液压与气压传动课程设计说明书.docx
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液压与气压传动课程设计说明书
青岛理工大学
课程设计说明书
课题名称：
液压与气压传动课程设计
学院：
专业班级：
学号：
学生：
指导老师：
青岛理工大学教务处
2013年12月31日
《液压与气压传动课程设计》评阅书
题目
液压与气压传动课程设计
学生姓名
学号
指导教师评语及成绩
指导教师签名：
年月日
答辩评语及成绩
答辩教师签名：
年月日
教研室意见
总成绩：
室主任签名：
年月日
摘要
本次主要阐述了钻镗机床动力滑台液压系统，能实现的工作循环：
夹紧—快进—工进—快退—松开。
液压技术是机械设备中发展速度最快的技术之一，特别是近年来与微电子、计算机技术相结合、使液压技术进入了一个新的阶段。
目前，已广泛应用在工业各领域。
由于近年来微电子、计算机技术的发展，液压元器件制造技术的进一步提高，使液压技术不仅在作为一种基本的传统形式上占有重要的低位而且以优良的静态、动态性能成为一种重要的控制手段。
此次液压设计，除了满足主机在动作和性能方面的要求外，还必须符合体积小、重量轻、成本低、效率高、结构简单、工作可靠、使用和维修方便等一些公认的普遍设计原则。
液压系统的设计主要是根据已知的条件，来确定液压工作方案、液压流量、压力和液压泵及其它元件的设计。
关键字：
钻镗机床液压系统液压缸液压泵换向阀
目录
摘要I
1设计任务3
1.1设计题目3
1.2设计内容3
2液压回路的工况分析3
2.1进行工况分析4
2.2绘制液压缸的负载图和速度图5
3拟定液压系统原理图6
3.1调速回路的选择6
3.2快速回路的选择6
3.3速度换接回路的选择6
3.4换向回路的选择6
3.5油源方式的选择7
3.6夹紧回路的选择7
3.7液压基本回路的组成7
4确定执行元件主要参数9
4.1工作压力的确定9
4.2确定液压缸的内径D和活塞杆直径d9
4.3计算液压缸各运动阶段的压力，流量和功率9
5确定液压泵的规格和电动机功率及型号11
5.1计算液压泵的压力11
5.2计算液压泵的流量11
5.3选用液压泵规格和型号11
5.4确定电动机功率及型号11
5.5液压元件及辅助元件的选择12
5.6油箱容量的确定12
6验算液压系统性能13
6.1回路压力损失验算13
6.2液压系统的温升验算14
总结16
参考文献18
1设计任务
1.1设计题目
设计钻镗专用机床液压系统，其工作循环为夹紧－快进－工进－快退－松开等自动循环，采用平导轨，主要性能参数见下表。
切削力
（N）
移动部件总重力
（N）
行程（mm）
速度（m/min）
加、减速时间（s）
静摩擦系数fs
动摩擦系数fd
快进
工进
快进
工进
快退
18000
29000
180
100
5.5
0.05
5.5
0.2
0.2
0.1
表1-1
1.2设计内容
1）液压传动方案的分析。
2）液压原理图的拟定。
3）主要液压元件的设计计算（例油缸）和液压元件，辅助装置的选择。
4）液压系统的验算。
5）绘制液压原理图。
（包括电磁铁动作顺序表，动作循环表，液压元件名称）
6）编写设计计算说明书一分（3000字左右）。
2液压回路的工况分析
2.1进行工况分析
液压缸负载主要包括：
切削阻力，惯性阻力，重力，密封阻力和背压阀阻力等。
（1）切削阻力Ft
Ft=19000N
（2），摩擦阻力F静，F动
F静=Ft×fS=29000×0.2=5800N（2-1）
F动=Ft×fd=29000×0.1=2900N（2-2）
式中:
Ft－运动部件作用在导轨上的法向力
fs－静摩擦系数
fd－动摩擦系数
（3）惯性阻力
F惯=G·Δv/（g·Δt）=1087.5N（2-3）
式中:
g－重力加速度
G－运动部件重力
Δv－在t时间内变化值
Δt－启动加速度或减速制动时间
（4）重力G：
因运动部件是水平位置，故重力在水平方向的分力为零。
