1、液压与气压传动技术课程设计说明书全套 CAD图纸，联系 153893706专业： 学号： 姓名： 指导教师： 2012年 6月 1日21设计题目 卧式双面铣削组合机床的液压系统设计22设计要求23液压传动系统的设计与计算33.1分析液压系统工况3 3.2确定主要参数61.初定液压缸的工作压力62.液压缸主要参数的确定63.绘制液压系统工况图6 3.3绘制液压传动系统原理图81.调速回路的选择82.油源及其压力控制回路的选择93.快速运动与换向回路94.速度换接回路95.压力控制回路96.行程终点的控制方式97.组成液压系统绘原理图93.4计算与选择液压元件111.液压泵112.阀类元件及辅助元
2、件的选择113.油管的选择114.确定油箱容积113.5液压系统性能验算12 31压力损失的验算131.1 工作进给时进油路压力损失131.2 工作进给时回油路的压力损失131.3 变量泵出口处的压力 Pp131.4 系统压力损失验算132 系统温升的验算144液压缸的设计154.1 液压缸工作压力的确定154.2 液压缸的内径 D和活塞杆 d前面已经计算154.3 液压缸的壁厚和外径的计算154.4 缸盖厚度的确定155设计小结 16 6参考文献1641. 设计题目 卧式双面铣削组合机床的液压系统设计2.设计要求 设计一台卧式双面铣削组合机床液压系统，加工对象为变速箱的两侧面。动作顺序为：夹
3、紧缸夹紧动力滑台快进动力滑台工进动力滑台快退夹紧缸松开原位停止。滑台工进轴向阻力为 11800N，夹紧缸夹紧力为 8000N，滑台移动部件质量为 204kg。滑台快进速度为 3.5m/min，快退速度为 7m/min，滑台工进速度为 100mm/min，加、减速时间为0.2s，滑台快退行程为 500mm，工进行程为 200mm，夹紧缸行程为 30mm。要求动力滑台速度平稳，可在 80300mm/min 范围内调节，夹紧缸夹紧后需保压，夹紧缸内径为70mm，液压缸效率取 0.9。3.液压传动系统的设计与计算3.1 分析液压系统工况负载分析中，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
4、在机械效率中加以考虑。因工作部件是卧式放置，重力的的水平分力为零，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fsFfdF122234803.549.602.17.8.60219.0.9.83412WvattvattfsdFNmNFmN工 作 负 载 ：惯 性 负 载 ：静 摩 擦 负 载 ：动 摩 擦 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，并设液压缸的机械5效率 ，则液压缸在各工作阶段的总机械负载可以算出，见表 3-1。9.0m表 3-1 液压缸各运动阶段负载表运动阶段 负载组成 负载 F/N 推力
5、 mF/N启动 fsF399.84 444.27加速 )(1afd259.42 288.24快进匀速 f199.92 222.13启动 2wfdaF11942.12 13269.02匀速 f11999.92 13333.24工进减速 3wfdaF11998.22 13331.36启动 fs399.84 444.27加速 4afd318.92 354.36快退匀速 fF199.92 222.13根据负载计算结果和已知的各阶段的速度，可绘制出负载图（F-l）和速度图（F-2） 图 3-1 负载图和速度图63.2 确定主要参数1.初定液压缸的工作压力组合机床液压系统的最大负载约为 11800N，查表
6、 9-2初选液压缸的设计压力 。MPa312.液压缸主要参数的确定由于差动连接时液压缸的推力比非差动连接时小，速度比非差动连接时大，当加大油泵流量时，可以得到较快的运动速度，因此采用差动连接。为了减小液压泵的流量，液压缸选用单杆式的，并在快进时差动连接。为防止铣削后工件突然前冲，液压缸需保持一定的回油背压，查表 9-4暂取背压为P2=0.5MPa，并取液压缸机械效率 =0.9。则液压缸上的平衡方程m1212vAF快 进快 退1进 油 ： 回 油 ：又 ： 故液压缸无杆腔的有效面积：2 26113.405150cmAPA147.98Dc液压缸内径： 按 GB/T2348-1980，取标准值 D=
7、80mm；因 A1=3A2，故活塞杆直径d=0.816D=63mm（标准直径）则液压缸有效面积为： 122222805.44()(6319.0ADcmcdcm）3.绘制液压系统工况图差动连接快进时，液压缸有杆腔压力 P2必须大于无杆腔压力 P1，其差值估取 P2P1=0.5MPa，并注意到启动瞬间液压缸尚未移动，此时P=0；另外取快退时的回油压力损失为 0.5MPa。根据假定条件经计算得到液压缸工作循环中各阶段的压力.流量和功率，并可绘出其工况图7表 31液压缸在不同工作阶段的压力、流量和功率值工作阶段计算公式 推力F（N）回油腔压力P2（MPa）工作腔压力P1（ MPa）输入流量q（ L/m
