滑台液压机液压系统课件

1、液压传动系统课程设计说明书 设计题目：组合机床动力滑台液压机液压系统 班 级： 学 号： 姓 名： 指导老师： 前 言液压传动和气压传动称为流体传动，是根据17世纪帕斯卡提出的液体静压力传动原理而发展起来的一门新兴技术，是工农业生产中广为应用的一门技术。如今，流体传动技术水平的高低已成为一个国家工业发展水平的重要标志。第一个使用液压原理的是1795年英国约瑟夫布拉曼(Joseph Braman,1749-1814)，在伦敦用水作为工作介质,以水压机的形式将其应用于工业上,诞生了世界上第一台水压机。1905年他又将工作介质水改为油,进一步得到改善。 第一次世界大战(1914-1918)后液压传动

2、广泛应用,特别是1920年以后,发展更为迅速。液压元件大约在 19 世纪末 20 世纪初的20年间,才开始进入正规的工业生产阶段。1925 年维克斯(F.Vikers)发明了压力平衡式叶片泵,为近代液压元件工业或液压传动 的逐步建立奠定了基础。20 世纪初康斯坦丁尼斯克(GConstantimsco)对能量波动传递所进行的理论及实际研究;1910年对液力传动(液力联轴节、液力变矩器等)方面的贡献，使这两方面领域得到了发展。 我国的液压工业开始于20世纪50年代，液压元件最初应用于机床和锻压设备。60年代获得较大发展，已渗透到各个工业部门，在机床、工程机械、冶金、农业机械、汽车、船舶、航空、石油

3、以及军工等工业中都得到了普遍的应用。当前液压技术正向高压、高速、大功率、高效率、低噪声、低能耗、长寿命、高度集成化等方向发展。同时，新元件的应用、系统计算机辅助设计、计算机仿真和优化、微机控制等工作，也取得了显著成果。 目前，我国的液压件已从低压到高压形成系列，并生产出许多新型元件，如插装式锥阀、电液比例阀、电液伺服阀、电业数字控制阀等。我国机械工业在认真消化、推广国外引进的先进液压技术的同时，大力研制、开发国产液压件新产品，加强产品质量可靠性和新技术应用的研究，积极采用国际标准，合理调整产品结构，对一些性能差而且不符合国家标准的液压件产品，采用逐步淘汰的措施。由此可见，随着科学技术的迅速发展

4、，液压技术将获得进一步发展，在各种机械设备上的应用将更加广泛。目录液压传动课程设计任务书1一、液压传动的工作原理和组成31.1工作原理31.2液压系统的基本组成3二、设计要求32.1组合机床动力滑台的工作循环及液压系统性能要求32.2设计参数4三、工况分析43.1运动分析43.2负载分析43.3负载循环图和速度循环图的绘制5四、确定系统主要参数64.1初选液压缸工作压力64.2确定液压缸主要尺寸74.3计算最大流量需求8五、液压系统方案设计106.1拟定液压系统原理图106.2速度控制回路的选择106.3换向和速度换接回路的选择106.4压力控制回路的选择10六、液压元件的选择116.1确定执

5、行元件116.2确定液压泵和电机规格116.3电机的选择136.4阀类元件和辅助元件的选择136.5油管的选择146.6油箱的设计14七、液压系统性能的验算157.1判断油流类型157.2沿程压力损失167.3油液温升验算16八、设计总结17液压传动课程设计任务书1、 设计题目组合机床动力滑台液压机液压系统二、设计依据 1.组合机床动力滑台结构示意图 2.主要技术参数 （1）刀具最大切削力 F=20000牛顿（2）工件、夹具、滑台等重量 G=9000牛顿（3）动力滑台最大行程 H=700毫米 （4）滑块行程速度 空载下行速度 工作行程速度 回程速度 （5）动力滑台往返运动加速、减速时间为0.2

6、秒 （6）动力滑台采用平导轨，其静摩擦系数f=0.2，动摩擦系数f=0.1。三、组合机床动力滑台的工作循环及液压系统性能要求 1.快进工进快退停止； 2.要求快进行程至工作行程自动转换； 3.刀具在行程中能任意位置停止； 4.系统不工作时，液压泵卸荷运转。四、设计内容与步骤 1.根据组合机床的工作要求，确定动力滑台液压系统执行元件的类型； 2.进行动力滑台的工况分析，绘制负载图和速度图； 3.确定液压系统的主要参数； 4.拟定液压系统原理图，并说明液压系统的工作过程； 5.液压元件的计算与选择； 6.液压缸的结构与强度设计； 7.绘制液压缸的工作图（1号图）和液压系统原理图（2号图）； 8.整

