液压课程设计沈阳理工 液压系统和设计进给缸.docx
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液压课程设计沈阳理工液压系统和设计进给缸
液压课程设计
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设计题目：
液压系统和设计进给缸
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专业：
机电一体化技术班级：
091312
学号：
姓名：
指导教师：
丁久华成绩：
完成日期：
2010年12月3日
液压课程设计任务书
班级：
姓名：
学号
设计题目：
液压系统和设计进给缸
一.课程设计目的
本课程设计是学生在学完液压与气动技术基础专业课程,进行的一个综合性和实践性很强的教学环节,学生通过课程设计,能综合运用所学基本理论以及学到的实践知识进行的基本训练,掌握液压系统设计的思维和方法,专用元件和通用元件的参数确定。
通过给定设计题目，初步掌握确定压力，进行缸的主要参数的初步确定，按系列要求确定缸体和活塞杆的直径。
然后确定其他元件的参数，最后进行效核。
通过液压课程设计，提高学生分析和解决实际液压问题的能力,为后续课程的学习及今后从事科学研究,工程技术工作打下较坚实的基础。
二.设计题目
见题目分配表
三.课程设计的内容
（一）对题目进行分析,初步确定缸体和活塞的直径
（二）绘制液压缸装配图（2A）
（三）任意零件图（零件图尽量不重复3A）
（四）说明书一份
1.分析负载情况初步确定液压系统
2.对题目进行分析,选择压力，初步计算确定缸体和活塞的直径
3.根据缸体尺寸确定其他元件的参数，选择各元件
4.进行效核
四.课程设计的基本要求
（一）课程设计要求
1.要有勤于思考、刻苦钻研的学习精神和严肃认真、一丝不苟、精益求精的态度。
2.学生必须独立完成设计任务，严禁抄袭、剽窃他人成果或找人代做等行为，一经发现，按舞弊行为论处。
3.掌握相关课程的基本理论与基本知识，概念清楚，设计计算正确，结构设计合理，实验数据可靠，软件程序运行良好，绘图符合标准，说明书撰写规范。
4.课程设计期间学生的考勤与纪律按学校有关规定执行。
要严格遵守学习纪律，遵守作息时间，不得迟到、早退和旷课。
因事、因病不能参加设计，需履行请假手续，否则按旷课论处。
5.课程设计期间要爱护公物、搞好环境卫生，保证设计（实训）场所整洁、文明、安静。
严禁在设计场所嬉戏或开展其他休闲娱乐活动。
（二）通过本课程设计,应使学生在以下几方面得到锻炼：
1.能正确地理解和应用液压知识解决实际问题，进行简单的系统计算。
2.学会使用手册及图标资料.掌握与本设计有关的各种资料的名称及用途,做到熟练运用。
3.学生独立完成设计任务内容，利用计算机进行辅助设计.设计资料符合国家有关标准。
（三）在规定时间内应完成以下任务:
1.装配图（规格A2）
2.零件图二张（规格A3图纸）
3设计说明书一份（参见说明书写格式）
4.设计资料装订格式：
（1）设计说明书封面（见设计说明书封面样板）
（2）设计任务书
（3）目录
（4）设计说明书
（5）总结
五.成绩评定内容
1.成绩评定应综合以下因素：
设计说明书及设计图纸的质量，独立工作能力及设计过程的表现。
各部分评分权重由系及教研室确定。
2.课程设计的成绩分为优秀、良好、中等、及格、不及格五个等级，评为优秀的学生人数一般不超过20%，优良的比例一般不超过40%。
3.五级评分制的评定标准
优秀：
能独立完成课程设计工作，方案先进，计算正确，设计符合规范要求，说明书叙述透彻，图面整洁，体现一定的创新能力。
设计过程中表现好，无违纪现象。
良好：
能独立完成课程设计工作，方案合理，计算正确。
设计符合规范要求，说明书叙述清楚，图面清晰。
设计过程中表现较好，无违纪现象。
中等：
能完成课程设计工作，达到要求，计算基本正确，设计符合规范要求，说明书叙述比较清楚，图面基本清晰。
设计过程中表现较好，无违纪现象。
及格：
能完成课程设计工作，基本达到要求，计算基本正确，设计符合规范要求，说明书叙述基本清楚，图面基本清晰。
设计过程表现一般，无违纪现象。
不及格：
课程设计达不到基本要求；说明书叙述不清楚。
六.课程设计的时间
课程设计一周时间集中安排,每人一题。
先计算确定缸的尺寸后绘制装配图和零件图。
最后写说明书。
课程设计指导教师：
2010年12月3日
教研室主任：
2010年12月3日
沈阳理工大学应用技术学院
教学工程系机制教研室
2008.6.
