液压与气动技术课程设计报告范文.docx
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液压与气动技术课程设计报告范文
天津广播电视大学
机械设计制造及其自动化专业（本科）
《液压气动控制技术》课程设计
题目液压气动控制技术
姓名
学号
办学单位
日期2014年12月20日
...
一．液压系统原理图设计计算⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯2
二．计算和选择液压件⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯7
三．验算液压系统性能⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯12
四、液压缸的设计计算⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯14
参考文献⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯16
任务书（附页）
...
一．液压系统原理图设计计算
技术参数和设计要求
设计一台卧式单面多轴钻孔组合机床动力滑台的液压系统，其工作循环
是：
快进→工进→快退→停止。
主要参数：
轴向切削力为30000N，移动部件
总重力为10000N，快进行程为150mm，快进与快退速度均为4.2m/min。
工进行程为30mm，工进速度为0.05m/min，加速、减速时间均为0.2s，利用平导
轨，静摩擦系数为0.2，动摩擦系数为0.1。
要求活塞杆固定，油缸与工作台
联接。
设计该组合机床的液压传动系统。
一工况分析
首先，根据已知条件，绘制运动部件的速度循环图（图1-1）：
图1-1速度循环图
...
其次，计算各阶段的外负载并绘制负载图,根据液压缸所受外负载情况，进行如下分析：
启动时：
静摩擦负载
Ffs
fsG
0.21000
2000N
G
v
10000
4.2
350N
Fa
加速时：
惯性负载
g
t
10
0.2
60
快进时：
动摩擦负载
Ffd
fdG
0.1
10000
1000N
工进时：
负载
FFfd
Fe
1000
3000031000N
快退时：
动摩擦负载
Ffd
fdG
0.1
10000
1000N
其中，Ffs为静摩擦负载，Ffd为动摩擦负载，F为液压缸所受外加负载，
Fa为
运动部件速度变化时的惯性负载，Fe为工作负载。
根据上述计算结果，列出各工作阶段所受外载荷表1-1，如下：
表1-1工作循环各阶段的外负载
工作外负载（N）工作外负载（N）
循环
启
动，
加速
循环
FFfsFa
2350工进
FFfsFe
31000
快进
FFfd
1000快退
FFfd
1000
根据上表绘制出负载循环图，如图1-2所示：
...
图1-2负载循环图
二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。
现采用带压力反馈的限压式变量叶片泵。
如下图:
...
（2）调速方式的选择：
在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者调速阀。
根据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，具有承受负载切削
力的能力。
如下图所示：
...
（3）速度换接方式的选择：
本系统采用电磁阀的快慢换接回路，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。
如下图所示：
最后把所选择液压回路组合起来，即可组合成如附图所示液压系统原理图。
液压系统原理图见附图。
...
二．计算和选择液压件
1.确定液压泵的规格和电动机的功率
（1）计算液压泵的最大工作压力
小流量泵在快进和工进时都向液压缸供油，由表可知液压缸
在工进时工作压力最大，最大工作压力为3，91Mpa，如在调速阀进口节流调速回路中，选取油路上的总压力损失为∑
P=0.6Mpa，考虑到压力继电器的可靠动作要求压差Pe=0.5Mpa，
则小泵的最高工作压力估算为：
Pp1p1ppe3.910.60.55.01Mpa
大流量泵只在快进和快退时向液压缸供油，快退时液压缸的
工作压力为P1=1.4Mpa，比快进时大，考虑到快退时供油不通过
调速阀，故其进油路压力损失比前者小，现取进油路上的总压力
损失∑P=0.3Mpa，则大流量泵的最高工作压力估算为:
Pp2p1p1.40.31.7Mpa
（2）计算液压泵的流量
由表可知，油源向液压缸输入的最大流量为
0.4×10
-3
3
m/s,
如取回油泄漏系数K=1.1，则两个泵的总流量为：
qpKq11.10.410326.4L/min
考虑到溢流阀的最小稳定流量为3L/min，工进时的流量为
0.79×10-5m3/s=0.474L/min,则小泵的流量最少应为
3.474L/min.
（3）确定液压泵的规格和电动机的功率
...
根据以上压力和流量数值，并考虑液压泵存在容积损失，最
后确定选取PV2R12-6/26型叶片泵，其小泵和大泵的排量分别为
6mL/r和26mL/r，当液压泵的转速Np=720r/min时，其理论流量
分别为4.32mL/r和18.72mL/r，若取液压泵的容积效率为
ηv=0.8，这时液压泵的实际输出流量为：
qpqp1qp26
7200.9
100026720
10000.93.888
16.848
20.8L/min
由于液压缸在快退时输入功率最大，若取液压泵的容积效率
为ηp=0.8，这时液压泵的驱动电机功率为：
ppqp
1.7106
20.810
3
p
60
0.8103
0.74kw
p
根据此数值查表，选用规格相近的Y160M1-8型电动机，其
额定功率为4KW，额度转速为720r/min。
2.确定其它元件及辅件
（1）确定阀类元件及辅件
根据系统的最高工作压力和通过各类阀类元件及辅件的实际流量，查阅手册，选出的阀类元件和辅件规格如列表所示，其
中溢流阀按小泵的额定流量选取，调速阀选用Q-6B型，其最小
稳定流量为0.03L/min，小于本系统工进时的流量0.5L/min
...
