液压与气压传动课程设计(共23页)

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1、湖南工业大学课 程 设 计资 料 袋 科 技 学院（系、部）2014 2015 学年第 1 学期 课程名称 液压与气压传动课程设计 指导教师 刘忠伟 学生姓名 专业班级 学 号 题 目 组合机床动力滑台液压系统设计 起止日期 2014 年 12月 20 日 2014 年 01 月 3 日 成 绩 目 录 清 单序号材 料 名 称资料数量备 注12345课程设计说明书 课程名称： 液压与气压传动 设计题目： 组合机床动力滑台液压系统设计 专业： 机械设计制造及其自动化 班级： 学生姓名: 学 号: 指导教师: 刘忠伟 湖南工业大学科技学院教务部 制年 月 日目录一、液压传动的工作原理和组成.1二

2、、设计要求.1三、液压系统的工况分析.2四、液压系统方案设计. . 3五、确定液压系统主要参数.5六、液压元件的选择.9七、验算液压系统性能.11八、设计总结.16附录 液压系统油路图.17参考文献. .18 一、液压传动的工作原理和组成1、 工作原理（1） 电动机驱动液压泵经滤油器从邮箱中吸油，油液被加压后，从泵的输出口输入管路。油液经开停阀、节流阀、换向阀进入液压缸，推动活塞而使工作台左右移动。液压缸里的油液经换向阀和回油管排回邮箱。（2） 工作台的移动速度是通过节流阀来调节的。当节流阀开大时，进入液压缸的油量增多，工作台的移动速度增大；当节流阀关小时，进入液压缸的油量减少，工作台的移动速

3、度减少。由此可见，速度是油量决定的。2、 液压系统的基本组成（1） 能源装置液压泵。它将动力部分所输出的机械能转换成液压能，给系统提供压力油液。（2） 执行装置液压缸。通过它将液压能转换成机械能，推动负载做功。（3） 控制装置液压阀。通过它们的控制调节，使液流的压力、流速和方向得以改变，从而改变执行元件的力、速度和方向。（4） 辅助装置油箱、管路、储能器、滤油器、管接头、压力表开关等。通过这些元件把系统联接起来，以实现各种工作循环。（5） 工作介质液压油。绝大多数液压油采用矿物油，系统用它来传递能量和信息。二、设计要求设计一台组合机床动力滑台液压系统。1.机床要求的工作循环是：要求实现工件快进

4、、工进、快退等过程，最后自动停止。2.机床的其他工作参数如下： 参数一运动部件总重力G=3000N切削力Fw=30000N快进、快退速度v1=v3=4m/min最大行程400mm工进速度v2=501000mm/min静摩擦系数fs=0.2动摩擦系数fd=0.1 3.机床自动化要求：要求系统采用电液结合，实现自动循环，速度换接无冲击，且速度要稳定，能承受一定量的反向负荷。三、液压系统工况分析1.运动分析绘制动力滑台的工作循环图2.负载分析2.1 负载计算2.11工作阻力 工作阻力为已知Fw=30000N2.12摩擦阻力 已知采用平导轨，且静摩擦系数，动摩擦系数，正压力，则： 静摩擦阻力 动摩擦阻

5、力 2.13惯性力 2.2液压缸各运动阶段负载如果忽略切削力引起的颠覆力矩对导轨摩擦力的影响，并设定液压缸的机械效率 ，则液压缸在各个工作阶段的总接卸负载可以算出，见下表：运动阶段计算公式总接卸负载F/N起动632加速530快进316工进F=（Fw+Ffd）/31894快退316四、液压系统方案设计1. 选择调速回路这台机床液压系统功率较小，滑台运动速度低，工作负载为阻力负载且工作中变化小，故可选用进口节流调速回路。为防止负载突变，在回油路上加背压阀。由于系统选用节流调速方式，系统必然为开式循环系统。2. 选择油源形式 在工作循环内，液压缸要求油源提供快进、快退行程的低压大流量和工进行程的高压