（5）背压阻力
这是液压缸回油路上的阻力，初算时，其数值待系统确定以后才可以定下来。
根据以上分析，可以计算出液压缸各动作中的负载表如下表2-1：
工况
计算公式
液压缸的负载N
快进
启动
F启=F静
5800
加速
F加=F动＋F贯
3987.5
快进
F快=F动
2900
工进
工进
F工=F切＋F动
20900
快退
快退
F快=F动
2900
表2-1工况分析
2.2绘制液压缸的负载图和速度图
根据上表数值，绘制出液压缸的负载图和转速图，这样便于计算几分析液压系统。
液压缸的负载图及转速图如下图2-1：
3拟定液压系统原理图
3.1调速回路的选择
根据液压系统要求是进给速度平稳，孔钻透时不前冲，可选用调速阀的进口节流调速回路。
图3-1调速回路
3.2快速回路的选择
根据设计要求v快进=5.5m/min,v快退=5.5m/min,而尽量采用较小规格的液压泵，可以选择差动连接回路。
3.3速度换接回路的选择
根据设计要求，速度换接要平稳可靠，另外是专业设备，所以可采用行程阀的速度换接回路。
若采用电磁阀的速度换接回路，调节行程比较方便，阀的安装也较容易，但速度换接的平稳性较差。
图3-2速度换接回路
3.4换向回路的选择
由速度图可知，快进时流量不大，运动部件的重量也较小，在换向方面又无特殊要求，所以可选择电磁阀控制的换向回路。
为方便连接，选择三位四通电磁换向阀。
图3-3换向回路
3.5油源方式的选择
由设计要求可知，工进时负载大速度较低，而快进、快退时负载较小，速度较高。
为节约能源减少发热。
油源宜采用双泵供油或变量泵供油。
选用双泵供油方式，在快进、快退时，双泵同时向系统供油，当转为共进时，大流量泵通过顺序阀卸荷，小流量泵单独向系统供油，小泵的供油压力由溢流阀来调定。
若采用限压变量泵叶片泵油源，此油源无溢流损失，一般可不装溢流阀，但有时为了保证液压安全，仍可在泵的出口处并联一个溢流阀起安全作用。
3.6夹紧回路的选择
按夹紧的要求，可选择单向顺序阀的顺序动作回路。
通常夹紧缸的工作压力低于进给缸的工作，并由同一液压泵供油，所以在夹紧回路中应设减压阀减压，同时还需满足：
夹紧时间可调，在进给回路压力下降时能保持夹紧力，所以要接入节流阀调速和单向阀保压。
换向阀可连接成断电夹紧方式，也可以采用带定位的电磁换向阀，以免工作时突然断电而松开。
图3-4夹紧回路
3.7液压基本回路的组成
将已选择的液压回路，组成符合设计要求的液压系统并绘制液压系统原理。
此原理图除应用了回路原有的元件外，又增加了液压顺序阀和单向阀等，其目的是防止回路间干扰及连锁反应。
从原理图中进行简要分析：
1）快进时，阀2左位工作，阀5左位工作，实现差动快进加速。
2）工进时，阀2左位工作，阀5右位工作，油路通过调速阀调速。
3）液压缸快退时的油液流动路线。
进油路：
油箱—→单向定量液压泵1—→三位四通电磁换向阀2（右位）—→二位三通电磁阀5—→液压缸。
回油路三位四通电磁换向阀2（右位）—→油箱。
进油路：
油箱—→单向定量液压泵1—→单向阀11—→三位四通电磁换向阀7（左位）—→夹紧缸。
回油路：
阀9—→阀7—→油箱。
4）系统组合后，应合理安排几个测压点，这些测压点通过压力表开关与压力表相接，可分别观察各点的压力，用于检查和调试液压系统。
图3-5液压系统原理图
1.电磁铁动作顺序表
序号
工作循环
1YA
2YA
3YA
4YA
5YA
1
夹紧
-
-
-
-
+
2
快进
+
—
—
+
-
3
工进
+
—
+
+
-
4
快退
—
+
+
+
-
5
停止
—
—
—
-
-
表3-1电磁铁动作顺序表
4确定执行元件主要参数
4.1工作压力的确定
工作压力可根据负载大小及设备类型来初步确定，现参阅表2－1，根据F工=21800N,选P工=4MPa。
4.2确定液压缸的内径D和活塞竿直径d
按P2=1MPa，油缸的机械效率η=0.9，将数据代入下式：
