1、.課程設計說明書專用鉆床液壓傳動系統設計姓名：學號 :班級：專業：機械設計制造及其自動化學院： 蚌埠學院指導教師 ：李培.下載可編輯 .蚌埠學院機械與電子工程系液壓傳動課程設計說明書班級：12 機械設計制造及其自動化指導教師：李培一、課程設計時間：2015年 6 月 8 日至 2015年 6 月 14 日二、課程設計任務要求（包括課程來源、類型、目的和意義、基本要求、完成時間、主要參考資料等）：1. 目 的：（ 1）鞏固和深化已學的理論知識，掌握液壓系統設計計算的一般步驟和方法；（ 2）正確合理的確定執行機構，運用液壓基本回路組合成滿足基本性能要求的高效的液壓系統；（ 3）熟悉并運用有關國家標

2、準，設計手冊和產品樣本等技術資料。2 設計題目：.下載可編輯 .試設計一個專用鉆床的液壓系統，要求液壓系統完成的工作循環是：快進-工進-快退-停止（卸荷）。系統設計參數如下表：參數數 值靜摩 擦系 數 fs0.2動摩 擦系 數 fd0.1往復運動的加減速時間 S0.3切削阻力 N17000快進 、快 退速 度 /(m/min)5.6工進 速度 /(m/min)1快進 行程 /mm400工進 行程 /mm128工作部件重量/N120003 設計要求：液壓系統圖擬定時需要提供 2 種以上的設計方案的選擇比較。從中選.下載可編輯 .擇你認為更好的一種進行系統元件選擇計算。4 工作量要求（ 1）液壓系

3、統圖 1 張（ 2）液壓缸裝配圖 1 張（ 3）設計計算說明書 1份目錄一、 前言4二、鉆床的液壓系統工況分析5三、液壓系統的原理圖擬定及設計73.1 供油方式73.2 速度換接方式的選擇8.下載可編輯 .3.3 調速方式的選擇83.4 繪制液壓系統原理圖10四、液壓系統的計算和液壓元件的選擇114.1 工作壓力 P 的確定114.2 液壓缸的主要尺寸的確定114.3 穩定速度的驗算144.4 計算在各工作階段液壓缸的所需流量154.5 液壓泵的選擇164.6 電動機的選擇174.7 液壓閥的擇184.8 液壓油管的設計184.9 油箱容量的選擇19五、液壓系統性能驗算195.1 壓力損失的驗

4、算195.2 系統溫升的驗算21六、液壓缸轉配圖22七、總結及感想23八、參考文獻23.下載可編輯 .一、 前言液壓傳動是以液壓液作為工作介質對能量進行傳遞和控制的一種傳動形式，相對于機械傳動來說 ，它是一門新技術 。 但如從 1650 年帕斯卡提出靜壓傳遞原理，1850 年開始英國將帕斯卡原理先后應用于液壓起重機、壓力機等算起 ，也有二三百年的歷史了。而液壓傳動在工業上的真正推廣使用，則是在 20 世紀中葉以后的事 。 近十年來 ，隨著微電子和計算機技術的迅速發展，且滲透到液壓技術中并與之密切結合，使其應用領域遍及到各個工業部門，已成為實現生產過程自動化、提高勞動生產率等必不可少的重要手段之

5、一 。現今，采用液壓傳動的程度已成為衡量一個國家工業水平的重要標志之一。液壓技術在實現高壓 、高速、大功率 、高效率 、低噪聲以及液壓元件和系統的經久耐用，高度集成化等方面取得了重大進展。將液壓傳動技術應用到鉆床中，使它具有成本低、效率高 、機構簡單 、工作可靠 、使用和維修方便等特點。專用鉆床是應用液壓技術較廣泛的領域之一。采用液壓傳動技術與控制的機床，可在較寬范圍內進行無級調速，具有良好的換向及速度換接性能，易于實現自動工作循環，對提高生產效率 ，改進產品質量和改善勞動條件，都起著十分重要的作用 。我國的液壓技術最初應用于機床和鍛壓設備，后來又用于拖拉機和工程機械。從國外引進一些液壓元件、