通过的最大流
规格
元件名称
型号
量
额定流量
额定压力
额定压降
叶片泵
-----
PV2R12-6/223.888/16.848
16
----
电液换向阀
70
35DY-100BY
100
6.3
0.3
行程阀
62。
1
22C-100BH
100
6.3
0.3
调速阀
<1
Q-6B
6
6.3
----
单向阀
70
I-100B
100
6.3
0.2
单向阀
29.3
I-100B
100
6.3
0.2
液控顺序阀
28.1
XY-63B
63
6.3
0.3
背压阀
<1
B-10B
10
6.3
----
溢流阀
5.1
Y-10B
10
6.3
----
单向阀
27.9
I-100B
100
6.3
0.2
滤油器
36.6
XU-80X200
80
6.3
0.02
压力表开关
-----
K-6B
----
----
----
单向阀
70
I-100B
100
6.3
0.2
压力继电器
-----
PF-B8L
----
14
----
（2）确定油管
在选定了液压泵后，液压缸在实际快进，工进和快退运动阶
...
段的运动速度，时间以及进入和流出液压缸的流量，与原数值不
同，重新计算的结果如下表：
快进工进快退
q1=39.3L/minq1=0.474L/minq1=20.8L/min
q2=18.5L/minq2=0.22L/minq2=44.2L/min
v1=0.069m/sv2=0.05m/sv3=0.077m/s
t1=2.17st2=36st3=2.34s
由上表可以看出，液压缸在各阶段的实际运动速度符合设计
要求。
按照上表中的数值，取管道内允许速度v=4m/s,由式：
d4q计算得与液压缸无杆腔和有杆腔相连的油管内径分
v
别为：
4q
4
39.3
103
3
14.4mm
d
60
4
10
v
4q
4
44.2
103
3
15.3mm
d
60
4
10
v
为了统一规格，按手册查得选取所有管子均为内径20mm，外径
28mm的10号冷拔钢管。
（3）确定油箱
油箱的容积按式vqpn估算，其中α为经验系数，现取
α=6得：
...
vqpn6（4.3218.72）140L
三．验算液压系统性能
1.验算系统压力损失
由于系统管路布置尚未确定，所以只能估算系统压力损失，估算时首先确定管道内液体的流动状态，然后计算各种工况下总的压力损
-42
失。
现取进回油管道长l=2m，油液的运动粘度ν=1×10m/s。
油液的密度ρ=0.9174×103kg/m3
（1）判断流动状态
在快进工进和快退工况下，进回油管路中所通过的流量以快退时回油流量为最大，此时，油液流动的雷诺数
vd
444.210
3
469
Re
20
103
1
104
60
也为最大，小于临界雷诺数（2000），故可推出：
各工况下的进回油
路中的油液流动状态全为层流。
（2）计算系统压力损失
将层流流动的状态沿程阻力系数
75
75dv和油液在管道内
Re
4q
的流速v
4q2
同时代入沿程压力损失计算公式，并将数据代入得：
d
p1
475vlq
4750.9174103
1104
2q
2
d4
2（20103）4
0.5478q
在管道结构未确定的情况下，管道的局部压力损失p0.1p1
阀类元件的局部压力损失可根据下式计算：
q2
pvpn（）
...
滑台在快进、工进、快退工况下的压力损失计算如下：
1.快进
在进油路上，压力损失分别为：
pli
0.5478
108
q
0.03588Mpa
pi
0.1pli
0.003588Mpa
pvi
[0.2（16.848）2
0.3（20.8）2
0.3
（39.3）2]
0.06499Mpa
100
100
100
pi
pi
pli
pvi0.003588
0.03588
0.064990.1045Mpa
在回油路上，压力损失为：
p
l0
0.5478
108
q
0.01689Mpa
p
0
0.1pli
0.001689Mpa
p
v0
[0.2（18.5）2
0.3（18.5）2
0.3（39.3）2]0.06345Mpa
100
100
100
p
0
p
0
p
p
0.016890.0016890.063450.08203Mpa
l0
v0
将回油路上的压力损失折算到进油路上去，便可得到差动快速运动时
的总的压力损失为：
p
0.1045
0.08203
44.7
0.143Mpa
95
2.工进
在进油路上，在调速阀处的压力损失为0.5Mpa，在回油路上，
在背压阀处的压力损失为0.6Mpa，忽略管路沿程压力损失和局部压
力损失，则在进油路上总的压力损失为：
pi
pvi0.3（0.474）2
0.50.5Mpa
100
此值略小于估计值。
在回油路上的总压力损失为：
p0
0.22
）
2
0.60.3（
0.22
16.848
2
0.61Mpa
pv00.3（
）
100
63
...
