液压与气压传动课程设计说明书

1、 液 压 与 气 压 传 动 课题：液压与气压传动课程设计 班级：13 机 设 一 班 姓名：李 特 学号：1 3 1 0 1 0 0 5 1 0 液压设计任务说明：一、设计的主要技术参数 主要研究卧式钻孔组合机床的液压系统，加工对象为变速箱体孔，加工动作循环为：动力滑台快速趋进工件>工进I>工进II>加工结束快退>原位停止。 液压系统的原始数据： 工进I时的轴向阻力为 F1=16500N，速度为（80-100）mm/min；工进 II时轴向阻力为 F2=9000N，速度为（30-50）mm/min；快进、快退速度

2、60;为 3.0m/min，加减速时间为 0.2s；滑台运动部件质量为 560Kg，全行程为 305mm（快进为 200mm，工进I为 100mm，工进II为 5mm）。滑台导轨采 用平导轨，静摩擦系数为 0.2，动摩擦系数为 0.1，要求工作性能可靠、 平稳，液压缸效率取值 0.9。夹紧时间为0.5s，夹紧行程为40mm，夹紧力为2000N并要求可调，工作环境温度为25°。二、设计任务1、液压传动系统方案的对比、选择和工况分析，液压传动系统原理图的拟定，完善。2、

3、液压元件(包括液压辅助装置）的计算或设计。3、液压系统性能验算。4、液压系统工作原理图的绘制。5、液压部件装配图的绘制。6、液压说明书的编写。三、设计要求1、图形符号符合GB786.1-93的液压原理图一张。2.符合国家制图标准并满足题目要求的液压缸装配图一张。3、设计说明书一份。 课程设计任务书引 言6第1章 明确液压系统的设计要求7第2章 负载与运动分析72.1工作负载FW82.2阻力负载82.3惯性负载8第3章 负载图和速度图的绘制9第4章 确定液压系统主要参数114.1确定液压缸工作压力114.2计算液压缸主要结构参数12第5章 液压系统方案设计155.1选用执行元件155.2速度控制

4、回路的选择155.3选择快速运动和换向回路165.4速度换接回路的选择175.5组成液压系统原理图185.5系统图的原理185.5.1夹紧195.5.2快进205.5.3工进205.5.4工进205.5.5快退20 5.5.6工件松夹.21第6章 液压元件的选择216.1确定液压泵216.1.1计算液压泵的最大工作压力216.1.2计算总流量226.2确定其它元件及辅件226.2.1确定阀类元件及辅件226.2.2确定油管24第7章 液压系统性能验算257.1压力损失的验算及泵压力的调整257.1.1工进时的压力损失验算和小流量泵压力的调整257.1.2快退时压力损失验算及大流量泵卸载压力的调

5、整267.1.4沿程压力损失267.1.5局部压力损失277.2发热温升验算29设计小结30参考文献31引 言 液压系统已经在各个部门得到越来越广泛的应用，而且越先进的设备，其应用液压系统的部门就越多。 液压传动是用液体作为来传递能量的，液压传动有以下优点：易于获得较大的力或力矩，功率重量比大，易于实现往复运动，易于实现较大范围的无级变速，传递运动平稳，可实现快速而且无冲击，与机械传动相比易于布局和操纵，易于防止过载事故，自动润滑、元件寿命较长，易于实现标准化、系列化。液压传动的基本目的就是用液压介质来传递能量，而液压介质的能量是由其所具有的压力及力流量来表现的。而所有的基本回路的作用就是控制

6、液压介质的压力和流量，因此液压基本回路的作用就是三个方面：控制压力、控制流量的大小、控制流动的方向。所以基本回路可以按照这三方面的作用而分成三大类：压力控制回路、流量控制回路、方向控制回路。 第1章 明确液压系统的设计要求 主要研究卧式钻孔组合机床的液压系统，加工对象为变速箱体孔，加工动作循环为：动力滑台快速趋进工件>工进I>工进II>加工结束快退>原位停止。 液压系统的原始数据： 工进I时的轴向阻力为F1=16500N，速度为（80-100）mm/min；工进 II时轴向阻力为F2=9000N，速度为（30-50）mm/min；快进、快退

