1、0液压气动课程设计目 录一液压系统原理图设计计算.3二计算和选择液压件.8三验算液压系统性能12四液压缸的设计计算15五设计总结17参考文献181一液压系统原理图设计计算技术参数和设计要求设计一台卧式单面多轴钻孔组合机床动力滑台的液压系统，其工作循环是：快进工进快退停止。主要参数：轴向切削力为 30000N，移动部件总重力为 10000N，快进行程为 150mm，快进与快退速度均为 4.2m/min。工进行程为 30mm，工进速度为 0.05m/min，加速、减速时间均为 0.2s，利用平导轨，静摩擦系数为 0.2，动摩擦系数为 0.1。要求活塞杆固定，油缸与工作台联接。设计该组合机床的液压传
2、动系统。2一 工况分析首先，根据已知条件，绘制运动部件的速度循环图（图 1-1）：图 1-1 速度循环图其次，计算各阶段的外负载并绘制负载图,根据液压缸所受外负载情况，进行如下分析：启动时：静摩擦负载 0.210fsFGN加速时：惯性负载 4.356avgt快进时：动摩擦负载 0.10fdFGN工进时：负载 31fde3快退时：动摩擦负载 0.10fdFGN其中， 为静摩擦负载， 为动摩擦负载，F 为液压缸所受外加负载， 为fsFfd aF运动部件速度变化时的惯性负载， 为工作负载。e根据上述计算结果，列出各工作阶段所受外载荷表 1-1，如下：表 1-1 工作循环各阶段的外负载工作循环外负载（
3、N) 工作循环外负载（N)启动，加速fsaF2350 工进 fseF31000快进 fd1000 快退 fd1000根据上表绘制出负载循环图，如图 1-2 所示：图 1-2 负载循环图4二 拟定液压系统原理图（1）确定供油方式：考虑到该机床在工作进给时负载较大，速度较低。而在快进快退时负载较小、速度较高。从节省能量、减少发热考虑，泵源系统宜选用双泵供油。现采用带压力反馈的限压式变量叶片泵。如下图:（2）调速方式的选择：在专用机床的液压系统中，进给速度的控制一般采用节流阀或者调速阀。根据专用机床工作时对低速性能和速度负载特性都有一定要求的特点，决定采用限压式变量泵和调速阀组成的容积节流调速。这种
4、调速回路具有效率高，发热小和速度刚性好的特点，并且调速阀装在回油路上，具有承受负载切削力的能力。如下图所示：（3）速度换接方式的选择：本系统采用电磁阀的快慢换接回路，它的特点是结构简单、调节行程比5较方便，阀的安装也较容易，但速度换接的平稳性较差，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。如下图所示：最后把所选择液压回路组合起来，即可组合成如附图所示液压系统原理图。液压系统原理图如下。61-双联叶片泵 2-三位五通电磁阀 3-行程阀 4-调速阀5-单向阀 6-单向阀7-顺序阀 8-背压阀9-益流阀 10-单向阀11-过滤器 12-压力表接点13-单向阀 14压力继电器液压系统
5、原理图7二计算和选择液压件1.确定液压泵的规格和电动机的功率（1）计算液压泵的最大工作压力小流量泵在快进和工进时都向液压缸供油，由表可知液压缸在工进时工作压力最大，最大工作压力为 3，91Mpa，如在调速阀进口节流调速回路中，选取油路上的总压力损失为P=0.6Mpa ，考虑到压力继电器的可靠动作要求压差Pe=0.5Mpa，则小泵的最高工作压力估算为：13.9106.51pePpMpa大流量泵只在快进和快退时向液压缸供油，快退时液压缸的工作压力为 P1=1.4Mpa，比快进时大，考虑到快退时供油不通过调速阀，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
6、作压力估算为:21.4031.7pPMpa（2）计算液压泵的流量由表可知，油源向液压缸输入的最大流量为 0.410-3m3/s,如取回油泄漏系数 K=1.1，则两个泵的总流量为：31.0426./minpqKL考虑到溢流阀的最小稳定流量为 3L/min，工进时的流量为80.7910-5m3/s=0.474L/min,则小泵的流量最少应为 3.474L/min.（3）确定液压泵的规格和电动机的功率根据以上压力和流量数值，并考虑液压泵存在容积损失，最后确定选取 PV2R12-6/26 型叶片泵，其小泵和大泵的排量分别为 6mL/r 和 26mL/r，当液压泵的转速 Np=720r/min 时，其理