6、小流量的油液。在一个工作循环中的大部分时间都处于高压小流量工作。从提高系统效率、节省能量角度来看，选用单定量泵油源显然是不合理的，为此可选用限压式变量泵或双联叶片泵作为油源。考虑到前者流量突变时液压冲击较大，工作平稳性差，且后者可双泵同时向液压缸供油实现快速运动，最后确定选用双联叶片泵方案，如下图所示。3. 选择快速运动和换向回路 本系统已选定液压缸差动连接和双泵供油两种快速运动回路实现快速运动。考虑到从工进转快退时回油路流量较大，故选用换向时间可调的电液换向阀式换向回路，以减小液压冲击。由于要实现液压缸差动连接，所以选用三位五通电液换向阀，如下图所示。4. 选择速度换接回路 由于本系统滑台由

7、快进转为工进时，速度变化大，为减少速度换接时的液压冲击，选用行程阀控制的换接回路，如图下图所示。5. 选择调压和卸荷回路 在双泵供油的油源形式确定后，调压和卸荷问题都已基本解决。即滑台工进时，高压小流量泵的出口压力由油源中的溢流阀调定，无需另设调压回路。在滑台工进和停止时，低压大流量泵通过液控顺序阀卸荷，高压小流量泵在滑台停止时虽未卸荷，但功率损失较小，故可不需再设卸荷回路。6组成液压系统将上面选出的液压基本回路组合在一起，并经修改和完善，就可得到完整的液压系统工作原理图，如图（见附录）所示。为了解决滑台工进时进、回油路串通使系统压力无法建立的问题，增设了单向阀6。为了避免机床停止工作时回路中

8、的油液流回油箱，导致空气进入系统，影响滑台运动的平稳性，图中添置了一个单向阀13。考虑到这台机床用于钻孔（通孔与不通孔）加工，对位置定位精度要求较高，图中增设了一个压力继电器14。当滑台碰上死挡块后，系统压力升高，它发出快退信号，操纵电液换向阀换向。五、确定液压系统主要参数1初选液压缸工作压力所设计的动力滑台在工进时负载最大，在其它工况负载都不太高，参考表1和表2，初选液压缸的工作压力p1=4MPa。2计算液压缸主要尺寸鉴于动力滑台快进和快退速度相等，这里的液压缸可选用单活塞杆式差动液压缸（A1=2A2），快进时液压缸差动连接。工进时为防止负载突变采用背压，参考表4选此背压为pb=0.8MPa

9、。表1 按负载选择工作压力负载/ KN50工作压力/MPa0.811.522.5334455表2 各种机械常用的系统工作压力机械类型机 床农业机械小型工程机械建筑机械液压凿岩机液压机大中型挖掘机重型机械起重运输机械磨床组合机床龙门刨床拉床工作压力/MPa0.82352881010182032表3 执行元件背压力系统类型背压力/MPa简单系统或轻载节流调速系统0.20.5回油路带调速阀的系统0.40.6回油路设置有背压阀的系统0.51.5用补油泵的闭式回路0.81.5回油路较复杂的工程机械1.23回油路较短且直接回油可忽略不计表4 按工作压力选取d/D工作压力/MPa5.05.07.07.0d/

10、D0.50.550.620.700.7表5 按速比要求确定d/D2/11.151.251.331.461.612d/D0.30.40.50.550.620.71注：1无杆腔进油时活塞运动速度；2有杆腔进油时活塞运动速度。液压缸活塞杆外径尺寸系列 摘自GB/T23481993（mm）420561605226318062570200828802201032902501236100280144011032016451253601850140由公式可得： 则活塞直径 参考表4及表5，得d0.71D =64mm,圆整后取标准数值得 D=90mm， d=63mm。由此求得液压缸两腔的实际有效面积为根据计算

11、出的液压缸的尺寸，可估算出液压缸在工作循环中各阶段的压力、流量和功率，如下表所列。 表6 液压缸所需的实际流量、压力和功率工作循环计算公式负载F进油压力回油压力所需流量输入功率PNpjpbL/minKW差动快进315818.660.48工进242110.510.036快退315819.440.63注：1.p为液压缸差动连接时，回油口到进油口之间的压力损失，取p=0.5MPa。2.快退时，液压缸有杆腔进油，压力为pj，无杆腔回油，压力为pb=pj+p。3.计算工进是背压按pb=0.8Mpa代入。4.快退时背压按pb=0.5Mpa代入。3.液压泵的参数计算小流量泵在快进和工进时都向液压缸供油，由表

