液压系统的设计与计算(自己)

1、目录一 液压课程设计任务书错误！未定义书签。二 液压系统的设计与计算21 .进行工况分析32绘制液压缸的负载图和速度图 4三 拟订液压系统原理图4四确定执行元件主要参数61. 工作压力的确定62. 确定液压缸的内径 D和活塞竿直径d73. 计算液压泵的流量 74确定夹紧缸的内径和活塞杆直径 85. 计算液压泵的压力 86. 选用液压泵规格和型号 97. 确定电动机功率及型号 98. 液压元件及辅助元件的选择109. 油箱容量的确定10五验算液压系统性能错误！未定义书签。1. 回路压力损失验算错误！未定义书签。2. 液压系统的温升验算 错误！未定义书签。六课程设计简单小结16七 参考书目 错误！

2、 未定义书签。一、课程设计题目与设计要求某厂设计一台钻镗专用机床，要求孔德加工进度有IT6,。要求该机床 液压系统要完成的工作循环是： 工件定位、 夹紧动力头快进 工进终点停留动力头快退工件松开、 拔销。该机床运动 部件的重量为30000N,快进、快退速度为 6m/min，工进的速度为20120mm/min可无极调速，工作台的最大行程为400mm,其中工进 的总行程为150mm，工进时的最大轴向切削力为20000N，工作台的 导轨采用平导轨支撑方式；夹紧缸和拔销缸的行程都为 25m m，夹紧 力在 120008000之间可调,夹紧时间不大于 1 秒钟。依据上述题目完成下列设计任务：（1）完成该

3、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设计工作；（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）对上述液压系统中的进给液压缸进行结构设计，完成该液压缸的相关计算和部件装配图设计，并对其中的 1-2 非标准零件进 行零件图的设计；二、液压系统的设计与计算1 、进行工况分析 液压缸负载主要包括：切削阻力，惯性阻力，摩擦阻力。（1 ）、定位液压缸：设其工作压力位 R=200N2）、夹紧液压缸已知最大负载力为 R=12000N3）、工作台液压缸液压缸所受外负载 F 包括三种类型，即F= Ff Fa +FmFw 工作负载，即沿活塞运动方向的切削力，Fw=20000N ;

4、Ff 导轨摩擦阻力，分为静摩擦阻力和动摩擦阻力，本例中 选取静摩擦阻力为 0.2，动摩擦阻力为 0.1，则Ffs 切二fG=0.2 X 30000=6000NFfa 切=fG=0.1 X 30000=3000NFa运动部件速度变化时的惯性负载；Fa=GA v/ （g t） =30000X 6/（9.8 X 0.3 X 60）=1020N t为加速时间，设其为0.3 v为厶t时间内变化的速度Fm 密封圈的摩擦阻力；Fm=f FW =0.05X 20000=1000N其有效阻力按 5%有效作用力计算。设计钻镗专用机床液压系统，其工作定位夹紧动力头快进工进终点停留动力头快退工件松开、拔销等自动循环，

5、其速度和受力循环为下图：其外负载循环为工作循环外负载工作循环外负载启动、力口速F=Ffs+ Fa +Fm8020N工进F=Ffa+ FWFm24000N快进F=Ffa+ F m4000N快退F=Ffa+ Fm4000N三、拟定液压系统原理图(1) 调速回路的选择根据液压系统希望其进给速度平稳，钻孔透时不冲前，选用调速阀 的进口节流调速回路，出口加背压阀。(2) 快速回路的选择根据设计要求，快进、快退是的速度为6m/s,要尽量选用小规格的液压泵，所以选用差动连接。（3）速度换接回路的选择根据设计要求， 速度换接要平稳可靠， 另外是专业设备， 所以可采 用行程阀的速度换接回路。可方便控制系统的快进

6、，工进行程。4）由速度图可知，快进时流量不大，运动部件的重量也较小，选用 换向性能好的电液换向阀。5）油源方式的选择 考虑到该机床在工进时负载较大，速度较低。而在快进快退时负载 较小，速度较高。从节省能量、减少发热考虑，泵源系统宜选用变 量泵供油。为了保证液压安全，在泵的出口处并联一个溢流阀作为 安全阀。6）定位夹紧回路的选择 按先定位后夹紧的要求，可选择单向顺序阀的顺序动作回路。通 常夹紧缸的工作压力低于进给缸的工作， 并由同一液压泵供油， 所 以在夹紧回路中应设减压阀减压，同时还需满足：夹紧时间可调， 在进给回路压力下降时能保持夹紧力， 所以要接入节流阀调速和单 向阀保压。 换向阀可连接成

