液压与气压传动 三级项目报告

液压与气压传动课程三级项目

——20KN半自动液压专用钻镗机床液压系统的分析与设计研究报告组员：隋昊

王志远

贾瑞宁

荆雪松

卢鼎

指导教师：刘劲军

2015-07-05

燕山大学液压与气压传动课程三级项目任务书院（系）：机械工程学院基层教学单位：机控系项目

名称

20KN半自动液压专用钻镗机床液压系统

指导

教师

姓名

刘劲军

小组成员分工组员1：隋昊组员2：王志远组员3：贾瑞宁组员4：荆雪松组员5：卢鼎

项目考察知识点

本课程的三级项目针对典型液压系统工作原理的分析与设计，通过该项目的实施使学生加深对液压传动基础知识的理解，并初步具备运用所学知识进行实际液压系统分析与设计的能力，复杂系统的计算机辅助设计及计算能力，相关标准、手册的查阅能力等。

项目设计参数

该机床运动部件的重量为30000N，快进、快退速度为6m/min，工进的速度为20~120mm/min可无级调速，工作台的最大行程为400mm，其中工进的总行程为150mm，工进时的最大轴向切削力为20000N，工作台的导轨采用平导轨支撑方式；夹紧缸和拔销缸的行程都为

25mm，夹紧力为12000—8000N之间可调，夹紧时间不大于1秒钟。

项目实施内容

某工厂设计一台钻镗专用机床，要求孔的加工精度为TI6级。要求该机床液压系统要完成的工作循环是：工件定位、夹紧→动力头快进→工进→终点停留→动力头快退→工件松开、拔销。要求液压缸工作过程中速度可调。液压泵站要求：1）液位、压力、温度有显示及报警；2）油温范围（30—45）℃；3）滤油器精度15μm，有堵塞显示及报警。

项目结题须提交材料(1)液压传动系统原理图 A2；

(2)液压系统参数计算说明书1份；

(3)答辩汇报PPT。

图纸研究报告提交纸质及电子版各1份，PPT上交电子文档。

项目

实施时间节点要求

第一周查阅资料，分析系统原理，了解系统性能及典型工艺过程，完成参数计算和原理图设计；

第二周编写项目研究报告及答辩汇报PPT。

小组分工及贡献

姓名课题组分工自评分

4 隋昊说明书编写、液压系统计

算、液压系统原理图设计

王志远A2原理图绘制 3.5

贾瑞宁PPT制作 3

荆雪松A2图审核和与修改 3

卢鼎资料查询 2.5

摘要

作为一种高效率的专用机床，组合机床在大批、大量机械加工生产中应用广泛。本次课程设计将以组合机床动力滑台液压系统设计为例，介绍20KN半自动钻镗组合机床液压系统的设计方法和设计步骤，其中包括组合机床动力滑台液压系统的设计的技

术要求和设计参数、工况分析、主要参数确定、液压系统原理图的拟定、液压元件的选择和确定辅助装置、液压系统的性能验算以及液压装置的结构设计，绘制工作图及编制技术文件等。

关键词液压系统设计参数系统原理图

目录

摘要 (3)

第1章绪论 (6)

1.1课题背景 (6)

1.2设计要求 (6)

第2章液压系统设计与计算 (7)

2.1工况分析 (7)

2.2绘制液压缸速度图和负载图 (8)

第3章拟定液压系统原理图 (8)

3.1确定供油方式 (8)

3.2夹紧回路的选择 (8)

3.3定位液压缸与夹紧缸动作次序回路的选择 (9)

3.4调速方式的选择 (9)

3.5速度换接方式的选择 (9)

3.6动作顺序表 (10)

第4章确定执行元件主要参数 (10)

4.1工作压力P1的确定 (10)

4.2计算液压缸内径D和活塞杆直径D (10)

4.3计算在各工作阶段液压缸所需的流量 (11)

第5章液压泵及电机参数计算 (12)

5.1泵的工作压力的确定 (12)

5.2泵的流量确定 (12)

5.3选择液压泵的规格 (13)

5.5液压元部件的选择 (14)

5.6确定管道尺寸 (15)

5.7液压油箱容积的确定 (15)

第6章液压系统性能验算 (15)

6.1工作进给时进油路压力损失 (16)

6.2工作进给时回油路的压力损失 (16)

