液压系统课程设计

城市学院

课程设计报告

课程名称液压与气压传动

题目组合机床液压系统设计院系机电技术

专业机电一体化

班级09级机电一班

姓名潘金义

指导教师邓凯

2011年5月26日

课程设计要求

1. 学生按时到课程设计指定地点签到，遵守课程设计纪律。在设计过程中必须严肃认真，刻苦钻研，一丝不苟，精益求精。

2. 学生应在教师指导下独立完成课程设计任务。指导教师按设计进度进行分时段验收学生完成的阶段任务。学生必须发挥主观能动性，积极思考问题，而不应被动地依赖教师查资料、给数据、定方案。

3. 学生按设计进程要求保质保量的完成设计任务，按时提交课程设计说明书及工作图纸。

课程设计评分标准

1.是否严格遵守课程设计纪律，按照规定时间完成设计任务(占30%)。

2.课程设计报告书质量(占40%)。

(1)是否采用了良好的设计方法，独立完成课程设计。

(2)课程设计各分段的任务是否按时完成及完成的质量。

(3)是否完成课程设计任务书指定的全部要求。

3.课程设计报告书的撰写规范(占30%)。

课程设计评分表

液压与气压传动课程设计任务书

目录

1．液压系统设计.................................................................................... 错误！未定义书签。

1.1 工况分析 (4)

1.2 拟订液压系统原理图 (5)

2.2.1确定供油方式 (5)

2.2.2调速方式的选择 (5)

2.2.3速度换接方式的选择 (6)

2.2.4夹紧回路的选择 (6)

1.3 液压系统的计算和选择液压元件 (7)

1.3.1 液压缸的主要尺寸计算 (7)

1.3.2 确定液压泵的流量、压力和选择泵的规格 (8)

1.3.3液压阀的选择 (11)

1.3.4确定管道尺寸 (11)

1.3.5液压油箱容积的确定 (12)

1.4．液压系统的验算 (12)

1.4.1压力损失的验算（省略） (12)

1.4.2系统温升的验算 (12)

2. 液压缸设计 (13)

2.1 液压缸主要尺寸的确定 (13)

2.1.1 液压缸工作压力的确定 (13)

2.1.2 液压缸内径D和活塞杆直径d的确定 (13)

2.1.3液压缸的壁厚和外径 (13)

2.1.4液压缸的工作行程 (14)

2.1.5最小导向长度的确定 (14)

2.1.6缸体长度的确定 (15)

2.2 液压缸的结构设计 (15)

2.2.1缸体与缸盖的连接形式 (15)

2.2.2活塞杆与活塞的连接结构 (15)

2.2.3活塞杆导向部分的结构 (15)

2.2.4 密封 (16)

2.2.5 液压缸与外部设备连接 (16)

2.2.6 主要连接强度计算 (16)

2.3 液压缸主要零件的材料和技术要求 (17)

3. 总结 (18)

4．参考资料 (19)

1.液压系统设计

1.1 工况分析

根据已知条件，绘制运动部件的速度循环图，如图1-1所示。 根据已知条件，计算各阶段的外负载并绘制负载图。 液压缸所受外负载F 包括三种类型，即

F = F L + F f + F a (1-1) 式中 F L ——工作负载，对于金属切削机床来说，即沿活塞运动方向的切削力，在本

实验中F L 为18750N ；

F a ——运动部件速度变化时的惯性负载；

F f ——导轨摩擦阻力负载，启动时为静摩擦阻力，启动后为动摩擦阻力，对于

平导轨F f 可由下式求得

F f = f （G+F Rn ）；

G ——运动部件重力，在本实验中G=1000×9.8N=9800N ； F Rn ——垂直于导轨的工作负载；

f ——导轨摩擦系数，通常静摩擦系数为0.2，动摩擦系数为0.1。则求得 F fs = 0.2×9800N=1960N F fa = 0.1×9800N=980N 上式中F fs 为静摩擦阻力，F fa 为动摩擦阻力。

F a =

g G t

v

?? 式中 ?t —— 加速或减速时间，根据设计任务书：?t =0.11s ；

?v ——?t 时间内的速度变化量。

F a =

8.99800×60

11.06

.4?N=697N 根据上述计算结果，列出各工作阶段所受的外负载（见表1-1），并画出如图1-2所示的负载循环图。根据已知条件，绘制运动部件的速度循环图，如图1-1所示。然后计算各阶段的外负载并绘制负载图。