7、速度为3.0m/min，加减速时间为 0.2s；滑台运动部件质量为 560Kg，全行程为 305mm（快进为 200mm，工进I为 100mm，工进II为 5mm）。滑台导轨采 用平导轨，静摩擦系数为 0.2，动摩擦系数为 0.1，要求工作性能可靠、平稳，液压缸效率取值0.9。夹紧时间为0.5s，夹紧行程为40mm，夹紧力为2000N并要求可调，工作环境温度为25°。第2章 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

8、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。2.1工作负载FW工作负载是在工作过程中由于机器特定的工作情况而产生的负载，对于金属切削机床液压系统来说，沿液压缸轴线方向的切削力即为工作负载，即Ft1=16500N Ft2=9000N2.2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=0.2*560*9.8=1097.6N 动摩擦阻力=0.1*56

9、0*9.8=548.8N2.3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。已知启动换向时间为0.05s，工作台最大移动速度，即快进、快退速度为3.0m/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 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1097.61219.56加速712.1791.22快进548.8609.78工进I17048.81

10、8943.11工进9548.810609.78反向启动1097.61219.56加速712.1791.22快退548.8609.78制动385.5446.48第3章 负载图和速度图的绘制 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-l）和速度图（V-l）如图 快 进 工 进 工 进 快 退 图1.1 循 环 图 1F/NL/mm1219.56609.7818943.1110609.78609.78 图1.2 负 载 图300050L/mm V/m.min-13000100 图1.3 速 度 图第4章 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

11、在最大负载约为17100 N时宜取3MP。表2按负载选择工作压力负载/ KN<5510102020303050>50工作压力/MPa< 0.811.522.53344554.2计算液压缸主要结构参数由于工作进给速度与快速运动速度差别较大，且快进、快退速度要求相等，从降低总流量需求考虑，应确定采用单杆双作用液压缸的差动连接方式。通常利用差动液压缸活塞杆较粗、可以在活塞杆中设置通油孔的有利条件，最好采用活塞杆固定，而液压缸缸体随滑台运动的常用典型安装形式。这种情况下，应把液压缸设计成无杆腔工作面积是有杆腔工作面积两倍的形式，即活塞杆直径d与缸筒直径D呈d = 0.707D的关系。

12、 工进过程中，当孔被钻通时，由于负载突然消失，液压缸有可能会发生前冲的现象，因此液压缸的回油腔应设置一定的背压(通过设置背压阀的方式)，选取此背压值为p2=0.8MPa。快进时液压缸虽然作差动连接（即有杆腔与无杆腔均与液压泵的来油连接），但连接管路中不可避免地存在着压降，且有杆腔的压力必须大于无杆腔，估算时取0.5MPa。快退时回油腔中也是有背压的，这时选取被压值=0.6MPa。 工进时液压缸的推力计算公式为， 式中：F 负载力 hm液压缸机械效率 A1液压缸无杆腔的有效作用面积 A2液压缸有杆腔的有效作用面积 p1液压缸无杆腔压力 p2液压有无杆腔压力 因此，根据已知参数，液压缸无杆腔的有效

13、作用面积可计算为 液压缸缸筒直径为 由于有前述差动液压缸缸筒和活塞杆直径之间的关系，d = 0.707D，因此活塞杆直径为d=0.707×9.63=6.81cm，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=100mm，活塞杆直径为d=70mm。此时液压缸两腔的实际有效面积分别为：工作台在快进过程中，液压缸采用差动连接，此时系统所需要的流量为工作台在快退过程中所需要的流量为工作台在工进过程中所需要的流量为q工进 =A1×v1=0.7854L/min根据上述液压缸直径及流量计算结果，进一步计算液压缸在各个工作阶段中的

14、压力、流量和功率值如下计算液压缸各工作阶段的工作压力、流量和功率设快进、快退时，进油腔与回油腔之间压力差p=0.5MPa,工进回油腔背压p2=0.8MPa。表3 各工况下的主要参数值工况推力F/N回油腔压力P2/MPa进油腔压力P1/MPa输入流量q/L.min-1输入功率P/Kw计算公式快进启动1219.5600.837加速791.221.2260.726恒速609.781.1790.67911.540.131工进18943.110.82.8200.7850.037 工进10609.780.81.7590.3930.012快退启动1219.5600.304 P= p1q加速791.220.6