6.3变量泵出口处的压力 (17)

6.4快进时的压力损失 (17)

6.5系统温升的验算 (18)

结论 (20)

心得1 (21)

心得2 (21)

心得3 (21)

心得4 (21)

心得5 (22)

参考文献 (23)

第1章绪论

1.1 课题背景

随着科学技术和工业生产的飞跃发展，国民经济各个部门迫切需要各种各样的质量优、性能好、能耗低的液压机船产品。其中，产品设计是决定产品性能、质量、水平、市场竞争和经济效益的重要环节。

作为一种高效率的专用机床，组合机床在大批，大量机械加工生产中应用广泛。组合机床是以通用部件为基础，配以按工件特定外形和加工工艺设计的专用部件和夹具而组成的半自动或自动专用机床。组合机床一般采用多轴、多刀、多工序、多面或多工位同时加工的方式，生产效率比通用机床高几倍至几十倍。组合机床兼有低成本和高效率的优点，在大批、大量生产中得到广泛应用，并可用以组成自动生产线。组合机床通常采用多轴、多刀、多面、多工位同时加工的方式，能完成钻、扩、铰、镗孔、攻丝、车、铣、磨削及其他精加工工序，生产效率比通用机床高几倍至几十倍。液压系统由于具有结构简单、动作灵活、操作方便、调速范围大、可无级连读调节等优点，在组合机床中得到了广泛应用。

1.2 设计要求

1.设计时从实际出发，综合考虑实用性、经济性、先进性及操作维修方便。如果能够用简单的回路实现系统的要求，就不必过分强调先进性，并非越先进月好。同样，在安全性、方便性要求较高的地方，应不惜多用一些元件或采用性能较好的元件，不能单独考虑经济、简单。

2.应独立完成设计。设计时可以收集、参考同类机械的资料，但必须深入理解，消化后再借鉴，不能完全照搬。

3.液压与气压传动课程设计的题目均为中等复杂程度液压设备的液压

传动装置设计。

4.在此次课程设计中，要及时的复习各元件的工作原理，基本回路及典型系统的组成，积极思考。

第2章液压系统设计与计算2.1 工况分析

计算各阶段的外负载，如下：

液压缸所受外负载F包括三种类型，即F=Fω+F

f +F

a

(2-1)

式中Fω—工作负载，对于金属钻镗专用机床，既为工进时的最大轴向切削力，为Fω=20000N；

F

a

—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，启动后为动摩擦力阻力，

对于平导轨F

f 可由下式求得：F

f

= f ( G + F

Rn

);

G—运动部件重力；

F

Rn

—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0.2，动摩擦系数为0.1。则求得

F

fs

= 0.2 ? 30000N = 6000N （2-2）

F

fa

=0.1? 30000N = 3000N

上式中F

fs 为经摩擦阻力，F

fa

为东摩擦阻力。F

a

=

g

G

t

?

?υ

式中g—重力加速度；t?—加速或减速时间，一般t?= 0.01~0.5s,取t?=0.2s υ

?—t?时间内的速度变化量。在本设计中

F a =

8.9

30000

?

60

2.0

6

?

N = 1530N

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）。

工作循环外负载 F (N) 工作循环外负载 F （N）

启动、加速F=F

fs +F

a

7530

N

工进F=F

fa

+F

23000

N

快进F=F

fa

3000

N 快退F=F

fa

3000N

2-1 工作循环各阶段的外负载

2.2 绘制液压缸速度图和负载图

根据已知条件，绘制运动部件的速度循环图，如图2-1所示，并画出如图2-2所示的负载循环图。

图2-1 速度循环图图2-2 负载循环图

第3章拟定液压系统原理图

3.1确定供油方式

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者变量泵供油。本设计采用带压力反馈的限压式变量叶片泵。

3.2夹紧回路的选择

采用二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。为了实现夹紧力的大小可调和保持夹紧力的稳定，在该回路中装有减压阀。

3.3定位液压缸与夹紧缸动作次序回路的选择

定位液压缸和夹紧缸之间的动作次序采用单向顺序阀来完成，在松开和拔销之间的动作次序采用二位四通电磁阀控制。

3.4调速方式的选择

在中小型专用机床的液压系统中，进给速度的控制一般采用节流阀或者调速阀。根据钻镗类专用机床工作时对低速性能和速度负载特性都有一定技术要求的特点，采用限压式变量泵和调速阀组成的容积节流调速。这种调速回路具有效率高、发热小和速度刚性好的特点，并且调速阀装在回油路上，具有承受负切削力的能力。

