液压与气压传动课程设计说明书

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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 ！

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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、快退速度为min，加减速时间为；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，动摩擦系数为，要求工作性能可靠、平稳，液压缸效率取值。夹紧时间为，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、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。

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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 (7)

工作负载FW (8)

阻力负载f F (8)

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 (11)

确定液压缸工作压力 (11)

计算液压缸主要结构参数 (12)

第5章液压系统方案设计 (15)

选用执行元件 (15)

速度控制回路的选择 (15)

选择快速运动和换向回路 (16)

^

速度换接回路的选择 (17)

组成液压系统原理图 (18)

系统图的原理 (18)

夹紧 (19)

快进 (20)

工进Ⅰ (20)

工进Ⅱ (20)

快退 (20)

\

工件松夹......................................................... (21)

第6章液压元件的选择 (21)

确定液压泵 (21)

计算液压泵的最大工作压力 (21)

计算总流量 (22)

确定其它元件及辅件 (22)

确定阀类元件及辅件 (22)

确定油管 (24)

;

第7章液压系统性能验算 (25)

压力损失的验算及泵压力的调整 (25)

工进时的压力损失验算和小流量泵压力的调整 (25)

快退时压力损失验算及大流量泵卸载压力的调整 (26)

沿程压力损失λp ?∑ ................................. 26 局部压力损失 ...................................... 27 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、快退速度为min，加减速时间为；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，动摩擦系数为，要求工作性能可靠、平稳，液压缸效率取值。夹紧时间为，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。

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=9000N

阻力负载f F

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f F ，

则：静摩擦阻力fs F F ==*560*= 动摩擦阻力fd F F ==*560*= 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，工作台最大移动速度，即快进、快退速度为min ，因此惯性负载可表示为

N N t v F 33.1632

.0605.3560ΔΔm m =??=?

= 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w η=，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）

12211221112

m 2m 310286.72

8.039.08

.170482211-∧?=-

=-=p p F

A m

ηcm

A D 63.9π41==22

154.784πcm D A ==2

22206.404-πcm d D A ==）（()min 544.11v -121L A A q =?=

快进min 018.12v q 32L A =?=快退

()()

2

1

2'1A A p

A F p -?+=()121v A A q -=q

p P 1=p p p ?+=12

()1

221'A A p F p +=21v A q =q p P 1=

()2

121'A A p F P +=32v A q =

m F D m 5.50πP 4==夹221625.194πcm D A ==222245.94-πcm d D A ==）（1

t 2t s 1.103/60*305.03/60*2.0v /l v /l 44111=+=+=

）（）（t s 66v /l 33222=+=v l t 1

2t t

向

回路 b.速度换接回路

图4 换向和速度切换回路的选择

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，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Ⅰ→工进Ⅱ→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+--+-

系统图的原理

夹紧

（1）先定位：

压力油→单向阀2→减压阀13→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。

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。

工进Ⅰ

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→主缸有杆腔。

回油路：主缸无杆腔→换向阀→顺序阀4→背压阀3→油箱。工进Ⅱ

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。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。

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

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。

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p 0.8MPa ∑?=，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，则小流量泵的最高工作压力可估算为

()MPa

MPa P p 12.45.08.0820.21=++=

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，则大流量泵的最高工作压力为：

()MPa MPa P p 874.15.0374.12=+= 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：

min 22.13min 018.121.1L L q p =?= 工作进给时，液压缸所需流量约为 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YB14/10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、流量为min 。取泵的总效率0.75p η=，则液压泵驱动最大功率为，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，则当泵的转速n=1450r/min 时，液压泵的实际输出流量为：

m in /27.1845.1*9.0*104q p L =+=）（能满足液压系统要求流量。

则液压泵驱动电动机所需的功率为：

kW kW q p P p

p

p 55.075

.06022

.13874.1=??=

=

η

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kW P n 2.2=，额定转速m in 1450r n n =。故min /215.1*14q p L ==。 确定其它元件及辅件 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

*注：此为电动机额定转速为1450r/min时的流量。

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 校正后输入输出流量

)

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：

()()()mm mm v q d 41.176********.422236=?????==ππ 取标准值18mm ；

()()()mm mm v q d 19.126010*********=?????==ππ 取标准值15mm 。

因此与液压缸相连的两根油管都按 GB/T2351——2005 选用内径φ15mm ，外径φ18mm 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。

油箱

油箱容积估算，取经验数据ζ=7，故其容积为：

V=p q ξ=7*21L=147L

按照 GB/T7938——1999 规定，取最靠近的标准值 V=160L 。

第7章 液压系统性能验算

压力损失的验算及泵压力的调整

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min /9.1L ，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Pa p 51105?=?，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1p 加上进油路压差1p ?则

Pa Pa p p P p 55111074.37105?=?+?+=

即小流量泵的溢流阀12应按此压力调整。 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m l 2=，油管直径

m d 31015-?=，通过的流量为进油路s m L q /10333.0m in /20331-?≈=，回油

路s m L q /10667.0m in /40332-?≈=。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s cm st v /5.15.12==，油的密度3/900m kg =ρ，液压系统元件采用集成块似的配置形式。 确定油流的流动状态