设计一台卧式单面多轴钻孔组合机床的液压系统和设计进给缸或夹紧缸。
要求液压系统完成：
1）工件的定位与夹紧，所需夹紧力为31000N，工作夹紧缸的工作行程为20mm，夹紧时间为1s
2）机床进给系统的工作循环为：
快进—工进—快退—停止。
机床快进快退速度为6m/min，工进速度为50mm/min，快进行程为100mm，工进行程为50mm，最大切削力为31000N；运动部件总重15000N，加减速度时间为0.1s，采用平导轨，静摩擦系数为0.2，动摩擦系数为0.1。
1、工况分析
首先根据已知条件，绘制运动部件的速度循环图，如图1.1所示然后计算各阶段的外负载并绘制负载图。
液压缸所受外负载F包括三种类型，即
Fw为工作负载，对于金属切削机床来说，即为沿活塞运动方向的切削力，在此例中为31000N；
Fa—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，对于平导轨可由下式求得
G为—运动部件重力（G=15000N）
FRn—垂直于导轨的工作负载，此例中为0
f—为导轨摩擦系数，本例中取静摩擦系数0.2，动摩擦系数为0.1。
求得：
Ffs=0.2*15000N=3000N
Ffa0.1*15000N=1500N
上式中Ffs为静摩擦阻力，Fa为动摩擦阻力。
g重力加速度；
△t—加速度或减速度（△t=0.1s）
△v—△t时间内速度的变化量。
在此例中
根据上式计算结果，列出工作阶段所受的外负载（见表1.1），并画出如图所示的负载循环图。
图1.1速度和负载循环图
表1.1
`
外负载
工作循环
外负载
启动、加速
F=Ffs+Fa
5551
工进
F=Ffa+Fw
33551
快进
F=Ffa
1500
快退
F=Ffa
1500
拟定液压系统原理图
（1）确定供油方式
考虑到该机床在工作时进给负载较大，速度较低。
而在快进、快退时负载较小，速速较高。
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。
（2）调速方式的选择
在中小型专用机床的液压系统中，进给速度的控制一般采用节流阀或调速阀。
根据卧式单面多轴钻孔组合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。
（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，阀的安装比较容易，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。
（4）夹紧回路的选择
用二位四通的电磁阀来控制夹紧、松开换向动作时，为了避免工作时突然失电而松开，应采用失电夹紧方式。
考虑到夹紧时间可调节和当进油路压力瞬时下降时仍能保持夹紧力，所以接入节流阀调速和单向阀保压。
在该回路中还装有减压阀，用来调节夹紧力的大小和保持夹紧力的确定。
最后把所选择的液压回路组合起来，即可组合成图1.2所示的液压系统原理图。
图1.2液压系统原理图
3液压系统的计算和选择液压元件
（1）液压缸主要尺寸的确定
a：
进给缸主要尺寸的计算
1）工作压力p的确定。
工作压力p可根据负载大小（26.5KN）及机器类型来初步确定，查表<按负载选择执行液压元件工作压力>可得液压缸工作压力为4Mpa，为下面计算所用的p1。
2）计算液压缸内径D和活塞杆直径d。
液压缸直径D和活塞杆直径d的计算值要按国标规定的液压缸的有关标准进行圆整。
如果与标准液压缸参数相近，最好选用国产标准液压缸，免于自行设计加工。
常用液压缸内径及活塞杆和直径见下表
表1.2按工作压力选取d/D
工作压力/MPa
≤5.0
5.0～7.0
≥7.0
d/D
0.5-0.55
0.62-0.70
0.7
由负载图知最大负载F为26500N。
按表<液压缸参考背压>可取P2为0.5Mpa，ηm为0.95，考虑快进、快退速度相等，取d/D为0.7。
将上述数据代下式
即
，也就是
得：
根据表2.1，将液压缸内径圆整为标准系列直径D=180mm；活塞杆直径d，按d／D=0.7（采用差动连接时，
。
如果要求往返速度相同时，应取d=0.71d）及表2.2活塞杆直径系列取d=126mm。
b：
夹紧缸主要尺寸的计算
按工作要求夹紧力由两个夹紧缸提供，考虑到夹紧力（每个夹紧缸提供的夹紧力为F=3000N）的稳定，夹紧缸的工作压力应低于进给液压缸的工作压力，且查表1.1可取夹紧缸的工作压力为1MPa，回油背压力为零，ηcm为0.95，把已知量代入下式
可得：
m
按表2.1及表2.2液压缸和活塞杆的尺系列，取夹紧液压缸的D和d分别为80.4mm及36mm（这里d=0.55D）。
按最低工进速度验算液压缸的最小稳定速度，由式（1-4）可得
式中qmin是由产品样本查得GE系列调速阀AQF3-E10B的最小稳定流量为0.05L／min。
本例中调速阀是安装在回油路上，故液压缸节流腔有效工作面积应选取液压缸有杆腔的实际面积，即
可见上述不等式能满足，液压缸能达到所需低速。
3）计算在各工作阶段液压缸所需的流量
（2）确定液压泵的流量、压力和选择泵的规格
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
（1-13）
pp—液压泵最大工作压力；
p1—执行元件最大工作压力；
∑△p—进油管路中的压力损失，初算时简单系统可取0.2～0.5MPa，复杂系统取0.5～1.5MPa，本例取0.5MPa。
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pn应满足pn≥（1.25～1.6）pp。
中低压系统取小值，高压系统取大值。
在本例中pn=1.25pp=5.6MPa。
2）泵的流量确定。
液压泵的最大流量应为
（1-14）
qp—液压泵的最大流量；