7、理编写说明书，说明书包括设计题目、设计依据和全部设计内容。五、几点注意事项 1.图面整洁美观、说明书工整，条理清楚、计算正确。 2.设计时间为一周，应在规定的时间内完成。六、主要参考文献 1.流体传动与控制教材 2.机械零件设计手册 3.液压传动设计手册 4.液压传动设计指导手册一、 液压传动的工作原理和组成 液压传动是用液体作为工作介质来传递能量和进行控制的传动方式。液压系统利用液压泵将原动机的机械能转换为液体的压力能，通过液体压力能的变化来传递能量，经过各种控制阀和管路的传递，借助于液压执行元件（缸或马达）把液体压力能转换为机械能，从而驱动工作机构，实现直线往复运动和回转运动。驱动机床工作

8、台的液压系统是由邮箱、过滤器、液压泵、溢流阀、开停阀、节流阀、换向阀、液压缸以及连接这些元件的油管、接头等组成。1.1 工作原理（1）电动机驱动液压泵经滤油器从邮箱中吸油，油液被加压后，从泵的输出口输入管路。油液经开停阀、节流阀、换向阀进入液压缸，推动活塞而使工作台左右移动。液压缸里的油液经换向阀和回油管排回邮箱。（2）工作台的移动速度是通过节流阀来调节的。当节流阀开大时，进入液压缸的油量增多，工作台的移动速度增大；当节流阀关小时，进入液压缸的油量减少，工作台的移动速度减少。由此可见，速度是油量决定的。1.2 液压系统的基本组成（1）能源装置液压泵。它将动力部分所输出的机械能转换成液压能，给系

9、统提供压力油液。（2）执行装置液压机。通过它将液压能转换成机械能，推动负载做功。（3）控制装置液压阀。通过它们的控制调节，使液流的压力、流速和方向得以改变，从而改变执行元件的力、速度和方向。（4）辅助装置邮箱、管路、储能器、滤油器、管接头、压力表开关等。通过这些元件把系统联接起来，以实现各种工作循环。（5）工作介质液压油。绝大多数液压油采用矿物油，系统用它来传递能量和信息二、 设计要求2.1 组合机床动力滑台的工作循环及液压系统性能要求 （1）快进工进快退停止； （2）要求快进行程至工作行程自动转换； （3）刀具在行程中能任意位置停止；（4）系统不工作时，液压泵卸荷运转。 (5）动力滑台采用平

10、面导轨，其静、动摩擦系数分别为fs = 0.2、fd = 0.1。2.2 设计参数表1 设计参数参 数数 值刀具最大切削力（N）20000滑台自重 (N)9000快进、快退速度(m/min)6工进速度(m/min)0.7最大行程(mm)700启动换向时间（s）0.2液压缸机械效率0.95三、 工况分析3.1 运动分析 图1 组合机床动力滑台工作循环3.2 负载分析工作负载 FW=20000N惯性负载阻力负载 静摩擦阻力 Ffj = fjN=动摩擦阻力 Ffd= fdN =N根据上述负载力计算结果，可得出液压缸在各个工况下所受到的负载力和液压缸所需推力情况，如表2所示。表2 液压缸在各工作阶段的

11、负载（单位：N）工况负载组成负载值F液压缸推力=F/启动=1800N1895 N加速=+1359N1431N快进=900N947N工进=+20900 N22000 N快退=900 N947N注：此处未考虑滑台上的颠覆力矩的影响。3.3 负载循环图和速度循环图的绘制根据表2中计算结果，绘制组合机床动力滑台液压系统的负载循环图如图2所示。 图2 组合机床动力滑台液压系统负载循环图图2表明，当组合机床动力滑台处于工作进给状态时，负载力最大为2200N，其他工况下负载力相对较小。所设计组合机床动力滑台液压系统的速度循环图可根据已知的设计参数进行绘制，已知快进和快退速度、快进行程500mm、工进行程、快

