液压与气压传动课程设计.docx
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液压与气压传动课程设计
液压与气压传动课程设计
目录
一．课程设计题目及其设计要求……………………2二．系统工况分析与方案选择………………………3三．液压元件的计算与产品选择……………………6四．主要部件的结构特点分析与强度校核计算……10五．液压系统验算……………………………………12六．课程设计简单小结………………………………16
1
一．
课程设计题目及其设计要求
1、某工厂设计一台钻镗专用机床，要求孔的加工精度为TI6级。
要求
该机床液压系统要完成的工作循环是：
工件定位、夹紧→动力头快进→工进→终点停留→动力头快退→工件松开、拔销。
该机床运动部件的重量为30000N，快进、快退速度为6m/min，工进的速度为20~120mm/min可无级调速，工作台的最大行程为400mm，其中工进的总行程为150mm，工进时的最大轴向切削力为20XX0N，工作台的导轨采用平导轨支撑方式；夹紧缸和拔销缸的行程都为25mm，夹紧力为120XX—80000N之间可调，夹紧时间不大于1秒钟。
2、设计要求：
完成该液压系统的工况分析、系统计算并最终完成该液压系统
工作原理图的设计工作；
2
根据已完成的液压系统工作原理图选择标准液压元件；对上述液压系统中的进给缸进行结构设计，完成该液压缸的相
关计算和部件装配图设计，并对其中的1—2非标零件进行零件图的设计；
对上述液压系统中的夹紧缸进行结构设计，完成该液压缸的相
关计算和部件装配图设计，其中的1—2非标零件进行零件图设计。
对上述液压系统中的液压站进行结构设计，完成该液压站中的
油箱部件和电机液压泵组件的相关计算和装配图设计，并对其中的1——2个非标零件进行零件图的设计。
3
二．系统工况分析与方案选择
1．工况分析
根据已知条件，绘制运动部件的速度循环图，如图1-1所示。
计算各阶段的外负载，如下：
液压缸所受外负载F包括三种类型，即
F=F+Ff+Fa （1-1）
式中F—工作负载，对于金属钻镗专用机床，既为工进时的最大轴向切削力，为20XX0N；
Fa—运动部件速度变化时的惯性负载；
Ff—导轨摩擦阻力负载，启动时为静摩擦阻力，启动后为动摩擦力阻力，对于平导轨Ff可下式求得
Ff=f（G+FRn）;G—运动部件重力；
FRn—垂直于导轨的工作负载，本设计中为零；
f—导轨摩擦系数，在本设计中取静摩擦系数为，动摩擦系数为。
则求得
Ffs=30000N=60000N Ffa=30000N=30000N
上式中Ffs为经摩擦阻力，Ffa为东摩擦阻力。
Fa=
式中g—重力加速度；
4
Ggt
t—加速或减速时间，一般t=~,取t=。
—t时间内的速度变化量。
在本设计中
Fa=
60N=3061N
根据上述计算结果，列出各工作阶段所受的外负载，并画出如图1-2所示的负载循环图。
图1-1速度循环图 图1-2负载循环
图
表1-1工作循环各阶段的外负载
工作循环外负载F（N）工作循环启动、加速F=Fa外负载Ffs+F8061N工进F=Ffa+F23000NF=Ffa3000N快退快进F=Ffa3000N2．拟定液压系统原理图确定供油方式
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
5
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或者变量泵供油。
本设计采用带压力反馈的限压式变量叶片泵。
夹紧回路的选择
采用二位四通电磁阀来控制夹紧、松开换向动作时，为了避免工作时突然失电而松开，应采用失电夹紧方式。
为了实现夹紧时间可调节和当进油路压力瞬时下降时仍然能保持夹紧力，接入节流阀调速和单向阀保压。
为了实现夹紧力的大小可调和保持夹紧力的稳定，在该回路中装有减压阀。
定位液压缸与夹紧缸动作次序回路的选择。
定位液压缸和夹紧缸之间的动作次序采用单向顺序阀来完成，并采用压力继电器发信启动工作台液压缸工作，以简化电气发信与控制系统，提高系统的可靠性。
调速方式的选择
在中小型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。
根据钻镗类专用机床工作时对低速性能和速度负载特性都有一定技术要求的特点，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，具有承受负切削力的能力。