表1-1 工作循环各阶段的外负载

图1-1速度循环图图1-2负载循环图

1.2 拟订液压系统原理图

1.2.1确定供油方式

考虑到该机床在工作进给时负载较大，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，泵源系统宜选用双泵供油或液压泵供油。现采用带有压力反馈的限压式变量叶片泵。

1.2.2调速方式的选择

在中小型专用机床的液压系统中，进给速度的控制一般采用节流阀或调速阀。根据镗削类机床工作时对低速性能和速度负载特性都有一定要求的特点，决定采用限压式变量泵和调速阀组成的容积节流调速。这种节流调速回路具有效率高、发热小和速度刚性好的特点，并且调速阀装在回油路上，具有承受切削力的能力。

1.2.3速度换接方式的选择

本系统采用电磁阀的快慢速换接回路，它的特点是结构简单、调节行程比较方便，阀的安装也比较容易，但速度换接的平稳性较差。若要提高系统的换接平稳性，则可改用行程阀切换的速度换接回路。

1.2.4夹紧回路的选择

用两位四通电磁阀来控制夹紧、松开换向动作时，为了避免工作时突然失电而松开，应采用失电夹紧方式。考虑到夹紧时间可调节和当进油路压力瞬时下降时仍然保持夹紧力，所以接入节流阀调速和单向阀保压。在该回路中还装有减压阀，用来调节夹紧力的大小和保持夹紧力的稳定。

最后把所选择的液压回路组合起来，即可组合成图1-3所示的液压系统原理图。

图1—3 液压系统原理图

1.3 液压系统的计算和选择液压元件

1.3.1 液压缸的主要尺寸计算

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，参考表2-1，取液压工作压力为5MPa 。

2. 计算液压缸内径D 和活塞杆直径d 。

由负载图知：最大负载F =19730N ，按表2-2可取p 2为0.5MPa ，考虑到快进、快退速度相等，取d/D=0.7；ηm =0.95，将上述数据代入式（2-3）可得

D=

??

?

????

????????????

??

??--2

121114D d p p p F

cm ηπ

=

()[]

?

?

?

???--????267.01505195.010514.3197304

=7.5×10-2 m

根据表2-4，将液压缸内径圆整为标准系列直径D =80mm ；活塞杆直径d ，按d/D=0.7及表2-5活塞杆直径系列取d =56mm 。

按工作要求夹紧力由两个夹紧缸提供，考虑到夹紧力的稳定，夹紧缸的工作压力应低于进给液压缸的工作压力，现取夹紧缸的工作压力为2.5Mpa ，回油背压为零，ηm =0.95，则按公式可求得

D=

95

.0105.214.31200046

????m=8.0×10-2

m 根据表2-4及表2-5液压缸与活塞的尺系列，取夹紧液压缸的D 和d 分别为80mm 及56mm 。

按最低工进速度验算液压缸的最小稳定速度，由公式可得

A ＞min min v q =10

1005.03

?cm 2 =5 cm 2

式中q min 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 。

本设计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=

4π（D 2－d 2）=4

π

×(82－5.62)cm 2 =26 cm 2

可见上述不等式能满足，液压缸能达到所需的低速。

3.计算在各工作阶段液压缸所需的流量 q 快进=

4

πd 2

v 快进=min /6.4)106.5(4322m ???-π

=12.3×10.3-m 3/min =12.3 L/min

q 工进1=

4

πD 2

v 工进=min /18.1)108(4322m ???-π

= 5.9×10-3m 3/min ＝5.9L/min

q 快退=

4

π

（D 2-d 2）v 快退=min /6.4)056.008.0(4322m ?-?π

= 11.2×10-3m 3/min=11.2 L /min

q 夹=

4

πD 2

夹v 夹=min /60104.122)108(43322m ???

