液压与气压课程设计

1、设计内容设计说明及计算过程备注一工艺分析二结构参数的确定 设计要求：某专用卧式铣床的铣头驱动电动机功率为7.5KW，铣刀直径为120mm,转速为350r/min.如工作台，工件和夹具的总质量为520 kg,工作台总径程为400mm，工进行程为250mm,快进速度为4.5m/min，工进速度为601000mm/min,往复运动的加速，减速时间不希望大于0.05s，工作台采用平导轨，fs=0.2,fd=0.1.滑台实现“快进工进1工进2快退停止”的工作循环。设计该机床的液压系统。（一） 外负载 卧式铣床采用的道具材料为高速钢，工件材料铸铁，高速钢钻头钻铸铁孔时的轴向切削力Ft(单位为N)

2、为: Ft=25.5DS0.8(HBW)0.6 式中D钻头直径，单位为mm S每转的进给量，单位为mm/r HBW铸件硬度，HBW=240 根据卧式铣床的加工特点，铣削每转的进给量S按铣床设计手册取。对n=350r/min,因工进速度V2=N·S S=V2/N=80/350 mm/min=0.229mm/min,代入式(1)中，得出外负载Fg=Ft=25.5·120·0.2290.8·2400.6=25218N （二）惯性负载 机床工作部件的总质量m=520kg，t=0.05s 又因:Fm·t=m·v 所以：Fm=m·v/t

3、=520·4.5/60·0.05=780N设计内容设计说明及计算过程备注（三）阻力负载 机床工作部件对动力滑台导轨的法向力为 Fn=mg=520·9.8=5101.2N 静摩擦阻力Ffs=fsFn=0.2·5101.2N=1020.24N 动摩擦阻力Ffd=fdFn=0.1·5101.2N=510.12N由此得出液压缸各工作阶段的负载如表1所示 表1 液压缸在各工作阶段的负载工况负载组成负载值工况负载组成负载值启动 F=Fn·fs1020.24 工进F=Fnfd+Fg25728.12 加速F=Fnfd+mv/t1290.12 快退F=

4、Fnfd 510.12 快进F=Fnfd510.12注：不考虑动力滑台上颠覆力矩的作用按上表数值绘制负载图如8-11a所示，由于快进速度V1=4.5m/min,工进速度V2=80mm/min,工作台总行程（快退行程）L1=400mm,工进行程L2=250mm,快进行程L3=L1-L2=150mm.又由于快进，快退的时间都不大于0.05s,则为例计算方便则取快退和快件速度相等，则快退速度V3=4.5m/min.设计内容设计说明及计算过程备注图1设计内容设计说明及计算过程备注图2设计内容设计说明及计算过程备注（四）确定执行元件主要参数 由机械手册可知卧式铣床在最大负载约为20000时，液压系统宜取

5、压力P1=3MPa，鉴于动力滑台要求快进，快退速度相等，这里的液压缸可选用单活塞杆式的，并在快进时做差动快进。这种情况下液压缸无杆腔的面积A1应为有杆腔工作面积A2的两倍，即P=A1/A2=2，而活塞杆直径d与缸筒直径D或d=0.707D的关系。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，按照机械手册取P2=0.6MPa快进时液压缸做差动连接，管路中有压力损失，有杆腔的压力应略大于无杆腔，但其差值较小，可先按0.4MPa考虑，快退时回油腔中是有背压的，这时P2也可按0.6MPa估算 由机械手册查得相应的公式计算液压缸面积。A2=F/m(p1-p2)=F/0.95&

6、#215;(3×2-600)×106=25728.12/0.95(2·3-0.6·103)=50.15·10-4A1=A2=2A2=100.3·10-4 M2D=(4A1/)1/2=11.3·10-2md =0.707D=0.707·11.3·10-2m将这些直径按GB/T2348-2001，就近标准值得 D=0.113m d=0.0799 由此求得液压缸两腔的实际有效面积为A1=D2/4=100.24·10-4 M2 A2=(D2-d2)/4=50.15·10-4 M2根据上述D和d

