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《液压与气压传动》
课程设计

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专业： 机械设计制造及其自动化
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一．题目及其规定
1.某工厂设计一台钻镗专用机床，规定孔加工精度为TI6级。规定该液压系统要完毕工作循环是：工作定位、夹紧→动力头快进→工进→终点停留→动力头快退→工件松开、拔销。该机床运动部件重量为30000N，快进、快退速度为6m/min，工进速度为20-120mm/min可无级调速，工作台最大行程为400mm，其中工进总行程为150mm，工进时最大轴向切削力为0N，工作台导轨采用平轨支撑方式；夹紧缸和拔销缸行程都为25mm，夹紧力为1-80000N之间可调，夹紧时间不不不大于1秒钟。
2.设计规定
1) 完毕该液压系统工况分析、系记录算并最后完毕该液压系统工作原理图设计工作；
2) 依照已经完毕液压系统工作原理图选取原则液压元件；
3) 对上述液压系统中进给缸进行构造设计，完毕该液压缸有关计算和部件装配图设计，并对其中1-2非标零件进行零件图设计；
4) 对上述液压系统中夹紧缸进行构造设计，完毕该液压缸有关计算和部件装配图设计，其中1-2非标零件进行零件图设计。
5) 对上述液压系统中液压缸进行构造设计，完毕该液压缸中油箱部件和电机液压泵组件有关计算和装配设计，并对其中1-2个非标零件进行零件图设计。
二、系统工况分析与方案选取
1.工况分析
依照已知条件，绘制运动部件速度循环图，如图1-1所示。计算各阶段外负载，如下：
液压缸所受外负载F涉及三中类型，即
（1-1）
式中—工作负载，对于金属钻镗专用机床，即为工进时最大轴向切削力，为0N；
—运动部件速度变化时惯性负载；
—导轨摩擦阻力负载。启动时为静摩擦阻力，启动后未动摩擦阻力，对于平导轨可由下式求得
；
G—运动部件重力；
—垂直于导轨工作负载，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
(1-2)

上式中为静摩擦阻力，为动摩擦阻力。

式中g—重力加速度；
—加速或减速时间，普通，取。
时间内速度变化量。
在本设计中

依照上述计算成果，列出各工作阶段所受外负载（见表1-1），并画出如图1-2所示负载循环图。

图1-1速度循环图 图1-2负载循环图
表1-1工作循环各阶段外负载
工作循环
外负载F(N)
工作循环
外负载F（N）
启动、加速

8061N
工进

23000N
快进

3000N
快退

3000N
2.拟定液压系统原理图
（1）拟定供油方式
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。从节约能量、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限压式变量叶片泵。
（2）夹紧回路选取
采用二维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。为了实现加快时间可调节和当进油路压力瞬时下降时依然能保持夹紧力，接入节流阀调速和单向阀保压。为了实现夹紧力大小可调和保持夹紧力稳定，在该回路中装有减压阀。
（3）定位液压缸与夹紧缸动作顺序回路选取
定位液压缸和夹紧缸之间动作顺序采用单向顺序阀来完毕，并采用压力继电器发信号启动工作台液压缸工作，以简化电气发信与控制系统，提高系统可靠性。
（4）调速方式选取
在中小型专用机床液压系统中，进给速度控制普通采用节流阀或者调速阀。依照钻镗类专用机床工作时对低速性能和速度负载特性均有一定技术规定特点，采用限压式变量泵和调速阀构成容积节流调速。这种调速回路具备效率高、发热小和速度刚性好特点，并且调速阀装在回油路上，具备承受负切削力能力。
（5）速度换接方式选取
本设计采用电磁阀快慢速度换接回路，它特点是构造简朴、调节行程以便，阀安装也容易。
最后把所选取液压回路组合起来，即可构成图1-3所示液压系统原理图。