7、断电夹紧方式， 也可以采用带定位的电 磁换向阀，以免工作时突然断电而松开。（7）动作转换的控制方式选择 为了确保夹紧后才进行切削， 夹紧与进给的顺序动作应采用压力继 电器控制。液压系统原理图如下:四、确定执行元件主要参数1、液压系统的计算和选择液压元件（1）液压缸主要尺寸的确定1）工作压力P的确定。工作压力P可根据负载大小及机器的类型 来初步确定，查考液压系统设计手册，表 2-1取液压缸工作压 力位3MPa。2）计算液压缸内径D和活塞缸直径d。由工作负载循环表知其最大负载为24000N,按手册表2-2可取P2为0.5MPa,?cm为0.95,考虑到快进、快退的速度相等，取d/D=0.7。显然当

8、系统工进时收到负载力最大，此时有计算式4 240003.14x30=<105 x0.95汇 d -J""=108mm将其圆整为标准内径 D=110mm d=0.7D=0.7X 110=77mm将其圆整为标准值d=80mm按最低工进速度验算液压缸的最小稳定速度，3A>Amin = 0.05 10 cm2 二 25cm2min2式中qmin是由产品样本查得GE系列调速阀AQF3-E10B的最小稳定流量为0.05L/min。本例中调速阀是安装在回油路上，故液压缸节流腔有效工作面 积应选取液压缸有杆腔的实际面积，即A = - D2 -d2 =112 -82 cm2 =4

9、5cni44q快进q工进 q快退q夹可见上述不等式能满足，液压缸能达到所需低速。TT223=d2 快进=3.14/4 x (8X 10- ) X6=0.030m/min=30.1L/min4 2=D2 2工进=3.14/4 x0.11 x0.12=1.14 L/min4=-D2d2 快退=3.14/4X 112 - 82 x 6=26.8 L/min4：'：.2 L233= D = -0.1125 1060m /min = 14.25L/min4 廿 43) 夹紧缸的内径夹紧缸的工作压力应该要低于进给缸的工作压力， 选其为2.5MPa,回油背压力为零，？呦为0.95，夹紧缸的最大工作压

10、力为12000NF= n 4 X D)X PX ?cm4 12000D =5=80mm3.14汉25汉105 汇 0.95则其标准内径为D=80mmd=0.7D=0.7 X 80=56mm则其标准d为56mm(2) 确定液压泵的流量、压力和选择泵的规格1) 泵的工作压力的确定。考虑到正常工作中进油路有一定的压力损失，所以泵的工作压力为Pp = P1 + x p式中Pp液压泵最大工作压力；P1执行元件最大工作压；X p 进油管路中的压力损失，初算时简单系统可取0.20.5MPa,复杂系统取 0.51.5 MPa,本设计取 0.5 MPa。Pp = P1 + x p =3 0.5 MPa = 3.

11、5MPa上述计算所得的Pp是系统的静态压力，考虑到系统在各种工况的过度阶段出现的动态压力往往超过静态压力。另外考虑到一定的压力储备量，并确保 泵的寿命，因此选泵的额定压力 Pn应满足Pn - 1.25 1.6 Pp。中低压系 统取最小值，高压系统取大值。在本设计中 Pn = 1.25 Pp = 4.4MPa。2) 泵的流量确定。液压泵的最大流量应为qP - kQmax式中 qP液压泵的最大流量；qmax同时动作的各执行元件所需流量之和的最大值。kL系统泄露系数，一般取 匕=1.1 1.3,本设计取kL = 1.2。qP 兰 kL 近 qhx =1.30.1L/min =36 L/min3）选择

12、液压泵的规格。根据以上算得的Pp和qp，查找相关手册，选用YBX-25限压式变量叶片泵，该泵的基本参数为：每转排量q。= 25ml/r,泵的额定压力Pn = 6.3MPa，电动机的转速nH = 1450r/min,容积效率为v = 0.88，总效 率=0.7。4）与液压泵匹配的电动机的选定。首先分别算出快进与工进两种不同工况时的功率，取两者较大值作为选择电动机规格的依据。由于在工进时泵输出的流量减少，泵的效率急剧下降，一般当流量在0.21L/min范围内时，可取 =0.030.14同时还应注意到，为了使所选择的电动机在经过泵的流量特性曲线最大功率点时不致停转，需进行验算，即巴匹注巳（1-6）式