7、的值，可估算出液压缸在各个工作阶段中的压力，流量和功率，如表设计内容设计说明及计算过程备注液压缸在不同工作阶段的压力 流量和功率值 表2工况 负载F/N回油腔压力P2/MPa进油腔压力P1/MPa输入流量q·10-3m3s-1输入功率P/KW计算式 起动1020.2400.2144-P1=(F/m)+A2P/(A1-A2)q=(A1-A2)V1P=P1·q快速1290.12P1+PP=0.4MPa0.2711-恒速510.120.10710.3760.04工进25728.120.62.7017 0.0133650.036P1=(F/m)+P2A2/A1q=A1V2P=P1q

8、快退起动1020.2400.214-P1=(F/m)+ P2A1/A2q=A2V3P=P1·q加速1290.12 0.60.271-恒速510.120.1060.3760.0399设计内容设计说明及计算过程备注P1q设计内容设计说明及计算过程备注三在结构参数的基础上拟定出液压系统原理图p 图3（一） 设计液压系统方案由于该机床是固定式机械，且不存在外负载对系统做功的工况，并由图3知，这台机床液压系统的功率小，滑台运动速度低，工作负载变化小。根据机械手册可以确定该液压系统以采用带压力补偿阀的节流阀调速回路并且调速在进油路上和开式循环为宜，为了解决钻孔时滑台突然前冲的问题，需要在回游路上

9、设置一个背压阀以保系统的平稳性。从工况图中可以很清楚的看到，在这个液压系统的工作循环内，液压缸要求油源交替地源源不断地提供低压大流量和高压小流量的油液。最大流量约是最小流量的倍，而快进加快退所需要的时间t1和工进时所需要的时间t2分别是：设计内容设计说明及计算过程备注t1=L1/V1+L3/V3=(60·150/4.5·1000+60·400/4.5·1000+60·400/4.5·1000)s=7.33st2=L2/V2=250·60/53=187.5S则t2/t1=187.5/7.33=26.因此从提高系统效率，节省能量

10、的角度来看，采用单个定量压泵作为油源显然是不适合的，而采用大，小两个液压本自动两级并联供油的油源方案，采用并联的方式可以使用多个液压执行元件同时动作，负载小的液压元件的速度会增大，液压泵的压力负担轻。如图4图4（二）选择基本回路 由于不存在负载对系统做功的工况，也不存在负载制动过程，故不需要设置平衡及制动回路，但必须具有快速运动，速度换接以及调压，卸荷等回路。设计内容设计说明及计算过程备注1. 选择快速运动和换向回路系统中采用截留调速回路后，不论采用何种油源形式都必须有单独的油路直接通向液压缸两腔，以实现快速运动。图52. 选择速度换向回路由工况图1（图8-12）中的q-l曲线可知，当滑台从快

11、进转为工进时，输入液压缸的流量由0.376m3/S降至0.013365m3/S，滑台的速度变化很大，可选用行程阀来控制速度的换接，以减小液压冲击，当滑台由工进转为快退时，回路中通过的流量很大进油路中通过0.376 m3/s,回油路中通过0.376·(100.24/50.15)=0.7516m3/s,为了保证换向平稳。最好采用换向时间可调的电液换向阀式换接回路，由于这一回路还要实现液压缸的差动连接，所以换向阀必须是五通的。设计内容设计说明及计算过程备注图63选择调压和卸荷回路油源中有溢流阀(见图4)，调定系统工作压力，因此调压问题已在油源中解决，无须另外再设置调压回路，而且，系统采用进

12、油节流调整，故溢流阀常开，即使滑台被卡住，系统压力也不会超过溢流阀的调定值，所以又起安全作用。在图4所示的双液压泵自动两级供油的油源中没有卸荷阀，当滑台工进和停止时，低压，大流量液压泵都可经此卸荷阀。由于工进在整个工作循环周期中占了绝大部分时间，且高压，小流量液压泵的功率较大，虽然这样就可以解决卸荷了，可是如果在换向回路中也进行卸荷，这样就可以大大减少液压泵的压力。（三）液压回路综合式液压系统 虽然已经有图3图4图5图6这些元件，但是如果它们综合起来还存在很多问题，为了防止干扰，简化系统并使其功能更加完善，则应对系统进行如下的修整：（1） 为了结局滑台工件（阀2在左位时）图中进，回油路相互接通

