专用钻床液压系统设计.docx
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专用钻床液压系统设计
专用钻床液压传动系统设计
程设计说明书
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
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。
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
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...
3.4绘制液压系统原理图1..0.
四、液压系统的计算和液压元件的选择1..1
4.1工作压力P的确定11
4.2液压缸的主要尺寸的确定1..1
4.3稳定速度的验算1..4.
4.4计算在各工作阶段液压缸的所需流量1..5
4.5液压泵的选择1..6.
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1..9.
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2..2..
七、总结及感想2..3..
八、参考文献2..3..
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
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。
2-1（a）动作循环图
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：
Fw=17000N
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Fs=0.212000=2400N
动摩擦阻力Fd=0.112000=1200N
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。
加速Fa1=（12000/10）（0.093/0.3）=372N
减速Fa2=（12000/10）（0.077/0.3）=308N
制动Fa3=（12000/10）（0.017/0.3）=68N
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
Ffs
2400
2666.7
加速
Fa1+Ffd
1572
1746.7
快进
Ffd
1200
1333.3
减速
FfdFa2
892
991.1
工进
Ffd+Fw
18200
20222.2
制动
Ffd+FwFa3
18132
20146.7
反向加速
-Ffd-Fa1
1572
1746.7
快退
-Ffd
1200
1333.3
制动
Fa1-Ffd
828
920
2-2负载循环图
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
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。
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
主要性能
节流调速
容积
调速回
路
容积-节流调速回
路
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
达
流量适应
功率适应
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
负载特性
速度刚度
差
很差
好
较好
好
承载能力
好
较差
好
较好
好
调速范围
大
小
大
较大
大
功率特性
效率
低
较低
低
较低
最高
较高
高
发热
大
较大
大
较大
最小
较小
小
成本
低
较低
高
小
最高
3.4绘制液压系统原理图
3-4液压系统原理图
4—三位四通电磁换向阀5—压力表
1—双作用液压缸2—二位三通电磁换向阀3—单向调速阀
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
1YA
2YA
3YA
快进
＋
－
＋
工进
＋
－
－
快退
－
＋
－
注：
“+表示得电，”“—”表示失电。
4.1工作压力p的确定。
表4.1负载条件下的工作压力
负载F/N
<5000
5000~
10000
10000~
20000
20000~
30000
30000~
50000
>50000
液压缸工
作压力
P/MPa
0.8~1
1.5~2
2.5~3
3~4
4~5
5~7
表4.2背压压力
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p可根据负载大小查表4.1，本设计取液压缸工作压力为3MPa。
在钻孔
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：
（4-1）
D=4PF1macxm
式中p1—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；
可得：
Fmax—最大作用负载。
F为18200N，查表4.2取p2为0.5MPa，cm为0.9，考虑到
2
10.5
418200
55
3.14301050.91
30
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cm2
有活塞杆
=1D2d2）
58.9
无活塞杆
12
D4
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
式中——液压缸壁厚（m）；
D——液压内径（m）；
Pmax——试验压力，一般取最大工作压力的（1.25~1.5）倍（Mpa）
[]——缸筒材料的许用应力。
取无缝钢管[]=100Mpa。
按上式计算得
31.50.1
2.25103
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
25
50
80
100
125
160
200
250
320
400
500
630
800
1000
1250
1600
2000
2500
3200
4000
5）缸盖厚度的确定
t按强度要求可用下列两式进行近似计算。
t0.433D
2[P]（mDa2x-Dd0）
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
LD600100
H80mm
202202
（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：
（4-2）
L=l+B+A+M+C
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A，必须大于保证最小稳定速度的最小有效面
