10级车辆2班液压与气压传动课程设计说明书Word下载.docx
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2.工进………………………………………………………………8
3.快退………………………………………………………………8
五、液压元件的选择…………………………………………………9
5.1液压阀及过滤器的选择…………………………………………9
5.2油管的选择………………………………………………………9
5.3油箱容积的确定…………………………………………………9
六、验算液压系统性能………………………………………………10
（一）压力损失的验算及泵压力的调整……………………………10
1.工进时的压力损失验算及泵压力的调整……………………10
2.快退时的压力损失验算及大流量泵卸载压力的调整…………10
3.局部压力损失…………………………………………………11
（二）液压系统的发热和温升验算…………………………………11
七、个人总结……………………………………………………………12
八、参考文献……………………………………………………………12
油压机液压系统设计说明书
一、设计基本要求
（一）、基本结构与动作顺序
卧式单面多轴组合机床主要由工作台、床身、单面动力滑台、定位夹紧机构等组成，加工对象为铸铁变速箱体，能实现自动定位夹紧、加工等功能。
工作循环如下：
工件输送至工作台—自动定位—夹紧—动力滑台快进—工进—快退—夹紧松开—定位退回—工件送出。
（其中工作输送系统不考虑）
（二）、主要性能参数
1.轴向切削力F1=24000N；
2.滑台移动部件质量m=510kg;
3.加减速时间△t=0.2s；
4.静摩擦系系数fs=0.2,动摩擦系数fd=0.1，采用平导轨;
5.快进行程l1=200mm;
工进行程l2=100mm，工进速度30~50mm/min
6.工作台要求运动平稳，但可以随时停止运动，两运动滑台完成各自循环时互不干扰，夹紧可谓并能保证。
二、负载分析
负载分析中，暂不考虑回油腔的被压力，液压缸的密封装置产生摩擦阻力在机械效率中加以考虑。
因工作部件是卧式放置，重力的水平力为零，这样需要考虑的力有：
切削力，导轨摩擦力和惯性力。
导轨的正压力等于动力部件的重力，设导轨的静摩擦力Fs，动摩擦力为Fd，则
Fs=fsFN=0.2*15000=3000N
Fd=fdFN=0.1*15000=1500N
Fm=m*△V/△T=1531N
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ηm=0.95，
则液压缸在各工作阶段的总机械负载可以算出，见表1-1.
表1-1液压缸各运动阶段负载
运动阶段
计算公式
机械负载F/N
起动
F=Fs/ηm
3157.9N
加速
F=（Fm+Fd）/ηm
3190.52N
快进
F=Fd/ηm
1578.94N
共进
F=（Fl+Fd）/ηm
29674.23N
快退
F=Fd/ηm
三、液压系统方案设计
1.确定液压泵类型及调速方式
参考同类组合机床，选用双叶泵供油·
调速阀进油调速的开式回路，溢流阀作定压阀。
为防止钻孔通时滑台突然失去负载向前冲，回油路上设置背压阀，初定背压值Pb=0.8MPa
2.选用执行元件
因系统动作循环要求正向快进和工作，反向快退，且快进、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等于有杆面积A2的两倍。
3.快速运动回路和速度换接回路
根据本例的运动方式和要求，采用差动连接与双泵供油两种快速运动回路来实现快速运动。
既快进时，由大小泵同时供油，液压缸实现差动连接。
4.换向回路的选择
本系统对换向的平稳性没有严格的要求，所以选用电磁换向回路。
为便于实现差动连接，选用了三位五通换向阀。
为提高换向的位置精度，采用死档板和压力继电器的行程终点返程控制
5.组成液压系统绘原理图
将上诉所选定的液压回路进行组合，并根据要求作必要的修改补充，即组成如图所示的液压系统图。
为便于观察调整压力，在液压泵的进口处、背压阀和液压缸无杆腔进口处设置测压点，并设置多点压力表，这样只需一个压力表即能观测各点压力。
电磁铁动作顺序
IY
2Y
3Y
+
-
工进
停止
四、液压系统的参数计算
（一）液压系统的参数计算
1.初选液压缸的工作液压力
参考同类型组合机床，初定液压缸的工作压力为P1=40*105Pa
2确定液压缸的主要结构尺寸
本例要求动力滑台的快进|、快退速度相等，现采用活塞杆固定的单杆式液压缸。
