液压及气压传动课程设计 二工大

1、液压与气压传动课程设计目录1、 课程设计任务书32、 负载分析3三、负载图和速度图的绘制4四、液压缸主要参数的确定41. 选用液压缸的工作方式2. 初选液压缸的工作压力3. 计算液压缸的尺寸4. 计算液压缸各个工作阶段的工作压力、流量和功率五、液压系统图的拟定51. 供油方式2. 调速回路3. 速度换接回路4. 换向回路的选择5. 液压系统原理图六、液压元件的选择81. 确定液压泵的型号2. 电动机的功率3. 选用阀类元件及辅助元件4. 管接头的选用5. 油管的选择6. 油箱容积的确定七、液压系统的性能验算10八、液压缸装配图11九、液压零件图13十、液压集成块设计16十一、液压总装配图22十

2、二、参考文献22十三、个人小结23卧式单面多轴钻孔组合机床动力滑台的液压系统一、 课程设计任务书设计一卧式单面多轴钻孔组合机床动力滑台的液压系统，动力滑台的工作循环是：快进工进快退停止。液压系统的主要参数与性能要求如下：轴向切削力为21000N，移动部件总重力为10000N，快进行程为100mm，快进与快退速度均为4.2m/min，工进行程为20mm,工进速度为0.05m/min,加速、减速时间为0.2秒，利用平导轨，静摩擦系数为0.2，动摩擦系数为0.1，动力滑台可以随时在中途停止运动。二、 负载分析负载分析中，暂不考虑回油腔的背压力，液压缸的密封装置产生的摩擦阻力。在效率中加以说明。因工件

3、为卧式放置，重力的水平分力为零，这样需要考虑的力有：切削力、导轨摩擦力、惯性力等。导轨的正压力等于动力部件的重力。1. 工作负载FL = FG = 10000N2. 摩擦负载静摩擦负载 Ffs = fs FN = 0.2 x 10000N = 2000 N动摩擦负载 Ffd = fd FN = 0.1 x 10000N = 1000 N3. 惯性负载加速 Fa1 = ma = = N = 357 N减速 Fa2 = = N = 353 N制动 Fa3 = = N = 42 N (制动负载数值相比较之下过于小，实际操作中可以忽略不计)反向加速 Fa4 = = N = 357 N反向制动 Fa5

4、= = N = 357 N除此之外，液压缸的受力还有密封阻力、背压力等，故设液压缸的机械效率= 0.9，则液压缸在各个工作阶段的负载如表1 。表1 液压缸各运动阶段负载表工况计算公式总机械负载F/N启动F = Ffs / 2222加速F = (Ffd + Fa1) /1507快进F = Ffd /1111减速F = (Ffd - F a2) /720工进F = (Ffd + F t) /24444制动反向加速F = (Ffd + Fa4) /1507快退F = Ffd /1111制动F = (Ffd - Fa5) /714三、负载图和速度图的绘制根据负载计算结果和已知的各阶段的速度，可绘制出负

5、载图（Fl）和速度图（vl）,见图1 。横坐标以上为液压缸活塞前进时的曲线，横坐标以下为液压缸活塞退回时的曲线。图1 液压缸的负载图及速度图四、液压缸主要参数的确定1. 选用液压缸的工作方式因系统循环要求正向快进和工进，反向快退，且快进、快退速度相等。实现快进快退速度相等有以下几种方法：（1）单活塞杆液压缸，快进时差动连接，无杆腔面积A1等于有杆腔面积A2的两倍。（2）采用双活塞杆液压缸，因两腔有效面积相等，即可满足快进、快退速度相等的要求。由于差动连接可降低整个系统工作压力，同时可选用更小规格的油泵。而且组合机床对工作压力要求的供油压力并不高，所以选择方案一。4. 初选液压缸的工作压力根据分

6、析此设备的负载不大，按类型属于机床类。初选同类型组合机床，初定液压缸的工作压力为p = 4 x 106 Pa 。3. 计算液压缸的尺寸快进时液压缸虽然作差动连接，但是接管路中不可避免的存在着压降，且有杆腔的压力必须大于无杆腔，估算时取p= 5 x 105 pa 快退时，为了防止钻孔钻通时滑台突然失去负载向前冲，在回油路上设置背压阀，初选背压值 p2 = 8 x 105 pa 。工进时液压缸的推力计算公式为F = A1p1 A2p2 = (A1p1 A1/2)p2因此，根据已知参数，液压缸无杆腔的有效面积可计算为A 1= /（p1 p2/2）= 24444 / （4 -0.8/2）x 106=

