成“快进-工作-快退-停止卸荷”的工作循环;3 设计要求：1负载分析,绘制负载、速度图、工作循环图；2确定执行元件液压缸的主要参数；3绘制液压系统图原理图、液压缸装配图和电磁铁动作循环表；3选择各类元件及辅件的形式和规格;目录二、三、调速方式的选择 (3)工作压力P的确定......................................................................... ..................................液压阀的选择..................................................................................................................液压油管的设计...............................................................................................................油箱容量的选择............................................................................................................ ...压力损失的验算................................................................................................................ 系统温升的验算................................................................................................................七、八、一、前言液压传动是一门新的学科,虽然从17世纪中叶帕斯卡提出静压传动原理,18世纪末英国制成世界上第一台水压机算起,液压传动技术已有二三百年的历史,但直到20世纪30年代它才较普遍地用于起重机、机床及工程机械;在第二次世界大战期间,由于战争需要,出现了由响应迅速、精度高的液压控制机构所装备的各种军事武器;第二次世界大战结束后,液压技术迅速转向名用工业,液压技术不断应用于各种自动机及自动生产线;20世纪60年代以后,液压技术随着原子能、空间技术、计算机技术的发展而迅速发展;因此,液压传动真正的发展也只是近三四十年的事;当前液压技术正向迅速、高压、大功率、高效、低噪声、经久耐用、高度集成化的方面发展;同时,新型液压元件和液压系统的计算机辅助设计CAD、计算机辅助测试CAT、计算机直接控制CDC、机电一体化、可靠性技术等方面也是当前液压传动及控制技术发展和研究的方向;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上;我国在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使用;液压传动是用液体作为工作介质,利用液体的压力能来实现运动和力的传递的一种的传动方式;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;本文针对专用钻床的液压系统进行设计;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速度循环图,如图2-1所示;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：a f w F F F F ++= 2-1式中 w F —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, 在本设计中w F 为17000N ；a F —运动部件速度变化时的惯性负载；f F —导轨摩擦阻力负载,启动时为静摩擦阻力,对于平导轨f F 可由下式得：)(rn f F G f F += 2-2式中 G —运动部件重力；rn F —垂直于导轨的工作负载,本设计中为零；f —导轨摩擦系数,在本设计中取静摩擦系数为,动摩擦系数为; 则求得： 式中 fsF—静摩擦阻力； faF—动摩擦阻力;tv g G a F ∆∆= 2-3 式中 g —重力加速度；t ∆—加速或减速时间,取；v ∆—速度差;在本设计中根据上述计算结果,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 2-1 工作循环各阶段的外负载三．液压系统的原理图拟定及设计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;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;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;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;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工作压力p 的确定;工作压力p 可根据负载大小查表取液压缸工作压力为3MPa ; 液压缸的主要尺寸的确定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GB2348—80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=cmP F ηπ1max4 4-1 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；F m ax —最大作用负载;负载图知最大负载F 为17900N ,查表可取2p 为MPa ,cm η为,考虑到快 进、快退速度相等,取Dd为;上述数据代入公式： 可得：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=及查表活塞杆直径系列去d=70mm; 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 式中 δ——液压缸壁厚m ； D ——液压内径m ；yP ——试验压力,一般取最大工作压力的~倍Mpa;][σ——缸筒材料的许用应力;取无缝钢管][σ=100Mpa;按上式计算得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δ=6mm; 则外径D1≥D+2δ=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][2433.0t σy p D≥,取t=10mm.有孔时）（022d -D ][D 2433.0t σy p D≥,取t=18mm.式中t 为缸盖有效厚度,D 2为缸盖止口内径,d 0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 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D ； A —活塞杆导向长度,取；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. 