积Amin，即A>Amin。
式中qmi—的最小稳定流量，一般从选定流量阀的产品样本中查得；n
vmin—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Amin，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。
按最低工进速度计算液压缸的最小稳定速度，由公式（4-3）可得：
qmin是由产品样本查得GE系列调速阀的最小稳定流量为0.05Lmin
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
A（D2d2）（10252）58.9cm2
44
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：
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
p2/MPa
进油腔
压力
p1/MPa
输入流量
q3/m3s1
输入
功率
P/KW
计算公式
快进
1200
0.3
1.58
0.183
0.289
F/m）+A2p]/（A1-A2）
q=（A1-A2）v1
P=p1q
工进
18200
0.5
2.58
0.131
0.338
F/m）+P2A2]/A1
q=A1v2
P=p1q
快退
1200
0.5
0.892
0.55
0.491
F/m）+P2A1]/A2
q=A2v3
P=p1q
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：
ppp1p（4-4）
式中pp—液压泵为最大工作压力；
p1—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0.2～0.5MPa，复杂
系统取0.5～1.5MPa，本系统取0.5MPa。
ppp1p30.53.5MPa
上述计算所得的pp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，提高泵的寿命，所以选泵
的额定压力pn应满足pn（1.25~1.6）pp公式。
中低压系统取小值，故取
pn=1.25pp=4.375Mpa
4.5.2液压泵的流量
液压泵的最大流量应为：
qpKL（q）max（4-5）
式中qp—泵的最大流量；
（q）max—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2～3Lmin；
KL—泄露系数，一般取KL=1.1～1.3Lmin，现取KL=1.2。
qpKL（q）max1.232.9839.576Lmin
4.5.3液压泵规格的选择
根据以上所得q，p查液压产品目录选泵型号：
YBX-32限压式变量叶片泵。
额定压力为6.3MPa，排量为32mL/r，转速为1450r/min容积效率c=0.88，总效率
=0.72。
该泵的输出流量为：
Q32103145046.4L/min
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～
1Lmin范围内时，可取0.03～0.14。
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：
pBqp
式中Pn—所选电动机额定功率；
pB—限压式变量泵的限定压力；
qp—为pB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1200N，进油路的压力损失定为0.3MPa，
3-6）可得：
pp
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1.1kW，额定转速为
1400rmin。
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
序号
元件名称
最大通流量
型号规格
1
限压式变量叶片泵
57.6
YBX-32
2
溢流阀
40
YF-L10H
3
三位四通电磁换向阀
40
34D-B10H-T
4
单向调速阀
100
QA-20H
5
二位三通电磁换向阀
40
23D-B10H-T
6
压力表
—
KF-28
7
过滤器
60
WU—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
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V=pqL
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=1.5cm2/s，油的密度为ρ=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
3
q47.8510
v126944cm/min116cm/s
d23.141.2
4d
回油管内的流速为：
V2=A2V1=58.91.160.87m/s
A178.5
管道流动雷诺数Re1=v1d1161.292.8
v1.5
Re1<2300，可见油液在管道内流态为层流，其沿程阻力系数为175750.81
Re192.8
进油管道BC的沿程压力
查得换向阀34D-B10H-T的压力值是P120.05106Pa
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
666
P1P11P12（0.1100.0510）0.1510Pa
查手册知换向阀23D-B10H-T的压力损失P220.025106Pa，换向阀34D-B10H-T的
压力损失P230.025106Pa，调速阀QA-20H的压力损失P240.5106Pa。
66
P2P21P22P23P24（0.110.0250.0250.5）100.6610Pa
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
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
P11为
Re1=v1d7371.2590
1.5
AB段及AD段的沿程压力损失P12和P13为
0.59201.6226
P120.58.2.0.029106Pa
2
29201.6226
P130.5820.11610Pa
查换向阀手册知，流经换向阀的局部压力损失为：
6
34D-B10HH-T的压力损失P210.1710Pa
24D-B10H-T的压力损失P220.17106Pa据分析在差动连接中，泵的出口压力
F6
PP2P11P12P13P21P221.7210Pa
A2CM
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0.72，则
3.57.85
p输入600.720.636KW
13
p输出Fv18200100.303KW
6010
功率损失为：
Pp输入
升级会员 