液压与气压传动设计说明书.doc

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1、液压与气动课程设计说明书 设计题目： 机床液压系统设计专 业： 班 级： 学 号： 设 计 人： 指导老师： 完成日期 ：2011年1月11日一、负载工况分析机床工作台液压缸负载分析中，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：切削力，导轨摩擦力和惯性力。导轨的正压力等于动力部件的重力，设导轨的静摩擦力为，动摩擦力为， 则： 而惯性力 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，则液压缸在各工作阶段的总机械负载可以算出，见下表表1-1液压缸各运动阶段负载表运动阶段计算公式总

2、机械负载F/N起动6189加速4642快进3095工进23726快退3095根据负载计算结果和已知的各阶段的速度，可绘出负载图（F-l）和速度图（v-l），见图8-a,b。横坐标以上为液压缸活塞前进时的曲线，以下为液压缸活塞退回时的曲线。 图8-5 负载速度图a) 负载图 b) 速度图二、液压系统方案设计1. 确定液压泵类型及调速方式组合机床是由通用部件和部分专用部件组成的高效，专用，自动化程度较高的机床，它能完成钻、扩、铰、镗、铣、攻螺纹等加工工序。动力滑台是组合机床的通用部件，它要求空载时速度快、推力小；工进时速度慢、推力大，速度稳定；速度换接平稳；功率利用合理、效率高、发热小。参考同类组

3、合机床，选用双作用叶片泵双泵供油，调速阀进油节流调速的开式回路，溢流阀作定压阀。为防止钻孔通时滑台突然失去负载向前冲，回油路上设置背压阀，初定背压值Pb=0.8MPa2. 选用执行元件因系统动作循环要求正向快进和工作，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，无杆腔面积等于有杆腔面积的两倍。3. 快速运动回路和速度换接回路根据本例的运动方式和要求，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。本例采用二位二通电磁阀的速度换接回路，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

4、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，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。4. 换向回路的选择选用电磁换向阀的换向回路。为便于实现差动连接，选用了三位五通换向阀。为提高换向的位置精度，采用死挡铁和压力继电器的行程终点返程控制。5. 组成液压系统绘原理图将上述所选定的液压回路进行组合，并根据要求作必要的修改补充，即组成如图1-1所示的液压系统图。为便于观察调整压力，在液压泵的进口处、背压阀和液压缸无杆腔

5、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测各点压力。用二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能保持夹紧力，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，用来调节夹紧力大小和保持夹紧力的稳定。液压系统中各电磁铁的动作顺序如表1-2所示1Y2Y3Y快进+-工进+-+快退-+-停止-三、液压系统的计算（一）液压缸的主要参数计算1）初选液压缸的工作压力参照同类型组合机床，选液压系统工作压力。2）确定液压缸的主要结构尺寸动力滑台要求快进速度和快退速度相等，选用单杆液压缸，

6、快进时采用差动连接。因此无杆腔面积等于有杆腔面积的两倍，即。为防止突然向前冲，回油路上设置背压阀，初定背压值。易知工进时有最大负载F=23726N,按此负载求液压缸尺寸A1液压缸直径由可知活塞杆直径 按GB/T2348-1993将所计算的D与d值分别圆整到相近的标准直径，以便采用标准的密封装置。圆整后得 。按标准直径算出 按最低工进速度验算液压缸尺寸，查产品样本，调速阀最小稳定流量，因工进速度为最小速度，则由式本题，满足最低速度的要求。3）计算液压缸各工作阶段的工作压力、流量和功率 根据液压缸的负载和速度图以及液压缸的有效面积，可以算出液压缸工作过程各阶段的压力、流量和功率，在计算工进时背压按

7、代入，快退时背压按代入计算公式和计算结果如表表1-3 工作台液压缸所需的实际流量、压力和功率工况负载F进油腔压力回油腔压力所需流量q输入功率P计算式NPaPaL/minkw差动快进309523.10.510工进237260.160.009快退3095240.7注：1.差动连接时，液压缸的回油口到进油口之间的压力损失，而。2.快退时液压缸有杆腔进油，压力为，无杆腔回油，压力为。（二）液压泵的参数计算1，确定液压泵的最大工作压力 由表可知工进阶段液压缸工作压力最大，若取进油路总压力损失，压力继电器可靠动作需要压力差5105Pa，则液压泵最高工作压力可按液压与气压传动书中式子 式中 P1执行元件的最

8、高工作压力； 执行元件进油路上的压力损失，如对加紧、压制和定位等工况，在执行元件到终点时系统才出现最高工作压力，则=0；其他工况，液压元件的规格和管路长度、直径未确定时，可初定简单系统=（25）105Pa，复杂系统=（515）105Pa。 因此泵的额定压力可取1.2544.3105Pa=55.375105Pa。由表可知，工进时所需流量最小是0.16L/min，设溢流阀最小溢流量是2.5L/min，则小流量泵的流量按上式应为L/min，快进快退时液压缸所需的最大流量是24L/min，则泵的总流量为qp=1.124L/min=26.42L/min。即大流量的流量根据上面计算的压力和流量，查液压元件

