液压与气压课程设计计算说明书.docx

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液压与气压课程设计计算说明书

课程设计说明书

课题名称：

液压与气压传动课程设计

学院：

机电工程系

专业班级：

机电一体化技术10-4

学号：

学生：

指导老师：

2012年06月11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

20100212116

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

本次主要阐述了组合机床动力滑台液压系统，能实现的工作循环：

快进—工进—快退—停止。

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：

组合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1

2液压回路的工况分析2

3.拟定液压系统原理图8

3.1选择基本回路8

3.2组成液压系统9

4.计算和选择液压件及验算液压系统性能11

总结12

参考文献13

1设计任务

通过对《液压与气压传动》的学习，初步掌握了基本理论知识。

本课程设计即为了给学生创造一个运用课堂理论知识，解决较复杂的问题的平台，锻炼学生综合利用所学知识的能力。

液压系统设计计算是液压传动课程设计的主要内容，包括明确设计要求进行工况分析、确定液压系统主要参数、拟定液压系统原理图、计算和选择液压件以及验算液压系统性能等。

本次设计要求设计的专用铣床，其主要的性能参数和性能要求如下：

工作台、工件和夹具的总重力为5500N；轴向切削力为30KN；工作台总行程为400mm，工作行程为150mm；快进、快退速度为4.5m/min；工进速度为60~1000mm/min；加速、减速时间均为0.05s；工作台采用平导轨、静摩擦系数为0.2，动摩擦系数为0.1。

液压系统执行原件选用液压缸。

2液压回路的工况分析

负载与运动分析

工作负载工作负载即为切削阻力FL=30000N。

摩擦负载摩擦负载即为导轨的摩擦阻力：

静摩擦阻力

动摩擦阻力

惯性负载

液压缸在工作过程中各阶段的负载为：

启动阶段：

启动加速阶段：

快进或快退阶段：

工进阶段：

运动时间

快进

工进

快退

设液压缸的机械效率ηcm=0.9，得出液压缸在各工作阶段的负载和推力，如表2.1所列。

表2.1液压缸各阶段的负载和推力

工况

负载组成

液压缸负载F/N

液压缸推力F0=F/ηcm/N

启动

1100

1222

加速

1392

1547

快进

550

611

工进

30550

33944

反向启动

1100

1222

加速

1392

1547

快退

550

611

根据液压缸在上述各阶段内的负载和运动时间，即可绘制出负载循环图F-t和速度循环图-t，如下图所示。

液压缸的负载图

液压缸的速度图

确定液压系统主要参数

（1）初选液压缸工作压力：

所设计的专用铣床在工进时负载最大，在其它工况负载都不太高，参考表2.2和表2.3，初选液压缸的工作压力p1=4MPa。

（2）计算液压缸主要尺寸:

鉴于专用铣床快进和快退速度相等，这里的液压缸可选用单活塞杆式差动液压缸（A1=2A2），快进时液压缸差动连接。

工进时为防止车铣时负载突然消失发生前冲现象，液压缸的回油腔应有背压，参考表2.4选此背压为p2=0.6MPa。

表2.2负载和工作压力之间的关系

负载

F/KN

<10

10~20

20~30

30~50

>50

工作压力p/MPa

0.8~1.2

1.5~2.5

3.0~4.0

4.0~5.0

≥5.0

表2.3各类液压设备常用的工作压力

设备

类型

精加工机床

半精加工机床

粗加工或重型机床

农业机械、小型工程机械、工程机械辅助机构

液压机、重型机械、大中型挖掘机、起重运输机械

工作

压力

p/MPa

0.8~2

3~5

5~10

10~16

20~32

表2.4执行元件背压的估计值

系统类型

背压Pb/MPa

中低压系统（0～8MPa）

简单系统，一般轻载节流调速系统

0.2～0.5

回油路调速阀的调节系统

0.5～0.8

回油路带背压阀

0.5～1.5

带补油路的必式回答

0.8～1.5

中高压系统（8～16MPa）

同上

比中低压系统高50%～100%

高压系统（16～32MPa）

如锻压机械等

初算时背压可忽略不计

表2.5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

表2.6按速比要求确定d/D

2/1

1.15

1.25

1.33

1.46

1.61

2

d/D

0.3

0.4

0.5

0.55

0.62

0.71

注：

1—无杆腔进油时活塞运动速度；

2—有杆腔进油时活塞运动速度。

由式：

得：

则活塞直径：

参考表2.5及表2.6，得d0.71D=77mm，圆整后取标准数值得D=110mm，d=80mm。

由此求得液压缸两腔的实际有效面积为:

