液压传动课程设计.docx
《液压传动课程设计.docx》由会员分享，可在线阅读，更多相关《液压传动课程设计.docx（20页珍藏版）》请在冰豆网上搜索。
液压传动课程设计
摘要
液压传动是用液体作为来传递能量的，液压传动有以下优点：
易于获得较大的力或力矩，功率重量比大，易于实现往复运动，易于实现较大范围的无级变速，传递运动平稳，可实现快速而且无冲击，与机械传动相比易于布局和操纵，易于防止过载事故，自动润滑、元件寿命较长，易于实现标准化、系列化。
液压传动的基本目的就是用液压介质来传递能量，而液压介质的能量是由其所具有的压力及力流量来表现的。
而所有的基本回路的作用就是控制液压介质的压力和流量，因此液压基本回路的作用就是三个方面：
控制压力、控制流量的大小、控制流动的方向。
所以基本回路可以按照这三方面的作用而分成三大类：
压力控制回路、流量控制回路、方向控制回路。
第一章液压传动设计任务
1.1设计任务
设计一台专用铣床，工作台要求完成快进—工作进给—快退—停止的自动工作循环。
铣床上工作台重量4000N，工件及家具重量1500N，铣削阻力最大为9000N,工作台快进、快退速度为4.4m/min,工作进给熟读为0.06—1m/min,往复运动加、减速时间为0.05s,工作台采用平导轨，静动摩擦分别为
=0.2,
=0.1,工作台快进行程为0.3m.，工进行程为0.1m,,试设计该机床的液压系统。
1.2设计目的
液压传动课程设计是本课程的一个综合实践性教学环节，通过该教学环节，要求达到以下目的;
（1）巩固和深化已学知识，掌握液压系统设计计算的一般方法和步骤，培养学生工程设计能力和综合分析问题、解决问题能力；
（2）正确合理地确定执行机构，选用标准液压元件；能熟练地运用液压基本回路、组合成满足基本性能要求的液压系统；
（3）熟悉并会运用有关的国家标准、行业标准、设计手册和产品样本等技术资料。
对学生在计算、制图、运用设计资料以及经验估算、考虑技术决策、CAD技术等方面的基本技能进行一次训练，以提高这些技能的水平。
第二章负载与运动分析
（1）工作负载
对于金属切削机床液压系统来说，沿液压缸轴线方向的切削力即为工作负载
即:
Ft=21000N
（2）惯性负载
已知启动换向时间为0.05s，工作台最大移动速度，即快进、快退速度为4.2m/min，因此惯性负载可表示为
（3）阻力负载
导轨的正压力等于动力部件的重力，设导轨的静摩擦力为
，则静摩擦阻力
动摩擦阻力
如果忽略切削力引起的颠覆力矩对导轨摩擦力的影响，并设液压缸的机械效率
=0.9，根据上述负载力计算结果，可得出液压缸在各个工况下所受到的负载力和液压缸所需推力情况，如表1所示。
表1液压缸在各工作阶段负载表（单位：
N）
工况
负载组成
负载值F
推力F/
起动
2000
2222.22
加速
1350
1500
快进
1000
1111.11
工进
22000
24444.44
快退
1000
1111.11
第三章负载图和速度图的绘制
根据负载计算结果和已知的几个阶段的速度，可绘制出工作循环图如图1（a）所示，已知快进和快退速度
，快进行程l1=100mm工进行程l2=20mm、快退行程l3=l1+l2=120mm，工进速度
。
快进、工进和快退的时间可由下式分析求出。
快进：
工进：
快退：
根据上述已知数据绘制组合机床动力滑台液压系统绘制负载图（F-t）如图1（b）,速度循环图（v-t）如图1（c）所示。
图1速度负载循环图
a）工作循环图b）负载速度图c）负载速度图
第四章确定液压系统主要参数
4.1确定液压缸工作压力
由《液压传动》（第2版）表11-2和表11-3可知，组合机床液压系统在最大负载约为22000N时宜取P1=4MP。
4.2计算液压缸主要结构参数