该值即为液压缸的回油腔压力p2=0.61Mpa，此值与初算时选取
的背压值基本相符。
重新计算液压缸的工作压力为：
F0
P2A2
344440.61106
44.7
10
4
p
1
4
6
3.91Mpa
p1
A
9510
10
此值与前面表中所列数值相符，考虑到压力继电器的可靠动作要求压
差pe=0.5Mpa，则小流量泵的工作压力为：
pp1p1pipe3.910.50.54.91Mpa
此值与估算值基本相符，是调整溢流阀的调整压力的主要参考数据。
3.快退
在进油路上总的压力损失为：
p
p0.2（
16.848
2
20.8
）
2
0.019Mpa
）
0.3（
i
vi
100
100
此值远小于估计值，因此液压泵的驱动电机的功率是足够的。
在回油路上总的压力损失为：
p0
44.2
）
2
0.3（
44.2
2
0.2（
44.2
2
0.137Mpa
pv00.2（
）
）
100
100
100
此值与表中数值基本相符，故不必重算。
大流量泵的工作压力为：
pp2p1pi1.40.0191.42Mpa
此值是调整液控顺序阀的调整压力的主要参考数据。
2.验算系统发热与升温
由于工进在整个工作循环中占90%，所以系统的发热与升温可按
工进工况来算，在工进时，大流量泵的出口压力即为油液通过液控顺
序阀的压力损失：
...
p2
p
pn（q）2
0.3（16.848）2
0.02146Mpa
qn
63
液压系统的总输入功率即为液压泵的输入功率
pp1qp1
4.91
106
3.888
103
0.2146
106
16.848
103
pp2qp2
60
60
p
r
0.8
p
405.2w
液压系统的输出有效功率即为液压缸的输出有效功率
pcFV2310000.056025.8w
由此计算出系统的发热功率为：
Hpr
pc405.2
25.8
379.4w
按式
H
H
379.4
T
0.065K3V2
14.4C
KA
0.0651531402
其中传热系数
K
15W
/（m2
C）
设环境温度T2
25C，则热平衡温度为：
T1T2
T25
14.4
[T1]
55C
油温在允许范围内，油箱散热面积符合要求，不必设置冷却器。
四．液压缸的设计计算
1.液压缸的主要尺寸的确定
（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，现参考相关表取液压缸的工作压力为3Mpa。
（2）计算液压缸内径D和活塞杆直径d：
由负载图可知最大负载
为31000N，按照相关表可取背压p2为0.5Mpa液压缸机械效率m可取为0.95，考虑到快进快退速度相等，根据相关表取d/D为0.7。
...
根据以上条件来求液压缸的相关尺寸：
1.液压缸内径：
d
2
D
4F/[p
m（1
p2（1
2）/p）]
D
4
31000/[
3
106
0.95（10.50.72）]
3
0.123（m）
则根据相关表，将液压缸内径圆整为标准系列直径D=125mm。
2.活塞杆直径d：
由d/D=0.7，可求得d=0.7D,则d=87.5，根据表圆整后取为标准系列直径d=90mm
按最低工进速度验算液压缸的最小稳定速度，
由AminQmin/vmin0.051000/510（cm2）
式中：
Qmin是由产品样本查得最小稳定流量为0.05L/min。
由于调速阀是安装在回油路上，故液压缸节流腔的有效工作面积
应选取液压缸有杆腔的实际面积，即：
A
（D2
d2）/4
（1252
902）/459（cm2）
即AAmin，可得液压缸能达到所需低速。
3.液压缸的壁厚和外径的计算：
pD/2[
]
液压缸壁厚（m）
D
液压缸内径（m）
p
试验压力，一般取最大工作压力的（
1.251.5）倍
---缸筒材料的许用应力。
取为铸钢
[
]=110Mpa
求得：
1.531000125/（2110
106）
26mm
故液压缸外径D1D+2=125+52=177mm
...
4.液压缸工作行程的确定需根据执行机构来确定，故这里不做讨论。
5.计算在各工作阶段液压缸所需的流量
Q（快进）
d2v（快进）=
0.092
4.2/426.7（L/min）
Q（工进）
D2v（工进）=
0.1252
0.05/4
0.61（L/min）
Q（快退）
（D2
d2）v（快进）=
（0.1252
0.092）4.2/424.8（L/min）
2.由以上液压缸的基本尺寸，就可以选择相配套的液压元件，这里不做讨论。
3液压缸装配图如附图所示。
参考文献
[1]雷天党.新编液压工程手册[M].北京；北京理工大学出版社
1998
[2]路甬祥.液压与气动技术手册[M].北京；机械工业出版社2002
[3]章宏甲.液压与气压传动[M].北京；机械工业出版社2003
[4]林建亚，何存兴.液压元件[M].北京；机械工业出版社1988
[5]从庄远，刘震北.液压技术基本理论[M].哈尔滨；哈尔滨工业大学出版社1989
单纯的课本内容，并不能满足学生的需要，通过补充，达到内容的完善
教育之通病是教用脑的人不用手，不教用手的人用脑，所以一无所能。
教育革命的对策是手脑联盟，结果是手与脑的力量都可以大到不可思议。
...
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