15、1.374恒速609.780.61.32912.0180.2664.3确定定位夹紧液压缸结构尺寸及流量 定位夹紧力设计计算： 根据课程设计题目可知，F夹=2000N； 按照负载确定执行元件的压力，取P夹=1MPa； 所以有d=0.707D=35.68mm 对其取标准值得D=50mm，d=36mm； 夹紧缸和定位缸实际有效面积为: ,; 根据题目要求，夹紧行程为40mm，夹紧时间为0.5s，夹紧运动速度为： V夹=s/t=0.04/5=008s， Q夹=V夹*A1=0.08*50*19.625=9.42L/min。 第5章 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

16、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，成本低，节约能源，工作可靠。5.1选用执行元件 因系统运动循环要求正向快进和工进，反向快退，且快进，快退速度相等，因此选用单活塞杆液压缸，快进时差动连接，无杆腔面积A1等于有杆腔面积A2的两倍。5.2速度控制回路的选择工况图表明，所设计组合机床液压系统在整个工作循环过程中所需要的功率较小，系统的效率和发热问题并不突出，因此考虑采用节流调速回路即可。虽然节流调速回路效率低，但适合于小功率场合，而且结构简单、

17、成本低。该机床的进给运动要求有较好的低速稳定性和速度-负载特性，因此有三种速度控制方案可以选择，即进口节流调速、出口节流调速、限压式变量泵加调速阀的容积节流调速。钻镗加工属于连续切削加工，加工过程中切削力变化不大，因此钻削过程中负载变化不大，采用节流阀的节流调速回路即可。但由于在钻头钻入铸件表面及孔被钻通时的瞬间，存在负载突变的可能，因此考虑在工作进给过程中采用具有压差补偿的进口调速阀的调速方式，且在回油路上设置背压阀。由于选定了节流调速方案，所以油路采用开式循环回路，以提高散热效率，防止油液温升过高。从工况图中可以清楚地看到，在这个液压系统的工作循环内，液压要求油源交替地提供低压大流量和高压

18、小流量的油液。而快进快退所需的时间和工进所需的时间分别为亦即是=6.535因此从提高系统效率、节省能量角度来看，如果选用单个定量泵作为整个系统的油源，液压系统会长时间处于大流量溢流状态，从而造成能量的大量损失，这样的设计显然是不合理的。如果采用一个大流量定量泵和一个小流量定量泵双泵串联的供油方式，由双联泵组成的油源在工进和快进过程中所输出的流量是不同的，此时液压系统在整个工作循环过程中所需要消耗的功率估大，除采用双联泵作为油源外，也可选用限压式变量泵作油源。但限压式变量泵结构复杂、成本高，且流量突变时液压冲击较大，工作平稳性差，最后确定选用双联液压泵供油方案，有利于降低能耗和生产成本，如图3所

19、示。图3 双泵供油油源5.3选择快速运动和换向回路 根据本设计的运动方式和要求，采用差动连接与双泵供油两种快速运动回路来实现快速运动。即快进时，由大小泵同时供油，液压缸实现差动连接。 本设计采用二位二通电磁阀的速度换接回路，控制由快进转为工进。与采用行程阀相比，电磁阀可直接安装在液压站上，由工作台的行程开关控制，管路较简单，行程大小也容易调整，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。5.4速度换接回路的选择所设计多轴钻床液压系统对换向平稳性的要求不高，流量不大，压力不高，所以选用价格较低的电磁换向阀控制换向回路即可。为便于实现差动连接，选用三位五通电

20、磁换向阀。为了调整方便和便于增设液压夹紧支路，应考虑选用Y型中位机能。由前述计算可知，当工作台从快进转为工进时，进入液压缸的流量由11.54L/min降为0.785 L/min，可选二位二通行程换向阀来进行速度换接，以减少速度换接过程中的液压冲击，选用双作用叶片泵双泵供油，调速阀进油节流阀调速的开式回路，溢流阀做定压阀。为了换速以及液压缸快退时运动的平稳性，回油路上设置背压阀，初定背压值Pb=0.8MPa。 a.换向回路 b.速度换接回路图4 换向和速度切换回路的选择5.5组成液压系统原理图选定调速方案和液压基本回路后，再增添一些必要的元件和配置一些辅助性油路，如控制油路、润滑油路、测压油路等