D=（4F工/πP工ηcm[1-p2/p1（d/D）2}）1/2=0.092m（4-1）
根据液压缸尺寸系列表[1]，将直径圆整成标准直径D=100mm
根据液压缸快进快退速度相近，取d/D=0.7，则活塞杆直径d=0.7×94mm=65.8mm。
按活塞杆系列表[2]，取d=70mm。
根据已取缸径和活塞杆内径，计算出液压缸实际有效工作面积，无杆腔面积A1和有杆腔面积A2分别为
A1=πD2/4=7.85×10-3㎡（4-2）
A2=π（D2-d2）/4=4.0×10-3㎡（4-3）
则液压缸的实际计算工作压力为：
P=4F/πD2=2.78MPa（4-4）
则实际选取的工作压力P=4MP满足要求
按最低工作速度验算液压缸的最小稳定速度。
若验算后不能获得最小的稳定速度是，还需要响应加大液压缸的直径，直至满足稳定速度为止。
q/v=（50/5）×10-4=10×10-4㎡（4-5）
由于A>q/v,所以能满足最小稳定速度的要求。
4.3计算液压缸各运动阶段的压力，流量和功率
根据上述所确定的液压缸的内径D和活塞杆直径d，以及差动快进时的压力损失时ΔP=0.5MPa，工进时的背压力△P=0.8MPa，快进快退时是△P=0.5MPa，则可以计算出液压缸各工作阶段的压力，流量和功率。
如下表4-1：
工况
负载F（N）
进油腔压力P1（MP）
输入流量
q×10-4（m3/s）
输出功率
P（Kw）
计算公式
快进启动
5800
2.03
-
-
P1=（F＋A2△P）/（A1-A2）；
q=（A1-A2）
v快；
P=P1q；
快进加速
3987.5
1.56
变化值
变化值
快进恒速
2900
1.27
2.89
3.67
工进
20900
3.07
0.065
0.2
p1=（F＋A2△P）/A1；q=A1vI；P=p1q
快退启动
5800
2.43
-
-
P1=（F＋A1△P）/A2
q=A2v退
P=P1q
快退加速
3987.5
1.98
变化值
变化值
快退恒速
2900
1.71
3
0.513
表4-1工况表
5确定液压泵的规格和电动机功率及型号
5.1计算液压泵的压力
液压泵的工作压力应当考虑液压缸最高有效工作压力和管路系统的压力损失。
所以泵的工作压力为：
P泵=P1+ΣΔP
式中：
P泵----液压泵最大工作压力
P1----液压缸最大有效工作压力
ΣΔP----管路系统的压力损失，由于进口节流，出口加背压阀的调速方式，取ΣΔP=0.5MPa。
P泵=P1+ΣΔP=F1/A1+0.5MPa=3.17MPa（5-1）
上述计算所得的P泵是系统的静态压力，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储蓄量，提高泵的寿命，所以选泵的额定压力应满足P额=1.25～1.6P泵。
本系统为中低压系统应去小值，故取P额=1.25P泵=3.96MPa
5.2计算液压泵的流量
液压泵的最大流量q泵应为
q泵>K（∑q）max（5-2）
式中：
（∑q）max----同时动作各液压缸所需流量之和的最大值。
K----系统的泄露系数，一般取K=1.1～1.3，现取K=1.2。
q泵=K（∑q）max=1.2×18L/min=21.6L/min（5-3）
5.3选用液压泵规格和型号
根据P额、P泵值查阅有关手册，选用YBX-16型限压式变量叶片泵。
该泵的基本参数为：
排量16L/r,额定压力P额=6.3MPa,电动机转速1450r/min,容积效率ηc=0.9,总效率η=0.7
5.4确定电动机功率及型号
由工况图可知，液压缸最大输入功率在快退阶段，可按此阶段估算电动机功率，由于工况图中压力值不包括由泵到液压缸这段管路的压力损失，在快退时这段管路的压力损失若取△P=0.2MPa,液压泵总效率η=0.7，则电机功率P电为：
P电=P泵q泵/η=1.14KW（5-4）
查阅电动机样本，选用Y132S-40电动机，其额定功率为3.0KW，额定转速960r/min.
