液压与气动技术课程设计宋超Word文件下载.docx
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5.2.3选择液压泵的规格……………………………………9
5.2.4与液压泵匹配的电动机的选定………………………9
5.3液压阀的选择…………………………………………10
5.4确定管道尺寸…………………………………………10
5.5液压油箱容积的确定…………………………………10
6液压系统的验算…………………………………………10
6.1压力损失的验算……………………………………10
6.1.1工作进给时进油路压力损失………………………10
6.1.2工作进给时回油路的压力损失……………………11
6.1.3变量泵出口处的压力Pp…………………………11
6.1.4快进时的压力损失………………………………11
6.2系统温升的验算………………………………………12
7液压缸的设计…………………………………………12
7.1液压缸工作压力的确定………………………………12
7.2液压缸的内径D和活塞杆d前面已经计算…………13
7.3液压缸的壁厚和外径的计算…………………………13
7.4缸盖厚度的确定……………………………………13
8参考文献…………………………………………………14
1.设计题目：
2.技术参数和设计要求
设计一台卧式钻孔组合机床的液压系统，要求完成如下工作循环：
快进→工进→快退→停止。
机床的切削力为2×
104N，工作部件的重量为7.8×
103N，快进与快退速度均为6m/min，工进速度为0.05m/min，快进行程为100mm，工进行程为50mm，加速、减速时间要求不大于0.2s，采用平导轨，静摩擦系数为0.2，动摩擦系数为0.1。
设计该组合机床的液压传动系统。
3.工况分析
根据已知条件，绘制运动部件的速度循环图，如图
速度循环图
然后计算各阶段的外负载并绘制负载图，如图
液压缸所受外负载F包括三种类型，即
F=Fw+Ff+Fm
式中：
Fw—工作负载；
Fm—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，启动后为动摩擦阻力，对于平导轨
Ff可由下式求得：
Ff=f（G-Ffn）
G—运动部件重力；
Fn—垂直于导轨的工作负载；
f—导轨摩擦系数
于是可得：
Ffs=0.2×
7.8×
103=1560N
Ffd=0.1×
103=780N
上式中，Ffs为静摩擦阻力，Ffd为动摩擦阻力。
Fm=GΔv/（g.Δt）
g—重力加速度；
Δt—加速或减速时间；
Δv—Δt时间内的进度变化量
在本例中
Fm=7.8×
103×
6/（9.8×
0.2×
60）=398N
根据上述计算结果，列出各工作阶段所受外负载
工作循环
外负载F（N）
启动、加速
F=Ffs+Fm
1928
工进
F=Ffd+Fw
20780
快进
F=Ffd
780
快退
4拟定液压系统原理图
4.1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或变量泵供油，现采用带压力反馈的限压式变量叶片泵。
4.2调速方式的选择
在中小型专业机床的液压系统中，进给速度的控制一般采用节流阀或调速阀。
根据钻孔类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，具有承受负切削力的能力。
4.3速度换接方式的选择
本系统采用电磁阀的快慢速换接回路，它的特点是结构简单、调节行程比较方便、阀的安装也较简单，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。
原理图如A3图纸所示：
5.液压系统的计算和选择液压元件
5.1液压缸主要尺寸的确定
5.1.1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，现参阅指导书表2-1取液压缸的工作压力为3-5Mpa，本系统取液压缸的工作压力为4.5Mpa.
5.1.2计算液压缸内径D和活塞杆直径d
由负载图知最大负载F为23089N，按指导书表2-2执行元件背压的估算值：
可取p为0.6MPa，ηcm为0.9，考虑到快进、快退速度相等，取d/D为0.7。
将上述数据代入公式可得：
A=F/ηcm（P-p/2）.D=（4A/3.14）1/2
D=0.088（m）圆整为标准值100mm.