12、6可知，液压缸在工进时工作压力最大，最大工作压力为p1=4.22MPa，如在调速阀进口节流调速回路中，选取进油路上的总压力损失p=0.6MPa，考虑到压力继电器的可靠动作要求压差Dp=0.5MPa，则小流量泵的最高工作压力估算为大流量泵只在快进和快退时向液压缸供油，由表6可见，快退时液压缸的工作压力为p1=1.95MPa，比快进时大。考虑到快退时进油不通过调速阀，故其进油路压力损失比前者小，现取进油路上的总压力损失p=0.3MPa，则大流量泵的最高工作压力估算为因此泵的额定压力可取(2) 计算液压泵的流量由表6可知，油源向液压缸输入的最大流量为19.44L/min ，若取回路泄漏系数K=1.1

13、，则两个泵的总流量为考虑到溢流阀的最小稳定流量为2.5L/min，工进时的流量为0.51L/min则小流量泵的流量小流量泵的流量最少应为3.1L/min。所以大流量泵的流量(3) 确定液压泵的规格和电动机功率根据以上压力和流量数值查阅产品样本，并考虑液压泵存在容积损失，最后确定选取PV2R12-6/26型双联叶片泵。其小流量泵和大流量泵的排量分别为6mL/min和26mL/min，当液压泵的转速np=960r/min时，其理论流量分别为5.6 L/min和24.3L/min，若取液压泵容积效率v=0.9，则液压泵的实际输出流量为由于液压缸在快退时输入功率最大，若取液压泵总效率p=0.8，这时液

14、压泵的驱动电动机功率为根据此数值查阅产品样本，选用规格相近的Y100L6型电动机，其额定功率为1.5KW，额定转速为910r/min六、液压元件的选择1. 液压阀及过滤器的选择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7所列。本例中搜有阀的额定压力都高于6.8MPa，其中，溢流阀9按小流量泵的额定流量选取，调速阀4选用Q6B型，其最小稳定流量为0.03 L/min，小于本系统工进时的流量0.51L/min。表7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/MPa

15、1双联叶片泵PV2R12-6/335.1/27.9*162三位五通电液换向阀7035DY100BY1006.30.33行程阀62.322C100BH1006.30.34调速阀1Q6B66.35单向阀70I100B1006.30.26单向阀29.3I100B1006.30.27液控顺序阀28.1XY63B636.30.38背压阀1B10B106.39溢流阀5.1Y10B106.310单向阀27.9I100B1006.30.211滤油器36.6XU80200806.30.0212压力表开关K6B13单向阀70I100B1006.30.214压力继电器PFB8L14*注：此为电动机额定转速为910r

16、/min时的流量。2.油管的选择根据选定的液压阀的链接油口尺寸确定管道尺寸。液压缸的进、出油管输入、排出的最大流量来计算。由于本系统液压缸差动连接快进快退时，油管内油量最大，其实际流量为泵额定流量的两倍达65L/min，为了统一规格，液压缸进、出油管直径d按产品样本，选用内径为20mm、外径28mm的10号冷拔钢管。(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，与原定数值不同，重新计算的结果如表8所列。表8各工况实际运动速度、时间和流量快进工进快退表9允许流速推荐值管道推荐流速/(m/s)吸油管道0. 51.5，一般取1以下压

17、油管道36，压力高，管道短，粘度小取大值回油管道1. 53 由表8可以看出，液压缸在各阶段的实际运动速度符合设计要求。根据表8数值，按表9推荐的管道内允许速度取=6 m/s，由式计算得与液压缸无杆腔和有杆腔相连的油管内径分别为为了统一规格，按产品样本选取所有管子均为内径15mm、外径22mm的10号冷拔钢管。3.油箱的选择油箱的容量按式估算，其中为经验系数，低压系统，=24；中压系统，=57；高压系统，=612。现取=7，得七、验算液压系统性能1验算系统压力损失由于系统管路布置尚未确定，所以只能估算系统压力损失。估算时，首先确定管道内液体的流动状态，然后计算各种工况下总的压力损失。液压系统选用

18、L-HG32号液压油，现取进、回油管道长为l=1.8m，油液的运动粘度取=1.510-4m2/s，油液的密度取r=0.90103kg/m3。1.1判断流动状态在快进、工进和快退三种工况下，进、回油管路中所通过的流量以快进时进油流量q1=55.3L/min为最大，快退时q2=39.3L/min此时，油液流动的雷诺数快进时快退时因为最大的雷诺数小于临界雷诺数（2300），故可推出：各工况下的进、回油路中的油液的流动状态全为层流。1.2计算系统压力损失油液在管道内流速进油路进油路压力损失回油路上，流速是进油路的两倍即v=9.64m/s，则压力损失为可见，沿程压力损失的大小与流量成正比，这是由层流流动