5.5液压元件及辅助元件的选择
（1）液压元件的选择
根据所拟订的液压原理图，进行计算和分析通过各液压元件的最大流量和最高工作压力选择液压元件规格。
（2）油管的计算和选择
油管内径尺寸一般可参照选用的液压元件接口尺寸而定，也可以按管路允许流速进行计算，流量q=20L/min，压油管的允许流速取v=4m/s
则压油管内径d为：
d=（4q/πv）1/2（5-5）
=10mm
可选内径为d=10mm的油管。
5.6油箱容量的确定
该方案为中压系统，液压油箱的有效容量按泵的流量5～7倍来确定，油箱的容量V为:
V=（5～7）q泵=（5～7）×3.6=（18～25.2）L（5-7）
按GB2876-81规定，且考虑散热因素，取靠近的标准值V=25L。
元件名称
规格
额定流量
型号
调速阀
50
QF3-E10B
单向阀
40
AF3-Eb10B
三位四通电磁换向阀
80
D（E）YF3
减压阀
63
JF-AJF3
二位三通电磁换向阀
25
23EF3-E10B
表5-1元件选取
六验算液压系统性能
6.1回路压力损失验算
具体计算可将液压系统按工作阶段进行，例如快进，工进，快退等，按这些阶段，将管路划分成各条油流进液压缸，而后液压油从液压缸流回油箱的路线的管路，则每条管路的压力损失可由下式计算：
式中：
——某工作阶段总的压力损失；
——液压油沿等径直管进入液压缸沿程压力损失值之和；
——液压油沿等径直管从液压缸流回油箱的沿程压力损失值之和；
——液压油进入液压缸所经过液压阀以外的各局部的压力损失值之总和，例如液压油流进弯头，变径等；
——液压油从液压缸流回油箱所经过的除液压阀之外的各个局部压力损失之总和；
——液压油进入液压缸时所经过各阀类元件的局部压力损失总和；
——液压油从液压缸流回油箱所经过各阀类元件局部压力损失总和；
——液压油进入液压缸时液压缸的面积；
——液压油流回油箱时液压缸的面积。
和
的计算方法是先用雷诺数判别流态，然后用相应的压力损失公式来计算，计算时必须事先知道管长L及管内径d，由于管长要在液压配管设计好后才能确定。
所以下面只能假设一个数值进行计算。
和
是指管路弯管、变径接头等，局部压力损失
可按下式：
式中
——局部阻力系数（可由有关液压传动设计手册查得）；
——液压油的密度
——液压油的平均速度
此项计算也要在配管装置设计好后才能进行。
及
是各阀的局部压力损失
，可按下列公式：
式中
——液压阀产品样本上列出的额定流量时局部压力损失；
q——通过液压阀的实际流量；
——通过液压阀的额定流量。
另外若用差动连接快进时，管路总的压力损失
应按下式计算：
式中
——AB段总的压力损失，它包括沿程、局部及控制阀的压力损失；
——BC段总的压力损失，它包括沿程、局部及控制阀的压力损失；
——BD段总的压力损失，它包括沿程、局部及控制阀的压力损失；
——大腔液压缸面积；
——小腔液压缸面积。
现已知该液压系统的进、回油管长度均为1m，吸油管内径为
，压油管内径为
，局部压力损失按
进行估算，选用L-HL32液压油，其油温为
时的运动粘度
，油的密度
液压泵在各阶段的输出压力，是限压变量叶片泵和顺序阀调压时的参考数据，在调压时应当符合下面要求：
其中
——限定压力
——快进时泵的压力