由于工作进给速度与快速运动速度差别较大，且快进、快退速度要求相等，从降低总流量需求考虑，应确定采用单杆双作用液压缸的差动连接方式。
这种情况下，A（无活塞）=2A（有活塞）即活塞杆直径d与缸筒直径D呈d=0.707D的关系。
液压缸的回油腔应设置一定的背压（通过设置背压阀的方式），根据《现代机械设备设计手册》选取此背压值为P2=0.8MPa。
快进时液压缸虽然作差动连接（即有杆腔与无杆腔均与液压泵的来油连接），但连接管路中有压降
存在，有杆腔的压力必须大于无杆腔，估算时取
0.5MPa。
快退时回油腔中也是有背压的，这时选取被压值
=0.6MPa。
工进时液压缸的推力：
，
式中：
F——负载力
m——液压缸机械效率
A1——液压缸无杆腔的有效作用面积
A2——液压缸有杆腔的有效作用面积
p1——液压缸无杆腔压力
p2——液压有无杆腔压力
因此，根据已知参数，液压缸无杆腔的有效作用面积可计算为
液压缸缸筒直径为
mm
由于有前述差动液压缸缸筒和活塞杆直径之间的关系，d=0.707D，因此活塞杆直径为d=0.707×89.46=63.32mm，将这些直径圆整成就近标准值时得：
D=110mm，活塞杆直径为d=80mm。
由此求得，液压缸两腔的实际有效面积分别为：
经检验，活塞杆的强度和稳定性均符合要求。
工作台在快进过程中，液压缸采用差动连接，此时系统所需要的流量为
工作台在快退过程中所需要的流量为
工作台在工进过程中所需要的流量为
q工进=A1×v工进=0.34L/min
表2各工况下的主要参数值
工况
推力F′/N
回油腔压力P2/MPa
进油腔压力P1/MPa
输入流量q/L·min-1
输入功率P/Kw
计算式
快
进
启动
2222.22
0
0.888
——
——
加速
1500
1.244
0.744
——
——
快速
1111.11
1.166
0.666
21.1
0.234
工进
24444.44
0.8
2.95
0.475
0.0233
快退
起动
2222.22
0
0.497
——
——
加速
1500
0.6
1.609
——
——
快退
1111.11
0.6
1.522
18.8
0.339
制动
650
0.6
1.42
——
——
注：
。
图2组合机床液压缸工况图
第五章液压系统方案设计
与所有液压系统的设计要求一样，该组合机床液压系统应尽可能结构简单，成本低，节约能源，工作可靠。
5.1选用执行元件
为了实现快进，快退速度相等，因此选用单活塞杆液压缸，快进时差动连接，无杆腔面积A1等于有杆腔面积A2的两倍。
5.2液压回路的选择
5.2.1选择调速回路
从工况图中可以清楚地看到，在这个液压系统的工作循环内，液压要求油源交替地提供低压大流量和高压小流量的油液。
最大流量与最小流量之比约为44，而快进快退所需的时间
和工进所需的时间
分别为
亦即是
/
=8因此从提高系统效率、节省能量角度来看，选用单个定量泵作为整个系统的油源，液压系统会长时间处于大流量溢流状态，从而造成能量的大量损失，这样的设计显然是不合理的。
宜选用大、小两个液压泵自动并联供油的油源方案，由双联泵组成的油源在工进和快进过程中所输出的流量是不同的，此时液压系统在整个工作循环过程中所需要消耗的功率估大，但选用双联液压泵供油方案，有利于降低能耗和生产成本，如图3所示。
图3双泵供油油源
5.2.2选择快速运动和换向回路
本设计采用二位二通电磁阀的速度换接回路，控制由快进转为工进，即快进时，由大小泵同时供油，液压缸实现差动连接，所以它的快进快退换向回路采用图4所示的形式。
图4换向回路
5.2.3选择速度换接回路
所设计多轴钻床液压系统对换向平稳性的要求不高，流量不大，压力不高，所以选用价格较低的电磁换向阀控制换向回路即可。