12、退行程mm，工进速度。根据上述已知数据绘制组合机床动力滑台液压系统的速度循环图如图b所示。（b)组合机床动力滑台液压系统的速度循环图四、 确定系统主要参数4.1 初选液压缸工作压力 所设计的动力滑台在工进时负载最大，其值为22000N，根据表1与表2，初选液压缸的工作压力p1=3.0MPa。 4.2 确定液压缸主要尺寸鉴于动力滑台快进和快退速度相等，这里的液压缸可选用单活塞杆式差动液压缸（A1=2A2），快进时液压缸差动连接。工进时为防止负载突变采用背压，参考表3选此背压为pb=0.8MPa快进时液压缸虽然作差动连接（即有杆腔与无杆腔均与液压泵的来油连接），但连接管路中不可避免地存在着压降，且

13、有杆腔的压力必须大于无杆腔，估算时取0.5MPa。快退时回油腔中也是有背压的，这时选取被压值=0.6MPa。工进时液压缸的推力计算公式为，式中：F 负载力 hm液压缸机械效率 A1液压缸无杆腔的有效作用面积 A2液压缸有杆腔的有效作用面积 p1液压缸无杆腔压力 p2液压有无杆腔压力因此，根据已知参数，液压缸无杆腔的有效作用面积可计算为 液压缸缸筒直径为 mm由于有前述差动液压缸缸筒和活塞杆直径之间的关系，d = 0.707D，因此活塞杆直径为d=0.707103.8=73.39mm，参考表4与表5得，圆整后取液压缸缸筒直径为D=110mm，活塞杆直径为d=80mm。此时液压缸两腔的实际有效面积

14、分别为： m2 m24.3 计算最大流量需求工作台在快进过程中，液压缸采用差动连接，此时系统所需要的流量为q快进 =（A1-A2）v1=30.12L/min工作台在快退过程中所需要的流量为q快退 =A2v3=26.88L/min工作台在工进过程中所需要的流量为q工进 =A1v2=6.65 L/min其中最大流量为快进流量为30.12L/min。根据上述液压缸直径及流量计算结果，进一步计算液压缸在各个工作阶段中的压力、流量和功率值，如表3所示表3 各工况下的主要参数值工况推力F/N回油腔压力P2/MPa进油腔压力P1/MPa输入流量q/L.min-1输入功率P/Kw计算公式快进启动18950.4

15、7P1=q=(A1-A2)v1P=p1qp2=p1+p加速14310.790.29恒速9470.690.1930.120.06工进220000.82.36.650.15P1=(F+p2A2)/A1q=A1v2P=p1q快退起动189500.42P1=(F+p2A1)/A2q=A2v3P=p1q加速14310.60.32恒速9470.60.2126.880.564把表3中计算结果绘制成工况图，如图4所示。五、 液压系统方案设计6.1 拟定液压系统原理图根据组合机床液压系统的设计任务和工况分析，所设计机床对调速范围、低速稳定性有一定要求，因此速度控制是该机床要解决的主要问题。速度的换接、稳定性和调

16、节是该机床液压系统设计的核心。此外，与所有液压系统的设计要求一样，该组合机床液压系统应尽可能结构简单，成本低，节约能源，工作可靠。6.2 速度控制回路的选择由于本系统滑台由快进转为工进时，速度变化大，为减少速度换接时的液压冲击，选用行程阀控制的换接回路，如图5（b)所示。6.3 换向和速度换接回路的选择所设计多轴钻床液压系统对换向平稳性的要求不高，流量不大，压力不高，所以选用价格较低的电磁换向阀控制换向回路即可。为便于实现差动连接，选用三位五通电磁换向阀。为了调整方便和便于增设液压夹紧支路，应考虑选用Y型中位机能。由前述计算可知，当工作台从快进转为工进时，进入液压缸的流量由25.1 L/min

17、降为0.95 L/min，可选二位二通行程换向阀来进行速度换接，以减少速度换接过程中的液压冲击，如图5所示。由于工作压力较低，控制阀均用普通滑阀式结构即可。由工进转为快退时，在回路上并联了一个单向阀以实现速度换接。为了控制轴向加工尺寸，提高换向位置精度，采用死挡块加压力继电器的行程终点转换控制。 a.换向回路 b.速度换接回路图5 换向和速度切换回路的选择6.4 压力控制回路的选择 由于采用双泵供油回路，故采用液控顺序阀实现低压大流量泵卸荷，用溢流阀调整高压小流量泵的供油压力。为了便于观察和调整压力，在液压泵的出口处、背压阀和液压缸无杆腔进口处设测压点。将上述所选定的液压回路进行整理归并，并根