13、，系统无法建立压力的问题，必须在换向回路中串接一个单向阀，将进回油路隔断。设计内容设计说明及计算过程备注（2） 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，这样，滑台快进时因负载较小而系统压力较低，使液控顺序阀关闭，便阻止了油液返回油箱。（3） 为了解决机床停止工作后，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问题，必须在换向阀的回油口增设一个单向阀。（4） 为了在滑台工进后系统能自动发出快退信号，须在调速阀输出端增设一个压力继电器。经过修改整理后的液压系统原理图如图7所示图7设计内容设计说明及计算过程备注四选择液压元件1

14、. 双联叶片液压系统 2.三位五通电液阀 3.行程阀 4.单向阀 5.调速阀6调速阀 7.二位三通电磁换向阀 8二位三通电磁换向阀9.压力继电器10.单向阀11.单向阀12.背压阀13.顺序阀14.溢流阀15.单向阀16.过滤器17.压力表接点.（一）液压泵液压缸在整个工作循环中最大工作压力为2.7017MPa，如取进油路上的压力损失为0.8MPa,为使压力继电器能可靠地工作，取其调整压力高出系统工作压力0.5MPa，则小流量液压泵的最大工作压力应为： Pp1=(2.7017+0.6+0.5)MPa=3.8017MPa 大流量液压泵在快进，快速运动时才向液压缸输油。有图3可知，快退时液压缸的工

15、作压力比快进时大，如取进油路的压力损失为0.05MPa，（因为此时进油不经调速阀故压力损失减小），则大流量液压泵的最高工作压力为： Pp2=(0.106+0.05)MPa=0.156MPa 由图3可知，两个液压泵应向液压缸提供最大流量为0.376m3/s,因系统较简单，取泄露系数KL=1.05,则两个液压泵的实际流量应为Qp=1.05·22.56L/min=23.688L/min 由于溢流阀的最小稳定溢流量为2.5L/min,而工进时输入液压缸的流量为0.8 L/min，由小流量液压泵单独供油。所以小液压泵的流量规格最少应为3.3 L/min。根据以上压力和流量的数值查阅产品样本，最

16、后确定选取PV2RR6-26型双联叶片液泵，其小液压泵和大液压泵的排量分别为6ml/r和26ml/r，当液压泵的转速np=940r/min时，该液压泵的理论流量为30.08L/min, 若取液压泵的容积效率v0.9,则液压泵的实际输出流量为:设计内容设计说明及计算过程备注 Qp=(6+26)·940·0.9·1000)L/min=(s·1+22)L/min=22.1L/min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0.156MPa,流量为27.1 L/min按机械手册可取得液压泵的总效率p=0.75.则液压泵驱动电动机所需的功率为 

17、P=Pqqp/p=0.156·22.56/(0·0.75)KW=0.078KW 根据此数值查阅电动机产品样本选取Y100L-6型电动机，其额定功率Pn=1.5kw,额定转速n=940r/min（二）阀类元件及辅助元件 根据阀类及辅助元件所在油路的最大工作压力和通过该元件的最大实际流量，可选出这些液压元件的型号及规格见表3，表中序号与国标元件标号相同。表3 元件的型号及规格序号元件名称估计流过流量L/min额定流量L/min额定压力MPa额定压降/MPa型号 规格1 双联叶片泵-（5.1+22） 17.5-PV2R126/26Vp=(6+26)ml/r2 三位五通电液阀608

18、0160.735DYF3Y-E10B设计内容设计说明及计算过程备注3 行程阀5063160.3AXQF-E10B(单向行程调速阀)Qmax=100L/min4 单向阀6063160.25 调速阀0.60.075016-6 调速阀0.91.05516-7 二位三通电磁换向阀6063160.5Q23JD-88 二位三通电磁换向阀 6063160.59 压力继电器-10-HED1KA/10设计内容设计说明及计算过程备注10 单向阀2563160.2AF3-Ea10BQmax=80L/min11 单向阀6063160.2AF3-Ea10BQmax=80L/min12 背压阀0.56316-YF3-E1

19、0B13 液孔顺序阀2563160.3YF3-E10B14 溢流阀 56316-YF3-Ea10B15 单向阀2563160.2YF3-Ea10BQmax=80L/min16 滤油器3063160.02XU-63X80-J17 压力表开关-16-KF-E3B3测点 为电动机额定转速n=940r/min时液压泵输出的实际流量。设计内容设计说明及计算过程备注（三）油管各元件间连接管道的规格按液压元件接口处的尺寸决定，液压缸进，出油管则按输入，排出的最大流量计算。由于液压泵选定之后液压缸在各个工作阶段进，出流量已与原定数值不同，所以要从新计算如表4所示 表4 液压缸的进出流量快进工进1工进2快退输入