为便于实现差动连接，选用三位五通电磁换向阀。
为了调整方便和便于增设液压夹紧支路，应考虑选用Y型中位机能。
由组合机床液压缸工况图及前述计算可知，当工作台从快进转为工进时，输入液压缸的流量由21.1L/min降0.475L/min，滑台速度变化较大，可选二位二通行程换向阀来进行速度换接，以减少速度换接过程中的液压冲击。
选用双作用叶片泵双泵供油，调速阀进油节流阀调速的开式回路，溢流阀做定压阀。
为了换速以及液压缸快退时运动的平稳性，回油路上设置背压阀，初定背压值Pb=0.8MPa。
图5速度换接回路
5.3组成液压系统原理图
选定调速方案和液压基本回路后，再增添一些必要的元件和配置一些辅助性油路，如控制油路、润滑油路、测压油路等，并对回路进行归并和整理，就可将液压回路合成为液压系统，即组成如图6所示的液压系统图，在后面进行介绍。
第六章液压元件的选择
6.1确定液压泵
本设计所使用液压元件均为标准液压元件，因此只需确定各液压元件的主要参数和规格，然后根据现有的液压元件产品进行选择即可。
6.1.1计算液压泵的最大工作压力
由于本设计采用双联泵供油方式，根据液压系统的工况图，大流量液压泵只需在快进和快退阶段向液压缸供油，因此大流量泵工作压力较低。
小流量液压泵在快速运动和工进时都向液压缸供油，而液压缸在工进时工作压力最大，因此对大流量液压泵和小流量液压泵的工作压力分别进行计算。
对于调速阀进口节流调速回路，液压缸在整个工作循环中的最大工作压力为2.95MPa,由《液压传动》（第2版）选取进油路上的总压力损失为0.8MPa，同时考虑到压力继电器的可靠动作要求压力继电器动作压力与最大工作压力的压差为0.5MPa，则小流量泵的最高工作压力为：
由组合机床液压缸工况图2可知，快退时液压缸中的工作压力比快进时大，如取进油路上的压力损失为0.5MPa，则大流量泵的最高工作压力为：
6.1.2计算总流量
在整个工作循环过程中，两个液压泵应向液压缸提供的最大流量为21.1L/min，若整个回路中总的泄漏量按液压缸输入流量的10%计算，则液压油源所需提供的总流量为：
工作进给时，输入液压缸流量约为0.475L/min，但由于溢流阀的最小稳定溢流量3L/min，故小流量泵的供油量最少应为3.475L/min。
据据以上液压油源最大工作压力和总流量的计算数值查阅产品样本，选取PV2R126/26型双联叶片泵，其中小泵的排量为6mL/r，大泵的排量为26mL/r，若取液压泵的容积效率
=0.9，则当泵的转速
=940r/min时，液压泵的实际输出流量为
由于液压缸在快退时输入功率最大，这时液压泵工作压力为1.92MPa、流量为23.21r/min。
取泵的总效率
，则液压泵驱动电动机所需的功率为：
根据上述功率计算数据，此系统选取Y100L-6型电动机，其额定功率
，额定转速
。
6.2确定其它元件及辅助元件
6.2.1阀类元件及辅助元件
根据阀类元件及辅助元件系统油路的最高工作压力和通过各阀类元件及辅件的实际流量，查阅产品样本，选出的阀类元件和辅件规格如表6所列。
表3液压元件规格及型号
序号
元件名称
估计通过流量q/L/min
型号、规格
额定流量qn/L/min
额定压力Pn/MPa
额定压降∆Pn/MPa
1
双联叶片泵
—
PV2R12-6/26
（5.1+22）
16/14
—
2
三位五通电液换向阀
50
35DYF3Y—E10B
80
16
<0.5
3
行程阀
60
AXQF—E10B
63
16
<0.3
4
调速阀
<1
AXQF—E10B
6
16
—
5
单向阀
60
AXQF—E10B
63
16
0.2
6
单向阀
25
AF3-Ea10B
63
16
0.2
7
液控顺序阀
22
XF3—E10B
63
16
0.3
8
背压阀
0.3
