液压传动系统设计及计算 说明书

1、1明确液压系统的设计要求 设计卧式双面铣削组合机床的液压系统。机床的加工对象为铸铁变速箱箱体，动作顺序为夹紧缸夹紧工作台快速趋近工件工作台进给工作台快退夹紧缸松开原位停止。工作台移动部件的总质量为400kg，工作台快进行程为 100mm，快进、快退速度为 3.5mmin，工进行程为 200mm，工进速度为 80300mmmin，轴向工作负载为14000N，加、减速时间为0.2s。采用平导轨，静摩擦系数为0.2，动摩擦系数为0.1，夹紧缸行程为30mm，夹紧力为 800N，夹紧时间为1s。要求工作台运动平稳，夹紧力可调并保压。2 负载与运动分析负载分析中，暂不考虑回油腔的背压力，液压缸的密封装置

2、产生的摩擦阻力在机械效率中加以考虑。因工作部件是卧式放置，重力的水平分力为零，这样需要考虑的力有：夹紧力，导轨摩擦力，惯性力。 在对液压系统进行工况分析时，本设计实例只考虑组合机床动力滑台所受到的工作负载、惯性负载和机械摩擦阻力负载，其他负载可忽略。（1）工作负载FW Fw=14000（2）阻力负载阻力负载主要是工作台的机械摩擦阻力，分为静摩擦阻力和动摩擦阻力两部分。导轨的正压力等于动力部件的重力，设导轨的静摩擦力为，则静摩擦阻力(G=1000N)动摩擦阻力 （3）惯性负载最大惯性负载取决于移动部件的质量和最大加速度，其中最大加速度可通过工作台最大移动速度和加速时间进行计算。已知加速减速时间为

3、0.2s，工作台最大移动速度，即快进、快退速度为3.5m/min，因此惯性负载可表示为 如果忽略切削力引起的颠覆力矩对导轨摩擦力的影响，并设液压缸的机械效率=0.9，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1所示。表1 液压缸总运动阶段负载表（单位：N）工况负载组成负载值F/N推力F/N启动800889加速517574快进400444工进1440016000快退4004443 负载图和速度图的绘制 根据负载计算结果和已知的个阶段的速度，可绘制出工作循环图如图1（a）所示，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

4、快进和快退速度3.5快进行程L1=100mm、工进行程L2=200mm、快退行程L3=300mm，工进速度80-300mm/min快进、工进和快退的时间可由下式分析求出。快进 工进 快退 根据上述已知数据绘制组合机床动力滑台液压系统绘制负载图（F-t）b图,速度循环图c图. a b c在此处键入公式。4 确定液压系统主要参数4.1确定液压缸工作压力由表2和表3可知，组合机床液压系统在最大负载约为16000时宜取3MPa。表2按负载选择工作压力负载/ KN<5510102020303050>50工作压力/MPa< 0.811.522.5334455表3 各种机械常用的系统工作压

5、力机械类型机 床农业机械小型工程机械建筑机械液压凿岩机液压机大中型挖掘机重型机械起重运输机械磨床组合机床龙门刨床拉床工作压力/MPa0.823528810101820324.2计算液压缸主要结构参数根据已知参数，液压缸无杆腔的有效作用面积可计算为 A1=Fmas/P1-0.5P2=16000/3X106 则活塞直径为 mm根据经验公式，因此活塞杆直径为d=58.3mm，根据GB/T23481993对液压缸缸筒内径尺寸和液压缸活塞杆外径尺寸的规定，圆整后取液压缸缸筒直径为D=80mm，活塞杆直径为d=56mm。此时液压缸两腔的实际有效面积分别为：根据计算出的液压缸的尺寸，进一步计算液压缸在各个工

6、作阶段中的压力、流量和功率值，如表4所示。表4 各工况下的主要参数值工况推力F/N进油腔压力P1/MPa回油腔压力P2/MPa输入流量q/L.min-1输入功率P/Kw计算公式快进444.440.350.8517.60.026工进160003.50.60.41.50.021 0.08 快退444.441.150.590.0265 液压系统方案设计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

7、低，节约能源，工作可靠5.1确定调速方式及供油形式由表4可知，该组合机床工作时，要求低速运动平稳行性好，速度负载特性好。由工况图可知，液压缸快进和工进时功率都较小，负载变化也较小，故宜采用调速阀的进油节流调速方式及开式循环系统。为解决钻孔 通时滑台突然前冲的问题，回油路上要设置背压阀。由表4可知，液压系统的工作循环主要由低压大流量和高压小流量两个阶段组成，采用单个定量液压泵作为油源显然是合适的，因此可采用单泵来供油。单泵泵因结构简单、噪声小、寿命长、成本低、故被采用。如图2 图2 5.2 组成液压系统原理图 图31双联叶片泵 2二位二通电磁阀 3背压阀 4溢流阀5调速阀 6单向阀 8压力继电器

