专用钻床液压系统设计11316149(DOC)

湖北文理学院理工学院《液压与气压传动课程设计》说明书课题名称：专用钻床的液压传动学生姓名：殷红进学号：专业：机械设计制造及其自动化班级：机械1111 成绩：指导教师签字：2014年5月30日目录No table of contents entries found.设计内容计算说明结论题目及要求动作要求分析一，设计题目及要求：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．已知：切削阻力为15000N，运动部件自重为5000N，快进行程为220mm，工进行程为80mm，快进，快退运动速度为5m/min,工进速度为60-1000mm/min，加速和减速时间为△t=,机床采用平导轨，摩擦系数为Fs=,Fd=二，工况分析动作要求分析根据主机动作要求画出动作循环图如图1-1图1-1 动作循环图设计内容计算说明结论工作负载摩擦负载惯性负载负载分析（1）工作负载：工作负载与设备的工作情况有关，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。

F L=15000N（2）摩擦负载：摩擦阻力是指运动部件与支撑面间的摩擦力，它与支承面的形状，放置情况，润滑条件以及运动状态有关。

静摩擦负载 F fs=fsG = *5000)=1000N动摩擦负载 F fd=fdG = *5000)=500N（3）惯性负载：惯性负载是运动部件的速度变化是，由其惯性而产生的负载，可用牛顿第二定律计算。

加速F a1=m*a1=(5000/10)*=减速 F a2 = m*a2=(5000/10)*=185NF L=15000NF fs=1000NF fd=500NFa1=F a2=185N设计内容计算说明结论制动 F a3 = m*a3 =(5000/10)*=反向加速 F a4 = Fa1 =反向制动 F a5 = Fa4 =185N如果忽略切削力引起的颠覆力矩对导轨摩擦里的影响，并设液压缸的机械效率ηm=，则液压缸在各工作阶段的总机械负载可以算出，见表工况计算公式总负载F/N缸推力F/N启动F fs1000加速F fd + F a1快进F fd500减速F fd - F a2315工进F L + F fd15500制动F L+F fd–F a318350 反向加速F fd - F a4快退F fd 500制动F fd+ F a5685 Fa3=F a4=F a5=185N负载图和速度图的绘制负载图和速度图的绘制根据负载计算结果和已知的各个阶段的速度，由于行程是400mm，设定快进时的行程L1=300mm，工进时的行程L2=100mm。

可绘出负载图（F-l）和速度图（v-l），见图1-2a、b。

横坐标以上为液压缸活塞前进时的曲线，以下为液压缸退回时的曲线。

1-2a,b液压缸主要参数确定初选液压缸的工作压力液压缸尺寸、液压缸主要参数确定（1）、初选液压缸的工作压力按负载大小根据表2选择液压缸工作压力表2 按负载选择执行元件工作压力根据最大负载F=19412N, 初选液压缸的工作压力为3MPa（2）、计算液压缸尺寸按最大负载Fmax计算缸筒面积A得3MPa246max1071.5410394.16412A mpF-⨯=⨯==计算缸筒内径D得按计算结果根据表3选择缸筒内径标准值。

表 3 液压缸内径和活塞杆直径标准系列（GB/T2348—1993） mm按标准取D = 90mm(壁厚5mm，单重m)根据快进和快退速度相等要求，拟定液压系统在快进时采用差动连接。