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小有效面积min A ,即A >min A ;m inm inm in v q A =4-3 式中 min 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 in v —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min A ,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;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 >23min min 5.01001005.0cm v q =⨯=min q 是由产品样本查得GE 系列调速阀LCA6-10的最小稳定流量为min L ; 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： 液压泵的选择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：p p p p ∑∆+=1 4-4式中 p p —液压泵为最大工作压力；1p —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～aMP ,复杂系统取～a MP ,本系统取a MP ;上述计算所得的 p p 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,并确保泵的寿命,因此选泵的额定压力p p 应满足p n p p )6.1~25.1(≥公式;中低压系统取小值,高压系统取最大值;液压泵的流量液压泵的最大流量应为：max )(∑≥q K q L p 4-5式中 p q —泵的最大流量；max )(∑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行工作,尚需加溢流阀的最小溢流量2～3min L ；L K —泄露系数,一般取L K =～min L ,现取L K =;液压泵规格的选择根据以上所得q p,p p查液压产品目录选泵型号：YBX-20限压式变量叶片泵;额定压力为 Mpa,排量为20mL/r,转速为1450r/min; 该泵的输出流量为： 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～1min L 范围内时,可取～0.1403.0=η;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：n pB P q p 2≤η4-6式中 n P —所选电动机额定功率；B p —限压式变量泵的限定压力；p q —为B p 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900N,进油路的压力损失定为a MP ,由式3-6可得：快进时所需电动机功率为： 工进时所需电动机功率为：查阅电动机产品样本,选用Y90S-4型电动机,其额定功率为kW ,额定转速为1400m in r ; 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;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; 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5~7倍来确定,现选用容量为160L 的油箱;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=,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=2cm s,油的密度为ρ=920kg/m 3. 压力损失的验算：1）工作近给时进油路压力损失运动部件进给时的最大速度为1m/min,进给时的最大流量为min,则液压油在管内流速v1为管道流动雷诺数Re1=8.925.12.1116v v1d =⨯= Re1<2300,可见油液在管道内流态为层流,其沿程阻力系数为81.08.9275e1751===R λ 进油管道BC 的沿程压力查得换向阀34E1—25B 的压力值是a 05.010621P P ⨯=∆-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a 15.0)05.01.0(10101066621111P P P P ⨯=⨯+⨯=∆+∆=∆--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,切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s /cm 58212==V V Re2=4.465.12.158v d v 2=⨯=回油管道的沿程压力损查产品样本知换向阀24E1—25B 的压力损失a 025.010622P P ⨯=∆-,换向阀34E1—25B 的压力损失a 025.010632P P ⨯=∆-,调速阀LCA6-10的压力损失a 5.010642P P ⨯=∆-; 回油路总压力损失： 3）变量泵出口处的压力a 85.2/1061122P P A P A F CM P P ⨯=∆+∆+=η 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45L/min,AC 段管路的沿程压力损失11-∆P为 Re1=5305.12.1663v v1d =⨯= 同样可求管道AB 段及AD 段的沿程压力损失21-∆P 和31-∆P 为Re2=2565.12.1332v v2d =⨯= 查产品样本知,流经个阀的局部压力损失为： 34E1—25B 的压力损失a 17.010612P P ⨯=∆- 24E1—25B 的压力损失a 17.010622P P ⨯=∆- 据分析在差动连接中,泵的厨楼压力快退时压力损失验算从略;上述验算表明;无需修改原设计; 系统温升的验算在整个工作循环中,工进时的发热量最大,工进速度V=100cm/min 时, q=min,总效率7.0=η,则功率损失为：KW P P P 243.029.0-533.0-===∆输出输入假定系统的散热状况一般,取K=10310-⨯KW/cm 2℃,油箱的散热面积为 系统的温升为6.1292.1243.0t 10103=⨯=∆=∆⨯-KA P ℃ 验算表明系统的温升在许可范围内;六.液压缸装配图液压缸装配图液压缸系数七、总结及感想张：经过本次课程设计,我又对所学的液压知识深层的巩固了一遍,运用所学知识与实际生产相结合,我感觉可以使我们想学,易学,多学;不过在此过程中还是有问题的,比如在元件选型当中就对企业的各型号各标准模棱两可,无法准确选择；在设计创新方面还有欠缺,参考现成资料及课题模板等;不过还是非常有意义的,手脑并用,对所学知识加以利用与创新,是对团队创新协作精神的培养,对个人素质、能力的综合体现;刘：通过一周的课程设计让我知道了设计液压系统的整个过程,收获很多,同时在这个过程中也发现很多问题,通过查书和同组同学讨论解决了一些问题,同时发现自己知识的欠缺,也知道了团队合作的重要性;陈：一周的课程设计收获很多,对课本知识有了进一步的巩固,并把知识运用到实际的设计;设计回路虽然简单,但其过程让我学到了许多课本上所没有的知识,让我对液压的设计有了一定的了解,对实际液压系统钻床的工作原理及过程有了更深的认识,从而对理论知识运用到实际操作;经过同组成员之间的讨论及努力最终任务完成;八、参考文献1 刘忠,杨国平主编. 工程机械液压传动原理、故障诊断与排除M. 机械工业出版社,.2 左健民主编. 液压与气压传动. 第4版. 北京：机械工业出版社,2007.3 张岚,张海霞,刘宇辉主编. 实用液压技术手册M. 上海：人民邮电出版社,.4 王守城,段俊勇主编. 液压元件及选用. 北京：化学工业出版社,2007.5 张利平主编. 液压气动技术速查手册M. 北京：化学工业出版社,2006.6 阎祥安,焦秀稳主编. 液压传动与控制M. 天津：天津大学出版社,2001.7 许福玲,陈尧明主编. 液压与气压传动M. 北京：机械工业出版社,2008.8 张利平主编. 液压气动技术实用问答. 北京：化学工业出版社,2007.9 田勇,高长银主编. 液压与气压传动技术及应用. 北京：电子工业出版社,2011.10 杨培元,朱福元主编.液压系统设计简明手册.机械工业出版社,1999.11 许福玲.液压与气压传动.北京:机械工业出版社,.12 陈奎生.液压与气压传动.武汉:武汉理工大学出版社,.13 张利平,液压气动系统设计手册.北京:机械工业出版社,.。