7、论流量分别为 4.32mL/r 和 18.72mL/r，若取液压泵的容积效率为v=0.8，这时液压泵的实际输出流量为： 12670.9126700.9384.8/minppqL由于液压缸在快退时输入功率最大，若取液压泵的容积效率为 p=0.8，这时液压泵的驱动电机功率为： 631.702.810.74pqkw:根据此数值查表，选用规格相近的 Y160M1-8 型电动机，其额定功率为 4KW，额度转速为 720r/min。2.确定其它元件及辅件（1）确定阀类元件及辅件根据系统的最高工作压力和通过各类阀类元件及辅件的实际流量，查阅手册，选出的阀类元件和辅件规格如列表所示，9其中溢流阀按小泵的额定流
8、量选取，调速阀选用 Q-6B 型，其最小稳定流量为 0.03L/min，小于本系统工进时的流量 0.5 L/min规格元件名称通过的最大流量型号额定流量 额定压力 额定压降叶片泵 - PV2R12-6/22 3.888/16.848 16 -电液换向阀 7035DY-100BY100 6.3 0.3行程阀 62。1 22C-100BH 100 6.3 0.3调速阀 1 Q-6B 6 6.3 -单向阀 70 I-100B 100 6.3 0.210单向阀 29.3 I-100B 100 6.3 0.2液控顺序阀 28.1 XY-63B 63 6.3 0.3背压阀 1 B-10B 10 6.3 -
9、溢流阀 5.1 Y-10B 10 6.3 -单向阀 27.9 I-100B 100 6.3 0.2滤油器 36.6 XU-80X200 80 6.3 0.02压力表开关 - K-6B - - -单向阀 70 I-100B 100 6.3 0.2压力继电器 - PF-B8L - 14 -（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，与原数值不同，重新计算的结果如下表：快进 工进 快退q1=39.3L/min q1=0.474L/min q1=20.8L/minq2=18.5L/min q2=0.22L/min q2=44.2L/m
10、in11v1=0.069m/s v2=0.05m/s v3=0.077m/st1=2.17s t2=36s t3=2.34s由上表可以看出，液压缸在各阶段的实际运动速度符合设计要求。按照上表中的数值，取管道内允许速度 v=4m/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4qdv别为： 349.104.6qdmv3.2105.04v为了统一规格，按手册查得选取所有管子均为内径 20mm，外径 28mm 的 10 号冷拔钢管。（3）确定油箱油箱的容积按式 估算，其中 为经验系数，现pnvq取 =6 得： 6(4.3218.72)140pnvq L三验算液压系统性能121.验算系统压力损
11、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。现取进回油管道长 l=2m，油液的运动粘度 =1 10-4m2/s。油液的密度 =0.917410 3 kg / m3（1）判断流动状态在快进工进和快退工况下，进回油管路中所通过的流量以快退时回油流量为最大，此时，油液流动的雷诺数 344.210Re 6960vd也为最大，小于临界雷诺数（2000） ，故可推出：各工况下的进回油路中的油液流动状态全为层流。（2）计算系统压力损失将层流流动的状态沿程阻力系数 和油液在管道内75Re4dvq的流速 同时代入沿程压力损失计算公式，
12、并将数据代入得：24qvd341475750.914022()0.8lp qq在管道结构未确定的情况下，管道的局部压力损失 10.p阀类元件的局部压力损失可根据下式计算：132()vnqp滑台在快进、工进、快退工况下的压力损失计算如下：1.快进在进油路上，压力损失分别为： 82220.54710.358.6.39.().()0.()0.6491158.105liiliviiilivipqMpaMpapp在回油路上，压力损失为： 802220000.54710.6953.()3().()0.63451689. 0.823llivlvpqMpaMpapp pa将回油路上的压力损失折算到进油路上去，
13、便可得到差动快速运动时的总的压力损失为： 4.70.145.82031395pMpa2.工进在进油路上，在调速阀处的压力损失为 0.5Mpa，在回油路上，在背压阀处的压力损失为 0.6Mpa，忽略管路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：1420.473().501ivipMpa此值略小于估计值。在回油路上的总压力损失为： 2 200.0.16.843().63()0.11vp Mpa该值即为液压缸的回油腔压力 p2=0.61Mpa，此值与初算时选取的背压值基本相符。重新计算液压缸的工作压力为： 64021 41340.1.7103.995pFPAMpa 此值与前面表中所列数
