液压与气压传动课程设计Word下载.docx
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（6）液压集成块零件图。
（7）液压集成块装配图。
（8）相关的电气控制原理图。
（9）设计总结。
（10）参考文献。
二．设计计算，元件选择及验算
课题：
一台加工铸铁变速箱箱体的多轴钻孔组合机床，动力滑台的动作顺序为快速趋进工件、工进、加工结束快退、原位停止。
滑台移动部件的总重量为5000N，加减速时间为.采用平导轨，静摩擦系数为，动摩擦系数为.快进行程为300mm，快进与快退速度相等均为3m/min.工进行程为25mm，工进速度为30-50mm/min，轴向工作负载为900N。
工作性能要求运动平稳，设计动力滑台的液压系统。
1.运动分析：
根据已知条件，运动部件的工作循环为快进-工进-快退-停止。
工作循环图如下所示：
图1工作循环图
完成一次工作循环的速度-位移曲线如下图所示：
图2速度位移图
2.负载分析：
（1）工作负载：
工作负载即为工进时的轴向工作负载，本题中为900N。
即工进时，Fw=900N，而在其余的时间里，Fw=0.
（2）摩擦负载：
静摩擦负载：
Ffs=×
5000N=1000N
动摩擦负载：
Ffd=×
5000N=500N
（3）惯性负载：
起动阶段：
F=Ffs=1000N
加速阶段（从起动到达到快进速度的过程）：
Fa1=m△v/△t=G△v/g△t
即为
Fa1=5000×
3/×
60×
=
快进阶段：
F=Ffd=500N
减速阶段（由快进速度减到工进速度的过程）：
Fa2=m△v/△t=G△v/g△t
Fa2=5000×
（3/60-50/60/1000）/×
=76N
工进阶段：
F=Fw+Ffd=900N+500N=1400N
制动阶段（由工进速度到速度为零的过程）：
Fa3=G△v/g△t
Fa3=5000×
50/×
1000×
反向起动阶段：
反向加速阶段（由停止到达到快退速度的过程）：
Fa4=G△v/g△t
Fa4=5000×
反向制动阶段（由快退速度到原位停止的过程）：
Fa5=Fa4=
由此可得出液压缸在各工作阶段的负载如下表所示：
（查《液压元件手册》得，液压缸的机械效率一般为，此处选取。
）
工况
负载组成
负载值F/N
液压缸推力F/N
起动
F=Ffs
1000
加速
F=Ffd+Fa1
快进
F=Ffd
500
减速
F=Ffd-Fa2
424
工进
F=Ffd+Fw
1400
制动
F=Ffd-Fa3
反向起动
反向加速
F=Ffd+Fa4
快退
反向制动
F=Ffd-Fa5
表负载图和速度图的绘制
图3负载随行程的变化图
图4工作循环中各阶段速度变化图
4.液压缸主要参数的确定：
a.选择系统工作压力
根据计算，此液压缸的负载值小于5KN，由《液压元件手册》第二章液压缸的设计计算（130页）表2-3-2（即下表）可初选液压缸的工作压力为.
b.确定液压缸的型式、规格及尺寸
A=F/P=×
10^6）=×
10^-3m²
D=√（4A/π）==
查《液压元件手册》表2-1-4缸筒内径尺寸系列（下表），取D=63mm.
由于快进快退速度相等，故可以得知D=√2d.所以可得d=,按标准值取d=50mm.
则液压缸无杆腔面积：
A1=πD²
/4=²
有杆腔面积：
A2=π（D²
-d²
）/4=²
c.检验活塞杆的强度和稳定性
查《液压元件手册》第140页表2-3-12末端条件系数可得一端固定，一端铰接时末端系数n取2，活塞杆材料选用中碳钢，根据下表
可查得材料强度实验值fc=490Mpa,柔性系数m=85，实验常数a=1/5000。
计算求得对实心杆，活塞杆截面的回转半径K=d/4=。
选取活塞杆长度为800mm。
因为l/k=800/=64<
m\√n=120，所以用戈登-兰金公式计算：
可求得Fk=344718N,安全系数nk一般取2-4，取n=4得Fk/nk=86179N>
，所以活塞杆满足强度稳定性条件。
d.计算液压缸的最大流量
快进时，q1=（A1-A2）×
v=²
×
50mm/s=min；
工进时，q2=A1×
50mm/min=min；
快退时，q3=A2×
50mm/s=min。
e.工况分析
快进时，进油腔压力p=F/（A1-A2）=，功率P=pq=；
工进时，进油腔压力p=F/A1=,功率P=pq=；
快退时，进油腔压力p=F/A2=,功率P=pq=25W。
表液压缸在各个工作阶段中的压力、流量和功率
推力F/N
进油腔压力p1/Mpa
回油腔压力p2/Mpa
输入流量q/L/min
输入功率P/W
25
5.液压系统原理图的拟定