设活塞杆直径为d，于是有D2/(D2-d2) = d=按标准取 d = 45mm则液压缸的有效作用面积为：无杆腔的面积 A1=1/4 *π*D2 = 1/4*π*92=有杆腔的面积 A2=1/4 *π*(D2-d2) = 1/4*π* =（3 ）活塞杆稳定性校核D=83mmA1=A2=mmmA83083.014159.31071.5444D4==⨯⨯==-π)dD(q4dq4222-π=π活塞杆稳定性校核流量计算压力计算功率计算活塞杆的总行程为400 mm , 而活塞杆的直径为45mm , l/d =400/45=<10∴不用稳定性校核（4）、计算液压缸流量、压力和功率1）流量计算2）压力计算3）功率计算4、绘制工况图不用稳定性校核MPaFMPaFMPaaAF13.0Pa1013.01069.4712.634Ap58.2Pa1058.21059.6394.16412Ap4.0P1040.010)69.4759.63(12.634Ap6426416421=⨯=⨯===⨯=⨯===⨯=⨯-=-=-----快退快退工进工进快进快进WWW4.4660104.211013.0qpP3.13360101.31058.2qpP7.476010155.7104.0qpP363636=⨯⨯⨯===⨯⨯⨯===⨯⨯⨯==---快退快退快退工进工进工进快进快进快进min/4.21/m105.3605.41059.47vAqmin/1.3/m103.5605.01059.63vAqmin/155.7/m1019.1605.410)69.4759.63(v)A(q3443235421344121LsLsLsA=⨯=⨯⨯===⨯=⨯⨯===⨯=⨯⨯-=-=------快退工进快进工况图工作循环中液压缸各阶段压力、流量和功率如表4所示。

由表绘制液压缸的工况图如图3所示。

图 3 液压缸的工况图t(s) p(MPa)q(L/min)t(s) P(W)t(s)快进工进快退设计内容计算说明结论选用执行元件确定供油方式调速方式选择三，液压系统设计、液压系统图的拟定1、选用执行元件由系统动作循环图，选定单活塞杆液压缸做为执行元件。

根据快进和快退速度相等的要求，拟定在快进时采用差动连接，因此应使无杆腔有效面积为有杆腔有效面积的两倍。

2、确定供油方式由工况图分析可知，液压缸在快进、快退时所需流量较大，但持续时间较短；而在工进时所需流量较小，但持续时间较长。

因此从提高系统效率，节省能源的角度考虑，系统供油方式不宜采用单个定量泵，而宜采用双泵或变量泵。

因此参考同类组合机床，选用双作用叶片泵双泵供油方式。

3、调速方式选择由工况图可知，快进和快退时有速度要求，因此在有杆腔油口处统一采用调速阀调速。

工进时速度低，考虑到系统负载变化小，所以采用调采用差动连接双作用叶片泵双泵供油调速阀进油节流调速速度换接选择换向方式选择速阀进油节流调速回路。

4、速度换接选择快进和工进之间速度需要换接，为便于对换接的位置进行适当的调整，因此采用二位二通行程阀来实现速度的换接。

另外采用液控顺序阀与单向阀来切断差动回路。

因此速度换接回路为行程与压力联合控制形式。

5、换向方式选择采用三位五通电磁阀进行换向，以满足系统对换向的各种要求。

选用三位阀的中位机能为M型，以实现可以随时在中途停止运动的要求。

为提高换向的位置要求，拟采用止挡块和压力继电器的行程终点返回控制。

6、其它选择为便于观察调整压力，在液压泵的出口处和液压缸的两接口处均设置测压点，并配置多点压力表开关，以便利用一个压力表即能观测各点压力。

完成以上各项选择后，作出拟定的液压系统原理图和各电磁铁的动作顺序表如图4所示。

回路。

行程与压力联合控制形式挡块和压力继电器的行程终点返回控制快进工进、液压系统的工作原理1、快进按下起动按钮，电磁铁1YA通电，电磁换向阀8的阀芯右移，换向阀工作在左位，实现快进，油路为：进油路：泵2→换向阀8左位→行程阀13下位→液压缸左腔；回油路：液压缸右腔→调速阀14 →换向阀8左位→单向阀9→行程阀13下位→液压缸左腔，形成差动连接。

2、工进当滑台快速运动到给定位置时，滑台上的撞块压下行程阀13阀芯，切断通道，使压力油经调速阀10进入液压缸左腔。

由于油液流经调速阀，系统压力上升，打开液控顺序阀7，此时单向阀9关闭，切断液压缸差动回路，实现工进，油路为：进油路：泵2→换向阀8左位→调速阀10→液压缸左腔；回油路：液压缸右腔→调速阀14 →换向阀8左位→顺序阀7→背压阀6 →油箱。