YF3—E10B
63
16
—
9
溢流阀
5.1
YF3—E10B
63
16
—
10
单向阀
22
AF3-Ea10B
63
16
<0.02
11
滤油器
30
XU—63×80-J
63
—
<0.02
12
压力表开关
—
KF3-E3B3测点
—
16
—
13
单向阀
60
AF3-Fa10B
100
6.3
0.2
14
压力继电器
—
PF—B8L
—
0
—
6.2.2确定油管的直径
在选定了液压泵后，由于液压缸在实际快进、工进和快退运动阶段的运动速度、时间以及进、出流量，与原定数值不同，所以要重新计算的结果如表4所示。
表中数值说明，液压缸快进、快退速度与设计要求相近。
这表明所选液压缸的型号、规格是适宜的。
表4液压缸的进、出流量和运动速度
流量、速度
快进
工进
快退
输入流量/（L/min）
排出流量/（L/min）
运动速度/（L/min）
根据表中数值，当油液在压力管中流速取3m/s时，可算得与液压缸无杆腔和有杆腔相连的油管内径分别为：
取标准值20mm；
取标准值15mm。
因此与液压缸相连的两根油管可以按照标准GB/T2351—2005选用公称通径为
和
的无缝钢管。
6.2.3油箱的设计
油箱的设计可先根据液压泵的额定流量按照经验计算方法计算油箱的体积，然后再根据散热要求对油箱的容积进行校核。
油箱中能够容纳的油液容积按JB/T7938—1999标准估算，取
时，求得其容积为
按JB/T7938—1999规定，取标准值V=250L
第七章液压系统性能验算
7.1验算系统压力损失并确定压力阀的调整值
由于整个系统的压力损失无法全面估算，故只能先按《液压传动》（第2版）式（3-46）估算阀类元件的压力损失，待设计好管路布局图后，加上管路的沿程损失和局部损失即可。
7.1.1快进
滑台快进时，液压缸差动连接，由表4和表5可知，进油路上油液通过单向阀10的流量是22L/min，通过电液换向阀2的流量是27.1L/min，然后与液压缸有杆腔的回油汇合，以流量51.24L/min通过行程阀3并进入无杆腔。
因此进油路上的总压降为
此值不大，不会使压力阀开启，故能确保两个泵的流量全部进入液压缸。
回油路上，液压缸有杆腔中的油液通过电液换向阀2和单向阀6的流量都是24.14L/min，然后与液压泵的供油合并，经行程阀3流入无杆腔。
由此可算出快进时有杆腔压力p2与无杆腔压力p1之差。
此值小于原估计值0.5MPa（见表2），所以是偏安全的。
7.1.2工进
工进时，油液在进油路上通过电液换向阀2的流量为0.475L/min，在调速阀4处的压力损失为0.5MPa；油液在回油路上通过换向阀2的流量是0.22L/min，在背压阀8处的压力损失为0.5MPa，通过顺序阀7的流量为（0.22+22）L/min=22.24L/min，因此这时液压缸回油腔的压力为p2为
可见此值小于原估计值0.8MPa。
故可按表2中公式重新计算工进时液压缸进油腔压力p1，即
此值与表2中数值2.95MPa相近。
考虑到压力继电器可靠动作需要压差Δpe=0.5MPa，故溢流阀9的调压pp1A应为
7.1.3快退
快退时，油液在进油路上通过单向阀10的流量为22L/min，通过换向阀2的流量为27.1L/min；油液在回油路上通过单向阀5、换向阀2和单向阀13的流量都是57.52L/min。
因此进油路上总压降为
此值较小，所以液压泵驱动电动机的功率是足够的。
回油路上总压降为
此值与表2的估计值相近，故不必重算。
所以，快退时液压泵的最大工作压力pp应为
因此大流量液压泵卸荷的顺序阀7的调压应大于1.604MPa。
7.2油液温升验算
在工作时，有压力损失、容积损失和机械损失，这些损失所消耗的能量多数转化为热能，使油温升高，导致油的粘度下降、油液变质、机器零件变形等，影响正常工作。