3.5速度换接方式的选择

本设计采用电磁阀的快慢速度换接回路，它的特点是结构简单、调节行程方便，阀的安装也容易。

最后把所选择的液压回路组合起来，既可组成下图所示的液压系统原理图。

3.6动作顺序表

动作顺序 1DT

2DT

3DT

4DT

5DT

定位夹紧 - - - - - 动力头快进 - - + - - 工进 - - - + - 终点停留 - - - + - 动力头快退 - + - - - 工件松开、夹紧

+

-

-

-

+

表3-1 动作顺序表

第4章 确定执行元件主要参数

4.1工作压力P1的确定

工作压力P 1可根据负载大小及其机器的类型来初步确定，参阅后取液压缸工作压力为4MPa 。

4.2计算液压缸内径D 和活塞杆直径d

由负载图知最大负载F 为23000N ，可取P 2为0.5MPa ，cm η为0.95，取d/D 为0.7。将上述数据代入式

Ｄ＝

??

?

?????????????????? ??--21

2

1114D d P P P F

cm ηπ （4-1）

可得 Ｄ＝

()[]

?

?

?

???--?????257.01405195.0104014.3230004m = 9.1210-?m

将液压缸内径圆整为标准系列直径D = 100mm ；活塞杆直径d ，按d/D = 0.7，活塞杆直径系列取d = 70mm 。

按工作要求夹紧力由一个夹紧缸提供，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，取油背压力为3.0MPa,回油背压力为零，cm η为0.95，则按式（4-1）可得

D ＝

95

.0103014.31200045

????m = 7.32

10-?m 经查阅液压缸和活塞杆的尺寸系列，取加紧液压缸的D 和d 分别为80mm 及56mm 。

按工作要求工作定位由一个进位缸提供，进位缸的工作压力应低于进给夹紧缸的工作压力，取油背压力为2.0MPa,回油背压力为零，cm η为0.95，则按式（4-1）可得

D ＝

95

.0103014.3800025

????m = 4.22

10-?m 经查阅液压缸和活塞杆的尺寸系列，取定位液压缸的D 和d 分别为50mm 及35mm 。

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，既

A =

4π()22d D - = 4

π

? ()22710-cm 2 = 40 cm 2 按最低工进速度验算液压缸的最小稳定速度，由式（2-4）得最小有效面积：

A min =

min

min

υq = 2

1005.03

? cm 2= 25 cm 2

因为满足A> A min ，故液压缸能达到所需低速。

4.3计算在各工作阶段液压缸所需的流量

q 快进 = 4πd 2快进υ = 4

π

?()22107-? min /63m ? = min /04.23L （差动） q 工进 =

4πD 2工进υ = 4

π

?21.0 min /12.03m ? = min /94.0L （工进）

q 快退 =

4π()22d D -快退υ = 4

π?()2207.01.0-min /63m ? = min /24L （快退）

夹υ=1/10253-?=s m /025.0（夹紧速度）

q 夹 = 4

πD 2夹υ = 4

π

?min /60102508.0332m ???- = min /54.7L （夹

紧）

第5章 液压泵及电机参数计算

5.1泵的工作压力的确定

考虑到正常工作中进油路有一定的压力损失，所以泵的工作压力为

P p = P 1 +∑?p

式中P p ——液压泵最大工作压力； P 1——执行元件最大工作压；

∑?p ——进油管路中的压力损失，初算时简单系统可取

0.2~0.5MPa ，复杂系统取0.5~1.5 MPa ，本设计取0.5 MPa 。

P p = P 1 +

∑?p =()5.04+MPa = 4.5 MPa

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度阶段出现的动态压力往往超过静态压力。另外考虑到一定的压力储备量，并确保泵的寿命，因此选泵的额定压力P n 应满足P n ≥()6.1~25.1 P p 。中低压系统取最小值，高压系统取大值。在本设计中P n = 1.25 ，P p = 5.63 MPa 。