6、生產技術的同時 ，也進行自行研制和設計，液壓元件現已形成了系列 ，并在各種機械設備上得到了廣泛的應用。本文是對專用鉆床液壓系統進行設計.下載可編輯 .二鉆床的液壓系統工況分析根據所給設計參數繪制運動部件的動作循環圖和速度循環圖，分別如圖 2-1（a）、（ b）所示，然后計算各階段的外負載并繪制圖。圖 2-1 （a）動作循環圖.下載可編輯 .圖 2-1 （b ）速度循環圖1、工作負載 ：工作負載與設備的工作情況，在機床上 ，與運動件的方向同軸的切削力的分量是工作負載 。即 ： Fw =17000 N2、摩擦負載 ：摩擦阻力是指運動部件與支撐面間的摩擦力，它與支撐面的形狀 ，放置情況 ，潤滑條件以

7、及運動狀態有關。靜摩擦阻力F s = 0.212000=2400 N動摩擦阻力F d = 0.112000=1200 N3、慣性負載 ：慣性負載是運動部件的速度變化，由其慣性產生的負載，可用牛頓第二定律計算。.下載可編輯 .加速Fa1= （12000/10）（0.093/0.3 ）= 372 N減速Fa2= （12000/10）（0.077/0.3 ）= 308 N制動Fa3= （12000/10）（ 0.017/0.3 ）= 68 N如果忽略切削力引起的顛覆力矩對導軌摩擦力的影響，并設液壓缸的機械效率=0.9 ，則液壓缸在各工作階段的總機械負載可以算出，根據上述計算結果 ，列出各工作階段所受

8、的外負載 ，見表 2-1 ，并畫出如圖 2-2 所示的負載循環圖表 2-1工作循環各階段的外負載工況計算公式總負載 F/N缸推力 F/N啟動Ffs24002666.7加速Fa1+Ffd15721746.7快進Ffd12001333.3減速Ffd Fa2892991.1工進Ffd+Fw1820020222.2制動Ffd+Fw Fa31813220146.7反向加速-Ffd-Fa115721746.7快退-Ffd12001333.3制動Fa1-Ffd828920.下載可編輯 .圖 2-2 負載循環圖三 液壓系統的原理圖擬定及設計3.1 供油方式方案一采用雙泵供油方案二采用限壓式變量葉片泵依據該鉆床

9、的實際工作情況：工進時負載較大 ，速度較低 ；而在快進 、快退時.下載可編輯 .負載較小 ，速度較高 。從節省能量 、減少發熱考慮 ，泵源系統可選用雙泵供油或變量泵供油 。 綜合經濟因素考慮我決定采用帶壓力反饋的限壓式變量葉片泵。3.2 速度換接方式的選擇方案一采用行程閥切換的速度換接回路方案二采用電磁閥控制的速度換接回路電磁閥控制的快慢速度換接回路的特點是結構簡單、調節行程比較方便，閥的安裝也比較容易 ，但速度換接的平穩性較差。行程閥切換的速度換接回路的特點是速度換接平穩性較好 。該鉆床的速度換接有：快慢速度換接 、慢快速度換接 。 綜合鉆床的功能要求和實際情況 ，本液壓系統采用電磁閥控制的

10、速度換接回路。3.3 調速方式的選擇調速方案對液壓系統的性能起到決定性的作用。調速方案有三種 ：方案一節流調速； 方案二容積調速 ； 方案三容積節流調速 。節流調速系統一般用定量泵供油，在無其他輔助油源的情況下，液壓泵的供油量要大于系統的需油量 ，多余的油經溢流閥流回油箱，溢流閥同時起到控制并穩定油源壓力的作用 。容積調速系統多數是用變量泵供油，用安全閥限定系統的最高壓力。油液的凈化裝置是液壓源中不可缺少的。一般泵的入口要裝有粗過濾器，進入系統的油液根據被保護元件的要求，通過相應的精過濾器再次過濾，為防止系統中雜質流回油箱 。.下載可編輯 .選擇調速方案時 ，應根據液壓執行元件的負載特性、液壓

