1、1.液压传动的工作原理和组成 11.1 工作原理 .11.2 液压系统的基本组成 .12.设计要求 22.2 机床的其他工作参数如下： .23.液压系统工况分析 33.1 运动分析 .33.2 负载分析 .33.2.1 工作阻力 .33.2.2 摩擦阻力 .33.2.3 惯性力 .34.液压系统方案设计 44.1 选择调速回路 .44.2 选择油源形式 .44.3 选择快速运动和换向回路 .54.4 选择速度换接回路 .54.5 选择调压和卸荷回路 .56.组成液压系统 55.确定液压系统主要参数 65.1 初选液压缸工作压力 .65.2 计算液压缸主要尺寸 .65.3 液压泵的参数计算 .9
2、5.3.1 计算液压泵的流量 95.3.2 确定液压泵的规格和电动机功率 96.液压元件的选择 106.1 液压阀及过滤器的选择 .106.2 油管的选择 .116.2.1 确定油管 116.3 油箱的选择 .127.验算液压系统性能 137.1 验算系统压力损失 .137.1.1 判断流动状态 .137.1.2 计算系统压力损失 .137.1.3 快进 .147.1.4 工进 .157.1.5 快退 .157.2 验算系统发热与温升 .16液压与气压传动课程设计说明书学 院、 系： 机械工程学院 专 业： 机械工程 学 生 姓 名 ： 班 级： 指导教师姓名： 职称： 教 授 最终评定成绩：
3、 2017 年 12 月 11 日 至 2017 年 12 月 15 日第 0 页1.液压传动的工作原理和组成液压传动是用液体作为工作介质来传递能量和进行控制的传动方式。液压系统利用液压泵将原动机的机械能转换为液体的压力能，通过液体压力能的变化来传递能量，经过各种控制阀和管路的传递，借助于液压执行元件（缸或马达）把液体压力能转换为机械能，从而驱动工作机构，实现直线往复运动和回转运动。驱动机床工作台的液压系统是由邮箱、过滤器、液压泵、溢流阀、开停阀、节流阀、换向阀、液压缸以及连接这些元件的油管、接头等组成。1.1 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
4、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，工作台的移动速度减少。由此可见，速度是油量决定的。1.2 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） 执行装置液压机。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。（
5、4） 辅助装置邮箱、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。第 1 页2.设计要求设计一台组合机床动力滑台液压系统。2.1 机床要求的工作循环是：要求实现工件快进、工进、快退等过程，最后自动停止；动力滑台采用平导轨，往复运动的加速、减速时间 为 0.2s。t2.2 机床的其他工作参数如下： 参数三运动部件总重力 G=30000N切削力 Ft=20000N快进、快退速度 v1=v3=6m/min行程 l=400mm工进速度 v2=60100mm/min静摩擦系数 fs=
6、0.2动摩擦系数 fd=0.12.3 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。由设计要求取工进速度为 80mm/min，快进行程 为 300mm，工进行程 为 100mm1l2l3.液压系统工况分析3.1 运动分析绘制动力滑台的工作循环图第 2 页3.2 负载分析3.2.1 工作阻力工作阻力为已知 NFt203.2.2 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2.0sf 1.0df，则：NFN30静摩擦阻力 NFfs 63.动摩擦阻力 fd0103.2.3 惯性力 NtvgGFm15302.896/303.3
7、 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：95.0运动阶段 计算公式 总接卸负载 F/N起动 /fsF6316加速 )(mfd4868第 3 页快进 /fdF3158工进 )(ft24211快退 /fd31584.液压系统方案设计4.1 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。4.2 选择油源形式 在工作循环内，液压缸要求油源提供快
8、进、快退行程的低压大流量和工进行程的高压小流量的油液。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。4.3 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
9、。第 4 页4.4 选择速度换接回路 由于本系统滑台由快进转为工进时，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。4.5 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，如右图所示。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
10、问题，增设了单向阀 6。为了避免机床停止工作时回路中的油液流回油箱，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。考虑第 5 页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。5.确定液压系统主要参数5.1 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。5.2 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（A 1=2A2） ，
11、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。表 1 按负载选择工作压力负载/ KN 50工作压力/MPa0.811.52 2.53 34 45 5表 2 各种机械常用的系统工作压力机 床机械类型磨床 组合机床龙门刨床拉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工作压力/MPa0.8235 28 8101018 2032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第
12、 6 页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/MPa 5.0 5.07.0 7.0d/D 0.50.55 0.620.70 0.7表 5 按速比要求确定 d/D2/ 1 1.15 1.25 1.33 1.46 1.61 2d/D 0.3 0.4 0.5 0.55 0.62 0.71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）4 20 56 1605 22 63 1806 25 70 2008 28 80 22010 32 90 25012 36 1
13、00 28014 40 110 32016 45 125 36018 50 140由公式 可得：/21FAp2326621 1054.10.1042m则活塞直径 AD95.31参考表 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第 7 页2215.634mDA222.)(d根据计算出的液压缸的尺寸，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、压力和功率负载 F 进油压力 回油压力 所需流量输入功率 P工作循环计算公式N pj pb L/min KW差动快进 2
14、1ApFPj12)(qpPj3158 5104.5.218.66 0.48工进 12AFbj21qpPj24211 5102.4580.51 0.036快退 21AFbj3qpPj3158 510.9519.44 0.631.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。第 8 页5.3 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 6 可知，液压缸在工进时工作压力最大，最大工作压力
15、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 p=0.5MPa，则小流量泵的最高工作压力估算为 MpaPp 32.50.2.41 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 papp 25.309.11因此泵的额定压力可取 PaPr 625.5.3.1 计算液压泵的流量由表 6 可知，油源向液压缸输入的最大