7、6.79 x 10-3 m2D = = X 10-2 = 9.3 x 10-2 m按GB/T2348-1993标准取： D = 10 cm 根据选择快进差动连接的方式，则取无杆腔有效面积A1等于有杆腔有效面积A2的两倍，即A1 = 2A2。从而确定活塞杆的直径：d =( D)/2 = 6.57 cm按GB/T2348-1993标准取： d = 7 cm 则液压缸的有效作用面积为：无杆腔面积 A1 = D2 / 4 = 78.5 cm2有杆腔面积 A2 = （D2 d2）/ 4 = 40.1 cm2按最低工进速度校核液压缸尺寸，查询产品样本，调速阀最小稳定流量 qmin = 0.05 L /mi

8、n ，因工进速度v = 0.05 m / min 为最小速度，则A1 qmin / vmin =(0.05 x103) / (0.05 X 102 ) cm2 = 10 cm2上述计算中A1 = 78.5 cm2 10 cm2 ，满足最低速度要求。4. 计算液压缸各个工作阶段的工作压力、流量和功率根据液压缸的负载图和速度图以及液压缸的有效面积，可以算出液压缸工作过程中各个阶段的压力、流量和功率。代入计算公式和计算结果如表2 所示。表2 液压缸各工作阶段的压力、流量和功率工况负载 F进油压力 pj回油压力 pb所需流量 q输入功率 pNPaPaL/minKW差动快进1111 x 1057.96x

9、 10512.96 x 10516.10.174工进24444 x 10533.6 x 1058 x 1050.390.021快退1111 x 10512.42 x 1055 x 10516.80.281注：1.差动连接时，液压缸的回油口到进油口之间的压力损失 = 5 x 105 pa ,而pb = pj + ;2.快退时，液压缸有杆腔进油，压力为pj ,无杆腔回油，压力为pb 。由表2 可绘制出液压缸工况图，如图2所示。五、 液压系统图的拟定1. 供油方式供油方式参考同类组合机床，同时根据本题要求。选用双作用叶片泵双泵供油，同时使用调速阀进油调速的开式回路来满足快进、快退和工进的功能。快进或

10、快退时双泵进行供油，工进时，小泵单独供油，同时利用节流阀调速保证工进速度。从提高系统的效率、节约能源的角度考虑，采用单个定量泵的供油方式显然是不合适，所以选用双作用叶片泵作为油源。整个回路采用溢流阀作定压阀，起安全阀作用。为防止钻孔钻通时滑台突然失去负载向前冲，回油路上设置背压阀，初定背压值为pb = 8 x 105 pa 。图2 液压缸工况图2. 调速回路由工况图可知，该系统在工进时速度较慢，需要调节，考虑到系统功率小，滑台运动速度低，工作负载变化小，所以采用进油节流调速回路。3. 速度换接回路采用二位二通电磁阀的速度回路，控制由快进转为工进。由工作台的行程开关发讯控制，管路较简单，行程大小

11、也容易调整，另外采用液控顺序阀与单向阀来切断差动油路。因此速度换接回路为行程与压力联合控制形式。 4. 换向回路的选择本系统对换向的平稳性没有严格的要求，所以采用价格比较低电磁换向阀的换向回路。为了便于实现差动连接，换向阀采用一个三位五通电磁换向阀。5. 液压系统原理图将上述所选定的液压回路进行组合，并根据要求作必要的修改补充，即组成如图3所示的液压系统图。为便于观察调整压力，在液压泵的进口处、背压阀和液压缸无杆腔进口处设置测压点并设置多点压力表开关。这样只需一个压力表即能观测各点压力。表3为电磁铁动作表。图3 组合机床动力滑台液压系统原理图表3 电磁铁动作表1Y2Y3Y快进+-工进+-+快退

12、-+-停止-六、 液压元件的选择1. 确定液压泵的型号由表2可知，工进阶段液压缸工作压力最大为33.6 x 105MPa，由于系统比较简单，所以取进油路总压力损失 = 5 x 105 Pa ,则液压缸最高工作压力为pp = p + = (33.6 + 5)x 105 = 38.6 x 105 Pa因此泵的额定压力可取 pr 1.25pp = 48 x 105 Pa由表2可知，工进阶段所需流量最小是0.39 L/min ，设溢流阀最小稳定流量为2.5 L/min ，则小流量泵的流量应为qp1 (1.1 x 0.39 + 2.5)L/min = 2.93 L/min又由快进、快退时最大流量是16.