快进时采用差动连接，并取无杆腔有效面积A1等于有杆腔有效面积A2的两倍，即A1=2A2，为了防止在钻孔钻通时滑台突然向前冲，在回油路中装有背压阀，按表8-1，初选被压Pb=8*105Pa
由表1-1可知最大负载为工进阶段的负载F=29674.23N
A1=F／Ｐ１-０.５Ｐｂ＝８.２４ｃｍ²
Ｄ=１０.２４ｃｍ
由A1=2A2可知活塞杆直径
d=0.707D=7.24CM
按国标将所计算的D与d值分别园整到相近的标准直径，以便采用标准的密封转置
D=10cmd=7cm
按标准直径算出
A1=3.14*D²
/4=78.5cm²
A2=3.14*（D²
-d²
）=40cm²
按最低工进速度验算液压缸尺寸，查产品样本，调速阀最小稳定流量qmin=0.05L/min,因工进速度v=0.05m/min为最小速度，则由式,
A≥qmin/vmin=
本例A1=6.36cm2》10cm2，满足最低速度的要求。
3.计算液压缸各工作阶段的工作压力、流量和功率
根据液压缸的负载图和速度图以及液压缸的有效面积，可以算出液压缸工作过程各阶段的压力、流量和功率，在计算工进时背压按pb=5x105Pa代入计算公式和计算结果列于下表中。
工作循环
负载F
进油压力pa
回油压力pb
所需流量
输入功率P
N
Pa
Pb
L/min
kw
差动快进
Pj=
1578.94
9.3×
105
11.5×
23.1
0.358
29674.23
41.9×
8×
0.942
0.022
快退
13.8×
5×
24
0.552
（二）液压泵的参数计算
由表二可知工进阶段液压缸压力最大，若取进油路总压力损失∑△p=，压力继电器可靠动作需要压力差为5×
105Pa，则液压泵最高工作压力可按式算出
Pp=Pl+∑△p+5×
105=（41.9+5+5）×
105=51.9×
105Pa
因此泵的额定压力可取Pr》（1.1×
0.942+2.5）L/min=3.536L/min,快进快退时液压缸所需的最大流量是23L/min，则泵的总流量为qp=1.1×
24L/min=26.4L/min,即大流量泵的流量qp2=qp-qp1=（26.4-3.536）=22.86L/min
根据上面计算的压力和流量，查产品样本，选用YB-E/6型的双联叶片泵，该泵额定压力为16MPa,额定转速1000r/min。
（三）电动机的选择
系统为双泵供油系统，其中小泵1的流量qp1=（4×
10-3/60）m3/s=0.0667×
10-3m3/s,大泵流量q2=（12×
10-3/60）m3/s=0.2×
10-3m3/s。
差动快进、快退时两个泵同时向系统供油;
工进时，小泵向系统供油，大泵卸载。
下面分别计算三个阶段所需要的电动机功率P。
1.差动快进
差动快进时，大泵2的出口压力油经单向阀11后与小泵1汇合，然后经单向阀2，三位五通阀4进入液压缸大腔，大腔的压力P1=Pj=9.3×
105Pa，查样本可知，小泵的出口压力损失△p1=9×
105Pa，大泵出口到小泵出口的压力损失△p2=9×
105Pa，于是计算可得小泵的出口压力Pj1=13.8×
105Pa（总效率=0.5），大泵出口压力Pj1=15.3×
105Pa（总效率=0.5）
电动机效率
2.工进
考虑到调速阀所需最小压力差△p1=5×
105Pa。
压力继电器可靠动作需要压力差△p2=5×
105Pa.因此工进时小泵的出口压力Pj1=P1+△p1+△p2=51.9×
而大泵的卸载压力取Pp2=2×
（小泵的总效率=0.565，大泵的总效率=0.3）。
3.快退
类似差动快进分析知:
小泵的出口压力pp1=17.2×
105Pa（总效率=0.5）；
大泵出口压力pp2=18.7×
105Pa（总效率=0.5）电动机效率
综合比较，快退时所需功率最大。
据此查样本选用Y901-6异步电动机。
功率kw
额定转速r/min
电流A
效率%
净重kg
1.1
910
3.15
73.5
25
五、液压元件的选择
1.液压阀及过滤器的选择
根据液压阀在系统中的最高工作压力与通过该阀的最大流量，可选出这些元件的型号及规格。
本例中所有阀的额定压力都为63×
105Pa，额定流量根据各阀通过的流量，确定为10L/min,25L/min和63L/min，所有元件的规格型号列于表三中，过滤器按液压泵额定流量的两倍选取吸油用线隙式过滤器。
序号
元件名称
最大通过流量/L.min-1
型号
1
2
3
4
5
6
7
8
9
10
11
12
13
14
15
16
17
18
19
20
2.油管的选择
根据选定的液压阀的连接油口尺寸确定管道尺寸。
液压缸的进、出油管按输入、排出的最大流量来计算。
由于本系统液压缸差动连接快进快退时，油管内通油量最大，选用内经为20mm.