根据指导书表2-4液压缸内径尺寸系列（GB2348-80），将液压缸内径圆整为标准系列直径D=100mm，活塞杆直径d，按d/D=0.7及指导书表2-5活塞杆直径尺寸系列（GB2348-80）活塞杆直径系列取d=70mm。
差动连接时，由于管路中存在压力损失，取Δp=0.5MPa。
按最低工进速度验算液压缸的最小稳定速度，可得：
A≥Qmin/Vmin=0.05×
1000/5=10（cm2）
Qmin是由产品样本查得GE系列调速阀Q-6B的最小稳定流量为0.05L/min。
有杆腔：
A=π×
（D2-d2）/4=3.14×
（102-72）/4=40（cm2）
无杆腔：
D2/4=78.5（cm2）
可见上述不等式能满足，液压缸能达到所需低速。
根据上述有杆腔与无杆腔的值，可计算得到液压缸工作循环中各阶段的压力，流量和工作值。
如下表所示：
计算公式
F/N
回油腔压力
进油腔压力
输入流量
输入功率
启动
1642
0.95
加速
1240
13
0.84
恒速
821
1.2
0.73
23.08
280
21873
0.6
3.1
0.393
20
1.78
快速
0.7
1.68
1.6
24.02
680
5.1.3计算在各工作阶段液压缸所需的流量
Q（快进）=πd2V（快进）/4=π（0.07）2×
6/4=23.08（L/min）
Q（工进）=πD2V（工进）/4=π（0.1）2×
0.05/4=0.393（L/min）
Q（快退）=π（D2-d2）V（快退）/4=π（0.12-0.072）×
6/4
=24.02（L/min）
5.2确定液压泵的流量、压力和选择泵的规格
5.2.1泵的工作压力的确定
考虑到正常工作中进油管路有一定的压力损失，所以泵的工作压力为
Pp=P1+ΣΔp
Pp—液压泵最大工作压力；
P1—执行元件最大工作压力；
ΣΔp—进油管路中的压力损失，初算是简单系统可取0.2~0.5MPa，复杂系统可取0.5~1.5MPa。
本题中取0.5MPa。
因此Pp=P1+ΣΔp=4.5+0.5=5（MPa）
上述计算所得的Pp是系统的静态压力，考虑到系统在各种工况的过渡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贮备量，并确保泵的寿命，因此选泵的额定压力Pa应满足Pa≥（1.25~1.6）Pp。
中低压系统取小值，高压系统取大值。
在本题中Pa=1.3Pp，Pp=5MPa。
5.2.2泵的流量确定
液压泵的最大流量应为
Qp≥KL（ΣQ）max
Q—液压泵的最大流量；
KL—系统泄露系数，一般取1.1~1.3，现取KL=1.2。
因此Qp=KL（ΣQ）max=1.2×
24.02=28.82（L/min）
5.2.3选择液压泵的规格
根据以上算得的Pp和Qp，查阅有关手册，现选用YB1--2.5/32双联叶片泵，该泵的基本参数为：
泵的额定压力P0=6.3MPa，电动机转速n0=1450r/min，总效率η=0.72。
5.2.4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。
由于在慢进时泵输出的流量减小，泵的效率急剧降低，一般当流量在0.2~1L/min范围内时，可取η=0.03~0.14。
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
Pb=Qp/η≤Pd
Pd—所选电动机额定功率；
Pb—限压式变量泵的限定压力；
Qp—压力为Pb时，泵的输出流量。
首先计算快进时的功率，快进时的外负载为780N，进油路的压力损失定为0.3MPa，由公式可得：
Pb=[780/（π0.072/4）×
10-6+0.3]=0.50MPa
快进时所需电机功率为：
P=PbQp/η=0.50×
23.08/（60×
0.72）=0.267（kW）
工进时：
Pb=[23089/（π0.12/4）×
10-6+0.3]=1.81（MPa）
工进时所需电机功率为：
P=PbQp/η=1.81×
0.393/（60×
0.72）=0.307（kW）
查阅电动机产品样本，选用Y90S—4型电动机，其额定功率为1.1kW，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。
再由已知的快进时流量为23.08L/min，工进时的流量为0.393L/min，压力为4.5MPa，作出泵的实际工作时的流量压力特性曲线，如图3-1所示，查得该曲线拐点处的流量为30L/min，压力为3MPa。
所选电动机功率满足要求，拐点处能正常工作。
.
图3-1YBX—25液压泵特性曲线
1—额定压力下的特性曲线；
2—实际工作时的特性曲线
5.3液压阀的选择
该液压系统可采用力士乐系列阀或GE系列阀。
本题均选用GE系列阀。
根据所拟定的液压系统图，按通过各元件的最大流量来选择液压元件的规格。
选定的液压元件见A3图纸。
5.4确定管道尺寸
油管内径尺寸一般可参照选用的液压元件接口尺寸而定，也可按管路允许流速进行计算。
本系统油路流量为差动时流量Q=55L/min，压油路的允许流速取V=4m/s，则内径d=4.6（Q/V）1/2=4.6（55/4）1/2=17.06（mm）
若系统主油路流量按快退时取Q=24.02L/min，则可算得油路内径d=12.28mm。
综合诸因素，现取油管的内径d为15mm。
5.5液压油箱容积的确定
本题为中压液压系统，液压油箱有效容量按泵的流量的5~7倍来确定，现选用容量为160L的油箱。
6液压系统的验算
已知该液压系统的进、回油管的内径均为15mm，选用L—HL32液压油，考虑到油的最低温度为15℃，查得15℃时该液压油的运动粘度为
