液压课程设计说明书经典.doc

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1、湖南农业大学工学院课程设计说明书 课程名称： 液压与气压传动 题目名称： 动力滑台液压系统 班 级：2008级 机电 专业 二 班姓 名： 姚 学 号： 指导教师 莫 亚 武 评定成绩：教师评语： 指导老师签名： 20 年 月 日目录液压传动任务书1一、负载分析和速度分析11.1 负载分析11.2.速度分析2二、确定液压缸的主要参数32.1.初选液压缸的工作压力32.2.确定液压缸尺寸3三、拟定液压系统图53.1.选择基本回路53.2.回路合成5四、液压元件的选择64.1.液压泵及驱动电机功率的确定64.2、元件、辅件选择7五、系统油液温升验算9设计小结11参考文献12 液压传动任务书要求设计

2、的动力滑台液压系统实现的工作循环是：快进工进快退停止。主要性能参数与性能要求如下：切削阻力FL=30468N；运动部件所受重力G=9800N；快进、快退速度均为0.1m/s，工进速度0.88mm/s；快进行程100mm，工进行程50mm；往复运动的加速时间t=0.2s；动力滑台采用平导轨，静摩擦系数0.2，动摩擦系数0.1。液压系统执行元件选为液压缸。绘制正式工作图，编制课程设计计算说明书液压传动系统原理图一张（3号图纸，包括工作循环图和电磁铁动作顺序表）一、负载分析和速度分析1.1 负载分析（1）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

3、说，沿液压缸轴线方向的切削力即为工作负载，即FW=30468N（2）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0.2s，工作台最大移动速度，即快进、快退速度为0.1m/s，因此惯性负载可表示为（3）阻力负载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。静摩擦阻力 = fjG=0.29800N=1960N动摩擦阻力 Ffd= fdG =0.19800N=980N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所示。表1工况计算公式缸的负载F缸的

4、推力F/m启动= 1960N2178N加速=+1480N1644N快进=980N1089N工进=+31448N34942N快退=1480N1644N注：m缸的机械效率，取m=0.91.2.速度分析已知快进、快退速度均为0.1m/s,工进速度为0.88mm/s,按上述分析可绘制出负载循环图和速度循环图图1 动力滑台液压系统负载循环图图2 液压系统速度循环图二、确定液压缸的主要参数2.1.初选液压缸的工作压力由最大负载值查表，取液压缸工作压力为4.5MPa2.2.确定液压缸尺寸由于工作进给速度与快速运动速度差别较大，且快进、快退速度要求相等，从降低总流量需求考虑，应确定采用单杆双作用液压缸的差动连

5、接方式。通常利用差动液压缸活塞杆较粗、可以在活塞杆中设置通油孔的有利条件，最好采用活塞杆固定，而液压缸缸体随滑台运动的常用典型安装形式。这种情况下，应把液压缸设计成无杆腔工作面积是有杆腔工作面积两倍的形式，即活塞杆直径d与缸筒直径D呈d = 0.707D的关系。工进过程中，由于负载突然消失，液压缸有可能会发生前冲的现象，因此液压缸的回油腔应设置一定的背压(通过设置背压阀的方式)，选取此背压值为p2=0.8MPa。快进时液压缸虽然作差动连接（即有杆腔与无杆腔均与液压泵的来油连接），但连接管路中不可避免地存在着压降，且有杆腔的压力必须大于无杆腔，估算时取0.5MPa。快退时回油腔中也是有背压的，这

6、时选取被压值=0.6MPa。工进时液压缸的推力计算公式为，式中：F 负载力 hm液压缸机械效率 A1液压缸无杆腔的有效作用面积 A2液压缸有杆腔的有效作用面积 p1液压缸无杆腔压力 p2液压有无杆腔压力因此，根据已知参数，液压缸无杆腔的有效作用面积可计算为 液压缸缸筒直径为 mm由于有前述差动液压缸缸筒和活塞杆直径之间的关系，d = 0.707D，因此活塞杆直径为d=0.707104.3=73.55mm，根据GB/T23481993对液压缸缸筒内径尺寸和液压缸活塞杆外径尺寸的规定，圆整后取液压缸缸筒直径为D=100mm，活塞杆直径为d=70mm。此时液压缸两腔的实际有效面积分别为： m2 m2

7、3.计算液压缸在工作循环各阶段的压力、流量和功率值工作台在快进过程中，液压缸采用差动连接，此时系统所需要的流量为q快进 =（A1-A2）v1=23.04 L/min工作台在快退过程中所需要的流量为q快退 =A2v2=24.03L/min工作台在工进过程中所需要的流量为q工进 =A1v1=0.414 L/min其中最大流量为快进流量为24.06L/min。根据上述液压缸直径及流量计算结果，进一步计算液压缸在各个工作阶段中的压力、流量和功率值。差动时液压缸有杆腔压力大于无杆腔压力，取两腔间回路及阀上压力损失为0.5MPa,则p2=p1+0.5MPa, 如表2所示工况计算公式负载F（KN）回油腔压力