9、手册p54页选双联叶片泵YB1-25/4，额定压力为6.3MPa,额定转速960r/min。（三）电动机的选择由于液压缸在快退时输入功率最大，若取液压泵总效率p=0.5，小泵的出口压力，大泵出口压力，总效率p=0.51，这时液压泵的驱动电动机功率为2036W根据此数值查阅机械设计课程设计，选用规格相近的Y112M6型电动机，其额定功率为2.2KW，额定转速为940r/min。四、液压元件的选择1、 液压阀及过滤器的选择 根据液压阀在系统中的最高工作压力与通过该阀的最大流量，可选出这些元件的型号及规格。本例中所有阀的额定压力都为6.3MPa。所有元件的规格型号列于下表中。表四 液压元件明细表序号

10、元件名称通过的最大流量q/L/min型号1双联叶片泵29YB1-25/42单向阀29I50B3三位五通电磁阀5835DY-63BY4二位二通电磁阀5822DY-63BY5调速阀1Q-6136压力继电器PF-B8L7单向阀29I-50B8液控顺序阀1XY-25B9背压阀1B-10B10液控顺序阀(卸载用)24XY-63B11单向阀24I-50B12溢流阀4Y-10B13过滤器58XU638014压力表开关K-6B2、油管的选择 由于本系统液压缸差动连接时，油管内通油量较大，其实际流量 为泵的额定流量的两倍达58L/min，由液压元件手册p496。 按JB827-66、JB/Z95-67选用内径为

11、15mm,外径为22mm钢管。4、油箱容积得确定 中压系统油箱的容一般取液压泵额定流量的57倍 ，本例取7倍，故油箱容积为 V=7 =729L=203L五、验算液压系统性能(一)压力损失的验算及泵压力的调整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0.16L/min,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。这时进油路上进考虑调速阀的压力损失=5105Pa，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P1加上进油路压差，并考虑压力继电器动作需要，则 PP=P1+5105Pa=（34.3+5+5）105Pa=44

12、.3105Pa即小流量泵的溢流阀12应按此压力调整。2、快退时的压力损失验算及大流量泵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，其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，以便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约为L2m,油管直径d=1510-3m,通过的流量为进油路q1=29L/min=0.48310-3m3/s,回油路q2=58L/min=0.96710-3m3/s。液压系统选用N32号液压油，考虑最低工作温度为15,由手册查处此时油的运动粘度，油的密度，液压系统元件采用集成块式的配置形式。（1）确定油流的流动状态 按液压与气压

13、传动中式（130）经单位换算为 式中 平均流速（m/s） d油管内径（m） 油的运动粘度（cm2/s） q通过的流量（m3/s） 则进油路中液流的雷诺数为 回油路中液流的雷诺数为 由上可知，进回油路中的流动都是层流。（2）沿程压力损失 由液压与气压传动书中式（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=5.46m/s，则压力损失为 （3）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式计算，结果列于下表中。 表六 阀类元件局部压力损失元件名称额定流量实际通过的流

14、量额定压力损失实际压力损失单向阀25029 2 0.98三位五通电磁阀3 63 29/58 3 0.37/1.47二位二通电磁阀4 63 58 3 1.47单向阀11 50 24 2 0.16注：快退时经过三位五通阀的两油道流量不同，压力损失也不同若取集成块进油路得压力损失，回油路压力损失为，则进油路和回油路总的压力损失为查表一知快退时液压缸负载F=3095N；则快退时液压缸的工作压力为 按式可算出快退时泵的工作压力为=（18.57105+2.86105）Pa=21.43105Pa因此，大流量泵卸载阀10的调整压力应大于21.43105Pa从以上验算结果可以看出，各种工况下的实际压力损失都小于

15、初选的压力损失值，而且比较接近，说明液压系统的油路结构、元件的参数是合理的，满足要求。（二）液压系统的发热和温升验算在整个工作循环中，工进阶段所占用的时间最长，所以系统的发热主要是工进阶段造成的，故按工进工况验算系统温升。 工进时液压泵的输入功率 P1= 工进时液压缸的输出功率P2=Fv=(237260.02/60)W=7.9W系统总的发热率为： 已知油箱容积V=203L=20310-3m3,则按式A=0.065油箱近似散热面积A为 假定通风条件良好，取油箱散热系数CT=1510-3Kw/( ，则利用式可得油液温升为 =设环境温度T2=25,则热平衡温度为 T1=T2+=25+23.2=48.

16、2所以油箱散热可达到要求。设计小结完成情况：经过一周紧张有序的工作，以完成组合机床动力滑台液压系统的设计。所得收获：这次课程设计从整体上来说，通过详细的计算和仔细的校核并且结合了实际情况，设计的过程基本正确，结果基本合理，可以满足设计的要求。课程设计使我们对所学的知识得到了一次系统，完整的复习，让我们初步了解到机械的选择、设计与加工基本知识。课程设计的过程中，进一步增强了数据的处理和一些细节处理的能力。在设计的过程中，还有一些小的问题还未能处理的很好，我会努力找的到不足，多加注意，以便以后能做的更好。 参考文献1、液压与气压传动 许福玲 陈尧明 主编 机械工业出版社2、机械设计课程设计 王洪 刘扬 主编 北京交通大学出版社3、液压元件手册 黎启柏 主编 机械工业出版社12