速度换接方式的选择
本设计采用电磁阀的快慢速度换接回路，它的特点是结构简单、调节行程方便，阀的安装也容易。
最后把所选择的液压回路组合起来，既可组成图1—3所示的液压系统
6
原理图。
夹紧
图1-3液压系统原理图
7
三．液压元件的计算与产品选择液压缸主要尺寸的确定。
1）工作压力P1的确定。
工作压力P1可根据负载大小及其机器的类型来初步确定，参阅表2-1取液压缸工作压力为4MPa。
2）计算液压缸内径D和活塞杆直径d。
负载图知最大负载F为23000N，按表2-2可取P2为，cm为，按表2-3，取d/D为。
将上述数据代入式 Ｄ＝
P1cm4FP2d11P1D2
8
可得Ｄ＝
4230005240101140m=102m
根据表2-4，将液压缸内径圆整为标准系列直径D=125mm；活塞杆直径d，按d/D=及表2-5，活塞杆直径系列取d=90mm。
按工作要求夹紧力一个夹紧缸提供，考虑到夹紧力的稳定，夹紧缸的工作压力应低于进给液压缸的工作压力，取油背压力为,回油背压力为零，cm为，则按式可得
Ｄ＝
43010m=102m
按表2-4及表2-5液压缸和活塞杆的尺寸系列，取加紧液压缸的D和d分别为100mm及70mm。
本设计中调速阀是安装在回油路上，故液压缸节流腔有效工作面积应选取液压缸有杆腔的实际面积，既
A=
4D2d2=
410272cm=40cm
22式得最小有效面积 Amin=
qminmin=
1023cm2=25cm2
因为满足A>Amin，故液压缸能达到所需低速。
3）计算在各工作阶段液压缸所需的流量q快进=q工进=q快退=q=
夹4d2快进=D2工进=
471026m233/min=
/min
44
/min=
/min
4D2d2快退=
4226m/min3==
24L//min4D2=
夹42510360m/min9
确定液压泵的流量、压力和选择泵的规格
1）泵的工作压力的确定。
考虑到正常工作中进油路有一定的压力损失，所以泵的工作压力为
P=P1+p
p式中 P——液压泵最大工作压力；
p P1——执行元件最大工作压；
p——进油管路中的压力损失，初算时简单系统可取
~，复杂系统取~MPa，本设计取MPa。
P=P1+p=4MPa=MPa
p 上述计算所得的P是系统的静态压力，考虑到系统在各种工况的过
p度阶段出现的动态压力往往超过静态压力。
另外考虑到一定的压力储备量，并确保泵的寿命，因此选泵的额定压力Pn应满足Pn~
P。
中低
p压系统取最小值，高压系统取大值。
在本设计中Pn=P=MPa。
p2）泵的流量确定。
液压泵的最大流量应为
qPkLqmax
式中qP——液压泵的最大流量；
qmax——同时动作的各执行元件所需流量之和的最大值。
kL——系统泄露系数，一般取kL=~，本设计取kL=。
qPkLqmax=24L/min=L/min
3）选择液压泵的规格。
根据以上算得的P和qP，查找相关手册，选用
pYBX-25限压式变量叶片泵，该泵的基本参数为：
每转排量qo=25Ml/r,泵的额定压力Pn=，电动机的转速nH=1450r/min,容积效率为v
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=，总效率=。
4）与液压泵匹配的电动机的选定。
首先分别算出快进与工进两种不同工况时的功率，取两者较大值作为选择电动机规格的依据。
于在慢进时泵输出的流量减少，泵的效率急剧下降，一般当流量在~1L/min范围内时，可取=~。
同时还应注意到，为了使所选择的电动机在经过泵的流量特性曲线最大功率点时不致停转，需进行验算，即
pBqp2Pn
式中Pn——所选电动机额定功率； PB——限压式变量泵的限压力； qP——压力为PB时，泵的输出流量。
首先计算快进的功率，快进的外负载为3000N，进油路的压力损失定为,式可得
P=
p300041026MPa=
快进时所需电动机功率为
P=
ppqp=
2460=
工进时所需电动机功率为
P=
=
查阅相关电动机类型标准，选用Y90L—4型电动机，其额定功率为，额定转速为1400r/min。
根据产品样本可查得YBX—25的流量压力特性曲线。
再已知的快进
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时流量为/min，工进时的流量为L/min，压力为3MPa，作出泵的实际工作时的流量压力特性曲线，查得该曲线拐点处的流量为23L/min，，压力为2MPa，该工作点处对应的功率为