快退液压泵压力3、快退当滑台工进完毕之后，停留在止挡块处，系统压力升高，直到压力继电器12的调整值时，压力继电器动作，2YA通电，电磁换向阀8工作在右位，滑台快退返回。

快退油路为：进油路：泵2 →调速阀14 →换向阀8右位→液压缸右腔；回油路：液压缸左腔→单向阀11→换向阀8右位→油箱。

、液压元件的选择1、确定液压泵的型号及电动机功率1）计算液压泵压力估算压力损失经验数据：一般节流调速和管路简单的系统取∑△pl=~，有调速阀和管路较复杂的系统取∑△pl=~。

液压缸在整个工作循环中最大工作压力为，由于系统有调速阀，但管路简单，所以取压力损失∑△pl=，计算液压泵的工作压力为pp=p+∑△pl=+=选用电动机标准件油管油箱4）选用电动机拟选Y系列三相异步电动机，满载转速960r/min，按此计算液压泵实际输出流qp=（10+16）×10﹣3 ×960 ×=min计算所需电动机功率为由[3]第4卷P569选用Y132S-6电动机。

电动机额定功率为3KW，满载转速为960r/min。

2、选择阀类元件及辅助元件1）标准件根据系统的工作压力和通过各个阀类元件和辅助元件的流量，由产品目录确定这些元件的型号及规格如表5 所示。

2）非标件a）油管油管尺寸根据实际流量类比确定，采用内径为16mm，外径为20mm的紫铜管。

b）油箱油箱容积计算如下V=（5~7）qp=（5~7）×=~Y132S-6电动机内径为16mm，外径为20mmV=150WqpPpppp3361016.18.0601022.211063.2⨯=⨯⨯⨯⨯==-η压力损失验算取V=150L。

表5 液压元件型号及规格序号名称通过流量qmax(L/min) 型号及规格1 滤油器XU-C32×100B2 双联叶片泵YB1—10/163 溢流阀Y-10B4 单向阀I-25B5 顺序阀X-B25B6 溢流阀Y-10B7 顺序阀XB-25B8 三位五通电磁换向阀35D-25BM9 单向阀I-25B10 调速阀Q-25B11 单向阀I-25B12 压力继电器DP-25B13 二位二通行程阀22D-25B14 调速阀Q-25B15 压力表开关K-3B16 压力表Y-100T17 电动机Y132S-6四，验算性能完成设计、液压系统的性能验算1、压力损失验算按液压泵的实际输出流量估算压力损失。

1）油液在油管中的流速进油管流速v'回油管流速v"Ls/m52.510166041022.21Aqv'623p=⨯⨯⨯⨯==--s/m81.252.554.7806.40'vAAv"12=⨯==沿程压力损失△Pf回油沿程压力损失2）沿程压力损失△Pf设系统采用L-HM32液压油，室温为20℃时粘度为ν=×10﹣4 m2/sa）进油沿程压力损失△Pf1层流状态：λ1=75/Re1=75/552= 取油液的密度为ρ=890kg/m3，进、回油管长度均为2m，得进油沿程压力损失为b）回油沿程压力损失层流状态：λ2=75/Re2=75/281=c）总沿程压力损失2300552100.1101052.5'Re431<=⨯⨯⨯==--νdv层流状态：λ1=75/Re1=75/552=M Pa38.0Pa108.3252.58901010214.02'vdlp52321f1=⨯=⨯⨯⨯⨯=ρλ=∆-2300281100.1101081.2d"vRe432<=⨯⨯⨯=ν=--M Pa19.0Pa109.1281.28901010227.02"vdlp52322f2=⨯=⨯⨯⨯⨯=ρλ=∆-总沿程压力损失局部压力损失△Pr总压力损失∑△p调定压力的确定3）局部压力损失△Pr局部压力损失包括液压阀的压力损失及管道和管接头的压力损失。