——顺序阀调定压力
——工进时泵的压力
从上述验算表明，无须修改原设计。
（1）液压回路的效率
在各工作阶段中，工进所占的时间较长。
所以液压回路的效率按工进时为计算。
η回=p缸q缸/p泵q泵
=0.91×106×0.064/（1.44×106×0.06）
=0.6
6.2液压系统的温升验算
在整个循环中，由于工进阶段所占时间最长，所以考虑工进时的温升。
另
外，变量叶片泵随着压力的增加，泄漏也增加，功率损失出增加，效率也很
低。
此时泵的效率
p缸=1.44×106Pa
则有：
P泵入=P泵出/η回=p泵q泵/η回
=1.44×106×0.064/0.031
=0.297KW
H发热=P泵入（1-η系统）=P泵入（1-η泵η回η缸）
=0.297×（（1-0.031）×0.80×0.9））
=0.207KW
式中P泵入—泵的输入功率
P泵出—泵的输出功率
H发热—单位时间进入液压系统的热量（KW）
本系统取油箱容积V=180L,油箱三边尺寸比例在1:
1:
1～1:
2:
3之间，则油液温升ΔT为：
ΔT=H发热×103/V2/3
=0.207×103/1802/3
=6.5.C
通常液压机床取ΔT=25.C～30.C，可以看出，此温升没有超出允许范围，故该液压系统不必设置冷却装置。
总结
通过这段时间的设计，意识到自己对所学知识有很多盲点和漏洞，知识和实践的差距，所以说通过这次设计我深刻的认识到理论联系实际的能力还急需提高。
在这个过程中，遇到了一些困难，但是通过和同学的讨论和对资料查找都一一克服了，同时随着问题的解决，对于液压的认识有了进一步的了解，同时也感到液压系统在生活中的重要性。
本次设计不但涉及了液压传动的大部分知识，还有就是CAD作图和word文档的处理。
这使我们更好的将课本上的知识与实际结合起来，综合利用，特别是收集资料和信息的能力。
在设计过程中难免会遇到很多问题，首先问题源于我们对液压知识的孤陋寡闻；其次就是在时间上的利用，面对与即将来临的考试，心中总觉得时间有时过的太快，在设计的过程中没能一心一意的去投入，总想抽取时间来复习。
但总的来说，这次的液压传动课程的设计让我获益匪浅。
致谢
回顾起此次课程设计，至今我仍感慨颇多，从理论到实践，在作课程设计的日子里，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这学期所学过的知识，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，这毕竟第一次做的，难免会遇到过各种各样的问题，同时在设计的过程中发现了自己的不足之处，对以前所学过的知识理解得不够深刻，掌握得不够牢固，通过这次毕业设计之后，一定把以前所学过的知识重新温故。
这次课程设计终于顺利完成了，在设计中遇到了很多编程问题，最后在指导老师的辛勤、指导下，终于游逆而解。
同时，在指导老师的身上我学得到很多实用的知识，再次我表示感谢！
同时，对给过我帮助的所有同学和各位指导老师再次表示忠心的感谢。
参考文献
[1]杨培元朱福元液压系统设计简明手册北京：
机械工业出版社，1999.12
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