5.2泵的流量确定

液压泵的最大流量应为

q P ≥ k L ()max ∑q

式中 q P ——液压泵的最大流量；

()

max

∑q ——同时动作的各执行元件所需流量之和的最大值。

k L ——系统泄露系数，一般取k L = 1.1 ~1.3，本设计取k L = 1.2。

q P ≥ k L ()max ∑q = 1.2min /24L ? = 28.8 L/min

5.3选择液压泵的规格

根据以上算得的P p 和q P ，查找相关手册，选用YBX-25限压式变量叶片泵，该泵的基本参数为：每转排量

V p = 25Ml/r,泵的额定压力P n =

6.3MPa ，电动机的转速n H = 1450r/min,容积效率为v η = 0.85，总效率η =

0.7。

5.4泵匹配的电动机的选定

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少，泵的效率急剧下降，一般当流量在0.2~1L/min 范围内时，可取η = 0.03~0.14。同时还应注意到，为了使所选择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 p

B P q p 2≤η

式中 P n ——所选电动机额定功率； P B ——限压式变量泵的限压力；

q P ——压力为P B 时，泵的输出流量。

首先计算快进的功率，快进的外负载为3000N ，进油路的压力损失定为0.3MPa,由式（1-4）可得

P p =????

?

?

??+??-3.01007.0430006

2πMPa = 1.104MPa 快进时所需电动机功率为

P =

η

p

p q p =

7

.06024

1.1??KW = 0.45KW

工进时所需电动机功率为

P =

7

.060942

.05.4??KW = 0.102KW

查阅相关电动机类型标准，选用Y90L —4

型电动机，其额定功率为P n =1.5KW ，额定转速为1400r/min 。

根据产品样本可查得YBX —25的流量压力特性曲线。再由已知的快进时流量为23.04L/min ，工进时的流量为0.942 L/min ，压力为4.5MPa ，作出泵的实际工作时的流量压力特性曲线，查得该曲线拐点处的流量为33L/min ，，压力为3.2MPa ，该工作点处对应的功率为

P = 7

.060332.3??KW = 2.5KW

所选电动机满足要求，拐点处能正常工作。

5.5液压元部件的选择

本液压系统可采用力士乐系统的阀，控制液压缸部分选用力士乐系列的阀，其夹紧部分选用叠加阀。选定的液压元件如下表5-1所示。 序号 元件名称 元件型号 通过流量（L/min ）

1 吸油管路用过滤器

XU-B32 100 28.8 2 液压泵 YBX-25 28.8 3 压力表 KF3-EA10B 4 减压阀 JF3-10B 7.5 5 单向阀

AF3-EA10B 7.5 6

二位四通H 型换向阀

24EF3-E10B

7.5

7 单向顺序阀AXF3-E10B 7.5

8 二位二通H型换向阀24EF3-E10B 24

9 二位四通O型换向阀24EF3-E10B 24

10 单向调速阀AQF3-E10B 24

11 二位二通H型换向阀24EF3-E10B 24

12 溢流阀DB10-2-50/31.5X

13 压力表KF3-EA10B

14 动力缸

15 定位缸

16 夹紧缸

17 直读温度计

18 液位计

19 压力指示器

表5-1 液压元部件明细表

5.6确定管道尺寸

油管内劲尺寸一般可参照选用的液压元件接口尺寸而定。综合诸因素，现取油管的内径d为12mm。参照YBX-25变量泵吸油口连接尺寸，取吸油管内劲d为28mm。

5.7液压油箱容积的确定

本设计为中低液压系统，液压油箱有效容量按泵的流量的5~7倍来确定，取选用容量为160L的邮箱。

第6章液压系统性能验算

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 = 0.3m,AC = 1.7m,AD = 1.7m,DE = 2m。考虑到油的最低温度为15 C

时液压油的运动粘度大致为υ=1.5cm 2/s ，密度ρ= 920kg/m 3。

6.1工作进给时进油路压力损失

运动部件工作进给时的最大速度为0.12m/min ，进给时的最大流量为0.942L/min ，则液压油在管内流速1υ为

1υ=

2

4

d q

π=2

32.114.310942.04???cm/min = 833cm/min = 13.9cm/s

管道流动雷诺系数Re 1为

Re 1=

υ

υd 1=5.12

.19.13?= 11.1

Re1<2300，可见油液在管道内流态为层流，其沿程阻力系数

λ1=1Re 75=1

.1175=6.8。

进油管道BC 的沿程压力损失?p 11-为

()Pa Pa d l p 422

2

1

11101.02139.092010

2.1

3.07.168.02?=???+?==?--ρυλ 查得换向阀34EF30-E10B 的压力损失?p 1=0.05?106Pa

忽略油液通过管接头、油路板等处的局部压力损失，刚进油路总压力损失1P ?为

?P 1=()Pa Pa p p 66421111005.01005.0101.0?≈?+?=?+?--

6.2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二分之一，则回油管道的流量为进油管道的二分之一，则