11、缸活塞桿的運動情況和調速范圍以及經濟性能因素，最后選出合適的調速方案。需考慮到系統本身的性能要求和一些使用要求以及負載特性，參照表 3-1 ，根據工作功能要求該鉆床系統選用容積 節流調速 ，且使用變量葉片泵供油 。表 3-1三種調速回路主要性能比較容積容積 - 節流調速回節流調速調速回主要路路性能帶壓力補償閥的節流調速變量流量簡式節流調速系統功率適應系統泵、定適應.下載可編輯 .調速閥調速閥在旁油路量馬達進油節流及旁路在進油及溢流節流調速回油節流節流路回路負速度差很差好較好好載剛度特承載好較差好較好好性能力調速大小大較大大范圍功效率低較低低較低最高較高高率特發熱大較大大較大最小較小小性成低較低

12、高小最高本.下載可編輯 .3.4 繪制液壓系統原理圖.下載可編輯 .圖 3-4液壓系統原理圖1 雙作用液壓缸2 二位三通電磁換向閥3 單向調速閥4 三位四通電磁換向閥5 壓力表 6溢流閥 7液壓泵 8 電動機 9油箱表 3-2 電磁鐵動作順序表1YA2YA3YA快進工進快退注：“+表”示得電 ，“”表示失電 。四、液壓系統的計算和液壓元件的選擇4.1 工作壓力 p 的確定 。表 4.1負載條件下的工作壓力負載 F/N<50005000100002000030000>5000010002000300005000000液壓缸工0.811.522.53344557作壓力P/MPa表 4.

13、2背壓壓力.下載可編輯 .系統類型背壓壓力 /MPa系統類型背壓壓力 /MPa中低壓系統或輕載0.20.5采用輔助泵補油的11.5節流調速系統閉式油路系統回油路帶調速閥或采用多路閥的復雜背壓閥的系統0.51.5的中高壓系統 （工1.23程機械）工作壓力 p 可根據負載大小查表4.1，本設計取液壓缸工作壓力為3 MPa 。在鉆孔加工時 ，液壓缸回油路上必須具有背壓P2，以防止孔鉆通時滑臺突然前沖。查表4.2取 P2=0.5Mpa 。4.2 液壓缸的主要尺寸的確定（1）液壓缸內徑 D根據負載和工作壓力的大小確定D：D=4Fmax(4-1)P1 cm式中p 1 缸工作腔的工作壓力 ，可根據機床類型或

14、負載的大小來確定；F m ax 最大作用負載 。由負載圖知最大負載 F 為 18200N ，查表 4.2 取 p2 為 0.5 MPa ， cm 為 0.9，考慮到快進、快退速度相等 ，取 d 為 0.5。上述數據代入公式 ：DD4Fp1 1d 2p11 cmp2D.下載可編輯 .可得：D4182000.099 m53.143010 50.91120.530查表將液壓缸內徑圓整為標準系列直徑D=100mm 。（2 ）活塞桿外徑 d活塞桿直徑 d,按 d=0.5D及查表活塞桿直徑系列去d=50mm 。則液壓缸的有效作用面積為：有無活塞桿計算公式有效面積 cm 2有活塞桿= 1D 2d2 )58.

15、94無活塞桿1D 278.54（3 ）液壓缸壁厚和外徑的計算液壓的壁厚一般是指缸筒結構中最薄處的厚度。一般分為薄壁圓筒和厚壁圓筒。本設計采用薄壁圓筒 。其計算公式PmaxD2 .下載可編輯 .式中 液壓缸壁厚 （ m ）；D 液壓內徑 （m ）；P max 試驗壓力 ，一般取最大工作壓力的 （1.251.5 ）倍（Mpa ）; 缸筒材料的許用應力 。 取無縫鋼管 =100Mpa 。按上式計算得31.50.12.2510 32100在中低壓液壓系統中，按上式計算所得液壓缸的壁厚往往很小，使缸體的剛度往往很不夠。因此，上式一般不做計算，按經驗選取，必要時按上式進行校核。取=6mm 。則外徑 D1D