P=
2460=
所选电动机满足式,拐点处能正常工作。
液压阀的选择
本液压系统可采用力士乐系统的阀，控制液压缸部分选用力士乐系列的阀，其夹紧部分选用叠加阀。
选定的液压元件如下表1-2所示。
表1-2液压元件明细表
序号12关345678器9
元件名称方案通过流量滤油器压力表开XU—B32100KF3-EA10B溢流阀三位四通换向阀二位四通换向阀保压阀单向节流阀压力继电JF3-10BE10B2424EF3-E10BDP1-63BLA-F10D-B-1DP1-63B82424三位四通换向AF3-EA10B12
阀101112单向调速阀二位三通换向阀液压泵24EF3-E10BAXF3-E10B 24确定管道尺寸
油管内劲尺寸一般可参照选用的液压元件接口尺寸而定。
综合诸因素，现取油管的内劲d为12mm。
参照YBX-25变量泵吸油口连接尺寸，取吸油管内劲d为28mm。
液压邮箱容积的确定
本设计为中低液压系统，液压油箱有效容量按泵的流量的5~7倍来确定，取选用容量为160L的邮箱。
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四．主要部件的结构特点分析与强度校核计算液压缸工作压力的确定
液压缸工作压力主要根据液压设备的类型来确定，对不同用途的液压设备，于工作条件不同，通常采用的压力范围也不同。
设计时，可用类比法来确定。
在本系统设计中，于该系统属于组合机床液压系统，故液压缸工作压力通常为4MPa。
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液压缸内径D和活塞杆直径d的确定
4F公式D=
2又p2dp1cm11p1DdD得夹紧缸：
D4121 d=按照液压缸内径和活塞
杆直径系列取得D=100mmd=63mm
液压缸节流腔的有效工作面积
A4D2d2210042632保证最小
稳定速度的最小有效面积
Amin=
qminvmin=
5060显然有效工作面积
A>Amin故可以满足最小稳定速度的要求。
液压缸壁厚和外径的计算
液压缸的壁厚液压缸的强度条件来计算。
D公式21得
10011012110
故即可求出缸体的外径DD+2=100+2=根据无缝钢管标准选取D=120mm
液压缸工作行程的确定
根据执行机构实际工作的最大行程来确定，并参照表2-6中的系列尺寸可选得进给液压缸工作行程H=500mm。
缸盖厚度的确定
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选取无孔的平底缸盖，其有效厚度t按强度要求用下面公式进行近似计算
t得t100
=故取t=35mm
最小导向长度的确定
对一般的液压缸，最小导向长度H应满足以下要求H夹紧缸最小导向长度H50020XX0275L20D2故可得
mm。
活塞的宽度B一般公式B=D得进给缸活塞宽度B=100=80mm；当液压缸内径D>80mm时，活塞杆滑动支承面的长度
=d故=63=；缸体长度的确定
一般液压缸缸体长度不应大于内径的20~30倍，即缸体长度
L10025=2500mm根据该液压系统最大行程并考虑活塞的宽度选取L=590mm
活塞杆稳定性的验算
于该进给液压缸支承长度LB=500<13d=1363=819mm故不须考虑活塞杆弯曲稳定性和进行验算。
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五．液压系统验算
已知该液压系统中进、回油管的内劲均为12mm，各段管道的长度分别为：
AB=,AC=,AD=,DE=2m。
选用L-HL32液压油，考虑到油的最低温度为15C时该液压油的运动粘度=150cst=/s，油的密度=920kg/m3。
压力损失的验算
1）工作进给时进油路压力损失。
运动部件工作进给时的最大速度为/min，进给时的最大流量为/min，则液压油在管内流速1为
1
=
q4=
24/min=833cm/min=/s
d 管道流动雷诺系数Re1为
Re1=
1d=
=
Re1<2300，可见油液在管道内流态为层流，其沿程阻力系数
1=
75Re1=
=。
进油管道BC的沿程压力损失p11为
p11l1d22102920XXPa4
查得换向阀34EF30-E10B的压力损失p1=106Pa