??--π =4.74×10-3m3/min=4.74 L /min 1.3.2 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管路有一定的压力损失，所以泵的工作压力为 p p =p 1 +∑?p (1-2) 式中 p p ——液压泵最大工作压力； p 1——执行元件最大工作压力；

∑?p ——进油管路中的压力损失，初算时简单系统可取0.2~0.5MPa ，复杂系统

取0.5~1.5 MPa ，本题取0.5MPa 。

p p = p 1 +∑?p =（5+0.5）MPa=5.5 MPa

上述计算所得的p p 是系统的静态压力，考虑到系统在各种工况的过渡阶段出现的动态压力往往超过静态压力。另外考虑到系统需要有一定的压力贮备量，并确保泵的

寿命，因此选泵的额定压力p n 应满足p n ≥(1.25~1.6) p p 。中低压系统取最小值，高压系统取最大值。在本设计中

p n =1.25 p p =6.9MPa 。

2.泵的流量的确定。液压泵的最大流量应为

q p ≥K L (∑q )max (1-3) 式中 q p ——液压泵的最大流量；

(∑q )max ——同时动作的各执行元件所需流量之和的最大值。如果这时溢流阀正进行工作，尚须加溢流阀的最小溢流量2~3L/ min ；

K L ——系统泄露系数，一般取K L =1.1~1.3。现取K L =1.2。 q p =K L (∑q )max =1.2×12.3L/min=14.8 L/min

3.选择液压泵的规格。根据以上算得的p n 和q p 再查阅有关手册，现选用YBX-16液压泵。该泵的基本参数为：每转排量V =16mL/r,泵的额定压力p n =6.3MPa,电动机转速n n =1450 r/min ，容积效率ηv =0.85，总效率η=0.7。

4.与液压泵匹配的电动机的选定。

首先分别计算出快进与工进两种不同工况时的效率，取两者较大值作为选择电动机规格的依据。由于在慢进时泵输出的流量减小，泵的效率积聚降低，一般当流量在0.2~1 L/min 范围内时，可取η=0.03~0.14。同时还应注意到，为了使所选择的电动机在经过泵流量特性曲线最大功率点时不致停转，需进行验算，即

η

p

B q p ≤2p n

式中 p n ——所选电动机额定功率； p B ——限压式变量泵的限定压力； q p ——压力为p B 时，泵的输出流量。

首先计算快进时的功率，快进时的外负载为980N ，进油路的压力损失定为0.3 MPa ，由式（1-2）可得

p p =（

3.010056.04

980

62

+??-）MPa=0.7 MPa

快进时所需电动机功率为

P=

η

p

p q p =

7

.0603

.127.0??kw= 0.21kw

快进时的外负载为19730N ，进油路的压力损失定为0.3MPa ，由式（1-2）可得

p p =（

3.0101.04

19730

62

+??-π

）MPa=2.8MPa

工进时所需电动机功率P 为 P=

η

p

p q p =

7

.0609

.58.2??kw=0.39 kw

查阅电动机产品样本，选用Y80M2-4型电动机，其额定功率0.75kw ，额定转速为1390r/min 。

根据产品样本可查得YBX-16的流量压力特性曲线。再由已知的快进时流量为15L/min ，工进时的流量为7.1 L/min ，压力为5.5MPa ，作出泵的实际工作时的流量压力特性曲线，如图1-4所示，查得该曲线拐点处的流量为15L/min ，压力为2.6MPa ，该工作点对应的功率为

P=

7

.06015

6.2?? kw=0.93 kw

所选电动机功率满足式（1-4），拐点处能正常工作。

图1-4 YBX-16 液压泵特性曲线

1- 额定流量、压力下的特性曲线 2- 实际工作时间的特性曲线

1.3.3液压阀的选择

本系统可采用力士乐系统或GE系列的阀。现均选用GE系列阀。根据所拟订的液压系统图，按通过各元件的最大流量来选择液压元件的规格。选定的液压元件如表1-2所示。

表1-2 液压元件明细表

1.3.4确定管道尺寸

油管内径尺寸一般可按照选用的液压元件接口尺寸而定，也可按管路允许流速进行计算。本系统主油路流量为差动时流量q=24.6 L/min,压油管的允许流速取v=4m/s,则内径d为

d=4.6v

q/=11.4 mm

若系统主油路流量按快退时取q=12.3 L/min，则可算得油管内径d=8.1mm。

综合诸因素。现取油管的内径d=10mm。吸油管同样可按上式计算（q=14.8L/min、v=1.5m/s），现参照YBX-16液压泵吸油口连接尺寸，取吸油管内径d=14.5mm。

