液压技术课程设计.docx
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液压技术课程设计
西安广播电视大学
机械设计制造及其自动化专业（本科）
《液压气动技术》课程设计
题目《拉床的液压动力滑台的液压系统》
姓名
学号
指导教师
办学单位西安电大直属三分校
日期2012年4月
机械设计制造及其自动化专业课程设计任务书
编号：
课程名称：
《液压气动技术课程设计》办学单位：
设计题目
《拉床的液压动力滑台的液压系统设计》
学生姓名
一、课程设计目的与要求：
课程设计目的：
为了将所学的液压气动技术应用到实际生产过程中。
本设计主要围绕拉床的液压动力滑台的液压系统设计，以加强对液压控制系统的深入了解。
最终，用所学的液压气动技术来解决实际问题。
本课程的学习目的在于使我们综合运用《液压与气压传动》课程及其它先修课程的理论知识和生产实际知识，进行液压传动的设计实践，使理论知识和生产实际知识紧密结合起来，从而使这些知识得到进一步的巩固、加深和扩展。
通过设计实际训练，为后续专业课的学习、毕业设计及解决工程问题打下良好的基础。
课程设计要求：
设计一台拉床的液压动力滑台的液压系统。
已知参数：
切削负载FL=30000N，机床工作部件总质量m=2000kg，快进、快退速度均为5m/min，工进速度在50～200mm/min范围内可无级调节。
滑台最大行程6000mm，其中工进的行程是2000mm，往复运动加减速时间≤0.2s，滑台采用平导轨，其静摩擦系数fs=0.2,动摩擦系数fd=0.1，滑台要求完成“快进—工进—快退—停止”的工作循环。
二、课程设计内容：
（1）明确设计要求进行工况分析；
（2）确定液压系统主要参数；
（3）拟定液压系统原理图；
（4）计算和选择液压件；
（5）验算液压系统性能；
（6）设计液压系统原理图1张；
（7）设计油箱工作图和液压缸工作图各1张
（8）编制设计计算说明书1份
三、课程设计进度安排
2012-3-18——2012-3-28：
选设计题目；
2012-3-28——2012-4-03：
收集所选设计题目的资料；
2012-4-03——2012-4-15：
绘制图纸；
2012-4-15——2012-4-28：
编写课程设计正文；
2012-4-28：
提交课程设计。
指导教师签字
办学单位意见
教学班负责人签字、分校盖章___________
年月日
拉床的液压动力滑台的液压系统设计
一、液压系统的设计要求………………………………………………5
二、工况分析…………………………………………………………5
1、负载分析…………………………………………………………5
2、确定液压缸的主要参数……………………………………………7
三、拟定基本回路……………………………………………………9
1、选择各基本回路……………………………………………………9
2、绘制液压系统原理图……………………………………………10
四、选择液压元件……………………………………………………10
1、液压泵和驱动电机………………………………………………10
2、阀类元件…………………………………………………………12
3、辅助元件…………………………………………………………13
4、油管…………………………………………………………………14
5、油箱…………………………………………………………………14
五、液压系统性能验算………………………………………………14
1、液压系统压力损失估算……………………………………………14
2、温升验算…………………………………………………………16
六、绘制工作图…………………………………………………………16
参考文献………………………………………………………………17
一、液压系统的设计要求
设计一台拉床的液压动力滑台的液压系统。
已知参数：
切削负载FL=30000N，机床工作部件总质量m=2000kg，快进、快退速度均为5m/min，工进速度在50～200mm/min范围内可无级调节。