8、in）输入功率P（KW）快进启动444.27 0 0.14快进加速288.240.90.4快进恒速qpPAvFjj)(21222.130.880.3810.90.069工进启动13269.02 0.5 2.83 工进匀速13333.24 0.5 2.84 0.41.5 0.0190.071工进减速qpPvAFjjj1213331.36 0.5 2.84 快退启动444.2700.23快退加速354.360.51.5快退恒速qpPvAFjbj21222.130.51.4313.360.32注：1.差动连接时，回油到进油之间的压力损失 。ppjba而,51082.快退时，液压缸有杆腔进油，压力为
9、，无杆腔回油，压力为jPbP液压缸的工况图：图 3-1 工况图3.3 绘制液压传动系统原理图1.调速回路的选择该机床液压系统的功率小（1kw）,速度较低；钻镗加工时连续切削，切削力变化小，故采用节流调速的开式回路是合适的，为了增加运动的平稳性，进油路夹速度阀。92.油源及其压力控制回路的选择该系统由低压大流量和高压小流量两个阶段组成，因此为了节能，考虑采用叶片泵油源供油。3.快速运动与换向回路由于差动连接时液压缸的推力比非差动连接时小，速度比非差动连接时大，当加大油泵流量时，可以得到较快的运动速度因此在双泵供油的基础上，快进时采用液压缸差动连接快速运动回路，快退时采用液压缸有杆腔进油，无杆腔回
10、油的快速运动回路。为防止铣削后工件突然前冲，液压缸需保持一定的回油背压,采用单向阀。4.速度换接回路由工况图可以看出，当动力头部件从快进转为工进时滑台速度变化较大，可选用行程开关来控制快进转工进的速度换接，以减少液压冲击。5.压力控制回路在大泵出口并联一电液比例压力阀，实现系统的无极调压。在小泵出口并联一溢流阀，形成液压油源。6.行程终点的控制方式10这台机床用于钻、镗孔（通孔与不通孔）加工，因此要求行程终点的定位精度高因此在行程终点采用死挡铁停留的控制方式。7.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，即组成如下图 1-3所示的液压系统图。为便于观察调整
11、压力，在液压泵的进口处、背压阀和液压缸无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测各点压力。图 1-3 液压系统原理图液压系统中各电磁铁的动作顺序如表 3-2所示。动作名称 1YA 2YA 3YA 4YA 5YA 6YA定位 + - - - - -夹紧 + - - - - -工作台快进 - - + - + -工作台工进 - - - + - +工作台快退 - - + + + +液压泵卸载 - - - + - +松开 - + - - - -拔销 - + - - - -3-2 电磁铁动作顺序表113.4 计算与选择液压元件1.液压泵液压缸在整个工作循环中的最大工作压力为 2
12、.84MP,如取进油路上的压力损失为0.8MPa,压力继电器调整压力高出系统最大工作压力之值为 0.5MPa，则小流量泵的最大工作压力应为Pp1=(2.84+0.8+0.5)2MPa=8.28MPa大流量泵是在快速运动时才向液压缸输油的，由工况图可知，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 0.5MPa,则大流量泵的最高工作压力为Pp2=(1.5+0.5)2MPa=4MPa由工况图可知，两个液压泵应向液压缸提供的最大流量为 13.362L/min，若回路中的泄漏按液压缸输入流量的 10%估计，则两个泵的总流量应为 。min/392.in/72.61qLLp由于溢流阀的最小
13、稳定溢流量为 3L/min,而工进时输入液压缸的流量为0.41.5L/min,由小流量泵单独供油，所以小液压泵的流量规格最少为 3.4L/min。根据以上压力和流量的数值查阅产品样本，最后确定选取 PV2R1-6与 PV2R1-23型叶片泵，其小泵和大泵的排量分别为 4mL/r和 23.4mL/r，又液压泵的容积效率没有给出，所以当泵的转速为 1450r/min时，液压泵的实际输出流量为 min/76.32in/10/4*.23qp LL）（由于液压缸在快退时输入功率最大，这是液压泵工作压力为 9.1MPa,流量为33.934L/min,取泵的总效率为 0.75，则液压泵驱动电动机所需的功率为
