液压与气压传动课程设计说明书

1、一、设计题目及其要求1、1题目：设计一台汽车变速箱体孔系链孔专用组合机床的液压系统。要求该组合机床 液压系统要完成的工作循环是：夹具夹紧工件工作台1快进工作台2工进 终点停留工作台快退工作台起点停止夹具松开工件。该组合机床运动部件的重量（含工作台基多轴箱）为20000N,快进、快退速度为6m/min , 一工进的 速度为8001000mm/min ,二工进的速度为 600800mm/min ,工作台的最大 行程为500mm,其中工进的总行程为300mm,工进是的最大轴向切削力为20000N,工作台采用山字形平面型组合导轨支撑方式，夹具夹紧缸的夹紧行 程为25mm,夹紧力在2000014000N

2、之间可调，夹紧时间不大于一秒钟。依据以上题目完成下列设计任务：1）、完成该液压系统的工况分析，系统计算并最终完成该液压系统工作原理 图的工作；2）、根据已完成的液压系统工作原理图选择标准液压元件；3）、对上述液压系统钟的液压缸进行结构设计，完成液压缸的相关计算何部件装配图设计，并对其中的12个非标零件进行零件图设计。1、2明确液压系统设计要求本组合机床用于链变速箱体上的孔， 其动力滑台为卧式布置，工件夹紧及工 进拟采用液压传动方式。表1-1工况行 程 (mm)速度(m/s)时间（S）切肖U娓（N）运动部件 重量（N）启动制动 时间（S）夹紧2512000020000快进20021工进12002

3、工进100快退15005松开251备注：1、根据工进总行程300mm,暂定1工进200mm, 2工进100mm2、夹紧时间不大于一秒钟，按一秒计算。3、属于范围数值取中间值。、工况分析2、1动力滑台所受负载见表2-1,其中静摩擦负载：Ffss?GX20000N=3600N动摩擦负载：Ffdd ?G X 20000N=2400NG v 20000 0.1N 1020N惯性负载:g t 9.80.2式中 s、 d ,分别为静、动摩擦因数，考虑到导轨的形状不利于润滑油的储存，分别取 s=、 d =0v ,启动或者制动前后的速度差，本例中 v=s t,启动或者制动时间，取 t =表2-1工况计算公式外

4、负裁(N)说明启动s - G36001), F,g t平均加速度 t2),因为第一工进和第 一L进之|可的速度变化量 较小，故/、考虑速度换接 中的惯性负数。加速d G+ F3420快进d , G24001工进FdG224002工进FdG22400反向启动s - G3600加速d G+ F3420快退d , G24002、2由表1-1和表2-1可分别画出动力滑台速度循环图和负载循环图如图2-1和6图2-22-2三、确定主要参数3、1进给缸参数确定1）组合机床属于半精加工机床，初选系统工作压力为为使滑台快进快退的速度相等，并减小液压源的流量，将液压缸的无杆腔为主工作腔，采用差动连接，则液压缸的内

5、径D与活塞杆直径d的关系为D=V2do同时为防止滑台进给结束时发生前冲，暂取背压P2 0.5Mpa ,从而可求液压缸无杆腔的有效面积（取液压缸的机械效率 cm 0.94）：Fcm PlP22240022mm =mm 0.943.5 竺2液压缸内径:4 Al4 7332.24D . mm 96.65mm3.14查表，取标准尺寸系列，D=100mm,则d=70mm。2）按最小工进速度验算进给液压缸的最小稳定速度由产品样本查得GE系列调速阀的最小稳定流量qmin 0.03L/min ,则A> qminVmin空Wcm3 0.5cm3 60102 72 cm2 40.05cm2 4而液压缸节流腔

6、的有效工作面积A - D2 d2 4可见验算成立，则A D2 78.54cm24222A2 D2 d240.05cm242A A 4 38.49cm3、2滑台快进时，液压缸为差动连接，故缸的有杆腔压力P2必大于无杆腔压力Pi,其差值估取为 p P2 Pi 0.5Mpa ,而启动瞬间液压缸尚未移动，此时P=0,另外假定快退时，回路压力损失取为。根据上述假定条件，可算出液压缸(进给缸)在各阶段中工作循环的内 力，流量及功率值见表3-1表3-1工作阶 段计算公式负载 (N)回油腔 压 力 (MPa)工作腔 压 力 (MPa)输入流量 q (L/s)输入 功率快 进启 动F/ cm A2? PP1Aq