8、p2流入流量进油腔压力p1输入功率P快进（差动）启动P1=q=(A1-A2)v1P=p1qp2=p1+p217801.089加速16441.450.950恒速10891.3050.3840.8050.31工进P1=(F+p2A2)/A1q=A1v2P=p1q349420.80.00694.860.066快退启动P1=(F+p2A1)/A2q=A2v3P=p1q21780加速16440.6恒速10890.60.4010.870.35表2各工况下的主要参数值三、拟定液压系统图3.1.选择基本回路（1）调速回路 因为液压系统功率较小，且只有正值负载，所以选用进油节流调速回路。为有较好的低速平稳性和速

9、度负载的特性，可选用调速阀调速，并在液压缸回路上设置背压。（2）泵供油回路 本设计液压系统的供油工况主要为快进、快退时的低压大流量供油和工进时的高压小流量供油两种工况。一个工作循环内，液压缸在快进和快退行程中要求油源以低压大流量供油，工进行程中油源以高压小流量供油。其中最大流量与最小流量之比，而快进和快退所需的时间、与工进所需的时间分别为：sss上述数据表明，在一个工作循环中，液压油源在大部分时间都处于高压小流量供油状态，只有小部分时间工作在低压大流量供油状态。从提高系统效率、节省能量角度来看，采用一个大流量定量泵和一个小流量定量泵双泵串联的供油方式，有利于降低能耗和生产成本。如图3所示。图3

10、 双泵供油油源（3）速度换接回路和快速回路 由于快进速度与工进速度相差很大，为了换接平稳，选用行程阀控制换接回路。快速运动通过差动回路来实现。(4)换向回路 为了换向平稳，选用电磁换向阀。为了便于实现液压缸的中位停止和差动连接，选用三位五通阀。(5)压力控制回路 系统在工作状态时高压小流量泵的工作压力由溢流阀调整，同时用外控顺序阀实现低压大流量泵卸荷。3.2.回路合成对选定的基本回路在合成时，有必要进行整理、修改和归并。具体方法为；1）防止工作进给时液压缸进油路、回油路相通，需接入单向阀8。2）要实现差动快进，必须在回油路上设置液控顺序阀10，以阻止油液流回油箱。此阀通过位置调整后与低压大流量

11、泵的卸荷阀合二为一。3）为防止机床停止工作时系统中的油液回油箱，应增设单向阀。4）设置压力表开关及压力表。图4 液压系统原理图四、液压元件的选择4.1.液压泵及驱动电机功率的确定(1)液压泵的工作压力 已知液压缸最大工作压力为4.86MPa，取进油路上压力损失为1MPa，则小流量泵最高工作压力为4.86+1=5.86MPa，选择泵的额定压力应为Pn=(5.86+5.86*25%)MPa=7.33MPa。大流量泵在液压缸快退时工作压力较高，取液压缸快退时进油路上压力损失为0.5MPa则大流量泵的最高工作压力为（1.14+0.5）MPa=1.64 MPa，卸荷阀的调整压力应高于此值。(2)液压泵流

12、量计算 取系统的泄露系数K=1.2，则泵的最小供油量 为由于工进时所需要的流量是，溢流阀最小稳定流，小流量泵的最小流量为(3)确定液压泵规格 对照产品样本可选用YB1-35/5 双联叶片泵，额定转速960r/min,容积效率=0.9，大小泵的额定流量分别为30.24L/min和 4.32L/min，满足以上要求。(4) 确定液压泵驱动功率 液压泵在快退阶段功率最大，取液压缸进油路上压力损失为0.6MPa，则液压泵输出压力为1.47MPa。液压泵总效率=0.8，液压泵流量34.56L/min（30.24.+4.32L/min），则液压泵驱动快退所需的功率P为据此选用Y100L-6-B5立式电动机

13、其额定功率为1.1kW,转速为940r/min,液压泵输出流量29.61L/min、4.23L/min，仍满足系统要求。4.2、元件、辅件选择液压系统原理图中包括调速阀、换向阀、单项阀等阀类元件以及滤油器、空气滤清器等辅助元件。（1）、阀类元件的选择根据上述流量及压力计算结果，对图4初步拟定的液压系统原理图中各种阀类元件及辅助元件进行选择。其中调速阀的选择应考虑使调速阀的最小稳定流量应小于液压缸工进所需流量。通过图4中5个单向阀的额定流量是各不相同的，因此最好选用不同规格的单向阀。图4中溢流阀2、背压阀9和顺序阀10的选择可根据调定压力和流经阀的额定流量来选择阀的型式和规格，其中溢流阀2的作