14、 KWQPPp 46.175.06根据此数值按 JB/T10391-2002,，查阅 JB/T 9616-1999选取 Y90L-4型电动机，其额定功率 ，额定转速 。.1n min/0nr2.阀类元件及辅助元件的选择根据阀类及辅助元件所在油路的最大工作压力和通过该元件的最大实际流量，可以选出这些液压元件的型号及规格见表 3312表 33元件的型号及规格序号 元件名称估计流量L/MIN额定流量L/MIN额定压力 aMP额定压降 a型号、符号1 过滤器 38.76 63 0.2 XU-63*80J2 叶片泵 32.76 32.76 PV2R1-233 叶片泵 6 6 PV2R1-64 溢流阀 3
15、.4 63 16 YF3-E10B5 调速阀 0.41.5 0.0750 16 AXQF-Ea10B快调速阀 026.42 0.0750 16 AXQF-Ea10B6 二位五通阀 26.42 SVK21207 单向阀 16.38 63 0.5-16 0.2 AF3-Ea10B8 行程开关 LX19-12111 电液比例压力阀 5 EDG-01-C12 减压阀 3 31.5 JF-L1013 三位四通阀 1.39 25 16 0.5 34EF3Y-H10BT14 液控单向阀 1.39 11.57 16 YAF3-Ea10B15 单向顺序阀 6 AXF3-10B16 压力继电器 10 HED1KA
16、/103.油管的选择各元件间连接管道的规格按元件接口处尺寸决定，液压缸进、出油管则按输入、输出的最大流量计算。由于液压泵的具体选定之后液压缸在各阶段的进、出流量已与原定数值不同；又对液压缸工作时，每一个泵均供两条支路，所以每条支路所需流量为总流量的一半，重新计算如表 34所示13表 34液压缸的进、出流量和运动速度流量、速度 快进 工进 快退输入流量/(L/min) 42.6)09.15(/)70(q11】【 Ap 10.45q38.162/q1p排出流量/(L/min)3/)91(）（ 0.5712./9)(1A1.4309./)75(2）（A运动速度/(m/min) 25.2)09.14(
17、/)763q1】【Ap 1/(0.276)/50.244vqA8.209.1/)763(q2）（A由表中的数据可知所选液压泵的型号、规格适合。由表 34可知，该系统中最大压力小于 3MPa，油管中的流速取 3m/s。所以按公式 可计算得液压缸无杆腔和有杆腔相连的油管内径分别为：2qdv 3.19603/()1084.52()/(61 ） 25732 ）qd查表 JB82766（52） ，同时考虑制作方便，选 18 2（外径 18mm,壁厚 2mm）的 10号冷拔无缝钢管（YB23_70）4.确定油箱容积：油箱容积按液压传动式（7-8）估算， 与压力有关的经验数据，低压24，中压 57，高压 1
18、012.当取 为 7时，求得其容积LqV32.96.p按 JB/T7938-1999规定，取标准值 V=250L。143.5 液压系统性能验算已知该液压系统的进、回油管的内径均为 18mm，运动粘度为 = 150cst = 1.5cm2/s油的密度 = 920kg/m 3 油的密度 = 920kg/m3 1压力损失的验算1.1 工作进给时进油路压力损失运动部件工作进给时的速度为 0.1m/min，进给时的最大流量为0.502L/min，则液压油在管内流速 v1为：v1=Q/(d 2/4)=40.5021000/(3.141.52)=2.84(cm/s)管道流动雷诺数 Re1 为Re1 = v1
19、d/=2.841.8/1.8 =2.84 2300可见油液在管道中流态为层流，其沿程阻力系数 1=75，R e1=2.84进油管道的沿程压力损失 p1-1 为p 1-1=(l/d）/(v 2/2)=75(1/1.5)/(0.0159200.02842/2)=0.09MPa忽略油液通过管接头、油路板等处的局部压力损失，则进油路的总压力损失p 1=0.09(MPa)1.2 工作进给时回油路的压力损失由于选用单活塞杆液压缸，且液压缸有杆腔的工作面积是无杆腔的工作面积的二分之一，则回油管道的流量为进油管道的二分之一，则v2 = v1/2 = 2.84/2 = 1.42(cm/s)Re2 = v2d/=
20、 1.421.5/1.5 = 1.42 2300 2 = 75/Re2 = 75/1.42= 52.82回油管道的沿程压力损失 p 2-1为p 2-1= 2(l/d) /( v 2/2)15=52.82(1/1.5)/(0.0159200.01422/2) =0.253Mpa查产品样本知换向阀 DFE10B 的压力损失为 p 2-2=0.025MPa，回油路总压力损失 p 2为p 2= p2-1+p 2-2 =0.253+0.025= 0.278MPa)1.3 变量泵出口处的压力 PpPp = (F/ cm+A2p 2)/A1+ p1=(13333.24+19.090.278)/50.24+0