7、 Av1Npq3600加 速3420包 速2400工 进1工 进F/ cmP2A2P1A1qA1V2N pq224002工 进22400反 向 启 动F/ cmP2A1P1A2qA2VlN Pq3600加 速3420包 速24003、3夹紧缸同进给缸，为了减少缸的外形尺寸，采用无杆腔夹紧，从而可求液压缸 无杆腔的有效面积：(暂取减压阀的调整压力为)F夹1400020000A Tz zrr cm (Pi P2)0.94X3.5夹紧缸的缸筒内径可求4AiD76 91mm查表，取标准尺寸系列， D 100mm ,同时活塞杆直径取 50mm,即d 50mm四、拟定液压系统图4、1调速回路和液压源的形式

8、，由表3-1可看出，所设计的液压系统在快进和快退阶段，所需的压力较低， 流量大，且持续的时间短，而系统在两次工作进给时所需压力较高， 流量小， 持续时间长，为此拟采用限压式变量泵供油和回路用调速阀节流的容积-节流 联合调速回路。这样，一方面可保证进给运动的平稳和速度稳定，另一方面 可实现流量自适应，减小系统功率损失和发热。4、2油路循环方式，由所选择的回路形式决定为开式4、3换向及速度换接回路，为了便于滑台在任意位置停止，使调整方便，同时为了实现差动快进，采 用三位五通“ O”型机能的电磁换向阀，且用二位二通换向阀与调速阀并联， 实现两次进给运动的换接，采用电器行程开关加死挡铁以保证终点转换平

9、稳， 可靠，精度高。另外，为了实现终点短暂停留，电器控制回路接时间继电器。4、4压力控制回路在泵的出口并联一只二位二通换向阀构成卸荷回路， 使变量泵在空载下启 动，在夹紧回路并接一只蓄能器以保证一定的夹紧力，且可以达到节能的效 果，和用接一减压阀是火紧力可调。4、5经整理所组成的液压系统原理图如附件所示。表4-1厅P名称通过流量 L/min额定流量 L/min额定压 力Mpa额定压 降Mpa型号1过滤器28637XU-B32X 1002液压泵637YBN-B25N-DB3单向阀28637AF3-EA10B4二位二通换向 阀2863722F3-E10B5压力表287AF3-EA10B6外控外泄顺

10、序 阀<1637XFF3-10B7三位五通换向 阀2863735EF3O-E10B8单向阀637AF3-EA10B调速阀<167QFF3-E10Bb二位二通电磁 换向阀2863722EF3-E10B13单向阀637AF3-EA10B14器715二位四通电磁 换向阀63724EF3-E10B16减压阀637JFF3-10B17压力继电器DP1-63B说明：为了供货及维护方便，阀类原件选为同一压力和流量（调速阀除 外）系列，选用了广州机械研究院的中低压系列液压元件，调速阀的最小稳 定流量为0.03L/min,小于系统工进时的流量0.085L/m.系统原理图五、选择液压元件5、1液压泵及

11、其电机1）、由表3-1可以看出，液压缸的最大工作压力出现在工进阶段Pi 3.29Mpa ,此时缸的输入流量较小，估取进油路的压力损失 p 0.5Mpa 则液压泵的最大工作压力为：PpR P 3.29 0.5 3.79Mpa选泵的额定工作压力：Pn 1.3Pd 1.3 3.79Mpa 4.93Mpa np由泵的最大输入流量（s）,取泄露系数K=,则泵的最大供油量Qp 1.1 0.401 60 26.47L/min p由产品样本，YBN B25N- DB型限压式变量泵能满足上述估算出来的压 力和流量要求。该泵的压力调节范围为27Mpa,额定转速n=1500r/min,最大排量为25ml/r.2）、

12、电机的选定，查阅电机产品样本，选Y90S-4,其额定功率为，额定转速为n=1400r/min.3）、由YBN系列变量泵特性曲线，当P=2Mpa、n=1400时，泵的最大排量为 Qd 28L/min. p4）、由所选定的液压泵及电机参数可得液压进给缸实际进出油量、速度 及持续时间，如表4-1表4-1工作 阶段流里L/min速度(m/s)时间（s）无杆腔有杆腔快进A1q 进Qp 57.13A pA 2cc /cq 出 q 进29.13AiQp v10.121A1工进q 进0.118A 2 q出 q进二A 1v20.0152工进q 进 0.094A 2 q出 q进A 1v30.012快退A 1L ,