1.3.5液压油箱容积的确定

本次设计为中压液压系统，液压油箱有效容量按泵流量的5～7倍来确定（参照表4-1），现选用容量为160L 的油箱。

1.4．液压系统的验算

1.4.1压力损失的验算（省略） 1.4.2系统温升的验算

在整个工作循环过程之中，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，所以计算最大、最小时的发热量，然后加以比较，取数值大着进行分析。

当v=0.1m/min 时 q=

4πD 2v=4

π

×0.082×0.1m 3/min=0.5×10-3 m 3/min ＝0.5 L/min 此时泵的效率为0.1，泵的出口压力为3.2Mpa ，则有 P 输入=

1

.0605

.02.3??kW=0.27 kW

P 输出=Fv=32101060

10

19730--??? kW=0.033 kW 此时的功率损失为

?P=P 输入－P 输出=（0.27－0.033）kW=0.237 kW 当v=1.18m/min 时，q= 5.9L/min ，总效率η=0.7 则 P 输入=

7

.0609

.52.3??kW=0.45 kW

P 输出=Fv=32101060

118

19730--??? kW=0.388 kW 此时的功率损失为

?P=P 输入－P 输出=（0.45－0.388）kW=0.062 kW

可见工进速度低时，功率损失为0.237 kW ，发热量最大。

假定系统的散热情况一般，取K=10×10-3 kW/(cm 2℃)，油箱的散热面积A 为 A=0.06532V =0.06532160m2=1.92m2

三 系统温升计算 系统温升为：

KA

P

t ?=

? =12.3℃ 验算表明系统的温升在许可的范围内

2. 液压缸设计

2.1 液压缸主要尺寸的确定

2.1.1 液压缸工作压力的确定

见系统设计：液压缸的最大工作压力=5MPa

2.1.2 液压缸内径D 和活塞杆直径d 的确定

见系统设计：D=80mm ；d=56mm

2.1.3液压缸的壁厚和外径

液压缸的壁厚由液压缸的强度条件来计算。

液压缸的壁厚一般是指缸筒结构中最薄处的厚度。从材料力学可知，承受内压力的圆筒，其内应力分布规律因壁厚的不同而各异。一般计算时可分为薄壁圆筒和厚壁圆筒。

液压缸的内径D 与其壁厚δ的比值D/d ≥10的圆筒称为薄壁圆筒。起重运输机

械和工程机械的液压缸，一般用无缝钢管材料，大多属于薄壁圆筒结构，其壁厚按薄壁圆筒公式计算

δ≥

[]

σ2D

p y

δ——液压缸壁厚（m ）； D ——液压缸内径（m ）；

p y ——试验压力；当工作压力p ≤16 MPa 时，py=1.5p ；当压力p ＞16 MPa 时，py=1.25p ； 取p y 为最大工作压力的1.5倍（p y =7.5MPa ） 〔σ〕——缸筒材料的许用应力。