16、+2=112mm 。（4 ）液壓缸工作行程的確定液壓缸工作行程長度 ，可根據執行機構實際工作的最大行程來確定，并參照表 2-6 中的系列尺寸來選取標準值 。表 2-6液壓缸活塞行程參數第一系列2550801001251602002503204005006308001000125016002000250032004000（5 ）缸蓋厚度的確定一般液壓缸多為平底缸蓋，其有效厚度 t 按強度要求可用下列兩式進行近似計算。無孔時t0.433D2 Pm a x9.1 ，取 t=10mm. 有孔時t 0.433DPmaxD,取 t=18mm.22 (D 2 -d0 ).下載可編輯 .式中 t 為缸蓋有效厚

17、度 ，D2 為缸蓋止口內徑 ，d 0 為缸蓋孔的直徑 。（6 ）最小導向長度的確定對一般的液壓缸 ，最小導向長度 H 應滿足以下要求LD600100H22080mm202（7 ）缸體長度的確定液壓缸缸體內部長度應等于活塞的行程與活塞的寬度之和。缸體外形長度還要考慮到兩端端蓋的厚度 。一般液壓缸缸體長度不應大于內徑的2030 倍。缸筒長度 L 由最大工作行程長度加上各種結構需要來確定，即：L=l+B+A+M+C(4-2)式中l 活塞的最大工作行程 ；B活塞寬度 ，一般為 (0.6-1)D ；A 活塞桿導向長度 ，取(0.6-1.5)D ；M 活塞桿密封長度 ，由密封方式定 ；C 其他長度 。一般

18、缸筒的長度最好不超過內徑的20 倍。另外，液壓缸的結構尺寸還有最小導向長度H。取 L=650mm.4.3 穩定速度的驗算要保證液壓缸節流腔的有效工作面積A ，必須大于保證最小穩定速度的最小有效.下載可編輯 .面積 Amin ，即 A > Amin 。qm inAm in(4-3)vmin式中qm i n的最小穩定流量 ，一般從選定流量閥的產品樣本中查得；vm in 缸的最低速度 ，由設計要求給定 。如果液壓缸節流腔的有效工作面積A 不大于計算所得最小有效面積Amin ，則說明液壓缸不能保證最小穩定速度，此時必須增大液壓缸的內徑，以滿足速度穩定的要求。液壓缸壁厚和外徑的計算 ，液壓缸壁厚由

19、液壓缸的強度條件來計算 。液壓缸壁厚一般是指缸筒結構中最薄處的厚度。從材料力學可知 ，承受內壓力的圓筒 ，其內應力分布規律因壁厚的不同而異。一般計算時可分為薄壁圓筒和厚壁圓筒。按最低工進速度計算液壓缸的最小穩定速度，由公式（4-3 ）可得：A > qmin0.051030.5cm2vmin100qmin 是由產品樣本查得GE 系列調速閥的最小穩定流量為0.05 L min 。本設計中調速閥是安裝在回油路上，故液壓缸節流腔有效工作面積應選取液壓缸有桿腔的實際面積 ，即A(D 2d 2 )(10252 ) 58.9cm244可見上述不等式能滿足 ，液壓缸能達到所需低速 。4.4 計算在各工作

20、階段液壓缸所需的流量：.下載可編輯 .表 4.3 液壓缸在不同工作階段的壓力、流量和功率值工負載回油腔進油腔輸入流量輸入計算公式況F/N壓力壓力q3/ m 3 s 1功率p2 /MPap1 /MPaP/KWF/ )+A2p/(A -A)m12快12000.31.580.1830.289q (A-A )v1=12進P=p1qF/m)+P 2A 2/A 1工182000.52.580.1310.338q=A 1 v2進P=p q1F/m)+P2A 1/A 2快12000.50.8920.550.491q=A 2 v3退P=p q14.5 液壓泵的選擇液壓泵的壓力.下載可編輯 .液壓泵的工作壓力應當