13、8 L/min ，则两个泵的总流量应为qp = 1.1 x 16.8 L/min = 18.5 L/min 从而得出，大流量泵的流量不得少于qP2 qp - qp1 = (18.5 2.93) L/min = 15.57 L/min根据以上压力和流量的数值查产品目录，选用YB-4/16型的双联叶片泵，其额定压力为6.3 MPa，额定转速960 r/min 。2. 电动机的功率系统为双泵供油系统，其中小泵1的电动机选择流量qp1 = (4 x 10-3/60) m3/s = 0.067 x 10-3 m3/s大泵2的电动机流量qp2 = (16 x 10-3/60) m3/s = 0.267 x

14、 10-3 m3/s差动快进、快退是=时，两个泵同时向系统供油；工进时，小泵1向系统供油，大泵2卸载。下面计算各个阶段所需要的电动机功率P 。(1) 差动快进差动快进时，大泵2的出口压力油经单向阀后与小泵1汇合，然后经过单向阀2，三位五通阀3，二位二通阀4进入液压缸无杆腔，无杆腔压力 P1 = pj = 7.96 x 105 Pa ，查产品目录可知，小泵2的出口压力损失p2 = 1.5 x 105 Pa。于是，小泵1出口压力Pp1 = 12.46 x 105 Pa (总效率1=0.5)，大泵2出口压力Pp2 = 13.96 x 105 Pa (总效率1=0.5)。电动机功率P1 = Pp1 q

15、1/1 + Pp2 q2/2 = 912 W（2）工进考虑到调速阀所需要的最小压力差p1 = 5 x 105 Pa。压力继电器可靠动作需要压力差p1 = 5 x 105 Pa 。因此，工进时小泵的出口压力Pp1 =p1 + p1 + p2 = 43.6 x 105 Pa 。而大泵2的卸载压力取Pp2 = 2 x 105 Pa 。（小泵1的总效率1=0.565 ， 大泵2的总效率1=0.3）。电动机功率P2 = Pp1 q1/1 + Pp2 q2/2 = 650 W（3）快退类似差动快进分析知：小泵1的出口压力力Pp1 = 16.9 x 105 Pa (总效率1=0.5)，大泵2出口压力Pp2

16、= 18.4 x 105 Pa (总效率1=0.51)。电动机功率P3 = Pp1 q1/1 + Pp2 q2/2 = 947 W综合上述，比较可知，快退时所需功率最大。据此查产品目录，选用Y90L-66封闭式三相异步电动机，电动机功率1.1KW ，额定转速 940 r/min 。3. 选用阀类元件及辅助元件根据系统的工作压力和通过各个阀类元件和辅助元件的最大流量，可选出这些元件的型号及规格。本系统中所有阀的额定压力都为63 x 105 Pa，额定流量根据各阀通过的流量，确定为10 L/min、25 L/min 和 63 L/min 三种规格，所有元件的型号列于表4中。过滤器按液压泵额定流量的

17、两倍选取吸油用线隙式过滤器。表中序号与系统原理图的序号一致。表4 液压元件型号及规格序号元件名称最大通过流量/（L/min)型号1双联叶片泵20YB-4/162单向阀20RVP-8-1-0/0.05MP3三位五通电磁换向阀405WE6E50AW220-50Z44二位二通电磁换向阀402WE6E50AW220-50Z45调速阀0.392FRM5-30B6压力继电器7单向阀20RVP-8-1-0/0.05MP8液控顺序阀16HG03B3-229背压阀4FBF3-6B10直动式溢流阀16DBDS6P-1511单向阀16RVP-8-1-0/0.05MP12直动式溢流阀4DBDS6P-1513过滤器40

18、14压力表开关注：表中型号均在机械设计手册（新）第四卷中查得。4. 管接头的选用液压系统中油管与管接头的常见联接方式有：焊接式管接头、卡套式管接头、扩口式管接头、扣压式管接头、固定铰接管接头。此液压系统选择焊接时管接头。液压系统常用的管路联接螺纹有：细牙普通螺纹（M）、米制锥螺纹（ZM）、55°锥管螺纹（R）、60°锥管螺纹（NPT）。此处选用中、高压管路，采用国际标准米制锥螺纹（ZM）和普通细牙螺纹（M）。锥螺纹依靠自身的锥体旋紧和采用聚四氟乙烯等进行密封；细牙螺纹密封性好，用于高压系统。组合垫圈或O形圈进行端面密封，也可采用紫铜垫圈。5. 油管的选择油管内径一般可参照选

19、定的液压阀的连接口尺寸确定，也可按照管路中允许流量计算。如液压缸的进出油管按输入、排出的最大流量计算。由于本系统液压缸差动连接快进快退时，油管内通油量最大，其实际流量为泵的额定流量的两倍40 L/min，则液压缸进、出口油管直径d按产品样本，选用内径为15mm，外径为22mm的冷拔钢管。6. 油箱容积的确定油箱容积根据液压泵的额定流量来计算。一般取体积 V= （5 7）qp ，此系统，我们选取7倍，故油箱体积为V = （7 x 16）L = 112 L七、 液压系统的性能验算1. 压力损失及调定压力的确定工进时的压力损失验算和小流量泵压力的调整，工进时管路中的流量仅为0.39 L/min，因此