19、所决定的。在管道结构尚未确定的情况下，管道的局部压力损失p常按下式作经验计算各工况下的阀类元件的局部压力损失可根据下式计算其中的Dpn由产品样本查出，qn和q数值由表7和表8列出。滑台在快进、工进和快退工况下的压力损失计算如下：1.21快进滑台快进时，液压缸通过电液换向阀差动连接。在进油路上，油液通过单向阀10、电液换向阀2，然后与液压缸有杆腔的回油汇合通过行程阀3进入无杆腔。在进油路上，压力损失分别为在回油路上，压力损失分别为将回油路上的压力损失折算到进油路上去，便得出差动快速运动时的总的压力损失1.22工进滑台工进时，在进油路上，油液通过电液换向阀2、调速阀4进入液压缸无杆腔，在调速阀4处

20、的压力损失为0.5MPa。在回油路上，油液通过电液换向阀2、背压阀8和大流量泵的卸荷油液一起经液控顺序阀7返回油箱，在背压阀8处的压力损失为0.6MPa。若忽略管路的沿程压力损失和局部压力损失，则在进油路上总的压力损失为此值略小于估计值。在回油路上总的压力损失为该值即为液压缸的回油腔压力p2=0.86MPa，可见此值与初算时参考表3选取的背压值基本相符。按表6的公式重新计算液压缸的工作压力为此略高于表6数值。考虑到压力继电器的可靠动作要求压差Dp=0.5MPa，则小流量泵的工作压力为此值与估算值基本相符，是调整溢流阀10的调整压力的主要参考数据。1.23快退滑台快退时，在进油路上，油液通过单向

21、阀10、电液换向阀2进入液压缸有杆腔。在回油路上，油液通过单向阀5、电液换向阀2和单向阀13返回油箱。在进油路上总的压力损失为此值远小于估计值，因此液压泵的驱动电动机的功率是足够的。在回油路上总的压力损失为此值与表7的数值基本相符，故不必重算。大流量泵的工作压力为此值是调整液控顺序阀7的调整压力的主要参考数据。3.验算系统发热与温升由于工进在整个工作循环中占的时间最长，所以系统的发热与温升可按工进工况来计算。在工进时，大流量泵经液控顺序阀7卸荷，其出口压力即为油液通过液控顺序阀的压力损失液压系统的总输入功率即为液压泵的输入功率液压系统输出的有效功率即为液压缸输出的有效功率由此可计算出系统的发热

22、功率为已知油箱容积V=220L=224x10-3m3则油箱近似散热面积假设通风良好，取油箱散热系数CT=15x10-3KW/(m2.oc)按式计算工进时系统中的油液温升，即设环境温T2=25C，则热平衡温度为 此值接近于 油温在允许范围内，油箱散热面积符合要求，不必设置冷却器。八、设计总结 液压课程设计，作为液压与气压传动这门课程的重要一环节，我深知其重要性，因此自始至终都以端正的姿态、严谨的态度予以对待。通过整个设计过程，对液压传动的认识加深了不少，从中收获了许多许多。 这次课程设计，由于理论知识的不足，再加上平时没有什么设计经验，一开始的时候有些手忙脚乱，不知从何入手。在老师的谆谆教导，和

23、同学们的热情帮助下，使我找到了信心。现在想想其实课程设计当中的每一天都是很累的，其实正向老师说得一样，课程设计没有那么简单，你想copy或者你想自己胡乱蒙两个数据上去来骗骗老师都不行，因为你的每一个数据都要从设计书上或者设计手册上找到出处。虽然种种困难我都已经克服，但是还是难免我有些疏忽和遗漏的地方。完美总是可望而不可求的，不在同一个地方跌倒两次才是最重要的。抱着这个心理我一步步走了过来，最终完成了我的任务。液压系统油路图参考资料1 刘忠伟主编 液压与气压传动 化学工业出版社 20102 宋学义主编 液压气动手册 机械工业出版社 19953 液压阀与气压阀选型手册/杨帮文编著.北京：化学工业出版社 20094 液压元件使用指南/刘延俊编著.北京：化学工业出版社 2007