13、中Pn所选电动机额定功率；Pb 限压式变量泵的限压力；qP压力为Pb时，泵的输出流量。首先计算快进的功率，快进的外负载为4000N，进油路的压力损失定为0.3MPa,由式（1-4）可得Pp =4000 x 10上 +0.3 MPa = 1.10MPaH-TT汇 0.08214丿快进时所需电动机功率为P = 巴色 =1.10 30.1 KW = 0.78KWn60x0.7工进时所需电动机功率为3 5x114P =KW = 0.095KW60 汉 0.7查阅相关电动机类型标准，选用 T90S-4型电动机，其额定功率为1.1KW,额定转速为1400r/min。(3) 液压阀的选择本液压系统可采用力士

14、乐系统的阀，控制液压缸部分选用力士乐系列的阀，其夹紧部分选用叠加阀。选定的液压元件如下表1-2所示。表1-2液压兀件明细表序号元件名称方案通过流量(L/min)1滤油器XU B32 如 00322液压泵YBX-2528.83压力表开关KF3-EA10B4二位四通换向阀24EF30-E10B245二位二通换向阀22D-H10B246调速阀QF3-E6bB107减压阀JF3-E10B248三位四通换向阀34EF30-E10B609单向阀AF3-EA10B4010二位三通换向阀23EF3B-E10B3011压力继电器DP1-63B9.412调速阀AQF3-E10B6.3(4) 确定管道尺寸油管内劲尺

15、寸一般可参照选用的液压元件接口尺寸而定。综合诸因素，现取油管的内径d为14mm。参照YBX-25变量泵吸油口连接尺寸，取吸油管内 径d为25mm。(5) 液压邮箱容积的确定本设计为中低液压系统，液压油箱有效容量按泵的流量的 57倍来确定，取选用容量为160L的邮箱1. 液压缸的设计(1) 液压缸工作压力的确定液压缸工作压力主要根据液压设备的类型来确定，对不同用途的液压设备, 由于工作条件不同，通常采用的压力范围也不同。设计时，可用类比法来确 定。在本系统设计中，由于该系统属于组合机床液压系统，故液压缸工作压 力为3MPa。(2) 液压缸内径D和活塞杆直径d的确定由公式D=4F厂1 -pg1 音

16、2 又由-=0.7得D9丿jj夹紧缸：D=108mm4 240003.14X 30工 105 x 0.95汶打一仝 1 (0.7 f 】30按照液压缸内径和活塞杆直径系列取得 D=110mm d=80mm2 j23.14”c2 or2液压缸节流腔的有效工作面积A蔦D-d二WO - 80保证最小=45cm2稳定速度的最小有效面积Aminqmin- min30.05 102cm2 = 25cm2显然有效工作面积A>Amin故可以满足最小稳定速度的要求(3) 液压缸壁厚和外径的计算液压缸的壁厚由液压缸的强度条件来计算。由公式：_PyD/s； 一得：一为了保证有足够的强度将其选一个较大值，为5m

17、m故即可求出缸体的外径DD+2： =110+2 5=120mm根据无缝钢管标准选取D=120mm(4) 液压缸工作行程的确定根据执行机构实际工作的最大行程来确定， 并参照表2-6中的系列尺寸可选得进给液压缸工作行程H=400mm(5) 缸盖厚度的确定选取无孔的平底缸盖，其有效厚度t按强度要求用下面公式进行近似计算t _0.433D2t _ 0.433 1103.5 1.2575=11.50m 故取 t=35mm(6) 最小导向长度的确定对一般的液压缸，最小导向长度 H应满足以下要求H丄-D故可得夹紧20 2缸最小导向长度 H_ 400 - 110 =75mm。20 2活塞的宽度B 一般由公式B

18、=( 0.61.0)D得进给缸活塞宽度B=0.8 110=88mm；当液压缸内径 D>80mm时，活塞杆滑动支承面的长度=(0.6 1.0) d 故 =0.8 80=64mm ；(7) 缸体长度的确定一般液压缸缸体长度不应大于内径的2030倍，即缸体长度L冬110 25=2750mm根据该液压系统最大行程并考虑活塞的宽度选取L=460mm(8) 活塞杆稳定性的验算由于该进给液压缸支承长度Lb=400<13 d=13 80=1040mm故不须考虑活塞杆弯曲稳定性和进行验算。五、液压系统验算已知该液压系统中进、回油管的内劲均为14m m,各段管道的长度分别为：AB = 1.7m,AC