18、据需要作必要的修改和调整，最后画出液压系统原理图如图7所示。为了解决滑台快进时回油路接通油箱，无法实现液压缸差动连接的问题，必须在回油路上串接一个液控顺序阀10，以阻止油液在快进阶段返回油箱。同时阀9起背压阀的作用。 为了避免机床停止工作时回路中的油液流回油箱，导致空气进入系统，影响滑台运动的平稳性，图中添置了一个单向阀11。考虑到这台机床用于钻孔（通孔与不通孔）加工，对位置定位精度要求较高，图中增设了一个压力继电器6。当滑台碰上死挡块后，系统压力升高，压力继电器发出快退信号，操纵电液换向阀换向。在进油路上设有压力表开关和压力表，钻孔行程终点定位精度不高，采用行行程开关控制即可。图7 液压系统

19、原理图六、 液压元件的选择6.1 确定执行元件 金属切削机床的工作特点要求液压系统完成的主要是直线运动，因此液压系统的执行元件确定为单杆活塞液压缸。 本设计所使用液压元件均为标准液压元件，因此只需确定各液压元件的主要参数和规格，然后根据现有的液压元件产品进行选择即可。6.2 确定液压泵和电机规格 （1）计算液压泵的最大工作压力由于本设计采用双泵供油方式，根据液压系统的工况图，大流量液压泵只需在快进和快退阶段向液压缸供油，因此大流量泵工作压力较低。小流量液压泵在快速运动和工进时都向液压缸供油，而液压缸在工进时工作压力最大，因此对大流量液压泵和小流量液压泵的工作压力分别进行计算。根据液压泵的最大工

20、作压力计算方法，液压泵的最大工作压力可表示为液压缸最大工作压力与液压泵到液压缸之间压力损失之和。对于调速阀进口节流调速回路，选取进油路上的总压力损失，同时考虑到压力继电器的可靠动作要求压力继电器动作压力与最大工作压力的压差为0.5MPa，则小流量泵的最高工作压力可估算为大流量泵只在快进和快退时向液压缸供油，图4表明，快退时液压缸中的工作压力比快进时大，如取进油路上的压力损失为0.5MPa，则大流量泵的最高工作压力为： （2）计算总流量 表3表明，在整个工作循环过程中，液压油源应向液压缸提供的最大流量出现在快进工作阶段，为30.12L/min，若取回路泄漏系数K=1.1，则液压油源所需提供的总流

21、量为：L/min 工作进给时，液压缸所需流量约为6.65L/min，但由于要考虑溢流阀的最小稳定溢流量3 L/min，故小流量泵的供油量最少应为9.6 L/min。据据以上液压油源最大工作压力和总流量的计算数值，上网或查阅有关样本，例如YUKEN日本油研液压泵样本，确定PV2R型双联叶片泵能够满足上述设计要求，因此选取PV2R12-6/33型双联叶片泵，其中小泵的排量为6mL/r，大泵的排量为33mL/r，若取液压泵的容积效率=0.9，则当泵的转速=940r/min时，小泵的输出流量为qp小=69400.90/1000=5.076L/min该流量能够满足液压缸工进速度的需要。大泵的输出流量为q

22、p大=33*940*0.90/1000=27.918L/min双泵供油的实际输出流量为该流量能够满足液压缸快速动作的需要。表4 液压泵参数元件名称估计流量规格额定流量额定压力MPa型号双联叶片泵(5.1+27.9)最高工作压力为21 MPaPV2R126/336.3 电机的选择由于液压缸在快退时输入功率最大，这时液压泵工作压力为209MPa，流量为32.994L/min。取泵的总效率，则液压泵驱动电动机所需的功率为： 根据上述功率计算数据，此系统选取Y112M-6型电动机，其额定功率，额定转速6.4 阀类元件和辅助元件的选择图7液压系统原理图中包括调速阀、换向阀、单项阀等阀类元件以及滤油器、空

23、气滤清器等辅助元件。（1）阀类元件的选择根据上述流量及压力计算结果，对图7初步拟定的液压系统原理图中各种阀类元件及辅助元件进行选择。其中调速阀的选择应考虑使调速阀的最小稳定流量应小于液压缸工进所需流量。通过图7中5个单向阀的额定流量是各不相同的，因此最好选用不同规格的单向阀。溢流阀2、背压阀9和顺序阀10的选择可根据调定压力和流经阀的额定流量来选择阀的型式和规格，其中溢流阀2的作用是调定工作进给过程中小流量液压泵的供油压力，因此该阀应选择先导式溢流阀，连接在大流量液压泵出口处的顺序阀10用于使大流量液压泵卸荷，因此应选择外控式。背压阀9的作用是实现液压缸快进和工进的切换，同时在工进过程中做背压