21、，并对回路进行归并和整理，就可将液压回路合成为液压系统，即组成如图5所示的液压系统图。 图 5 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察各压力。要实现系统的动作，即要求实现的动作顺序为：启动加速快进工进工进快退停止。则可得出液压系统中各电磁铁的动作顺序如表5所示。表中“+”号表示电磁铁通电或行程阀压下；“”号表示电磁铁断电或行程阀复位。表4 电磁铁的动作顺序表1YA2YA3YA4YA行程阀快进+-+-工进+-+工进+-+快退-+-+5.5系统图的原理5.5.1夹紧 （1）先定位：压力油 单向阀2 减压阀13

22、 顺序阀14 电磁阀15 定位缸无杆腔20；（2) 再夹紧： 工作定位后，压力油升高到单向顺序阀的压力，单向顺序阀开启，压力油 单向顺序阀 夹紧缸无杆腔19； 回油：夹紧缸19有杆腔 电磁阀 油箱。5.5.2快进：1YA通电，电液换向阀左位工作进油路：大泵 单向阀2 换向阀 行程阀10 主缸的有杆腔回油路：液压缸右腔换向阀单向阀5行程阀10主缸有杆腔，以此形成差动连接。5.5.3工进行程阀通电，切断差动油路快进行程到位，挡铁压下行程阀10，快进转工进，液压系统升高到溢流阀的压力，进油路高压切断单向阀5的供油路，压力油升高到溢流阀的压力，大泵卸荷。进油路：大泵换向阀 调速阀7 电磁换向阀4 主缸

23、有杆腔。回油路：主缸无杆腔 换向阀 顺序阀4 背压阀3 油箱。5.5.4工进 3YA通电，大泵卸荷；进油路：小泵 换向阀调速阀7调速阀8 液压缸有杆腔。回油路：液压缸无杆腔换向阀顺序阀4 背压阀3油箱。5.5.5快退2YA通电，工进结束，液压缸碰上挡铁，压力升高到继电器的调定压力，压力继电器发出信号，2YA通电，1YA,3YA断电；进油路：大泵 单向阀2 换向阀 液压缸无杆腔；回油路：液压缸有杆腔 左侧单向阀 换向阀 油箱。5.5.6工件松夹4YA断电主油路：压力油减压阀13顺序阀14定位和夹紧缸的有杆腔顺序阀油箱。当滑台退回到原位时，挡块压下原位行程开关，发出信号，使2YA断电，换向阀处于中

24、位，液压两腔油路封闭，滑台停止运动。这时液压泵输出的油液经换向2直接回油箱，泵在低压下卸荷。第6章 液压元件的选择6.1确定液压泵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。6.1.1计算液压泵的最大工作压力 由于本设计采用双泵供油方式，根据液压系统的工况图，大流量液压泵只需在快进和快退阶段向液压缸供油，因此大流量泵工作压力较低。小流量液压泵在快速运动和工进时都向液压缸供油，而液压缸在工进时工作压力最大，因此对大流量液压泵和小流量液压泵的工作压力分别进行计算。 根据液压泵的最大工作压力计算方法，液压泵的最大工作压力可表示

25、为液压缸最大工作压力与液压泵到液压缸之间压力损失之和。 对于调速阀进口节流调速回路，选取进油路上的总压力损失，同时考虑到压力继电器的可靠动作要求压力继电器动作压力与最大工作压力的压差为0.5MPa，则小流量泵的最高工作压力可估算为大流量泵只在快进和快退时向液压缸供油，图4表明，快退时液压缸中的工作压力比快进时大，如取进油路上的压力损失为0.5MPa，则大流量泵的最高工作压力为：6.1.2计算总流量 表3表明，在整个工作循环过程中，液压油源应向液压缸提供的最大流量出现在快进工作阶段，为12.018L/min，若整个回路中总的泄漏量按液压缸输入流量的10%计算，则液压油源所需提供的总流量为： 工作