13、 q 出q 进54.91A 2q 进 Qp 28q进v4 0.116A 25、2液压控制阀及辅助原件根据系统工作压力和通过各个液压阀的实际流量，所选原件由附件表所示5、3油管的选择1）、根据选定液压阀的连接油口尺寸确定管道尺寸2）、液压缸的进出油管按输入、排出的最大流量计算由于本液压系统液压缸差动连接快进时，油管内通油量最大，其实际流量为泵此时的两倍之多达min,则液压缸进出口油管直径按产品样本，选用内径 18mm x2mm（壁厚为2）,同时考虑制造方便，两根管采用同样规格的冷拉管。5、4油箱容积的确定本系统为中低压系统，液压油箱的有效容量选用为160L的油箱六、验算液压系统的技术性能6、1验

14、算系统的压力损失及变量泵的调整压力1)工进时由已知，工进的管路流量仅为s,因此流速非常小，所以沿程压力损失和局部压力损失可以忽略不计，故只考虑调速阀的压力损失，经计算两 次工进分别为和，故变量泵的调速压力为：1工进Pp1 (3.29 0.15)Mpa3.44Mpa2 工进Pp2(3.290.10)Mpa 3.39Mpa2)快进、快退时按选定的管道内径d=18mm,进回油管道均取l油，取油液运动黏度1.2 104m2/s,油液密度2m,选用L- HL32液压33 l0.92 10 kg/m 因为快退时，液压缸无杆腔的回油量是有杆腔的两倍之多 数：q=54.91L/min,由此，雷诺._ 一 一

15、3vd4 54.91 10Re -343.14 18 10 3 1.2 10 4539.73602300所以，各工况下的进回油路的液流均为层流。 而相应的沿程阻力系数为7575 dRe 4q管道中的液流速度4qv d2则代入沿程压力损失公式:4?75 vlP - q2d44 75 0.92 103 1.2 10 4_ _ 3 42 3.14 18 102一 q 1.0047q因为管道直径尚未确定，由经验公式，局部压力损失:P 0.1 P阀类元件局部压力损失：PPn(q/qn)2由以上三式，快进、快退进回油管道的压力损失如下表管路压力损失（105pa）快进快退进 油PPPP回 油PPPP将回油路

16、上的压力损失折算到进油路上，可求得总的压力损失，例如经折算得到快进、快退工况下的总的压力损失为：快进时：P2.6851050.958也见1053.17 105 pa78.54快退时：P2.5221050.8964051052.52 105 pa78.54尽管上述计算结果与估取值不同，但不会使系统压力超过系统能达到 的最高压力。6、3估算系统的效率及温升1）效率由表4-1数据知道本液压系统在一次工作循环中两次工进占了79%系统效率、温升及发热可用两次工进时平均值来代表。第一工进回路效率：3.29 0.118 c1 95%3.44 0.118第二工进回路效率：c2 多3 97%3.39 0.118

17、回路平均效率：95% 13.3 97% 8.6c 95%13.3 8.6工作进给时，因为回路泄露损失大，此时泵的总效率很低，取p 0.2,液压缸的总效率取 a 0.9,则液压系统的效率为:p c A 0.2 95% 0.9 17.2%2）第一工进时液压泵的输入功率为：Ppi1Ppiqpi 3.44 0.1180.2KW 2.02KW第二工进时液压泵的输入功率为:Pp1q p1Ppi2p则相应的发热功率为:3.39 0.094 KW 0.21.59KWH1Ppi1(1H2Ppi2(11.67KW1.31KW所以系统的平均发热功率为:取散热系数K1.67 13.3 1.31 8.6 KW13.3一

18、218W/(m8.61.52KW则温度升高:H440.065K3 v2取常温t115 C ,则常温升至:t t1 t 59 C查表知道,其符合油温的温升值,不需加放热装置。七、课程设计总结本次课程设计总共历经了两个多星期，其中翻阅资料之多是以往课程 设计无法比拟的。纵观以前的设计，从高度上看，可以说是抄的，如减速箱 的设计，就好像是所有的框架已经给定你了，而要做的就是添一些修饰成分， 仅此而已。这次设计就不同了，题目给定了一条路，再进一步就要自己走下 去了，弯的、曲的、直的，试问一名真正的设计人员谁没经历过，设计本来 就应该是这样的。感谢孙明教授对这次设计的帮助和严格要求，他们严谨的治学态度， 令我受益匪浅。八、参考文献1、雷天觉主编 新编液压工程手册 北京：机械工业出版社，19992、张利平主编 液压气动系统设计手册 北京：机械工业出版社，19973、中国机械设计大典编委会 中国机械设计大典 南昌：江西科学技术出版 社，20024、吴宗泽、罗圣国主编 机械设计课程设计手册，3版 北京：高等教育出 版社20075、张世亮主编 液压与气压传动 北京：机械工业出版社20076、