为此，必须控制温升ΔT在允许的范围内，如一般机床=25～30℃；数控机床≤25℃；粗加工机械、工程机械和机车车辆=35～40℃。
液压系统的功率损失使系统发热，单位时间的发热量（kW）可表示为
式中
——系统的输入功率（即泵的输入功率）（kW）；
——系统的输出功率（即液压缸的输出功率）（kW）。
工进时液压缸的有效功率（即系统输出功率）为
这时大流量泵通过顺序阀10卸荷，小流量泵在高压下供油，所以两泵的总输出功率（即系统输入功率）为：
由此得液压系统的发热量为
即可得油液温升近似值：
温升小于普通机床允许的温升范围，因此液压系统中不需设置冷却器。
7.3液压传动的回路系统的确定
要实现系统的动作，即要求实现的动作顺序为：
启动→加速→快进→减速→工进→快退→停止。
则可得出液压系统中各电磁铁的动作顺序如表3所示。
表中“+”号表示电磁铁通电或行程阀压下；“-”号表示电磁铁断电或行程阀复位。
表5电磁铁的动作顺序表
工况工件
1YA
2YA
行程阀
快进
+
-
-
工进
+
-
+
快退
-
+
+
图6液压系统图
系统图的原理：
1.快速前进
电磁铁1YA通电，由泵输出地压力油经2三位五通换向阀的右侧，这时的主油路为：
进油路：
双联泵→单向阀10→三位五通换向阀2（1YA得电）→行程阀3→液压缸左腔。
回油路：
液压缸左腔→三位五通换向阀2（1YA得电）→单向阀6→行程阀3→液压缸右腔。
由此形成液压缸两腔连通，实现差动快进，由于快进负载压力小，系统压力低，变量泵输出最大流量。
2.工进
进油路：
双联泵→单向阀10→三位五通换向阀2（1YA得电）→调速阀4→液压缸右腔。
回油路：
液压缸左腔→三位五通换向阀2→背压阀8→液控顺序阀7→油箱。
3.快退
进油路：
双联泵→单向阀10→三位五通换向阀2（2YA得电）→液压缸左腔。
回油路：
液压缸右腔→单向阀5→三位五通换向阀2（右位）→油箱。
4.停止
当滑台快速退回到原位时，挡块压下原位行程开关，发出信号，使2YA断电，换向阀2处于中位，液压缸两腔油路封闭，滑台停止运动。
这时液压泵输出的油液经换向2直接回油箱，泵在低压下卸荷。
设计小结
设计是一个系统性的工作，需要我们把所学的东西都很深刻的了解，并且知道怎样去应用，然后把他们串在一起，这就要求我们在今后的学习中，不但要学通学懂，更要学会理论联系实际。
通过这次课程设计，让我们每个人都切身体验了课程设计的基本模式和相关流程。
在这次课程设计中，我学会了怎样根据老师所给的题目去构思，收集和整理设计中所需要的资料。
在这些日子里，我们都夜以继日的演算相关数据，在参考书上寻找参考资料，使我们真正地尝试到了作为一名设计者的辛酸与喜悦。
我们将理论知识与实际设计相结合，真正做到了理论联系实际，并且学会了如何综合去运用所学的知识，使我们对所学的知识有了更加深刻的认识和了解，让我们受益匪浅。
在本次设计也让我们体验到了团队合作的重要性和必要性。
设计是一个庞大而复杂的系统工程，单枪匹马是很难顺利完成任务的，这就要求我们要有合理的分工和密切的配合，将一个个复杂的问题分解成一个个小问题，然后再各个击破，只有这样才能设计出很实用的产品，同时也可以大大提高工作效率。
而且大家都参与进来，都能学到知识。
以后我们对设计又有了一个更深刻而又系统的认识。
参考文献
[1]王积伟，章宏甲，黄谊.液压传动.第二版.北京：
机械工业出版社，206.12（20108重印）
[2]马振福.液压与气动传动.第二版.北京：
机械工业出版社，2004.1
[3]成大先.机械设计手册[单行本液压传动].北京：
化学工业出版社，2004
[4]陈启松.液压传动与控制手册[M].上海：
上海科学技术出版社，2006
升级会员 