滑台最大行程6000mm，其中工进的行程是2000mm，往复运动加减速时间≤0.2s，滑台采用平导轨，其静摩擦系数fs=0.2,动摩擦系数fd=0.1，滑台要求完成“快进—工进—快退—停止”的工作循环
对拉床液压动力滑台的液压系统的基本要求是：
1、为完成拉削工件的任务，要求液压缸缸驱动动力滑台实现“快速进给——工作进给——快退——原位停止”的工作循环。
2、液压系统功率大，空行程和加压行程的速度差异大，因此要求功率利用合理。
3、拉床的液压动力滑台液压系统对工作平稳性和安全性要求较高。
二、工况分析
1、负载分析：
计算液压缸工作过程各阶段的负载：
（1）切削负载FL=30000N
（2）摩擦负载Ff：
拉床的工作部件对动力滑台的压力Fn=mg=2000×9.81=19620N
静摩擦负载Ffs=Fn·fs=19620×0.2=3924N
动摩擦负载Ffd=Fn·fd=19620×0.1=1962N
（3）惯性负载Fm
重力G=mg=2000×9.81=19620N
重力加速度g=9.81m/s2
833.3N
根据以上计算，可得各工作阶段的液压缸负载如下表1所示
表1液压缸各工作阶段的负载
工况
负载组成
负载值（N）
启动
F=Fn·fs
3924
加速
F=Fn·fd+m·Δv/Δt
1962+833.3=2795.3
快进
F=Fn·fd
1962
工进
F=Fn·fd+FL
1962+30000=31962
快退
F=Fn·fd
1962
按表1数据画出负载循环
图1负载图
根据给定的快进、快退速度及工进时的速度范围，画出速度循环图2如下：
图2速度图
2、确定液压缸的主要参数：
参考书上（第145页）表9-3各类液压设备常用的工作压力，选液压系统工作压力P1=3MPa，动力滑台要求快进、快退速度相等，选用单活塞杆液压缸，快进时采用差动连接。
取液压缸无杆腔面积A1与有杆腔面积A2之比为2：
1，即活塞杆直径d与液压缸缸体内径直径（活塞直径）D有：
d=0.707D，为防止铣削完后，滑台产生前冲现象，液压缸回油路上应有背压P2，取P2=0.6MPa
从负载图上可知，工进时有最大负载，按此最大负载求液压缸尺寸：
P1·A1=
A1=2A2
液压缸效率ηm=0.95
A1=
=
×10-6m2=124.6×10-4m2
D=
=
=0.126m
活塞杆直径d=0.707D=0.707×0.126m=0.089m
按GB2348-80圆整就近取标准值：
D=130mm
d=90mm
确定了液压缸结构尺寸，就可以计算在各工作阶段中压力、流量和功率，列于表2
表2液压缸在不同工作阶段的压力、流量和功率
工况
负载F（N）
进油腔
压力P1（MPa）
回油腔
压力P2（MPa）
输入流量Q
（m3·S-1×10-3）
输入
功率P（kw）
计算式
快进
（差动）
启动
3924
0.65
0
——
——
P1=（F/ηm+A2·ΔP）/（A1-A2）
Q=（A1-A2）v1
P=P1·Q
加速
2795.3
0.94
P1+ΔP
——
——
恒速
1962
0.8
（ΔP=0.03）
0.00053
0.43
工进
31962
6.86
0.6
0.00034
2.33
P1=（F/ηm+A2·P2）/A1
Q=A1v2
P=P1·Q
快退
启动
3924
0.60
0
——
——
P1=（F/ηm+A1·P2）/A2
Q=A2v3
P=P1·Q
加速
2795.3
1.57
0.6
——
——
恒速
1962
1.43
0.6
0.00058
0.83
依据表2的计算结果，画工况图3如下：
图3液压缸工况图
三、拟定基本回路
从已知条件可知，液压系统应该具有快速运动、换向、速度换接和调压、卸荷等回路。
为了提高液压系统的效率，可选择变量液压泵或双泵供油回路，此处选用双泵供油。
1、选择各基本回路：
（1）双泵供油回路：
有低压大流量泵和高压小流量泵。
液压缸快速运动时，双泵供油；工作进给时，高压小流量泵供油，低压大流量泵卸荷，由溢流阀调定系统工作压力。
（2）快速运动和换向回路：
采用液压缸差动连接实现快速运动，用三位五通电液阀实现换向，并实现快进时，液压缸的差动连接。
（3）速度换接回路：
为提高换接的位置精度，减小液压冲击，采用行程阀与调速阀并联的转换回路。