其值为：缸筒采用无缝钢〔σ〕=100～110MPa 。取〔σ〕=100MPa

按薄壁筒公式计算得：δ=3mm 取标准值δ=3mm

外径D 1= D +2δ=86mm

2.1.4液压缸的工作行程

由设计任务书知； L =400mm

2.1.5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

2

20D

L H +≥

=60mm 式中 ： L ——液压缸的最大行程 D ——液压缸的内径 算得H =60mm

活塞的宽度 B=（0.6～1.0）D=64mm 。端盖滑动支承面长度l 1,根据内径确定

取l 1=44.8mm

隔套的长度C 由需要的最小导向长度H 决定：

d

l mm D D l mm D ）（时，取〈当；）（时，取〉当1~6.0801~6.08011==

C=H-

2

1

(l 1+B)=5.6mm 2.1.6缸体长度的确定

液压缸缸体的内部长度应等于活塞的行程与活塞的宽度之和l= 464mm 。

2.2 液压缸的结构设计

2.2.1缸体与缸盖的连接形式

缸体与缸盖的连接形式，采用外半环连接，如图2-1所示

图2-1液压缸缸体与缸盖连接形式

2.2.2活塞杆与活塞的连接结构

活塞杆与活塞的连接结构：采用螺纹连接、如图2-2所示。

图2-2活塞杆与活塞的连接结构

2.2.3活塞杆导向部分的结构

利用端盖直接导向

2.2.4 密封

液压缸密封见表2-10。

2.2.5 液压缸与外部设备连接

采用后端盖法兰连接

2.2.6 主要连接强度计算

一、缸筒端部螺纹连接强度计算 螺纹处的拉应力： σ=

Z

d KF

214

π

?610-MPa

螺纹处的剪应力： Z

d KFd K 3

1012.0=τ?6

10-MPa 合成应力：

n σ=≤+223τσ[σ] MPa （见新编液压工程手册）

K ——拧紧螺纹的系数； 不变载荷 取K=1.25～1.5，变载荷取K=2.5～4；

计算时取K =4；

1K -螺纹连接的摩擦系数1K =0.12； [σ]-缸筒的材料的许用应力(MPa);

0d -螺纹外径（m ）; 1d -螺纹底径（m ）

； F -缸筒端部承受的最大推力； Z -螺钉的数量。

设：连接螺钉M 20；螺钉的数量Z =4； 螺钉的材料采用45钢，取〔σ〕=120MPa 按照上式校核螺钉的连接强度。 二、卡环连接强度计算

卡环剪应力：l

D p l

D D p y y

44112

1=

=

ππτ

卡环侧面的挤压应力)

2(121h D h D p y -=

σ

通常卡环尺寸：δ==l h ；2/21δ==h h

按照上式校核卡环的剪应力及挤压应力。（与卡环材料的许用剪应力及许用挤压应力比较）

并按下式验算缸筒最小截面的拉应力。（与缸筒材料的许用拉应力比较）

2

2

12

1)(D

h D D p y --=

σ

三、活塞杆端部螺纹连接强度计算 同一，并验算活塞杆最小截面的应力。

2.3 液压缸主要零件的材料和技术要求

液压缸主要零件的材料和技术要求，见表2-1

表2-1液压缸主要零件的材料和技术要求

3. 总结

通过近两个星期的实训，让我切实感觉到了机械设计繁琐与缜密，同时也感受到了它的乐趣。在设计过程中，我们的理论知识在实际中得到了运用，在运用过程中我们的理论知识也得到了很好的回顾与补充。同时我们在Word、CAD等常用软件的使用上得到很好的温习，机械设计的整个流程及其原理在我的脑海也有了清晰的呈现。

在实训过程中还让我认识到了态度的重要性。完成一项任务很容易的，但若要高质量的完成一项任务，就要求有一个端正的态度。态度直接决定于你所完成任务的质量。这个质量不仅仅表现在那些书面的文字方面的表现，我认为更多的表现在自己在完成任务过程中所收获的那些看不见的分析、判断、计算等综合能力的提升。

设计是一项繁琐而严密的工作，在设计中既要得到理想的机械运动，还要综合考虑其他外界因素对系统的干扰。这不仅要求我们要有扎实的理论基础，更要求我们具备缜密的思维方式。我们在整个过程中也不可能一气呵成，难免会有许多模糊的、遗漏的、错误的环节，因此我们要有足够的信心与耐心，要善于发现问题，充分利用集体的力量，一步步去完成，学习是一个长期的过程，是一个渐进的过程，不能急于求成，否则适得其反。

实训是我们的理论知识和真正的工业制造之间的纽带，它在我们将来从事该行业的应用方面起到一个很好的过渡作用，搞好实训能给我们将来在此方面的发展打下

一个良好的基础。搞好实训对我们帮助很大。

总之，此次实训的效果是明显的，意义是重大的，再接再厉，争取更大的收获。4．参考资料

[1]液压系统设计简明手册扬培元朱福元主编北京机械工业出版社1999.12

[2]液压与气压传动（第二版）万会雄明仁雄主编北京国防工业出版社2008.3

[3]相关液压设计手册

雷天觉主编新编液压工程手册北京：北京理工大学出版社1998 成大先主编机械设计手册北京：化学工业出版社2002 董伟亮主编液压设计手册(软件版) 北京：机械工业出版社2005