（∑q）max—同时动作的各执行元件所需流量之和的最大值,在此例中是进给缸快退时液压泵的流量最大，为24L/min。
如果这时溢流阀正进行工作，尚须加溢流阀的最小溢流量2～3L／min，此例中无溢流阀，故不加考虑。
KL—系统泄漏系数，一般取KL=1.1～1.3，现取KL=1.2。
3）选择液压泵的规格。
根据以上算得的pp和qp，再查阅有关手册，现选用YBX-25限压式变量叶片泵（YBX-□□型号说明，YB是指叶片泵，X限压变量，第一个□是指排量，单位mL/min，第二个□是指安装方式，无：
法兰安装；B底脚安装），该泵的基本参数为：
每转排量25mL／r，泵的额定压力6.3MPa，电动机转速1450r／min，容积效率0.85，总效率0.7。
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。
（3）液压阀的选择
本液压系统可采用力士乐系统或GE系列的阀。
方案一：
控制液压缸部分选用力士乐系列的阀，其夹紧部分选用叠加阀。
方案二：
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。
选定的液压元件如表1.5所示。
表1.5液压元件明细表
序号
元件名称
通过流量/L·min-1
型号
1
过滤器
24
XU-B32×100
2
变量叶片泵
24
YBX-16
3
压力表
KF3-EA10B
4
三位四通电磁阀
20
34EF30-E10B
5
二位三通电磁阀
20
23EF3B-E10B
6
单向行程调速阀
20
AQF3-E10B
7
减压阀
9.4
JF3-10B
8
压力表
KF3-EA10B
9
单向阀
9.4
AF3-EA10B
10
二位四通电磁阀
9.4
24EF3-E10B
11
压力继电器
9.4
DP1-63B
12
单向节流阀
9.4
ALF-E10B
（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。
所需的计算公式为
，其中q为管路中油液的流量，单位为
；v为管路允许的流速，单位为
。
本系统主油路流量为差动时流量为q=47L／min，其计算过程如下：
查相关表可得压油管的允许流速为v=4m／s，则内径d为
若系统主油路流量按快退时取q=24L／min，则可算得油管内径
。
综合诸因素，现取油管的内径d为14mm。
吸油管同样可按上式计算（q=28.8L／min、v=1.5m／s）得q=20.2mm，现参照YBX-25变量泵吸油口连接尺寸，取吸油管内径d为30mm。
（5）液压油箱容积的确定
本例为中压液压系统，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200L的油箱。
4．液压系统的验算
已知该液压系统中进、回油管的内径均为12mm，各段管道的长度分别为：
AB=0.3m，AC=1.7m，AD=1.7m，DE=2m。
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ν=150cst=1.5cm2／s，油的密度ρ=920kg／m3。
（1）压力损失的验算
1）工作进给时进油路压力损失。
运动部件工作进给时的最大速度为0.12m／min，进给时的最大流量为0.942L／min，则液压油在管内流速v1为
管道流动雷诺数Rel为
Rel<2300，可见油液在管道内流态为层流，其沿程阻力系数
。
进油管道BC的沿程压力损失△pl-1为
因为
，因此可忽略。
查得换向阀4WE6E50／AG24的压力损失△pl-2=0.05×106pa
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△p1为
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
面积为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
回油管道的沿程压力损失△p2-1为
因为
，因此可忽略。
查产品样本知换向阀3WE6A50／AG24的压力损失△p2-2=0.025X106pa，换向阀4WE6E50／AG24的压力损失△p2-3=0.025×106pa，调速阀2FRM5—20／6的压力损失△p2-4=0.5×106pa。
回油路总压力损失△p2为
3）变量泵出口处的压力pp
4）快进时的压力损失。
快进时液压缸为差动连接，自汇流点A至液压缸进油口C之间的管路AC中，流量为液压泵出口流量的两倍即47L／min，AC段管路的沿程压力损失△p1-l为
同样可求管道AB段及AD段的沿程压力损失△pl-2和△pl-3为
查产品样本知,流经各阀的局部压力损失为4EW6E50/AG24的压力损失△p2-1=0.17×106pa；3EW6E50/AG24的压力损失△p2-2=0.17×106pa。
据分析在差动连接中，泵的出口压力pp为
快退时压力损失验算从略。
上述验算表明无需修改原设计。
（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，由于限压式变量泵在流量不同时，效率相差极大，所以分别计算最大、最小时的发热量，然后加以比较，取数值大者进行分析。
当v=3cm／min时
此时泵的效率为0.1，泵的出口压力为3.2MPa，则有
此时的功率损失为
当v=12cm／min时，q=0.942L／min，总效率η=0.7
则
可见在工进速度低时，功率损失为0.113kW，发热量最大。
假定系统的散热状况一般取K=10×10-3kW/（cm2.℃），油箱的散热面积A为
系统的温升为
验算表明系统的温升在许可范围内。
仅供个人用于学习、研究；不得用于商业用途。
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