同时，电液换向阀的换向时间可调，保证换向过程平稳。
（4）卸荷回路：
在双泵供油回路中，用卸荷阀（外控顺序阀）实现低压大流量泵在工进和停止时卸荷。
（5）滑台工进时，液压缸的进、回油路互通，不能实现工进，应在换向回路中串联单向阀a，将进、回油路隔断。
（6）为了实现液压缸差动连接，应在回油路上串接一个液控顺序阀b，阻止油液流回油箱。
（7）滑台工进后应能自动转为快退，应在调速阀出口处接压力继电器d
（8）为防止空气进入液压系统，在回油箱的油路上接一个单向阀c
2、绘制液压系统原理图
液压系统原理图如图4所示，见附页
四、选择液压元件
1、液压泵和驱动电机：
（1）双泵供油的两个液压泵的最大工作压力不同，应分别计算：
液压缸的最高工作压力为6.86MPa，取进油路压力损失为0.8MPa，压力继电器的动作压力比系统最大工作压力高0.5MPa。
据此，高压小流量泵的最大工作压力Pp=6.86+0.8+0.5=8.16MPa
从工况图中可知：
液压缸快进、快退时的最大压力为1.57MPa，取进油路压力损失为0.5MPa，则低压大流量泵的最大压力PP1=1.57+0.5=2.07MPa
（2）两泵同时供油的最大流量为0.67×60L/min，取泄漏系数KL=1.05，则两泵合流时的实际流量Qp=1.05×0.67×60=42.21L/min
（3）溢流阀的最小稳定流量为3L/min，工进时液压缸的流量为0.00034×60×1000L/min=20.4L/min，高压小流量泵的流量=3+0.5=3.5L/min
根据以上压力、流量查产品样本，选定双联叶片泵型号为：
PV2R12-6/26，排量分别为6mL/r和41mL/r，生产厂家：
上海日颖液压成套设备有限公司
PV2R12
-59
+12
R
-F
-R
R
X
型号说明
大泵
排量
小泵
排量
旋转方向（从轴端看）
安装方式
吸油口方向
大泵出口方向
（从轴端看）
小泵出口方向
（从轴端看）
双联定量叶片泵
（高压型）
参照规格表
参照规格表
R:
顺时针方向
（标准）
L:
逆时针方向
F：
法兰式
L：
脚座式
无标记：
向上
（标准）
D：
向下
R：
向右
L：
向左
无标记：
向上
（标准）
D：
向下
R：
向右
L：
向左
无标记：
左上45°
（标准）
X：
右上45
Y：
右下45
Z：
左下45
规格表
型号
最高使用
压力MPa
大泵排量
mℓ/rev
小泵排量
mℓ/rev
配管尺寸（PT）
转数rpm
重量kg
最高
额定
入口
出口（小）
出口（大）
最大
最小
法兰型
脚座式
PV2R12
21
*16
17.5
*16
41,47
53,59
65
6,8,10
12,14
17,19
23,25
*31
2"
1/2"
3/4"
1800
750
25
30
PV2R13
21
*16
17.5
*16
76,94
116
3"
1/2"
11/4"
1800
750
46
56
当液压泵转速n=940r/min时，液压泵的理论流量=（6+41）×940/1000=44.18L/min
取液压泵的容积效率η=0.9，则液压泵的实际输出流量为Qp=44.18×0.9=39.76L/min
查液压缸工况图，可知，液压缸快退时，所需功率最大。
液压泵工作压力为1.43MPa，流量为34.8L/min，取液压泵的总效率ηp=0.75，
则驱动电机的功率P=
=
=1.11kw
查电机样本，选Y100L-6型三相异步电动机，功率为1.5kw，转速940r/min
2、阀类元件
按阀类元件在工作中的最大工作压力和通过该阀的实际流量，选择该阀的规格型号。
（1）溢流阀的选择：
直动式溢流阀响应快，宜作安全阀。
先导式溢流阀启闭特性好，调压偏差小，常用作调压阀、背压阀。
先导式溢流阀的最低调定压力在0.5~1MPa范围内。
溢流阀的流量应按液压泵的最大流量选取，其最小稳定流量为额定流量的15%以上。
PV2R12-6/26型双联叶片泵的额定流量=（6+41）×940×0.9/1000=39.76L/min，所以，溢流阀可能的最大溢流量=39.76L/min，选用广州市明欣液压元件有限公司的RV-04T-3型先导式溢流阀，该阀的额定流量为50L/min