3.油箱容积的确定
中压系统的油箱容积一般取液压泵额定流量的5~7倍，本设计取6倍，故油箱容积为
V=7×
23=161L
六、验算液压系统性能
（一）.压力损失的验算及泵压力的调查
1.工进时管路中流量仅为0.942L/min因此流量很小，所以沿程损失和局部损失都很小，可忽略不计，这时进油路只考虑调速阀的压力损失△P1=5×
105Pa，回油路上只有背压阀的流量损失。
小流量泵的调整压力应等于工进时液压泵的工作压力p1加上加上进油路的压差△P1，并考虑压力续电器动作需要，则Pp=P1+△P1+5×
105Pa=（41.9+5+5）=51.9×
2.快退时的压力损失验算及大流量泵卸载压力调整
因快退时，液压缸无杆腔的回油量是进油量的两倍，其压力损失比快进时要大，因此必须计算快退时的进油路与回油路的压力损失，以便确定大流量泵的卸载压力。
已知快退时进油路和回油路油管长度均为L=1.8m，油管直径d=0.02m，通过的流量进油路q1=23L/min=0.384×
10-3m³
，回油路q2=46L/min==0.768×
。
液压系统选用N32号液压油，假定最低工作温度为15℃，由手册可得运动的粘度ν=1.5st=1.5cm²
/s，油的密度ρ=900kg/m³
，液压系统元件采用集成块式的配置形式。
雷诺数Re=（V×
d）/ν,其中V表示平均流速，d表示内径，ν表示粘度。
而V=q/A，q表示流量，A表示面积。
所以雷诺数Re=（4×
q）/（3.14×
d×
ν）=（1.2732×
q）/（d×
ν）。
则进油路的雷诺数Re=（1.2732×
0.384×
10-3×
104）/（20×
10ˆ-3×
1.5）=163〈2300
回油路雷诺数Re=（1.2732×
0.768×
1.5）=326〈2300
（2）沿程压力损失由公式△Pf=（64×
L×
ρ×
g×
V²
）/（Re×
2g）=（64×
V²
d²
）算的。
其中进油路V=（4q1）/（3.14×
）=1.22m/s
进油路的压力损失由公式得∑Pf1=0.24×
105pa
在回油路，流速为进油路的两倍，即V=2.44m/s。
则在回油路的压力损失∑Pf2=0.47×
105pa
（二）液压系统的发热和升温验算
在整个工作循环中，工进阶段占用的时间最长，所以主要大热应该在共进阶段，所以按共进时验算系统的升温。
共进时液压泵的输入功率P1=746w
共进时液压缸的输出功率P2=f×
v=29674.23×
0.12/60=59.3w
系统的发热效率φ=P1-P2=746-59.3=686.7w=0.6867Kw
已知油箱的容积V=7×
23=161L，由公式（9-22）可知散热面积为A=0.065³
≈1.92m²
假定通风良好,取油箱散热系数Cr=0.015Kw/（m²
·
℃）
由公式△T=φ/（Cr×
A）=0.6867/（0.015×
1.92）≈23.8℃
假设环境温度T2=25℃,则平衡温度
T1=T2+△T=25+23.8℃=48.8℃
七、个人总结
通过本次液压课程设计，让我很好的锻炼了理论联系实际，与具体项目、课题相结合开发、设计产品的能力。
既让我们懂得了怎样把理论应用于实际，又让我们懂得了在实践中遇到的问题怎样用理论去解决。
回顾起此课程设计，至今我仍感慨颇多，从理论到实践，在这段日子里，可以说得是苦多于甜，但是可以学到很多很多的东西，同时不仅可以巩固了以前所学过的知识，而且学到了很多在书本上所没有学到过的知识。
通过这次课程设计使我懂得了理论与实际相结合是很重要的，只有理论知识是远远不够的，只有把所学的理论知识与实践相结合起来，从理论中得出结论，才能真正为社会服务，从而提高自己的实际动手能力和独立思考的能力。
在设计的过程中遇到问题，可以说得是困难重重，但可喜的是最终都得到了解决。
同时，我也发现了设计知识上的许多不足并进行了及时补充，学会了如何发现问题、解决问题，学会了如何利用手头的资料进行知识的扩充，学会了团队配合精神。
设计过程中，对团队精神的进行了考察，让我们在合作起来更加默契，在成功后一起体会喜悦的心情。
果然是团结就是力量，只有互相之间默契融洽的配合才能换来最终完美的结果。
此次设计我明白了思路即出路，有什么不懂不明白的地方要及时请教或上网查询，只要认真钻研，动脑思考，动手实践，就没有弄不懂的知识，收获颇丰。
八、参考文献
1．《液压与气压传动工程手册》.李壮云主编.电子工业出版社.2007
2．《液压与气压传动系统应用与维修》.罗洪波.曹坚主编.北京理工大学出版社.2009
3．《机械制造工艺及设备设计手册》.李云主编.北京.机械工业出版社
4．《液压系统设计图》.周士昌主编.北京.机械工业出版社
5．《机械设计零件手册》.液压分册
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