20、流量L/minQ1=(A1QP)/(A1-A2)=4.17Q1=0.6Q2=0.9Qi=Qp=22.1排出流量L/minQ2=(A2Q1)/A1=27.1Q2=(A2Q1)/A1=0.25Q2=(A2Q1)/A1=0.45Q2=(A1Q1)/A2 =44.17运动速度m/minV1=QP/(A1-A2) =4.5V2=Q1/A1=0.05V3=Q1A1V3=Q1/A2=4.4(四)油箱 油箱容积按如下公式计算，取经验数据§=7，其容积为 V=§Qp=7·22.1=154.7L 按JB/T7938-1999规定，取最靠近的标准值V=200L。设计内容设计说明及计算过

21、程备注五验算液压系统性能（一）验算系统压力损失并确定压力阀的调整值。 由于系统的管路布置尚未具体规定，整个系统的压力损失无法全面估算，故只能先按式P=P1+（P2A2/A1）,估算阀类元件的压力损失，待设计好管路布局图后，加上管路的沿程损失和局部损失即可。单对于中小型液压系统，管路的压力损失甚微，可以不予考虑，压力损失的验算应按一个工作循环中不同阶段分别进行。1 快进滑台快进时。液压缸差动连接，由表3和表4可知，进油路上油液通过单向阀1占的流量是25LM/min，通过电液换向阀2的流量是27L/min，然后与液压缸有杆腔的回油汇合，以流量44.17L/min通过行程阀3，并进入无杆腔。因此进油

22、路上的总压降为Pv=0.2(25/63)2+027.1/63)2+0.3(44.17/63)2）=0.241MPa 此值与原估计值基本相符。2 工进工进时，油液在进油路上通过电液换向阀2的流量为0.5L/min,在调速阀5/6处的压力损失为0.5MPa;油液在回油路上通过换向阀2的流量是0.25L/min，在背压阀12处的压力损失为0.6MPa,通过顺序阀T的流量为22.25L/min，因此这是液压缸回油腔的压力P2为：P2=0.5(0.25/80)2+0.6+0.3(22.25/63)2MPa=0.637MPa可见此值略大于原估计值0.6MPa,故可按表2中公式重新计算工进时液压缸进油腔压力

23、P1，即P1=（F/m+P2A2）/A1=2.702MPa设计内容设计说明及计算过程备注此值跟表2中的值基本一样。考虑到压力继电器可靠动作需要压差Pe=0.5MPa,故溢流阀14的调压Pp1A应为：Pp1AP1+P1+Pe=3.7023. 快退快退时，油液在进油路上通过单向阀15的流量为22L/min.通过换向阀2的流量为22.1L/min；油液在回油路上通过单向阀4，换向阀2和单向阀11的流量都是44.17 L/min，因此进油路上总压降为：Pv1=0.2(22/63)2+0.5（22.1/80）2MPa=0.0625MPa此值比较小，所以液压泵驱动电动机的功率是够用的，回油路上总压降为：P

24、v2=0.3(44.17/63)2+0.7(44.17/80)2+0.3(44.17/63)2MPa =0.3335MPa 因此大流量液压泵卸荷的顺序阀13的调压应大于0.3335MPa （二）验算油液温升 工进在整个工作循环过程中所占的时间比例大95%（见前），所以系统发热和油液温升可按工进时的工况来计算。为简便起见，本例采用上述“系统的发热功率计算方法之二”来进行计算。工进时液压缸的有效功率： Pe=FV2=（25728.12·0.05）/103·60=0.02144KW设计内容设计说明及计算过程备注这时大流量液压泵经顺序阀卸荷，小流量液压泵在高压供油，大液压泵通过顺序阀13的流量为22L/min，经表3查得该阀在额定流量Qn=63L/min时的压力损失Pn=0.3MPa,故此阀在工进时的压力损失为： P=Pn(Q2/Qn)2=0.3(22/63)2MPa小液压泵工进时的工作压力Pp1=4.7