16、流量为 19.44L/min ，若取回路泄漏系数 K=1.1，则两个泵的总流量为 min/384.21in/4.191 LLqp 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i/06.3)52.0(1p3.1L/min。所以大流量泵的流量 in/204.184.12 Lqpp 5.3.2 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 n
17、p=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nVq泵的实际输出流量为 min/036.27in/)96.2107.5( i/)1944621 LLqpp 第 9 页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，这时液压泵的驱动电动机功率为 KwqpP28.1068.3.27153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/min6.液压元件的选择6.1 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
18、阅产品样本，选出的阀类元件和辅件规格如表 8 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 8 液压元件规格及型号规格序号元件名称通过的最大流量 q/L/min型号 额定流量qn/L/min额定压力Pn/MPa额定压降Pn/MPa1 双联叶片泵 PV2R12-6/335.1/27.9*16 2 三位五通电液换向阀70 35DY100BY100 6.3 0.33 行程阀 62.3 22C100BH100 6.3 0.34 调速阀 1
19、Q6B 6 6.3 5 单向阀 70 I100B 100 6.3 0.26 单向阀 29.3 I100B 100 6.3 0.27 液控顺 28.1 XY63B 63 6.3 0.3第 10 页序阀8 背压阀 1 B10B 10 6.3 9 溢流阀 5.1 Y10B 10 6.3 10 单向阀 27.9 I100B 100 6.3 0.211 滤油器 36.6 XU8020080 6.3 0.0212 压力表开关 K6B 13 单向阀 70 I100B 100 6.3 0.214 压力继电器 PFB8L 14 *注：此为电动机额定转速为 910r/min 时的流量。6.2 油管的选择根据选定的
20、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。6.2.1 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 9 所列。表 9 各工况实际运动速度、时间和流量快进 工进 快退min/3.54.26)96107(.211LAqpmin/51.0Lqin/072.96
21、.151Lqp第 11 页min/2.85634.122LAqmin/26.05.341212LAqin/3.94.25607212LAqsmAqvp/145.010).32.6(974321sAqv/85.6312sAqv/618.0432712st73 st5.1203st65.033表 10 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 以下压油管道 36，压力高，管道短，粘度小取大值回油管道 1. 53 由表 9 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 9 数值，按表 10 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
22、腔和有杆腔相连的油管内径分别为vqd4 mvqd140614.30543893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。第 12 页6.3 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；pnaqV中压系统， =57；高压系统，=612。现取 =7，得 Lpn2)6(77.验算液压系统性能7.1 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 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
23、.510-4m2/s，油液的密度取 =0.90103kg/m3。7.1.1 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 23078105.1603.4vdRe快退时 6.9431 e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。7.1.2 计算系统压力损失油液在管道内流速进油路 smdqv /82.41054.36/232 ）（第 13 页进油路压力损失 padRvlpe 53212 10.1057
24、88.49.64回油路上，流速是进油路的两倍即 v=9.64m/s，则压力损失为 paap 5322 .056.98.14可见，沿程压力损失的大小与流量成正比，这是由层流流动所决定的。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 l1.0p各工况下的阀类元件的局部压力损失可根据下式计算 2nvq其中的 pn 由产品样本查出，q n 和 q 数值由表 8 和表 9 列出。滑台在快进、工进和快退工况下的压力损失计算如下：7.1.3 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
25、无杆腔。在进油路上，压力损失分别为 Mpapi 103.03.15ii . Pa1647.0a10.623.103.109.27. 2vi p Mpppviiii 281在回油路上，压力损失分别为 a578.0178.5510pp MPa1594.0a103.62.103.29.103.29.vo p第 14 页Mpapappvi 7952.0154.078.5.0010 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 MpaPap684.05.634279.028. 7.1.4 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
26、阀 4 处的压力损失为 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 MPa5.0.105.3.2vii p此值略小于估计值。在回油路上总的压力损失为 papv 86.0)639.274.(8.)1024.(30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 MpaApF 25.4105.634.2846121 此略高于表
27、 6 数值。考虑到压力继电器的可靠动作要求压差 p=0.5MPa，则小流量泵的工作压力为 aMppi 252.41 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。7.1.5 快退滑台快退时，在进油路上，油液通过单向阀 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第 15 页MPa048.a103.109.27. 2vii p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 Pa34.0a1072.1073.1072. 22voo p此值与表 7 的
28、数值基本相符，故不必重算。大流量泵的工作压力为 Mpip 98.4.95.12 此值是调整液控顺序阀 7 的调整压力的主要参考数据。7.2 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 MPa058.a639.2.02n2p q液压系统的总输入功率即为液压泵的输入功率 WWp14708.06019.21961.52. 3636211 液压系统输出的有效功率即为液压缸输出的有效功率 Fvp7.1932412 由此可计算出系统的发热功率为 p.621已知油箱容积
29、V=220L=224x10-3m3则油箱近似散热面积 2232 4.05.0.=AmV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CT第 16 页cACT45.31.2105763设环境温 T2=25C，则热平衡温度为c4.1此值接近于 o5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。参考文献1、 液压工程手册或新编液压工程手册 雷天觉2、 液压设计手册3、 机械设计手册 化学工业出版社 成大先4、 液压元件及选用 化学工业出版社 王守城 段俊勇5、 液压系统设计图集 机械工业出版社 周士昌 6、其他关于液压传动系统设计的资料