24、阀，因此采用内控式顺序阀。最后本设计所选择方案如表5所示，表中给出了各种液压阀的型号及技术参数。表5 阀类元件的选择序号元件名称估计流量规格型号1三位五通电磁阀66/8235D-100B2行程阀49.5/61.522C-63BH3调速阀1AQF3-10B4单向阀66/82AF3-Ea10B5单向阀816.5/20.5I-25B6背压阀90.475/0.6FBF3-6B7溢流阀4.13/5YF-10B8单向阀1166/82I-100B9单向阀327.92/34.7I-63B10单向阀45.1/5.1I-10B1顺序阀28.4/35.2XY-63B6.5 油管的选择图7中各元件间连接管道的规格可根

25、据元件接口处尺寸来决定，液压缸进、出油管的规格可按照输入、排出油液的最大流量进行计算。由于液压泵具体选定之后液压缸在各个阶段的进、出流量已与原定数值不同，所以应对液压缸进油和出油连接管路重新进行计算，如表8所示。表8 液压缸的进、出油流量和运动速度流量、速度快进工进快退输入流量排出流量运动速度根据表8中数值，当油液在压力管中流速取3m/s时，可算得与液压缸无杆腔和有杆腔相连的油管内径分别为：，取标准值20mm；，取标准值15mm。因此与液压缸相连的两根油管可以按照标准选用公称通径为和的无缝钢管或高压软管。如果液压缸采用缸筒固定式，则两根连接管采用无缝钢管连接在液压缸缸筒上即可。如果液压缸采用活

26、塞杆固定式，则与液压缸相连的两根油管可以采用无缝钢管连接在液压缸活塞杆上或采用高压软管连接在缸筒上。6.6 油箱的设计油箱长宽高的确定油箱的主要用途是贮存油液，同时也起到散热的作用，参考相关文献及设计资料，油箱的设计可先根据液压泵的额定流量按照经验计算方法计算油箱的体积，然后再根据散热要求对油箱的容积进行校核。油箱中能够容纳的油液容积按JB/T79381999标准估算，取时，求得其容积为 按JB/T79381999规定，取标准值V=250L。 依据 如果取油箱内长l1、宽w1、高h1比例为3：2：1，可得长为：=1107mm，宽=738mm，高为=369mm。 对于分离式油箱采用普通钢板焊接即

27、可，钢板的厚度分别为：油箱箱壁厚3mm，箱底厚度5mm，因为箱盖上需要安装其他液压元件，因此箱盖厚度取为10mm。为了易于散热和便于对油箱进行搬移及维护保养，取箱底离地的距离为160mm。因此，油箱基体的总长总宽总高为：长为：宽为：高为：为了更好的清洗油箱，取油箱底面倾斜角度为。七、 液压系统性能的验算 本例所设计系统属压力不高的中低压系统，无迅速起动、制动需求，而且设计中已考虑了防冲击可调节环节及相关防冲击措施，因此不必进行冲击验算。这里仅验算系统的压力损失，并对系统油液的温升进行验算。由于有同类型液压系统的压力损失值可以参考，故一般不必验算压力损失值。下面以工进时的管路压力损失为例计算如下

28、：已知：进油管、回油管长约为l=1.5m，油管内径d=1.510-3m，通过流量 =0.95 Lmin（0.015810-3m3s），选用LHM32全损耗系统用油，考虑最低温度为15，v=1.52s。 7.1 判断油流类型 利用下式计算出雷诺数Re=1.273104=1.2730.015810-31041.510-3/1.51602000为层流。7.2 沿程压力损失 利用公式分别算出进、回油压力损失，然后相加即得到总的沿程损失。 进油路上P1=4.41012vqvd4=4.310121.51.50.015810-3124Pa=0.076105Pa 回油路上，其流量qv=0.75 Lmin（0.012510-3m3s）（差动液压缸A12A2）,压力损失为P1=4.31012vqvd4=4.310121.51.50.0032510-3124Pa=0.01532105Pa由于是差动液压缸，且A12A2，故回油路