20、流速很小，所以沿程压力损失和局部压力损失都非常小，可以忽略不计。这时进油路上仅考虑调速阀的压力损失 = 5 x 105，回油路上只有背压阀的压力损失，小流量泵的调整压力应等于工进时液压缸的工作压力p1加上进油路压差p1 ,则pp = p1 + p1 + 5 x 105 = 43.6 x 105 Pa即小流量泵的溢流阀12应按此压力调整。快退时压力损失验算及大流量泵卸载压力的调整，因快退时，液压缸无杆腔的回油量是进油量的两倍，起压力损失比快进时要大，因此必须计算快退时的进油路与回油路的压力损失，仪表确定大流量泵的卸载压力。已知：快退时进油管和回油管长度均l = 2m，油管直径d = 15 x 1

21、0-3m，通过的流量为进油路q1 = 20 L/min =0.333 m3/s，回油路q2 = 40 L/min =0.667 m3/s。液压系统选用N32号液压油，考虑最低工作温度为15，由手册查出此时油的运动粘度v = 1.5st = 1.5 cm2/s，油的密度为900kg/3，液压系统元件采用集成块似的配置形式。（1） 确定油流的流动状态 ，按式（1-34）经单位换算为Re = vd / x 104 = 1.2732q/dv x 104式中 v平均流速（m/s）d油管内径(m)油的运动粘度(cm2/s)q通过的流量(m3/s)则进油路中液流的雷诺数为Re1 = 1.2732 x 0.3

22、33 x 10-3/(15 x 10-3x 15) x 104 = 188.4 < 2300回油路中液流的雷诺数为Re2 = 1.2732 x 0.667 x 10-3/(15 x 10-3x 15) x 104 = 376.9 < 2300由上述可知，进回右路的流动均为层流。（2）沿程压力损失 p 由式（1-41），可算出进油路和回油路的压力损失。在进油路上，流量 v = 4q1/d2 = (4 x 0.333 x 10-3 )/(3.14 x 152 x 10-6 ) m/s = 1.88 m/s,则压力损失为p1 = 64/Re * l/d * g * v2/2g =64 x

23、 2 x 900 1.882/(188.4 x 15 10-3 x 2 )Pa = 0.72 x 105 Pa在回油路上，流速为进油路流量的两倍，即v = 3.76 m/s ,则压力损失为p2=64 x 2 x 900 1.882/(367.9 x 15 10-3 x 2 )Pa = 1.44 x 105 Pa（3）局部压力损失由于采用集成块式的液压装置，所以只考虑阀类零件和集成块内油路的压力损失。通过各阀的局部压力损失一般可从产品技术规格中查得或按式p = (q/qn)2 pn （1-45）计算得到。结果列于表5中。表5 阀类元件局部压力损失元件名称额定流量qn/(L/min)实际通过的流量

24、q/(L/min)额定压力损失pn/(x105Pa)实际压力损失p/(x105Pa单向阀2252021.025三位五通电磁阀363204040.325-1.2875二位二通电磁阀4634041.2875单向阀11251620.575注：快退时经过三位五通的两油道流量不同，压力损失也不同。若取集成块进油路的压力差损失pj1 = 0.3 x 105 Pa ，回油路压力损失为pj2 = 0.5 x 105 Pa ，则进油路和回油路的总的压力损失为p1 = p1 + p + pj1 = (0.72 + 1.025 + 0.575 + 0.3) x 105 = 2.62 x 105 Pap2 = p2

25、+ p + pj2 = (1.44+ 1.025 + 1.2875+ 0.5) x 105 = 4.2525 x 105 Pa由表1知，快退时液压缸负载F = 1111 N ，则快退时液压缸的工作压力为P1 = （F + p2 A1）/A2 = （1111 + 4.2525 x 105 x 7.85 x 10-3）/(4.01 x 10-3) Pa= 11.09 x 105 Pa因此，大流量泵卸荷阀2的调整压力因大于11.09 x 105 Pa 。从以上验算结果可以看出，各种工况下的实际压力损失都小于初选的压力损失值，而且比较接近，说明液压系统的油路结构、元件的参数是合理的，满足要求。2. 液压系统的发热和温升工进时液压泵的输入功率如前面计算P1 = 650 W 工进时液压缸的输出功率 P2 = F v =(24444 x 0.05/60) W = 20.37 W系统总的发热功