（2）流量阀的选择：
中、低压流量阀的最小稳定流量为50～100mL/min，高压流量阀为2.5～20L/min，此数值应满足执行元件最小运动速度的要求。
最小工进速度要求是50mm/min，液压缸活塞面积=（130/2）2×π=13266.5mm2，最小流量=50×13266.5=663325mm3/min=0.663325L/min，最大工进速度要求是200mm/min，最大流量=200×13266.5=2653300mm3/min=2.6533L/min，选用广州市明欣液压元件有限公司的FKC-G02型调速阀，
规格
型式号码
最高使用压力
（bar）
最大流量
（L/min）
流量调整范围
（L/min）
重量
（kg）
FKC-G02
70
20
2:
0.05-2
4:
0.05-4
1.2
FKC-G03
30
2.0
FKC-G02
20
1.2
FKC-G03
30
2.0
使用说明
●铭版上10等到份的刻度，每格的流量皆相同。
●FKC推杆型之转子接于机械的推杆上可移动的往返，达到二次调整及开闭的功能。
FNC平面型及
F（C）S电磁式只能一次调整速。
■外型尺寸图
●FKC-02
●FNC-02
●FKC-03
●FKC-03-L
●FNC-03-R
该阀的流量调节范围是0.05～20L/min，能够工作满足要求。
（3）换向阀的选择：
按通过换向阀的实际流量选定阀的规格。
中、小流量时，可用电磁换向阀，流量较大时，应选用电液换向阀或插装式锥阀，根据系统需要选择三位换向阀的中位机能。
快进时，由于是差动连接，所以，通过换向阀的最大流量=39.76×2=79.52L/min，故选择35DYFY-E10B型三位五通电液阀，该阀的额定流量=80L/min，额定压力=16MPa，额定压降<0.5MPa。
3、辅助元件
按辅助元件在油路中的最大压力和实际流量，选出元件的规格型号，如表3：
表3元件的型号及规格
序号
元件名称
估计通过流量
L/min
额定流量
L/min
额定压力
MPa
额定压降
MPa
型号、规格
1
双联叶片泵
——
5.1+22
17.5
——
PV2R12-6/26
2
三位五通电液阀
54.2
80
16
<0.5
35DYF3Y-E10B
3
行程阀
50
63
16
<0.3
FKC-G02
单向行程调速阀
Qmax=100L/min
4
调速阀
0.5
0.05～20
16
——
5
单向阀
60
63
16
1.2
6
单向阀
25
63
16
<0.2
AF3-Ea10B
Qmax=80L/min
7
液控顺序阀
25
63
16
<0.3
XF3-E10B
8
背压阀
0.5
63
16
——
YF3-E10B
9
溢流阀
5
50
16
——
RV-04T-3
10
单向阀
25
63
16
<0.2
AF3-Ea10B
Qmax=80L/min
11
滤油器
30
63
16
<0.02
XU-J63X80
12
压力表开关
——
——
16
——
KF3-E3B
3测点
13
单向阀
60
63
16
<0.2
AF3-Ea10B
Qmax=80L/min
14
压力继电器
——
——
14
——
PF-B8L
8通径
4、油管：
元件之间的连接管道规格按液压元件接口尺寸决定。
液压泵选定后，需重新计算液压缸工作各阶段的进、出油流量。
见表4
表4液压缸的进、出油流量
快进
工进
快退
输入流量
L/min
Q1=（A1Qp）/（A1-A2）
=（0.01332665×39.76）/（0.01332665-0.0063585）=76.7
Q1=6.533
Q1=Qp=39.76
排出流量
L/min
Q2=（A2Q1）/A1
=（0.0063585×76.7）/0.01332665=36.6
Q2=（A2Q1）/A1
=（0.0063585×6.533）/0.01332665=3.12
Q2=（A1Q1）/A2
=（0.01332665×39.76）/0.006908=76.7
运动速度
m/min
V1=Qp/（A1-A2）