s cm /95.62

1

2==

υυ

56.55.12

.195.6Re 22=?==

υυd 5.1355

.575Re 7522===λ

回油管道压力损失12-?p 为：

Pa Pa d l p 6

22

2

212105.02695.092010

2.125.132?=????==?--ρυλ 查产品样本知换向阀34EF30-E10B 的压力损失22-?p =0.025?106Pa ，换

向阀34EW30-E10B 的压力损失Pa P 63210025.0?=?-，调速阀AQF3-E10B 的压力损失42-?P =0.5Pa 610?。 回油路总压力损失为2P ?为

2P ?=12-?p +22-?p +32-?P +42-?P

=（0.5+0.025+0.025+0.5）Pa 610?=1.05Pa

6.3变量泵出口处的压力

p P =

11

2

2/P A P A F cm ?+?+η

=Pa Pa 664641066.31005.01054.781012.01005.4095.0/23000?=???

? ???+????+-- 6.4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两倍既为46L/min ，AC 段管路的沿程压力损失11-?p 为

s cm s cm d q /5.678/60

2.114.3104644

2

3

2

1=????==

π

υ Re 1 =

υ

υd 1 = 5.12

.15.678? = 542.5

11 Re 75

=

λ=

138.08

.54275= Pa Pa d l p 6

22

2

11

11041.02785.690010

2.17.1138.02?=????==?--ρυλ 同样可求得管道AB 段及AD 段的沿程压力损失21-?p 和31-?p 为

s cm s cm d q /339/60

2.114.3102344

232

2=????==

π

υ Re 2 =

υ

υd 2 = 5.12.1339? = 271.2 28.02.271/45 Re 75

22===λ

21-?p =Pa Pa 62

2

10029.0239.3920102.13.028.0?=????- 31-?p =Pa Pa 6

22

10168.0239.392010

2.17.128.0?=????- 查产品样本知，流经各阀的局部压力损失为： 4EW6E50/AG24的压力损失Pa P 6121017.0?=?-， 3EW6E50/AG24的压力损失Pa P 6221017.0?=?-。 据分析在差动连接中，泵的出口压力P p 为

P p =211-?p +21-?p +31-?p +12-?p +22-?p +

cm

A F η2=

()Pa Pa 6

461015.295.01005.4030001017.017.0168.0029.041.02?=?????

???+?++++?- 快退时压力损失验算从略。上述验算表明，无需修改原设计。

6.5系统温升的验算

在整个工作循环中，工进阶段所占的时间最长，为了简化计算，主要考虑工进时的发热量。一般情况下，工进速度大时发热量较大，由于限压式变量泵在流量不同时，效率相差极大，所以分别计算最大、最小时的发热量，然后加以比较，取数值大者进行分析。 当υ = 2cm/min 时

q =

4πD 2υ =4

π?0.12min /157.0min /10785.0min /02.03

33L m m =?=?- 此时泵的效率为0.1，泵的出口压力为6.3MPa,则有

P KW KW 16.01

.060157

.03.6=??=

输入

P KW KW 008.0101060

2

23000F 32=???==--υ输出 此时的功率损失为

()152K W .0KW 008.016.0P =-=-=?输出输入P P 当υ = 12cm/min 时，q=0.942Lmin,总效率7.0=η， 则141.0KW 7

.060942

.03.6=??=

输入P KW

KW KW P 840.0101060

12

23000F 32=???

==--υ输出()093KW .0KW 048.00.141P =-=-=?输出输入P P

可见在工进速度低时，功率损失为0.152KW ，发热量最大。

假设系统的散热状况一般，取K=10()

C cm KW ??-23/10，油箱的散热面积A 为

A=22323292.1160065.0065.0m m V ==

系统的温升为

C C KA p t

4.510

10093

.092

.13=?=?=??- 验算表明系统的温升在许可范围内。