21、.09=2.65(MPa)1.4 系统压力损失验算工作循环中进、回油管中通过的最大流量 q=29.392 L/min，由此计算雷诺数得Re= vd/=4q/d=4 29.592 10-3/60 1510 -31.510-4=279.232300由此可推出各工况下的进、出回油中的液流均为层流，管中流速为V=q/(d 2/4)= 4 30 10-3/60 (1510 -3 )2 =2.79m/s因此沿程压力损失为pf=75/ R el/dv 2/2 =75/279.232/1510-39202.792/2=0.13106Mpa2 系统温升的验算在整个工作循环中，工进阶段所占的时间最长，为了简化计算
22、，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，计算如下：v=0.1m/min：流量 Q=v(d 2/4)= 0.1 20.1/4=0.785(L/min)此时泵的效率为 0.1，泵的出口压力为 3.64Mpa则有：P(输入) =3.640.785/(600.1) =0.476(kW)P(输出)= Fv = 13333.2410/60102103 = 0.022(kW)此时的压力损失为：P = P(输入) - P(输出) = 0.476Kw-0.022KW=0.454KW假定系统的散热状况一般，取 K=1010-3 =kW/(cm2)，油箱的散热面积 A 为161.92cm2，则
23、系统的温升为：T =P/KA = 0.454/(10 10-3 1.92) =23.5()验算表明系统的温升在许可范围内。4液压缸的设计4.1 液压缸工作压力的确定选择 5MP液压缸工作压力主要根据液压设备类型确定，对不同用途的液压设备，由于工作条件不同，通常采用的压力也不同。4.2 液压缸的内径 D和活塞杆 d前面已经计算D = 80mm ; d =63mm4.3 液压缸的壁厚和外径的计算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，起重运输机械和工程机械的液压缸
24、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PD/2公式中： 为液压缸壁厚（m）D 为液压缸内径（m）P 试验压力，一般取最大工作压力的（1.25-1.5 倍） （Mpa ）缸筒材料的许用应力：锻钢 110-120，铸钢 100-110，无缝钢管 100-110高强度铸铁 60，灰铸铁 25， 单位（Mpa）PD/2=1.550.1/（2110）故取 =10mm液压缸壁厚算出后，即可求出缸体的外径 D1 为D1D+2=80+210=100mm 取 D1=1004.4 缸盖厚度的确定一般液压缸多为平底缸盖，其有效厚度 t 按强度要求可用下面两个公式进行近似计算17无孔时：t
25、0.433D（P 【 】 ）有孔时：t0.433DPD【】 （Dd）式中，t-缸盖有效厚度D-缸盖止口内直径d-缸盖孔的直径5设计小结 刚拿到本次的设计题目的时候，我很是开心，我觉得这个题目应该比较简单，后来老师一说，我们这一组的题算是比较难的，我就有点后悔，真不应该做这一题。但后来经老师一分析，觉得也不是特别难，就多加一个工作回路而已。在明确了自己的设计目的之后，我按照课本上和网上下的资料的例题步骤开始进行计算，但是由于图书馆里的设计手册都被借走了，使我有一些配件的选用无法进行，只能网上收索，也不知道是否正确。如二位五通电磁换向阀的选择等。在这二周的课程设计中，学到的东西还是很多，我知道了一
26、般机床液压系统的设计框架而且我也掌握了设计一个液压系统的步骤，并且熟悉了一些软件。我想本次课程设计是我们对所学知识运用的一次尝试，是我们在液压知识学习方面的一次有意义的实践。在本次课程设计中，我独立完成了自己的设计任务，通过这次设计，弄懂了一些以前书本中难以理解的内容，加深了对以前所学知识的巩固。在设计中，通过老师的指导，使自己在设计思想、设计方法和设计技能等方面都得到了一次良好的训练。在此，表示对老师们的深深谢意！6 参考文献1 左健民. 液压与气动传动. 北京, 机械工业出版社, 20052 机械设计手册 单行本+液压传动与控制（电子版 R1.0）. 北京：化学工业出版社3 机械设计手册第 20篇 液压传动（电子版 R1.0）. 北京：化学工业出版社 20044 张利平，液压传动设计指南，化学工业出版社，2009