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忽略油液通过管接头、油路板等处的局部压力损失，刚进油路总压力损失P1为
P
1=p11p1210410Pa10Pa66
2）工作进给时回油路的压力损失。
于选用单活塞杆液压缸，且液压缸有杆腔的工作面积为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
212/s
Re22d752
2
回油管道的没种压力损失p21为：
p21ld222102920XXPa6
查产品样本知换向阀34EF30-E10B的压力损失p22=106Pa，换向阀34EW30-E10B的压力损失P压力损失P24=106Pa。
回油路总压力损失为P2为
P2=p21+p22+P23+P24
2310Pa6，调速阀AQF3-E10B的
=106Pa=3）变量泵出口处的压力P为
pPp=
F/cmA2P2A1P1
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23000/1041066=10410Pa106Pa
4）快进时的压力损失。
快进时液压缸为差动连接，自汇流点A至液压缸进油口C之间的管路AC中，流量为液压泵出口流量的两倍既为46L/min，AC段管路的沿程压力损失p11为
1q4446102360cm/s/s
Re1=
1751d=
=
Re12=
900
p11l1d2102Pa10Pa6
同样可求得管道AB段及AD段的沿程压力损失p12和p13为
2q4423102360cm/s339cm/s
Re2=
22d=
75339=
75Re2=
26
p12=102920XXPa
p13=2920XXPa6查产品样本知，流经各阀的局部压力损失为：
4EW6E50/AG24的压力损失P21
10Pa6，3EW6E50/AG24的压力
20
损失P2210Pa6。
据分析在差动连接中，泵的出口压力pP为
pP=2p11+p12+p13+p21+p22+
FA2cm=
300066210Pa10Pa410快退时压力损失验算从略。
上述验算表明，无需修改原设计。
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，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，于限压式变量泵在流量不同时，效率相差极大，所以分别计算最大、最小时的发热量，然后加以比较，取数值大者进行分析。
当=2cm/min时
q=
4D2=
4/min1033m/min/min3
此时泵的效率为，泵的出口压力为,则有
P
P
输入102
3输入F2300010KW
此时的功率损失为
PP输入P输出KW
当=12cm/min时，q=,总效率 P P
输入，则
102KW
103输入F23000KW
PP输入P输出KW
21
可见在工进速度低时，功率损失为，发热量最大。
假设系统的散热状况一般，取K=10103KW/cm2C，油箱的散热面积A为
A=系统的温升为
tpKA103
C
验算表明系统的温升在许可范围内。
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六．课程设计简单小结
本次液压课程设计使我受益匪浅。
在进行液压系统原理图设计时，使我对液压课本的知识再一次得到巩固，查漏补缺。
在进行定位、夹紧、进给缸的设计时对缸体的计算方面的知识也进一步巩固。
在画装配图时对CAD软件的学习，和同学之间的讨论，对Word应用等。
学到了很多知识。
感谢张院长的指导。
本系统是工厂自制专用设备，因此考虑的主要因素是简单、实用、
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成本低、上马快。
因为功率不大，所以系统效率不是主要矛盾，因而可采用变量泵卸荷式简单供油系统。
装配方式采用阀板式也是鉴于上述原因。
定位夹紧系统采用保压阀与顺序阀，目的是为了简化电气系统，增加夹紧的可靠性，采用分立标准可以进一步缩小机床的占地面积，但势必增加床身的复杂性，单件制造的成本亦会提高。
因为工作滑台进给力不很大。
故采用双出杆的液压缸结构也是合理和方便的。
若采用标准滑台，则重新计算整个系统即可。
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