液压气动课程设计

A1=ΠD2/4=95×10-4m2,
A2=44.77
确定液压缸的结构尺寸后，就可以计算各工作阶段中压力、流量和功率，列表如下：
工况
负载N
进油腔压力P1/MPa
回油腔压力P2
输入流量
输入功率
KW
计算式
快
进
差动
启动
2491.74
0.52
0
-
-
P1=(F/ηm+A2△P)/(A1-A2)
Q=(A1-A2)*V1
高压小流量泵工作压力PP1=4.87 MPa，流量Q1为6.7L/MIN,因此总输入功率为
PP=（PP1Q1+ΔP Q2）/ηP
=（4.87×106×6.7/60×10-3+0.037×106×22/60×10-3）/0.75×103
P1A1=(P2A2+FL)／ηm，A1=2A2
ηm为液压缸效率，根据已知为0.95
所以A1= FL／ηm(P1-P2/2)=96.57×10-4m2
D=
d=0.707D=0.0784m
按照GB2348-30圆整取近似标准值
D=0.11M=110mm，d=0.0784m=80mm
液压缸的实际有效面积为
ΣΔPv1=[0.2×(22/63)2+0.5×(28.8/80)2]=0.024+0.0648=0.089 MPa
回油路总压力损失为
ΣΔPv2=[0.2×（61.11/80）2+0.5×（61.11/80）2+0.2×（61.11/63）2]
=0.116+0.291+0.188=0.595 MPa
PY>P1+ΣΔP1+ΔPe=[3.87+0.5×（1.14/80）2+0.5+0.5]
=4.87 MPa
3）快退
快退时，进油路通过单向阀10的流量为22 L/MIN，通过换向阀2的流量为28.8 L/MIN，回油路上通过单向阀5，换向阀2和单向阀3的流量相同，均为61.11 L/MIN，回油路上总压力损失为
=0.024+0.0648+0.224=0.31MPa
ΔPN------阀的额定压力损失
Q0------阀的实际过流量
QN------阀的额定流量
回油路上液压缸有杆腔的油液通过电液换向阀2和单向阀6的流量均为25.68L/MIN，然后与液压泵供油汇合，通过行程阀进入无杆腔，据此可以推断出有杆腔与无杆腔之压力差
1、滑台工进时液压缸的进、回油路互相接通，不能实现工进，应该在换向回路中串联单向阀a，将进、回油路隔断。
2、为实现液压缸的差动连接，应在回油路上串接一个液控顺序阀b，阻止油液流回油箱。
3、滑台工进后应能够自动转为快退，必须在调速阀出口处接压力继电器d
4、为阻止空气进入液压系统，应在回油箱的油路上接一单向阀c
序
号
元件名称
估计流量
额定流量
额定压力
额定压降
型号、规格
1
双联叶片泵
34.7
16
PVR12-8/26
2
三位五通电磁阀
60
80
16
〈0.5
35DYF3Y-E10B
3
行程阀
50
63
16
〈0.3
AXQF-E10B
(单向行程调速阀)
Qmax=100L/min
4
调速阀
0.5
0.07-50
16
5
单向阀
60
63
16
设计计算说明书
1、负载分析：
1）、切削负荷，FL=31000N，已知，
2）、摩擦负载：静摩擦负载：
Ffa=mg×fa=1270×9.81×0.2=2491.74N
动摩擦负载：Ffd=mg×fd=1270×9.81×0.1=1245.87N
根据上述计算结果可以得到各工作阶段的液压缸负载，如下表所示：
工况
1）快进
快进时液压缸差动联接，可知进油路上有单向阀10，其通过流量为22L/MIN,电液换向阀2，其流量为28.8L/MIN，由于此时液压缸为差动联接，故通过行程阀3的流量为54.5L/MIN，其油路总损失为
ΣΔPV=[ΔPN1（Q0/QN）2+ΔPN2（Q0/QN）2+ΔPN3（Q0/QN）2]
=[0.2×（22/63）2+0.5×（28.8/80）2+0.3×（54.5/63）2]
QP=1.05×26.76=28.1L/min
溢流阀的最小稳定流量为3L/min，工进时的液压缸流量为1.14L/min,，因此高压小流量泵的流量应为4.14L/min
根据以上的压力和流量数值查产品样本，选定双联叶片泵的型号为
PVR12-8/26
该液压泵的排量为分别8ml/r和26ml/r，当液压泵的转速nn=940r/min时，泵的理论流量为31.96L/min,取液压泵的容积效率η0=0.9，则泵的实际流量为QP=31.96×0.9=28.8L/min