21、考慮液壓缸最高有效工作壓力和管路系統的壓力損失，所以泵的工作壓力為 ：p pp1p(4-4)式中pp 液壓泵為最大工作壓力 ；p1 執行元件最大工作壓力，現根據負載大小選取液壓缸工作壓力為3MPa ；p 進油管路中的壓力損失 ，初算時簡單系統可取0.20.5 MPa ，復雜系統取 0.51.5 MPa ，本系統取 0.5 MPa 。ppp1p30.53.5MPa上述計算所得的p p 是系統的靜態壓力，考慮到系統在各種工況的過渡階段出現的動態壓力往往超過靜態壓力。另外，考慮到一定壓力儲備量，提高泵的壽命 ，所以選泵 的額 定壓 力 pn 應 滿 足 pn(1.25 1.6) p p 公式 。 中

22、低 壓 系 統取 小值 ，故 取pn =1.25 p p =4.375Mpa液壓泵的流量液壓泵的最大流量應為 ：qp K L ( q)max(4-5)式中qp 泵的最大流量 ；(q) max 動作的各執行元件所需流量之和的最大值，如果這時溢流閥正進行工作，尚需加溢流閥的最小溢流量23 L min ；K L 泄露系數 ，一般取 K L =1.1 1.3 L min ，現取 K L =1.2 。qpK L (q)max1.2 32.9839.576L min.下載可編輯 .液壓泵規格的選擇根據以上所得 qp ， pp 查液壓產品目錄選泵型號：YBX-32 限壓式變量葉片泵 。額定壓力為 6.3 M

23、Pa ，排量為 32mL/r ，轉速為 1450r/min 容積效率c = 0.88，總效率 = 0.72。 該泵的輸出流量為 ：Q3210 3 1450 46.4 L / min4.6 電動機的選擇首先分別算出快進與工進兩種不同工況時的功率，取兩者較大值作為選擇電動機規格的依據 。 由于在慢進時泵輸出的流量減小，泵的效率急劇降低 ，一般當流量在0.2 1 L min 范圍內時 ，可取0.03 0.14。同時還應注意到 ，為了使所選則的電動機在經過泵的流量特性曲線最大功率點時不致停轉，需進行驗算 ，即：pB qp2Pn（4-6 ）式中Pn 所選電動機額定功率 ；pB 限壓式變量泵的限定壓力；q

24、p 為 pB 時，泵的輸出流量 。首先計算快進時的功率，快進時的外負載為1200N ，進油路的壓力損失定為0.3 MPa ，由式（3-6 ）可得：p p120010 60.3 0.91MPa0.0524快進時所需電動機功率為：ppqp0.91 11P600.23kW0.72.下載可編輯 .工進時所需電動機功率為：pp qp 3.57.85P0.64kW600.72查閱電動機產品樣本 ，選用 Y90S-4 型電動機 ，其額定功率為 1.1 kW ，額定轉速為1400 r min 。4.7 液壓閥的選擇液壓控制閥是液壓系統中用來控制液流的壓力、流量和流動方向的控制元件、是影響液壓系統性能 ，可靠性

25、和經濟性的重要元件。序號元件名稱最大通流量型號規格1限壓式變量葉片泵57.6YBX-322溢流閥40YF-L10H3三位四通電磁換向閥4034D-B10H-T4單向調速閥100QA-20H5二位三通電磁換向閥4023D-B10H-T6壓力表KF-287過濾器60WU 1604.8 液壓油管的設計油管類型的選擇此次設計中我采用的管道是無縫鋼管。油管內徑尺寸一般可參照選用的液壓元件接口尺寸而定。現取油管內徑 d 為 12mm 。.下載可編輯 .4.9 油箱容量的選擇本例為中壓液壓系統 ，液壓油箱有效容量按泵的流量的57倍來確定 ，現取經驗數據=7 ，則其容積 為V=qpL按 JB/7938 199