a.从提高系统效率、节约能源角度考虑，采用双联叶片泵作为油源，流量突变时液压冲击时较小，工作平稳性较好，且双泵可同时向液压缸供油实现快速运动，有利于降低能耗，节约成本。
b.由工况图可知，该系统在慢速时速度需要调节，而且系统功率较小，工作负载变化较大，所以采用换向调速回路。
c.由于快进和工进之间速度需要换接，但对换接的位置要求不高，所以采用由行程开关发讯控制。
经过以上的分析可得出液压系统原理图拟定如下：
图5液压系统原理图
电磁铁的工作顺序表如下所示：
1YA
2YA
3YA
＋
－
原位停止
表电磁铁工作顺序表
6.液压元件的选择
a.确定液压泵型号
液压缸在工作循环过程中的最大工作压力为，考虑到正常工作中进油管路有一定的压力损失，进油管路中的压力损失，简单系统可取～，复杂系统取～，此处取。
压力继电器调整压力高出系统最大工作压力之值，取。
则高压小流量的最大工作压力Pp=++=MPa。
上述所得的压力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Pn应满足Pn≥（～）Pp。
中低压系统取小值，高压系统取大值。
此处取Pn=Pp。
所以Pn=×
=。
两个液压泵应向液压缸提供的最大流量值为min，回路中的泄露按输入流量的10℅计算，则两个泵的总流量值为q=min×
=min。
由于溢流阀的最小稳定溢流量为3L/min，而工进时输入液压缸的流量为min，由小流量液压泵单独供油，所以小液压泵的流量规格最少为min。
根据以上的功率和流量，查阅《机械设计手册》，可选用YB1-3/6型双联叶片泵。
其额定压力为，转速为960r/min，容积效率，总效率。
所以驱动该泵的电动机的功率可由泵的工作压力和输出流量来决定。
b.液压阀以及辅助元件的选择
根据所拟定的液压系统原理图，按通过各元件的最大流量来选择液压元件的规格。
选定的液压元件如下液压元件明细表所示。
序号
元件名称
通过最大流量q/min
型号
1
过滤器
2
双联叶片泵
YB1-3/6
3
二位二通电磁换向阀
7
WE6A50-50/AW220-50Z4
4
三位四通电磁换向阀
4WE6E50-50/BW110RN
5
单向阀
SV-10
6
溢流阀
DBW-10
节流阀
DRVP8S3-10
表液压元件明细表
（1）.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。
由管道内径公式
，其中q=min，v=2m/s，由此求得内径d=。
由《液压元件手册》510页表6-4-1可查得出油口采用通径10mm，钢管外径14mm的紫铜管。
（2）.油箱容积的确定
液压油箱有效容积按泵的流量的3～7倍来确定，故可选用容量为100L的油箱。
7.液压系统性能验算
（1）.压力损失
a.工进时进油路的压力损失
工进时主要压力损失为调速阀两端的压降，此时功率损失最大，而在快进，快退时系统工作压力很低，故可不验算。
因而必须以工进为依据来计算卸荷阀的调定压力。
运动部件工进时的最大速度为50mm/min，最大流量为min，则液压油在进油管内流速为
V1=q1/A=s
管道内液流的雷诺数为Re=vd/ν，采用N32液压油，室温为20℃时，液体的运动粘度ν=²
/s，由此可得
Re=340×
10/100=34
已知光滑的金属圆管的临界雷诺数为2000-2300，很显然，Re=34＜2300，液压油在管道中为层流。
计算层流中的沿程压力损失公式为
ΔPf=λ
其中，λ称为沿程阻力系数，液压油在金属圆管中作层流流动时，常取λ=75/Re=。
若取进出口油管长度约为2m,油液的密度ρ=890kg/m3由此可得液压油在进油路上的沿程压力损失为
ΔPf1=×
2×
890×
²
/×
2）=
查得三位四通电磁换向阀4WE6E50-50/BW110RN的压力损失△P1=，忽略油液通过管接头、油路板等处的局部压力损失，则进油路总压力损失△P为
ΔP进=ΔPf+ΔP1=
b.工进时回油路的压力损失
由于选用单活塞杆液压缸，则回油管道的流量为q2=min，液压油在出油管内流速为
V2=q2/A=s
同理，可得出油管道内液流的雷诺数为Re=130×
10/100=13，沿程阻力系数λ=，回油管道上的沿程压力损失为
ΔPf2=λ
即
ΔPf2=×
²
查阅资料可以得二位二通电磁换向阀WE6A50-50/AW220-50Z4的压力损失为ΔP2=，三位四通电磁换向阀4WE6E50-50/BW110RN的压力损失由上可知为ΔP1=，所以回油路总的压力损失为
ΔP回=ΔPf2+ΔP1+ΔP2
代入即得
ΔPf回=++=
c.变量泵出口处的压力Pp
Pp=（F/η+A2×
ΔP进）/A1+ΔP进
代入可得
Pp=（1400/+×
/+=
（2）.系统温升验算