=（39.76×10-3）/（0.01332665-0.006908）=6.25
V2=Q1/A1=（6.533×10-3）/0.0132665=0.2
V3=Q1/A2=39.76×10/44.77=6.05
5、油箱：
油箱容量V按液压泵的额定流量计算，取ζ=7
V=ζQp=7×39.76=278.32L
按GB2876-81规定，就近取标准值，V=300L
五、液压系统性能验算
1、液压系统压力损失估算：
由于具体管路布置尚未确定，沿程压力损失暂无法计算。
只对阀类元件的压力损失进行估算，待管路装配图确定后，再计算管路的沿程和局部压力损失。
压力损失要按不同的工作阶段分别计算：
（1）快进：
快进时液压缸是差动连接，进油路上有单向阀10，其通过流量为39.76L/min，电液换向阀2，其流量为39.76L/min，通过行程阀3的流量为51.25L/min，其进油路总压力损失∑ΔPv为：
∑ΔPv=[ΔPn1（
）2+ΔPn2（
）2+ΔPn3（
）2]
=[0.2×（
）2+0.5×（
）2+0.3×（
）2]=0.4MPa
式中：
ΔPn——阀的额定压力损失
Qo——阀的实际过流量
Qn——阀的额定流量
回油路上液压缸有杆腔的油液通过电液换向阀和单向阀6的流量均为24.15L/min，然后与液压泵供油汇合，通过行程阀进入无杆腔，据此可算出有杆腔与无杆腔之压力差ΔP=P2-P1=[0.5×（
）2+0.2×（
）2+0.3×（
）2]=0.274MPa
（2）工进：
进油路上电液换向阀2的流量为0.5L/min，调速阀4的压力损失为0.5MPa；回油路上通过换向阀2的流量为0.24L/min，背压阀8的压力损失为0.6MPa，顺序阀的流量为0.24+22=22.24L/min，折算到进油路的总损失为
∑ΔPv=0.5×（
）2+0.5+[0.5×（
）2+0.6+0.3×（
）2]×
=0.8MPa
液压缸回油腔的压力P2=0.5×（
）2+0.6+0.3×（
）2=0.637MPa
考虑到压力继电器的动作压力比系统工作压力高0.5Mpa，因此溢流阀的调定压力为
Py>P1+∑ΔP1+∑ΔPe=3.75+0.5×（
）2+0.5+0.5=4.75MPa
（3）快退：
快退时，进油路通过单向阀10的流量为22L/min，通过换向阀2的流量为27.1L/min；回油路上通过单向阀5，换向阀2和单向阀3的流量相同，均为57.51L/min，进油路上总压力损失为∑ΔPv1=0.2×（
）2+0.5×（
）2=0.082MPa
回油路总压力∑ΔPv2=0.2×（
）2+0.5×（
）2+0.2×（
）2=0.592MPa
则快退时，液压泵的工作压力Pp=P1+∑ΔPv1=1.5+0.082=1.582MPa
此值为卸荷顺序阀的压力调定值。
2、温升验算：
以工进时消耗的功率计算温升。
工进时液压缸的有效功率Pe=Fv2=
=0.11kw
工进时，双泵供油的输出功率应分别计算。
低压大流量泵输出功率P1=Pp2·QP2
此时低压大流量泵的压力为卸荷阀的调定压力，其值为ΔP=ΔPn（
）2=0.3×（
）2=0.037Mpa，则Pp2=ΔP
高压小流量泵工作压力Pp1=4.75Mpa，流量Q1=5.1L/min，因此总输入功率Pp
Pp=
=
=0.556kw
则发热功率ΔP=Pp-Pe=0.556-0.11=0.446kw
油箱散热面积A=6.5
=6.5
=2.91m2
取散热系数K=9W/m2℃
温升ΔT=
=
×103=17℃
温升在允许范围，可不设冷却装置。
六、绘制工作图
油箱图和液压缸图等见附页。
参考文献
1.齐小杰主编汽车液压、液力与气压传动技术北京：
化学工业出版社，2004.12
2.姜佩东主编，液压与气压技术。
北京：
高等教育出版社，2000
3.薛祖德主编，液压传动，北京：
中央广播电视大学出版设，1998
4.陈家瑞主编。
汽车构造。
北京：
人民交通出版社，2002
5.成大先主编。
机械设计手册。
北京：
化学工业出版社，2002
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