P=P1*Q
加速
1817.37
1.60
0.6
恒速
1245.87
1.48
0.6
0.427
0.62
根据计算结果可画出工况图如下：
3、拟定基本回路：
从设计要求的工况可知，该液压系统具有快速运动，换向，速度换接和调压、卸荷等回路。为尽可能提高系统效率，可以选择变量液压泵或双泵供油回路，本次设计选用双泵供油的油源。
ΔP=P1-P2=[0.5×(25.68/80)2+0.2×(25.68/63)2+0.3×(54.5/63)2
=0.051+0.033+0.224=0.31MPa
2)工进
工进时，进油路上电液换向阀2的流量为1.14L/MIN，调速阀4的压力损失为0.5 MPa，回油路上通过换向阀2的流量为0.54 L/MIN，背压阀的压力损失为0.6 MPa，顺序阀的流量为0.54+22=22.54 L/MIN，折算到油路的总损失为
5、将顺序阀b与背压阀的位置对调，将顺序阀与油源处的卸荷阀合并，省去一个元件。综合整理后得到图2所示的液压系统。
图(2)
三、选择液压元件
（1）液压泵和驱动电机
液压缸的最高工作压力为3.87Mpa，取进油路的压力损失为0.8MPa，压力继电器的动作压力比系统最大工作压力高0. 5MPa，据此可知高压小流量泵的最大工作压力为：
6、调试维护说明书------------------ ----- 12
7、液压缸的设计与计算----------------------14
设计题目：
设计一台单面多轴专用组合钻床，钻削动力部件的水平运动采用液压传动。工作循环是：“快速进给—工作进给—快速退回—原位停止“。已知数据如下：最大钻削进给抗力FL=31000N,动力滑台总质量m=1270Kg，工进行程S2=150mm，快速进给行程S3=300mm，快速进给、快退速度V1=90mm/s，工进速度v2不大于2mm/s。升速和降速时间在0.2s之内，滑台采用平导轨，滑台运动的静摩擦系数fa=0.2，动摩擦系数fd=0.1.执行元件用液压缸，液压缸固定，液压缸机械效率取0.95，试设计液压系统。
负载组成
负载值（N）
启动
F=Fn×fa
2491.74
加速
F= Fn×fd+m v/ t
1817.37
快进
F= Fn×fd
1245.87
工进
F= Fn×fd+ FL
32245.87
快退
F= Fn×fd
1245.87
根据表中数据可画出系统负载图：
根据已知条件可画出系统速度图如下：
确定液压缸的主要参数
参照同类机床选液压系统的工作压力P1=4Mpa，动力滑台要求快进、快退速度相等，选用单杆液压缸，快进时采用差动连接，此时液压缸无杆腔面积A1与有杆腔面积A2之比为2，即活塞杆直径d与活塞直径D有d=0.707D的关系，为防止空钻通后滑台产生前冲的现象，液压缸的回油油路应有背压压力P2，暂时选取P2=0.6Mpa，从负载循环图上可知，工进时有最大负载，按此负载要求设计液压缸尺寸。根据活塞力平衡关系可知：
查液压缸工况图可知，液压缸快退时所需功率最大，液压缸的工作压力为2 MPa，流量为28.8L/min。则电动机功率为
P=PPQP/ηp=2×28.8/60×0.75=1.28KW，查电机手册选用Y100L-2型电动机。
（2）阀类元件和辅助元件
阀类元件和辅助元件按其在油路中的最大压力和元件的实际流量，选出元件的规格型号见下表：
V2= Q1/A1
=0.12
V3= Q1/ A2
=6.43
(4)油箱
油箱的容积按液压泵的流量计算，取ξ=7
V=ξQP=7×28.8=201.6
按GB2876-81规定，就近选标准值，V=250L
四、液压系统的性能验算
（1）液压系统的压力损失估算
由于本设计不涉及管路布置，因此只对阀类元件的压力损失进行估算。
则快退阶段的液压泵的工作压力PP为
PP=P1+ΣΔPv1=1.48+0.089=1.569 MPa
此值即为卸荷顺序阀的压力调定值。
（2）温升验算
已工进时的消耗功率计算温升。
工进时液压缸的有效功率为
Pe=Fv2=32245.87×0.12/（103×60）=0.064kw
双泵供油在工进时，两泵的输出功率应分别计算。低压大流量泵的输出功率：P1=PP2×QP2,此时大流量泵的压力为卸荷阀的调定压力，其值为：ΔP=0.3×（22/63）2=0.037 MPa，则PP2=ΔP。
P=P1*Q
加速
1817.37