因为在整个工作循环中，工进阶段所占的时间最长，近似为快进、快退阶段所占时间的5倍，所以计算时可以主要考虑工作阶段时的发热量。
一般情况下，工进速度大时发热量较大，由于限压式变量泵在流量不同时，效率相差比较大，所以分别计算最大、最小的发热量，然后加以比较，取数值大者进行分析。
工进速度v=30mm/min时，
q=A1×
v=×
30/10^6=min
此时泵的效率为，泵的出口压力为,则有
P输入=×
（60×
P输出=F×
v=1400×
30/60×
10^-3=
此时的功率损失
ΔP=P输入-P输出=
工进速度v=50mm/min时，
Q=A1×
50/10^6=min
此时泵的效率为，泵的出口压力，则有
50/60×
此时的功率损失为
由此可见，工进速度低时，发热量大。
假定系统的散热状况一般取K=10×
10-3kW/（m2.℃），只考虑油箱的散热，其中油箱散热面积A按式估算：
A=
其中V是油箱有效容积，此处V=100L,所以油箱的散热面积A=²
。
系统的温升为
Δt=ΔP/（K×
A）=℃
查阅资料得知，对于一般机械，允许温升25-30℃，数控机床油液温升应该小于25℃，工程机械等允许的温升为35-40℃。
验算结果表明，该系统的温升在许可范围内，不必采取其他的冷却装置。
三、液压缸的装配图
图6液压缸装配图
名称
数量
材料
备注
连接螺钉
8
中碳钢
24
无杆端缓冲套
橡胶
23
O型封圈
硅胶
22
Yx密封圈
聚氨
21
活塞
铝合
20
19
护环
HT250
18
缸头
铸钢
17
Y型密封圈
16
防尘圈
15
斯特圈密封
酯
14
缸盖
13
12
导向圈
Q345
11
缓冲节流阀
钢
10
法兰
304L
9
活塞杆
35号钢
缸桶
缓冲套
导向环
聚四
格来圈密封
缸底
表
四、电器原理图
电气控制原理图
动作分析：
（1）夹紧.打开总开关QS（QS起保护作用），K1，电动机工作，导致液压泵运动，夹紧缸夹紧，当夹紧后，油管压力增大，压力继电器开启。
（2）快进.当压力继电器开关闭合，KM1,KM2,SQ1为常闭开关，所以电流通过KA1,KA3接触器，导致KA1,KA3闭合，电流通过接触器YA1,YA3.使换向阀4，5动作，液压缸快进。
（3）快进――工进。
液压杆运动，经过行程开关SQ3,由于SQ3所在电路为开路，所以没反应，当液压杆经过SQ1时，SQ1断开，电流只经过接触器KA1,所以，开关KA1闭合，接触器YA1通电流，换向阀4动作，液压缸工进。
（4）工进――快退。
液压杆继续前进，经过行程开关SQ2,SQ2闭合，电流通过接触器KM1,KM2,KA2.接触器开关KM1,KM2断开，使电流只经过接触器KA2,使开关KA2闭合，电流通过YA2,使开关YA2闭合，换向阀4动作，液压缸快退。
（5）保持快退。
当液压杆离开SQ2时，由于开关KM1以闭合了，所以，液压缸仍保持快退，
当液压杆离开SQ1时，由于接触器KM2接通，开关KM2断开，电流流向不变，所以仍然是快退状态。
（6）快退――松开。
当液压杆经过SQ3，开关SQ3开启，KM3开路，开关KM3闭合，电流通过接触器KA4,KM4,使换向阀4工作，夹紧缸松开，同时开关KM4闭合，即使松开时压力减小，压力继电器开关断开也能继续松开。
（7）停止。
当一周期结束，断开K1和QS。
五、各类阀零件图及其它元件
图7YB1-3/6型双联叶片泵
图8SV-10型单向阀
图9DBW-10型先导式溢流阀
图104WE6E50-50/BW110RN型三位四通电磁换向阀
图11WE6A50-50/AW220-50Z4型两位两通电磁换向阀
图12DBV-10型溢流阀
图13DRVP8S3-10型节流阀
六、液压集成块及装配图
图14液压集成块
图15集成块管路图
图16集成块六视图
图17主视图
图18俯视图
图19左视图
图20右视图
图21仰视图
图22装配图
七、个人设计说明
此次课程实践，我们组内共有四人，、杨强任组长，组员有张祚喆、王琛、王雨桐。
先期的计算以张祚喆为主，各组员协助完成，随后组长杨强对后面工作进行细致分工，由王雨桐负责电气原理图的设计和绘制及各种运动特性曲线的绘制，由杨强负责各类阀零件图、集成块及装配图，由王琛负责绘制液压系统原理图、液压缸装配图及速度负载曲线。
最后由组长杨强统稿完成报告。
八．设计小结。
九、参考文献
1.《液压与气压传动》教材
2.《机械零件设计手册》（液压与气动部分）冶金出版社
3.《组合机床设计》（液压传动部分）机械出版社
4.《液压工程手册》机械工业出版社
5.《液压系统设计简明手册》杨培元主编，机械工业出版社
6.《液压元件手册》黎启柏主编，冶金/机械工业出版社
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