8、 9三位五通电液换向阀 10滤油器表5 元件工况1YA2YA3YA快进+-+工进+-快退-+停止-5.3系统图的原理1 快进 快进如图3所示，按下启动按钮，电磁铁1YA通电，3YA接通。这时的主油路为： 进油路：泵 三位五通换向阀（1YA得电）经过行程阀液压缸左腔。 回油路：液压缸右腔三位五通换向阀（1YA得电油箱2 工进 快进终了时，二位二通电磁阀通电（3YA得电），这时的主油路为：进油路：泵1 三位五通换向阀（1YA得电）调速阀液压缸左腔。回油路：液压缸右腔三位五通换向阀（1YA得电油箱。3 快退工进到达终点时，时间继电器发出信号，使三位五通换向阀6的右侧2YA得电 ，形成换向油路，这时的

9、主油路为：进油路：泵1 三位五通换向阀6（2YA得电）液压缸右腔。回油路：液压缸左腔二位二通换向阀（右侧）三位五通换向阀6油箱。4 停止当滑台退回到原位时，使三位五通换向阀右侧2YA断电，换向阀处于中位，泵输出的油液被三位五通换向阀堵住，液压缸停止运动。液压缸左侧的油液经单向阀7回到油箱，做到卸荷的作用。6 液压元件的选择6.1确定液压泵的规格和电动机功率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。（1）计算液压泵的最大工作压力由表4可知，液压缸在整个工作循环中的最大工作压力为1.15Mpa,本系统采用调速阀进油节流调速

10、，选取进油路压力损失为。考虑到压力 继电器的动作可靠要求压差为，故泵的最高工作压力为：此压力即为小流量泵的最高工作压力，也即溢流阀的调整压力。大流量泵仅在快进和快退时向液压缸供油，图4表明可知，液压缸快退时的工作压力比快进时大，考虑到快退时进油不通过调速阀，故其进油路上的压力损失比工进时小，现取进油路损失为，则大流量泵的最高压力估算为： （2）计算总流量由表4可知，快进时需要最大供油量，其值为17.6L/min。计算液压泵的最大流量，取回路泄漏修正系数K=1.15，则泵的总流量为：最小流量在工进时，其值为0.4L/min。为保证工进时系统压力稳定，应考虑溢流阀有一定的最小溢流量，取其额定流量的

11、10%，约为2.0L/min。故小流量泵的流量最小应为2.4L/min。根据以上压力和流量的数值查阅产品样本，最后确定选取PV2T12-6/33型双联叶片泵，其小流量泵和大流量泵的排量分别为 6mL/r和33mL/r，当液压泵的转速=940r/min时，该液压泵的理论流量为 36.66L/min，若取液压泵的容积效率率=0.9，则双泵供油时，液压泵的实际输出流量为：小流量泵单独供油时：（3）计算总流量由于液压缸在工进时输入功率最大，其值为0.08KW，若取泵的总效率为，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Y100L-6型电动机，其额定功率，额定转速。6.2确定其它元

12、件及辅件(1) 确定阀类元件及辅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，查阅产品样本，选出的阀类元件和辅件的型号及规格见表6。表中序号与图4元件标号相同。表6 液压元件规格及型号序号元件名称通过流量额定流量额定压力额定压降型号、规格1双联叶片泵-5.08/27.9216/14-Pv2R12-6/332二位二通电磁阀62.4636.30.3E22DH-633背压阀<1636.30.3B-63B4溢流阀5.1106.3Y-10B5调速阀<1106.30.3Q-10B6单向阀28636.30.2I-53B7单向阀33636.30.2I-63B8压力继电器14

13、PF-B8L9三位五通电液换向阀701006.30.335DY-100BY10滤油器36.7806.30.2XU-80200*注：此为电动机额定转速为940r/min时的流量。(2) 确定油管在选定了液压泵后，液压缸在实际快进、工进和快退运动阶段的运动速度、时间以及进入和流出液压缸的流量，与原定数值不同，重新计算的结果如表7所列。表7各工况实际运动速度和流量流量、速度快进工进快退输入流量/(L/min）取排出流量/(L/min）运动速度/(L/min）由表可以看出，液压缸在各阶段的实际运动速度符合设计要求。根据选定的液压阀的连接尺寸确定油管尺寸，也可接管路中允许流速计算。设管道内允许流速V=4