26、进给时，液压缸所需流量约为0.785 L/min，但由于要考虑溢流阀的最小稳定溢流量3 L/min，故小流量泵的供油量最少应为3.785L/min。 据据以上液压油源最大工作压力和总流量的计算数值，因此选取YB1-4/10型双联叶片泵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1.874MPa、流量为13.22L/min。取泵的总效率，则液压泵驱动最大功率为2.2KW，额定转速为1450r/min，其大泵和小泵的排量分别为10ml/r和4ml/r，若取液压泵容积效率为0.9，则当泵的转速n=1450r/min时，液压泵的实际输出流量为：能满足液压系统要求流量。则液压泵驱动电动机所需的功

27、率为：根据上述功率计算数据，此系统选取J02-32-6型电动机，其额定功率，额定转速。故。6.2确定其它元件及辅件6.2.1确定阀类元件及辅件根据系统的最高工作压力和通过各阀类元件及辅件的实际流量，查阅产品样本，选出的阀类元件和辅件规格如表6所列。表6 液压元件规格及型号序号元件名称通过的最大流量q/L/min规格型号额定流量qn/L/min额定压力Pn/MPa额定压降Pn/MPa1双联叶片泵YB1-4/1018.2716/142三位五通电液换向阀16AF3256.3< 0.53行程阀1622C-63（B）256.3< 0.34调速阀<1FBF3-6B140.56.35单向阀

28、16I-63（B）256.30.26单向阀16 256.30.27液控顺序阀16XY-63（B）250.36.30.38背压阀0.3FBF3-6B256.39溢流阀16Y-63（B）256.310单向阀16FBF3-6B256.3< 0.0211滤油器22wu-63×10025< 0.0212压力表开关KF3-E3B 3测点1613单向阀16FBF3-6B256.30.214压力继电器DP1-63（B）0*注：此为电动机额定转速为1450r/min时的流量。6.2.2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，

29、与原定数值不同，重新计算的结果如表7所列。 表7 校正后输入输出流量输入流量（l/min）排出流量（l/min）运动速度（m/min） 快 进 工 进 0.785 工 进 0.393 快 退 根据表中数值，当油液在压力管中流速取3m/s时，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18mm；取标准值15mm。因此与液压缸相连的两根油管都按 GB/T23512005 选用内径15mm，外径18mm 的 冷拔无缝钢管。如果液压缸采用缸筒固定式，则两根连接管采用无缝钢管连接在液压缸缸筒上即可。如果液压缸采用活塞杆固定式，则与液压缸相连的两根油管

30、可以采用无缝钢管连接在液压缸活塞杆上或采用高压软管连接在缸筒上。6.2.3油箱油箱容积估算，取经验数据=7，故其容积为： V=7*21L=147L 按照 GB/T79381999 规定，取最靠近的标准值 V=160L。第7章 液压系统性能验算 7.1压力损失的验算及泵压力的调整7.1.1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，因此流速很小，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。这是进油路上仅考虑调速阀的压力损失，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加上进油路压差则

31、即小流量泵的溢流阀12应按此压力调整。7.1.2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为，油管直径，通过的流量为进油路，回油路。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，油的密度，液压系统元件采用集成块似的配置形式。7.1.3确定油流的流动状态 按1式（1-30）经单位换算为 式中 平均流速（）； 油管内径（）； 油的运动粘度（）； 通过的流量（）。 则进油路中液流的雷诺数为

32、 回油路中液流的雷诺数为 由上可知，进回油路的流动都是层流。7.1.4沿程压力损失 由1式（1-37）可算出进油路和回油路的压力损失。 在进油路上，流速则压力损失为 在回油路上，流速为进油路流速的两倍即，则压力损失为7.1.5局部压力损失由于采用集成块式的液压装置，所以只考虑阀类元件和集成块内油路的压力损失。通过各阀的局部压力损失按1式（1-39）计算，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实际通过的流量额定压力损失实际压力损失单向阀2251621.025三位五通电磁阀32516/1840.325/1.2875二位二通电磁阀4251641.2875单向阀11251620.575注：快退时经过三位五通阀的