υ=150cst=1.5cm2/s
油的密度ρ=920kg/m3
6.1压力损失的验算
6.1.1工作进给时进油路压力损失
运动部件工作进给时的速度为0.05m/min，进给时的最大流量为0.393L/min，则液压油在管内流速v1为：
v1=Q/（πd2/4）=4×
0.393×
1000/（3.14×
1.52）
=2225（cm/min）=3.7（cm/s）
管道流动雷诺数Re1为
Re1=v1d/υ=37.08×
1.5/1.5=3.7<
2300
可见油液在管道中流态为层流，其沿程阻力系数λ1=75，Re1=3.7
进油管道的沿程压力损失Δp1-1为
Δp1=λ（l/d）/（ρv2/2）
=75×
（1/1.5）/（0.015×
920×
0.037082/2）
=0.053MPa
6.1.2工作进给时回油路的压力损失
由于选用单活塞杆液压缸，且液压缸有杆腔的工作面积是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
v2=v1/2=3.7/2=1.85（cm/s）
Re2=v2d/υ=1.85×
1.5/1.5=1.85<
λ2=75/Re2=75/1.85=40.54
回油管道的沿程压力损失Δp2-1为
Δp2-1=λ2（l/d）/（ρv2/2）
=40.54（1/1.5）/（0.015×
0.01852/2）=0.114Mpa
查产品样本知换向阀24EF3M—E10B的压力损失为Δp2-2=0.025MPa。
回油路总压力损失Δp2为
Δp2=Δp2-1+Δp2-2
=0.114+0.025
=0.139（MPa）
6.1.3变量泵出口处的压力Pp
Pp=（F/ηcm+A2Δp2）/A1+Δp1
=（23089/0.9+0.139×
1000000×
0.06×
100）/0.1+0.053×
1000000
=2.953（MPa）
6.1.4系统压力损失验算
工作循环中进、回油管中通过的最大流量q=73L/min，有此计算雷诺数得
Re=vd/υ=4q/πdυ=4×
73×
10-3/60×
π×
15×
10-3×
1.5×
10-4=688<
2300
由此可推出各工况下的进、出回油中的液流均为层流，管中流速为
V=q/（πd2/4）=4×
（15×
10-3）2=5.25m/s
因此沿程压力损失为：
△pf=75/Rel/dρρv2/2=75/688×
2/15×
5.25×
5.25/2=0.15×
106MPa
6.2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，计算如下：
v=0.05m/min：
流量Q=v（πd2/4）=π×
0.12×
0.05/4=0.393（L/min）
此时泵的效率为0.1，泵的出口压力为2.65Mpa
则有：
ηL=P1Q1/Pp1Qp1+Pp2Qp2=3.1×
0.393/3.9×
2.5+0.077×
32=0.1
液压泵的总效率为ηP=0.72
液压缸效率为ηm=0.9
所以η=ηPηmηL=0.72×
0.95×
0.1=0.068
由此可见工进时液压系统效率很低，这是由于溢流损失和节流损失造成的。
工进时液压泵输入功率为Pi：
则Pi=Pp1Qp1+Pp2Qp2/ηP=（3.9×
2.5×
1000/60+0.077×
32×
1000/60）/0.72=283W
工进阶段发热功率为Q
Q=Pi（1-η）=283×
（1-0.07）=263W
取散热系数K=15W/（m℃）容积V=226L
则系统升温为T
T=Q/KA=Q/0.065KV2/3=263/0.065×
2262/3℃=8℃
设机床工作环境温度t=25℃，加上此温度后有33度，在正常工作温度下，符合要求。
7.液压缸的设计
7.1液压缸工作压力的确定
选择4.5MP
液压缸工作压力主要根据液压设备类型确定，对不同用途的液压设备，由于工作条件不同，通常采用的压力也不同。
7.2液压缸的内径D和活塞杆d前面已经计算
D=100mm;
d=70mm
7.3液压缸的壁厚和外径的计算
液压缸的壁厚由液压缸的强度条件来计算
液压缸的壁厚一般是指缸筒结构中最薄处的厚度，从材料力学可知，承受内压力的圆筒，其内应力分布规律因壁厚的不同而各异，一般计算时可分为薄壁圆筒，起重运输机械和工程机械的液压缸一般用无缝钢管材料，大多属于薄壁圆筒结构，其壁厚按薄壁圆筒公式计算
ζ≥PD/2[δ]
公式中：
ζ为液压缸壁厚（m）
D为液压缸内径（m）
P试验压力，一般取最大工作压力的（1.25-1.5倍）（Mpa）
[δ]缸筒材料的许用应力：
锻钢110-120，铸钢100-110，无缝钢管100-110
高强度铸铁60，灰铸铁25，单位（Mpa）
ζ≥PD/2[δ]=4.5×
1.5/（2×
110）=3.41mm
故取ζ=5mm
液压缸壁厚算出后，即可求出缸体的外径D1为
D1≥D+2ζ=100+2×
5=110mm取D1=110
7.4缸盖厚度的确定
一般液压缸多为平底缸盖，其有效厚度t按强度要求可用下面两个公式进行近似计算
无孔时：
t≥0.433D（P／【ζ】）
有孔时：
t≥0.433D{PD／【ζ】
（D－d）}
式中，
t----------缸盖有效厚度
D---------缸盖止口内直径
d----------缸盖孔的直径
8.参考文献
左健民.液压与气动传动.北京,机械工业出版社,2005
宋锦春,苏东海,张志伟.液压与气动传动.北京,科学出版社,2006
崔广臣,谢群.液压与气动技术—课程设计指导书.沈阳,沈阳理工大学机械工程学院流体传动与控制教研室,2007
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