图1-3 液压系统原理图
三.液压元件计算与产品选取
1.液压缸重要尺寸拟定
（1）工作压力拟定。工作压力可依照负载大小及其机器类型来初步拟定，参阅表2-1取液压缸工作压力为4MPa。
（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，按表2-2可取为0.5，为0.95,按表2-3，取d/D为0.7。
将上述数据代入式
(2-3)
可得
依照表2-4，将液压缸内径圆整为原则系列直径；活塞杆直径d，按及表2-5，活塞杆直径系列取d=90mm。
按工作规定夹紧力由一种夹紧缸提供，考虑到夹紧力稳定，夹紧缸工作压力应低于进给液压缸工作压力，取油背压力为，回油背压力为零，为0.95，按式（2-3）可得

按表2-4及表2-5液压缸和活塞杆尺寸系列，取夹紧液压缸D和d分别为100mm及70mm。
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用液压缸实际面积，即

由式（2-4）得最小有效面积

由于满足，故液压缸能达到所需低速。
（3）计算在各工作阶段液压缸所需流量

2.拟定液压泵流量、压力和选取泵规格
（1） 泵工作压力拟定。考虑到正常工作中进油路有一定压力损失，因此泵工作压力为

式中—液压泵最大工作压力；
—执行元件最大工作压力
—进油管路中压力损失，初算时简朴系统可取0.2-0.5MPa，复杂系统取0.5-1.5MPa，本设计取0.5MPa。

上述计算所得是系统静态压力，考虑到系统在各种工况过度阶段浮现动态压力往往超过静态压力。此外考虑到一定压力储备量，并保证泵寿命，因而选泵额定压力应满足。中低压系统取最小值，高压系统取最大值。在本设计中，
（2） 泵流量拟定
液压泵最大流量应为

式中—液压泵最大流量
—同步动作各执行元件所需流量之和最大值。
—系统泄露系数，普通取=1.1-1.3，本设计=1.2.

（3） 选取液压泵规格。
依照以上算和，查找有关手册，选用YBX-25限压式变量叶片泵，该泵基本参数为：每转排量，泵额定压力，电动机转速，容积效率为，总效率。
（4） 与液压泵匹配电动机选定
一方面分别算出快进与工进两种不同工况时功率，去量着较大值作为选取电动机规格根据。由于在慢进时泵输出流量减少，泵效率急剧下降，普通当流量在0.2-1L/min范畴内时，可取 。同步还应注意到，为了使所选取电动机在通过泵流量特性曲线最大功率点时不致停转，需要进行验算，即
（1-6）
式中—所选电动机额定功率；
—限压式变量泵限压力；
—压力为时，泵输出流量。
一方面计算快进功率，快进外负载为3000N，进油路压力损失定为0.3MPa，由式（1-4）可得

快进时所需电动机功率为

查阅有关电动机类型原则，选用Y90L-4型电动机，其额定功率为1.5KW，额定转速为1400r/min。
依照产品样本可查得YBX-25流量压力特性曲线。再由已知快进时流量为23.04L/min，工进时流量为0.942L/min，压力为3MPa，作出泵实际工作时流量压力特性曲线，查得该曲线拐点处流量为23L/min，压力为2MPa，该工作点处相应功率为

所选电动机满足式（1-6），拐点处能正常工作。
3.液压阀选取
本液压系统选定液压元件如下表1-2所示
表1-2 液压元件明细表
序号
元件名称
方案
通过流量（L/min）
1
滤油器
XU-B32*100
28.8
2
压力表开关
KF3-EA10B