19、= 0.3m,AD = 1.7m,DE = 2m。选用 L-HL32 液压油，考虑到油的最低温度为15 :C时该液压油的运动粘度：=150cst =1.5cm2/s，油的密度? = 920kg/m3。1.压力损失的验算1) 工作进给时进油路压力损失。运动部件工作进给时的最大速度为34 1.14 100.12m/min,进给时的最大流量为1.14L/min，则液压油在管内流速为2 cm/min =12.35cm/s3.14 1.4管道流动雷诺系数Re!为Rei1d12.35 1.41.5=11.53Re1<2300，可见油液在管道内流态为层流，其沿程阻力系数75751= =Re1 11.5

20、3=6.50。进油管道BC的沿程压力损失7行为2 2丨 11.70.3920 0.1226 c兀 1 =6.50 汇入J*Pa =0.006 江106 Pa1.4 10d 22查得换向阀34EF30-E10B的压力损失厶p1=0.05 106 Pa忽略油液通过管接头、油路板等处的局部压力损失，刚进油路总压力损失 P1沖1=巾2 = 0.006 106 0.05 106 Pa ： 0.06 106 Pa2）工作进给时回油路的压力损失。由于选用单活塞杆液压缸，且液压缸有杆腔的工作面积为无杆腔的工作面积的二分之一，则回油管道的流量为进油管道的二分之一，则26.18cm/s2Re22d 6.18 1.

21、45.771.575互=13Re 25.77回油管道的沿程压力损失巾2 4为:p21 M =13-2920 0.062 Pa = 0.003 106 Pad 21.4 102查产品样本知换向阀23EF3B-E10B的压力损失：p2 =0.025 106Pa,换向阀22D-H10B的压力损失厶F2； =0.025 106 Pa，调速阀QF3-E6aB的压力损失：P2=0.5 106Pa。回油路总压力损失为：P2为二 P2 =二 P2 二 + 二 p2 N + 二 P2 ： +2* 二 P2 /6 6=(0.003+0.025+0.025+1.0)10 Pa =0.08 10 Pa3）变量泵出口处

22、的压力Pp为Pp =F/ cmA2 F2A1UR=*24000/ 0.95 + 44.75 汇 10債汉 0.08 汉 106:94.9A10"+ 0.06汉106 Pa = 2.76 汉 106 Pa4）快进时的压力损失。快进时液压缸为差动连接，自汇流点A至液压缸进油口C之间的管路AC中，流量为液压泵出口流量的两倍既为46L/min，AC 段管路的沿程压力损失: P11为34 60.2 1034d2JI3.14 1.42 60cm/s 二 652cm/sRe1 =1du652 1.41.5=43575Re 1=75/435=0.17l -12扎d 2= 0.1717 2900 6.

23、52 pa =0.39 106Pa1.4102同样可求得管道AB段及AD段的沿程压力损失和心和邛口为q 4 30.1 103 22 cm / s = 326cm / s4 .3.14x1.4 x60-d2nRe22dv326 1.41.5=30475 = 75Re 2304= 0.24tp1 _2= 0.240.31.4 10 工2920 3.2626Pa =0.025 10 Pa1.7920 3.266 _.：p1 j3= 0.242Pa =0.142 10 Pa1.4 10，2查产品样本知，流经各阀的局部压力损失为：34EF30-E10B 的压力损失 R=0.05 106Pa，23EF3B

24、-E10B 的压力损失6=P2_2 = 0.025 10 Pa。据分析在差动连接中，泵的出口压力pP为cm6a =1.96 10 PaPP =2 P+ 卩1_2+ .P' + .p+ 卩2/ +2 0.390.025 0.1420.050.025106快退时压力损失验算从略。上述验算表明，无需修改原设计2. 系统温升的验算在整个工作循环中，工进阶段所占的时间最长，为了简化计算，主要考虑工 进时的发热量。一般情况下，工进速度大时发热量较大，由于限压式变量泵在 流量不同时，效率相差极大，所以分别计算最大、最小时的发热量，然后加以 比较，取数值大者进行分析。当 =2cm/min 时：:.2二

25、23-4 3q = -D =0.110.02m /min=1.90 10 m /min=0.19L/min44此时泵的效率为0.4，泵的出口压力为3.2MPa则有I 3.2 汇 0.19P输入KW = 0.025 KW60 x 0.4P输入二 F = 24000-10，103KW = 0.008KW60此时的功率损失为.：p = P输入 一 p输出=0.025- 0.008 KW = 0.017KW当.=12cm/min 时，q=1.14Lmin,总效率 =0.7，则3 21 14 P输入二4 KW = 0.087 KW60 0.712P 输入二 F. = 2400010，10 "KW = 0.048KW60P = P输入-P输出二 0.087 0.048 KW = 0.0 3 9 K W可见在工进速度高时，功率损失为 0.22KW，发热量最大。假设系统的散