14、用是调定工作进给过程中小流量液压泵的供油压力，因此该阀应选择先导式溢流阀，连接在大流量液压泵出口处的顺序阀10用于使大流量液压泵卸荷，因此应选择外控式。背压阀9的作用是实现液压缸快进和工进的切换，同时在工进过程中做背压阀，因此采用内控式顺序阀。最后本设计所选择方案如表3所示，表中给出了各种液压阀的型号及技术参数。表3阀类元件的选择序号元件名称估计流量规格额定流量额定压力MPa型号1三位五通电磁阀66/821006.335D-100B2行程阀49.5/61.5636.322C-63BH3调速阀166.3Q-6B4单向阀66/821006.3I-100B5单向阀816.5/20.5256.3I-2

15、5B6背压阀90.475/0.6106.3B-10B7溢流阀4.13/5106.3Y-10B8单向阀1166/821006.3I-100B9单向阀327.92/34.7636.3I-63B10单向阀45.1/5.1106.3I-10B11顺序阀28.4/35.2636.3XY-63B（2）、滤器的选择按照过滤器的流量至少是液压泵总流量的两倍的原则，取过滤器的流量为泵流量的2.5倍。由于所设计组合机床液压系统为普通的液压传动系统，对油液的过滤精度要求不高，故有 因此系统选取通用型WU系列网式吸油过滤器（3）、油管的选择图4各元件间连接管道的规格可根据元件接口处尺寸来决定，液压缸进、出油管的规格可

16、按照输入、排出油液的最大流量进行计算。当油液在压力管中流速取0.1m/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：，取标准值20mm；，取标准值15mm。因此与液压缸相连的两根油管可以按照标准选用公称通径为和的无缝钢管或高压软管。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。(4) 油箱的设计1油箱长宽高的确定油箱的主要用途是贮存油液，同时也起到散热的作用，参考相关文献及设计资料，油箱的设计可先根据液压泵的额定流量按照经验计算方法计算油箱的

17、体积，然后再根据散热要求对油箱的容积进行校核。油箱中能够容纳的油液容积按估算，取时，求得其容积为按JB/T79381999规定，取标准值V=250L。 依据 如果取油箱内长l1、宽w1、高h1比例为3：2：1，可得长为：=1107mm，宽=738mm，高为=369mm。 对于分离式油箱采用普通钢板焊接即可，钢板的厚度分别为：油箱箱壁厚3mm，箱底厚度5mm，因为箱盖上需要安装其他液压元件，因此箱盖厚度取为10mm。为了易于散热和便于对油箱进行搬移及维护保养，取箱底离地的距离为160mm。因此，油箱基体的总长总宽总高为：长为：宽为：高为：为了更好的清洗油箱，取油箱底面倾斜角度为。2隔板尺寸的确定

18、为起到消除气泡和使油液中杂质有效沉淀的作用，油箱中应采用隔板把油箱分成两部分。根据经验，隔板高度取为箱内油面高度的，根据上述计算结果，隔板的高度应为：隔板的厚度与箱壁厚度相同，取为3mm。五、系统油液温升验算系统在工作中绝大部分时间是处在工作阶段，所以可按工作状态来计算温升。设小流量泵的工作状态压力为5.86MPa，流量为4.23L/min，经计算其输入功率为516W。大流量泵经外控顺序卸荷阀，其工作压力等于阀上的局部压力损失数值。阀额定流量为63L/min，额定压力损失为0.3MPa，大流量泵流量为29.61L/min，则为大流量泵的输入功率液压缸的最小有效功率为系统单位时间内的发热量为当油

19、箱的高、宽、长比例在1:1:1到1:2:3范围内，且油面高度为油箱高度的80%时，油箱散热面积近似为式中 V油箱有效容积（）; A散热面积（）。取油箱有效容积为0.25，散热系数K为15，即可在温升许可范围内，因此液压系统中不需设置冷却器。 设计小结经过一周的努力，液压课程设计终于完成了。通过这次的课程设计，让我重新对液压方面的知识进行了一次系统的学习，感触良多。 通过这次课程设计，让我们每个人都再一次切身体验了课程设计的基本模式和相关流程。在这次课程设计中，我学会了怎样根据老师所给的题目去构思，收集和整理设计中所需要的资料。在这些日子里，我们都认真的演算相关数据，在参考书上寻找资料，使我们真正地尝试到了作为一名设计者的辛酸与喜悦。设计是一个系统性的工程，越做到最后，越发现自己知识的局限性，在今后的学习中，还得加紧学习。 参考文献【1】 刘延俊，液压与气压传动。第二版。机械工业出版社【2】 马振福，液压与气动传动。第二版。机械工业出版社【3】 成大先，机械设计手册。化学工业出版社【4】 陈启松，液压传动与控制手册，上海科学技术出版社13