液压与气动技术课程方案设计书123.pdf

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1、系系别：自动化别：自动化姓姓名：黄军伟名：黄军伟班班级：级：学学号：号：液压气动课程设计液压气动课程设计题题目：组合机床液压动力滑台的液压系统目：组合机床液压动力滑台的液压系统10611940001203710611940001203710611012017371061101201737课程设计任务书课程设计任务书题目组合机床液压动力滑台的液压系统1061101201学生姓名 黄军伟学号班级737承担指导任务单指导教师位姓名主要内容一液压系统原理图设计计算二计算和选择液压件三验算液压系统性能四液压缸的设计计算五.设计总结1061194001201737专业是否制作实物机械自动教研室主任签字时间

2、年月日目目录录一一液压系统原理图设计计算液压系统原理图设计计算.3.3二计算和选择液压件二计算和选择液压件.8.8三验算液压系统性能三验算液压系统性能1212四四液压缸的设计计算液压缸的设计计算1515五五设计总结设计总结.17.17参考文献参考文献.18.18一液压系统原理图设计计算一液压系统原理图设计计算技术参数和设计要求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 0.0

3、5m/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动系统。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Ffs fs G 0.21000 2000NG加速时：惯性负载Fagvt100004.2100.260 350N快进时：动摩擦负载Ffd fd G 0.110000 1000N工进时：负载F Ffd Fe100030000 31000N快退时：动摩

4、擦负载Ffd fd G 0.110000 1000N其中，Ffs为静摩擦负载，Ffd为动摩擦负载，F 为液压缸所受外加负载，运动部件速度变化时的惯性负载，Fe为工作负载。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 外负载（N)工作 外负载（N)循环循环启F Ffs Fa2350工进F Ffs Fe31000动，加速快进F Ffd1000快退F Ffd1000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Fa为二 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

5、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

6、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。1-1-双联叶片泵双联叶片泵 2-2-三位五通电磁阀三位五通电磁阀3-3-行程阀行程阀 4-4-调速阀调速阀5-5-单向阀单向阀 6-6-单向阀单向阀7-7-顺序阀顺序阀 8-8-背压阀背压阀9-9-益流阀益流阀 10-10-单向阀单向阀11-11-过滤器过滤器 12-12-压力表接点压力表接点13-13-单向阀单向阀 14 14压力继电器压力继电器液压系统原理图液压系统原理图二计算和选择液压件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

7、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：Pp1 p1ppe 3.910.60.5 5.01Mpa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作压力估算为:Pp2 p1p 1.40.31.7

8、Mpa（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：qp Kq11.10.4103 26.4L/min考虑到溢流阀的最小稳定流量为 3L/min，工进时的流量为0.7910-5m3/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，其理论流量分别为 4.32

9、mL/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：qp qp1qp2 67200.910002672010000.9 3.88816.848 20.8L/min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：p ppqpp1.710620.8103 0.74kw3600.810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，

10、选出的阀类元件和辅件规格如列表所示，其中溢流阀按小泵的额定流量选取，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 0.5L/min通过的元件名称最大流量叶片泵规格型号额定流量 额定压力额定压降166.36.36.36.36.36.36.36.36.36.3-6.314-0.30.3-0.20.20.3-0.20.02-0.2-PV2R12-6/223.888/16.848100100610010063101010080-100-电液换向阀7035DY-100BY行程阀调速阀单向阀单向阀62。122C-100BH17029.3Q-6BI-100BI-10

11、0BXY-63BB-10BY-10BI-100B液控顺序阀28.1背压阀溢流阀单向阀滤油器15.127.936.6XU-80X200K-6BI-100BPF-B8L压力表开关-单向阀70压力继电器-（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q1=39.3L/minq2=18.5L/minv1=0.069m/st1=2.17s工进q1=0.474L/minq2=0.22L/minv2=0.05m/st2=36s快退q1=20.8L/minq2=44.2L/minv3=0.077m/st3

12、=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：d 4qv计算得与液压缸无杆腔和有杆腔相连的油管内径分别为：4q439.3103d 10314.4mmv6044q444.2103d 10315.3mmv604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v取=6 得：qpn估算，其中 为经验系数，现v qpn 6(4.32 18.72)140L三验算液压系统性能三验算液压系统性能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

13、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=110-4m2/s。油液的密度=0.9174103kg/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444.2103Re 46960201031104vd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的流速v 7575dv和油液在管道内Re4q4q同时代入沿程压力损失计算公式，并将数据代入得：d2475vl4750.