3
溢流阀
JF3-10B
8
4
三位四通换向阀
E10B24
24
5
二位四通换向阀
24EF3-E10B
7.5
6
保压阀
DP1-63B
24
7
单向节流阀
LA-F10D-B-1
9.4
8
压力继电器
DP1-63B
7.5
9
三位四通换向阀
AF3-EA10B
7.5
10
单向调速阀
24EF3-E10B
7.5
11
二位三通换向阀
AXF3-E10B
7.5
12
液压泵
YBX-2528.8
7.5
1. 拟定管道尺寸
油管内径尺寸普通可参照选用液压元件接口尺寸而定。综合诸元素，现取关于内径d为12mm，参照YBX-25变量泵吸油口连接尺寸，取吸油管内径d为28mm。
2. 液压油箱容积拟定
本设计为中低液压系统，液压油箱有效容量按泵流量5-7倍来拟定，选用用容量为160L邮箱。
四.重要部件构造特点分析与强度校核计算
1.液压缸工作压力拟定
液压缸工作压力重要依照液压设备类型来拟定，对不同用途液压设备，由于工作条件不同，普通采用压力范畴也不同。设计时，可用类比法来拟定。在本系统设计中，由于该系统属于组合机床液压系统，故液压缸工作压力普通为4MPa。
2.液压缸内径D 和活塞杆直径d拟定
由公式,又由得,
夹紧缸：,d=54.8mm按照液压缸内径和活塞杆直径系列获得D=100mm，d=63mm
液压缸节流腔有效工作面积保证最小稳定速度最小有效面积，显然有效面积，故可以满足最小稳定速度规定。
3.液压缸壁厚和外径计算
液压缸壁厚有液压缸强度条件来计算。
由公式得
故即可求出缸体外径，依照无缝钢管原则选用D=120mm
4.液压缸工作行程拟定
依照执行机构实际工作最大行程来拟定，并参照表2-6中系列尺寸可选得进给液压缸工作行程H=500mm。
5.缸盖厚度拟定
选用无孔平底缸盖，其有效厚度t按强度规定用下面公式进行近似计算
得故取t=35mm
6.最小导向长度拟定
对于普通液压缸，最小导向长度H应满足如下规定故可得夹紧缸最小导向长度
活塞宽度B普通由公式得进给缸活塞宽度；当液压缸内径D>80mm时，活塞杆滑动支撑面长度，故
3. 缸体长度拟定
普通液压缸缸体长度不应不不大于内径20-30倍，即缸体长度依照该液压系统最大行程并考虑活塞宽度选用L=590mm。
4. 活塞杆稳定性验算
由于该进给液压缸支撑长度，故不需考虑活塞杆弯曲稳定性和进行验算。
五.液压系统验算
已知该液压系统中进、回油管内径均为12mm，各段管道长度分别为：AB=0.3m，AD=1.7m，AC=1.7m，DE=2m。选用L-HL32液压油，考虑到有最低温度为15℃时该液压油运动黏度，油密度。
1. 压力损失验算
（1）工作进给时进油路压力损失。运动部件工作进给时最大速度为0.12m/min，进给时最大流量为0.942L/min，则液压油在管内流速为

管道流动雷诺系数Re1为
Re1<2300，可见油液在管道内流态为层流，其沿程阻力系数为：

进油管道BC沿程压力损失为

查得换向阀压力损失
忽视油液通过管接头、油路板等处局部压力损失，刚进油路总压力损失为
(2)工作进给时回油路压力损失。
由于选用单活塞杆液压缸，且液压缸有杆腔工作面积为无杆腔工作面积一半，则回油管道流量为进油管道一半，则

回油管道沿程压力损失为：

查产品得知换向阀34EF30-E10B压力损失，换向阀34EW30-E10B压力损失为，调速阀AQF3-E10B压力损失为。
回油路总压力损失为为

（3）变量泵出口处压力Pa为

（4）快进时压力损失
快进时液压缸为差动连接，自汇流点A至液压缸进油口C之间管路AC中，流量为液压泵出口流量两倍即为46L/min，AC段管路沿程压力损失为

同样可求得管道AB段及AD段沿程压力损失和为

上述验算表白，无需修改原筹划。
2. 系统温升验算
在整个工作循环中，工作阶段所占时间最长，为了简化计算，重要考虑工进时发热量。普通状况下，工进速度大时发热量较大，由于限压式变量泵在流量不同步，效率相差极大，因此分别计算最大、最小时发热量，然后加以比较，取最大者进行分析。
当

此时泵效率为0.1，泵出口压力为6.3MPa，则有

此时功率损失为

当

可见在工件速度低时，功率损失为0.152KW时，发热量最大。
假设系统散热状况普通，取，油箱散热面积A为
系统温升为
验算表白系统温升在允许范畴内。

液压系统图