14、m/s。根据表7中的数值，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；由于本系统液压缸快进时，油管内通油量最大，其实际流量为约泵额定流量的两倍，则液压缸进、出油管直径d按产品样本，选用内经20mm、外径为28mm的10号冷拔钢管。（3）油箱的设计 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6.3主要零件强度校核1 缸筒壁厚=8因为方案是低压系统，校核公式, 式

15、中：缸筒壁厚（） 实验压力 ,其中是液压缸的额定工作压力 D缸筒内径 D=0.08M 缸筒材料的许用应力。，为材料抗拉强度（MPa）,n为安全系数，取n=5。对于P1<16MPa.材料选45号调质钢，对于低压系统因此满足要求。2 缸底厚度=10对于平缸底，厚度 有两种情况：a. 缸底有孔时：其中b. 缸底无孔时，用于液压缸快进和快退；其中7.1验算系统压力损失的验算及泵压力的调整由于系统的管路布置尚未具体确定，所以只能估算系统压力损失。估算时，首先确定管道内液体的流动状态，然后计算各种工况下的总的压力损失。已知：系统采用N32液压油，室温为20°C时，油液密度。设进、回油管的长

16、度均为2m。（1）判断流动状态 在快进、工进、快退、三种工况下，进、回油管路中所通过的流量以快时回油流量 为最大，此时油液流动具有最大雷诺数，为：由此可推断，各工况下的进、回油路中的油液的流动状态均为层流。（2）计算系统压力损失层流流动状态下沿程压力损失的表达式为：由于管道结构尚未确定，管道的局部压力损失按经验公式计算，即：阀类元件的局部压力损失按式（8-15）计算，即：其中，由产品样本查出，和q数值由表6和表7列出。利用上面公式，滑台在快进、工进和快退工况下的压力损失计算如下：1）快进滑台快进时，液压缸通过电液换向阀差动连接。在进油路上，油液通过电液换向阀，然后与液压缸有杆腔的回油汇合后通过

17、电磁换向阀进入无杆腔。在进油路上, 压了损失包括:油液流经管道的损失局部压力的损失和流经法阀类原件的损失Pw,即: 在回油路上，压力损失为： 式中：q为通过管道的流量(m3/s)；L为管道长度(m)；d为管道内径(mm)；为油液的运动粘度(m2)。局部压力损失可按下式估算： 阀类元件的pV值可按下式近似计算： 式中：为阀的额定流量(m3/s)；为通过阀的实际流量(m3/s)；为阀的额定压力损失(Pa)。 将回油中上的压力损和算到进油路上去，便得到快进运动的总的压力损失 ： 由快进工况下压力损失计算过程可以看出，在总的压力损失中 ，阀类元件的局部压力损失所占份额较大，而沿程压力损失和管道局部压力

18、损失则较小。2）工进工进时管路中流速很小，所以沿程压力损失和局部压力损失够非常小，可以忽略不计。这时进油路仅需考虑调速阀的压力损失=0.5Mpa，小流量泵的调整压力应等于工进时液压缸的工作压力加上进油路压差，并考虑压力继电器的动作需要，则 ： 此即溢流阀4调定压力。3）快退滑台快退时，在进油路上，油液通过单向阀2、单向阀5、电液换向阀6进人液压缸有杆腔。在回油路上，油液通过电磁换向阀11、电液换向阀6和单向阀7返回油箱。忽略沿此值略小于估计值，故不必重算。 则大流量泵的工作压力为：此值是调整液控顺序阀3调整压力的主要参考数据。7.2油液温升验算在整个工作循环中 ，工进阶段所占用的时间最长，所以

19、系统的发热主要是工进阶段造成的，故按工进工况验算系统温升。工进时，大流量泵经液控顺序阀9卸荷，其中出口压力即为油液通过液控顺序阀的压力损失。液压系统的总的输人功率即为液压泵的输人功率：液压系统输出有效功率即为液压缸输出有效功率：液压系统总效率为：则由式（8-16）计算系统的发热功率为：由式（8-20）近似计算油箱散热面积：假定通风良好，取油箱散热系数则利用式（8-19）计算油液温升：设环境温度，则热平衡稳定为：油温在允许范围内，油箱散热面积符合要求，不必设置冷却器。即可得油液温升近似值：温升小于普通机床允许的温升范围，因此液压系统中不需设置冷却器。心得体会通过此次课程设计，使我更加扎实的掌握了有关液压与传动方面的知识设计过程