14、917410311042p1q q2d42(20103)4 0.5478q在管道结构未确定的情况下，管道的局部压力损失p 0.1p1阀类元件的局部压力损失可根据下式计算：qpv pn()2qn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：p 0.547810 q 0.03588Mpap 0.1p 0.003588Mpali8ilip 0.2(100)0.3(100)0.3(100)0.06499Mpap pp p 0.0035880.035880.06499 0.1045Mpavi222iilivi16.84820.839.3在回油路上，压力损失为：ppl

15、00 0.5478108q 0.01689Mpa 0.1pli 0.001689Mpa18.5218.5239.32pv00.2()0.3()0.3()0.06345Mpa100100100p0p0pl0pv0 0.016890.0016890.06345 0.08203Mpa将回油路上的压力损失折算到进油路上去，便可得到差动快速运动时的总的压力损失为：p 0.10450.082032.工进44.7 0.143Mpa95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：pipvi

16、0.3(此值略小于估计值。0.4742)0.5 0.5Mpa100在回油路上的总压力损失为：p0pv0 0.3(0.2220.2216.8482)0.60.3()0.61Mpa10063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：F0 P2A2344440.6110644.7104pp1 3.91MpaA195104106此值与前面表中所列数值相符，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：pp1 p1pipe 3.910.50.5 4.91Mpa此值与估算值基本相符，是调整溢流阀的调整压力

17、的主要参考数据。3.快退在进油路上总的压力损失为：16.848220.82pipvi 0.2()0.3()0.019Mpa100100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。在回油路上总的压力损失为：p0pv0 0.2(44.2244.2244.22)0.3()0.2()0.137Mpa100100100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：pp2 p1pi1.40.019 1.42Mpa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

18、油液通过液控顺序阀的压力损失：p2 p pn(q216.8482)0.3()0.02146Mpaqn63液压系统的总输入功率即为液压泵的输入功率3.88810316.84810364.9110 0.214610 pp1qp1 pp2qp26060prp0.8 405.2w6液压系统的输出有效功率即为液压缸的输出有效功率pc FV2 310000.0560 25.8w由此计算出系统的发热功率为：H pr pc 405.225.8 379.4w按式T HH379.414.4 C3322KA0.065K V0.06515 140其中传热系数K 15W/(m2C)设环境温度T2 25 C，则热平衡温度

19、为：T1T2T 2514.4 T1 55 C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。四液压缸的设计计算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p为 0.5 Mpa 液压缸机2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：d2D 4F/pm(1 p2(12)/p)D4310

20、00/31060.95(1 0.123(m)0.50.72)3则根据相关表，将液压缸内径圆整为标准系列直径D=125mm。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A Q/v 0.051000/5 10(cm2)minminmin式中：Q是由产品样本查得最小稳定流量为 0.05L/min。min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：A(D2d2)/4(1252902)/4 59(cm2)即A A，可得液压缸能达到所需低速。

21、min3.液压缸的壁厚和外径的计算：pD/2液压缸壁厚（m）D液压缸内径(m)p试验压力，一般取最大工作压力的（1.251.5）倍-缸筒材料的许用应力。取为铸钢=110Mpa求得：1.531000125/(2 110106)26mm故液压缸外径 D1D+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Q(快进）d2v(快进)=0.0924.2/4 26.7(L/min)Q(工进）D2v(工进)=0.12520.05/4 0.61(L/min)Q(快退）（D2d2）v(快进)=（0.12520.092）4.2/4 24

22、.8(L/min)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、设计总结五、设计总结通过这学期对液压气动的研究学习,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简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