26、9 規定 ，取靠近的標準值V=250L五液壓系統性能驗算已知該液壓系統中進，回油管的內徑均為12mm, ，各段管道的長度分別為：AB=0.5m ， AC=2m ，AD=2m ，DE=3m 。選用 LHL32 液壓油，考慮到油的最低溫度為 15 ， 查得15 時該液壓油的運動粘度v=150cst=1.5cm2 /s ，油的密度為 =920kg/m 3.5.1 壓力損失的驗算 ：1）工作進給時進油路壓力損失運動部件進給時的速度為1m/min ，進給時的最大流量為7.85L/min ，則液壓油在管內流速 v1 為3q4 7.85 106944cm / min 116cm / sv1223.14 1.

27、24 d回油管內的流速為 ：2A 2158.91.16 0.87m/sV =A 1V =78.5管道流動雷諾數 Re1= v1d1161.292.8v1.57575Re1<2300 ，可見油液在管道內流態為層流 ，其沿程阻力系數為10.81Re192.8進油管道 BC 的沿程壓力.下載可編輯 .29202p1-1lv 0.81(20.5)1.160.11062Pad21.21026查得換向閥34D-B10H-T 的壓力值是 P120.05 10 Pa忽略油液通過管接頭：油路板等處的局部壓力損失，則進油路總壓力損失666P1P1 1 P1 2 (0.1 100.05 10 )0.15 10

28、 Pa2）工作進給時回油路的壓力損失。由于選用單活塞桿液壓缸，且液壓缸有桿腔的工作面積為無桿腔的工作面積的1/2 ，則回油管道的流量為進油管道的1/2 ，則Re2= v 2d871.269.6v1.575751.082Re269.6回油管道的沿程壓力損20.872p2-1lv1.0839200.116d2102210 Pa1.26查手冊知換向閥 23D-B10H-T的壓力損失P220.025 10 Pa ，換向閥 34D-B10H-T的壓力損失66P230.025 10Pa ，調速閥 QA-20H 的壓力損失P2 40.5 10 Pa 。回油路總壓力損失 ：66P2P21P2 2P23P24(

29、0.110.0250.025 0.5) 100.6610 Pa3）變量泵出口處的壓力 PPF /CMA2P26A1P1 3.0710 Pa4）快進時的壓力損失 。 快進時液壓缸為差動連接，自匯流點 A 至液壓缸進油口C 之間的管路 AC 中，流量為液壓泵出口流量的2 倍，即 50L/min ，AC 段管路的沿程壓力損失P1 1為q450 103737cm / sv1224 d3.141.260.下載可編輯 .Re1= v1d7371.2590v1.5175750.127Re1 59022p1-1lv0.12722920 7.370.536Pad21.210210同樣可求管道 AB 段及 AD

30、段的沿程壓力損失P12和 P13 為3v2q411 10162cm / s21.223.14604 dRe2= v2d1621.2130v1.5275750.58Re2130P10.580.59201.6220.029106222Pa1.210P10.5829201.6220.116106322Pa1.210查換向閥手冊知 ，流經換向閥的局部壓力損失為：634D-B10HH-T 的壓力損失P2 10.17 10 Pa624D-B10H-T 的壓力損失P2 20.17 10 Pa據分析在差動連接中 ，泵的出口壓力F6PP 2 P11 P12 P13 P21 P22A2 CM1.72 10 Pa據

31、上述驗算結果知 ，各項數據均在許可范圍內，故此設計合理 ，無需修改原設計 。5.2 系統溫升的驗算工進在整個工作循環過程中所占的時間比例達95%，所以系統發熱和油液溫升可按工進時的工況來計算。工進速度 V=1m/min時，q=7.85L/min ，總效率0.7 2，.下載可編輯 .則3.57.850.636 KWp輸入0.7260p 輸出F v1103KW182000.30360功率損失為 ： Pp輸入 -p輸出0.636-0.3030.333KW3假定系統的散熱狀況一般，取 K= 10 10 KW/ （ cm 2* ）， 油箱的散熱面積為A 0.0633 V 20.063325022.5m2系統的