14、值相符，考虑到压力继电器的可靠动作要求压差 pe=0.5Mpa，则小流量泵的工作压力为：13.9105.491piepMpa此值与估算值基本相符，是调整溢流阀的调整压力的主要参考数据。3.快退在进油路上总的压力损失为： 2216.840.80.().3().19ivip Mpa此值远小于估计值，因此液压泵的驱动电机的功率是足够的。15在回油路上总的压力损失为： 222004.4.4()0.3()0.()0.13711vp Mpa此值与表中数值基本相符，故不必重算。大流量泵的工作压力为： 21.4019.2pi pa此值是调整液控顺序阀的调整压力的主要参考数据。2.验算系统发热与升温由于工进在整
15、个工作循环中占 90%，所以系统的发热与升温可按工进工况来算，在工进时，大流量泵的出口压力即为油液通过液控顺序阀的压力损失： 222 16.84()0.3()0.16nqp Mpa液压系统的总输入功率即为液压泵的输入功率 3 36 612.8101.8404.91.240405.pprqw 液压系统的输出有效功率即为液压缸的输出有效功率 2310.5602.8cpFVw由此计算出系统的发热功率为： r405.28379.4cHp16按式 332279.41.0.650.650HT CKAV其中传热系数 21/()WmC:设环境温度 ，则热平衡温度为：25T1214.油温在允许范围内，油箱散热面
16、积符合要求，不必设置冷却器。四液压缸的设计计算1.液压缸的主要尺寸的确定（1） 工作压力 p 的确定：工作压力 p 可根据负载大小及机器的类型来初步确定，现参考相关表取液压缸的工作压力为3Mpa。（2） 计算液压缸内径 D 和活塞杆直径 d：由负载图可知最大负载为 31000N，按照相关表可取背压 为 0.5 Mpa 液压缸机2p械效率 可取为 0.95，考虑到快进快退速度相等，根据相m关表取 d/D 为 0.7。根据以上条件来求液压缸的相关尺寸：1. 液压缸内径：1726 24/(1)/0.530/0.9(17)3.12()mdDFppD则根据相关表，将液压缸内径圆整为标准系列直径 D=12
17、5mm。2. 活塞杆直径 d：由 d/D=0.7，可求得 d=0.7D,则 d=87.5，根据表圆整后取为标准系列直径 d=90mm按最低工进速度验算液压缸的最小稳定速度，由 mininmi 2/0.51/0()AQvcm式中： 是由产品样本查得最小稳定流量为 0.05L/min。in由于调速阀是安装在回油路上，故液压缸节流腔的有效工作面积应选取液压缸有杆腔的实际面积，即： 222()/4(1590)/45()ADdcm即 ，可得液压缸能达到所需低速。min3. 液压缸的壁厚和外径的计算： /2()pDm :液 压 缸 壁 厚 （ ）液 压 缸 内 径试 验 压 力 ， 一 般 取 最 大 工
18、 作 压 力 的 （ 1.25） 倍-缸 筒 材 料 的 许 用 应 力 。 取 为 铸 钢 =0Mpa18求得： 61.53025/(10)2m故液压缸外径 D1 D+2 =125+52=177mm4. 液压缸工作行程的确定需根据执行机构来确定，故这里不做讨论。5. 计算在各工作阶段液压缸所需的流量 22(2 22( (d0.94./6.7(/min)D150194./2.8(/min)Qv LL快 进 ） 快 进 )工 进 ） 工 进快 退 ） 快 进 )=（ ） （ ）由以上液压缸的基本尺寸，就可以选择相配套的液压元件，这里 不做讨论.液压缸装配图如附图所示五、设计总结通过这学期对液压气
19、动的研究学习,了解了液压元件的特性，通过自己和同组人员来设计实验，激发了学习兴趣。亲自动手操作，观察实验现象，增加了理论学习的趣味性，能亲身感受到液压的作用。另外使我对液压系统的基本概况有了充分的理解与掌握。我还查阅了参考资料，加深了对液压工作的原理的理解，以及其在实际生活中的广泛应用。因此，通过这次实验的设计，对今后在液压这一领域有更深的认识。同时也锻炼了动手能力，独立思考解决问题19的方法，使我从本质上对液压有了全新的认识，有利于以后的学习研究。参考文献1雷天党 . 新编液压工程手册M. 北京；北京理工大学出版社 19982路甬祥 . 液压与气动技术手册M. 北京；机械工业出版社 20023章宏甲 . 液压与气压传动M. 北京；机械工业出版社 20034林建亚，何存兴. 液压元件M. 北京；机械工业出版社 19885从庄远，刘震北. 液压技术基本理论M. 哈尔滨；哈尔滨工业大学出版社 1989