根据计算出的液压缸的尺寸，可估算出液压缸在工作循环中各阶段的压力、流量和功率，如表2.7所列，由此绘制的液压缸工况图如图2所示。

表2.7液压缸在各阶段的压力、流量和功率值

工况

推力

F0/N

回油腔压力

p2/MPa

进油腔压力

p1/MPa

输入流量

q×10-3/m3/s

输入功率

P/KW

计算公式

快进

启动

1222

—

0.69

—

—

加速

1547

p1+Δp

0.75

—

—

恒速

611

p1+Δp

0.57

0.4

0.23

工进

33944

0.6

3.86

1.58×10-2

0.061

快退

启动

1222

—

0.27

—

—

加速

1547

0.5

1.41

—

—

恒速

611

0.5

1.20

0.34

0.41

注：

（1）Δp为液压缸差动连接时，回油口到进油口之间的压力损失，取Δp=0.5MPa。

（2）快退时，液压缸有杆腔进油，压力为p1，无杆腔回油，压力为p2。

3.拟定液压系统原理图

3.1选择基本回路

图3-1

（1）选择调速回路由图3-1可知，这台机床液压系统功率较小，铣床运动速度低，工作负载为阻力负载且工作中变化小，故可选用进口节流调速回路。

为防止铣削完工件时负载突然消失引起运动部件前冲，在回油路上加背压阀。

由于系统选用节流调速方式，系统必然为开式循环系统。

（2）选择油源形式从工况图可以清楚看出，在工作循环内，液压缸要求油源提供快进、快退行程的低压大流量和工进行程的高压小流量的油液。

最大流量与最小流量之比qmax/qmin=0.4/（1.58×10-2）25；其相应的时间之比（t1+t3）/t2=（3.3+5.3）/90=0.096。

这表明在一个工作循环中的大部分时间都处于高压小流量工作。

从提高系统效率、节省能量角度来看，选用单定量泵油源显然是不合理的，为此可选用限压式变量泵或双联叶片泵作为油源。

考虑到前者流量突变时液压冲击较大，工作平稳性差，且后者可双泵同时向液压缸供油实现快速运动，最后确定选用双联叶片泵方案，如图2a所示。

（3）选择快速运动和换向回路本系统已选定液压缸差动连接和双泵供油两种快速运动回路实现快速运动。

考虑到从工进转快退时回油路流量较大，故选用换向时间可调的电液换向阀式换向回路，以减小液压冲击。

由于要实现液压缸差动连接，所以选用三位五通电液换向阀，如图2b所示。

（4）选择速度换接回路由于本系统滑台由快进转为工进时，速度变化大（1/2=4.5/0.145），为减少速度换接时的液压冲击，选用行程阀控制的换接回路，如图2c所示。

（5）选择调压和卸荷回路在双泵供油的油源形式确定后，调压和卸荷问题都已基本解决。

即滑台工进时，高压小流量泵的出口压力由油源中的溢流阀调定，无需另设调压回路。

在滑台工进和停止时，低压大流量泵通过液控顺序阀卸荷，高压小流量泵在滑台停止时虽未卸荷，但功率损失较小，故可不需再设卸荷回路。

3.2组成液压系统

将上面选出的液压基本回路组合在一起，并经修改和完善，就可得到完整的液压系统工作原理图，如图3所示。

在图3中，为了解决铣床工作台工进时进、回油路串通使系统压力无法建立的问题，增设了单向阀6。

为了避免机床停止工作时回路中的油液流回油箱，导致空气进入系统，影响铣床工作台运动的平稳性，图中添置了一个单向阀13。

图中增设了一个压力继电器14。

当滑台碰上死挡块后，系统压力升高，它发出快退信号，操纵电液换向阀换向。

4.计算和选择液压件及验算液压系统性能

1．确定液压泵的规格和电动机功率

（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2.7可知，液压缸在工进时工作压力最大，最大工作压力为p1=3.86MPa，如在调速阀进口节流调速回路中，选取进油路上的总压力损失∑∆p=0.6MPa，考虑到压力继电器的可靠动作要求压差pe=0.5MPa，则小流量泵的最高工作压力估算为

大流量泵只在快进和快退时向液压缸供油，由表2.7可见，快退时液压缸的工作压力为p1=1.41MPa，比快进时大。

考虑到快退时进油不通过调速阀，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

（2）计算液压泵的流量

由表2.7可知，油源向液压缸输入的最大流量为0.4×10-3m3/s，若取回路泄漏系数K=1.1，则两个泵的总流量为

考虑到溢流阀的最小稳定流量为3L/min，工进时的流量为1.58×10-5m3/s=0.95L/min，则小流量泵的流量最少应为3.95L/min。

（3）确定液压泵的规格和电动机功率

根据以上压力和流量数值查阅产品样本，并考虑液压泵存在容积损失，最后确定选取PV2R12-6/33型双联叶片泵。

其小流量泵和大流量泵的排量分别为6mL/r和33mL/r，当液压泵的转速np=940r/min时，其理论流量分别为5.6L/min和31L/min，若取液压泵容积效率ηv=0.9，则液压泵的实际输出流量为

由于液压缸在快退时输入功率最大，若取液压泵总效率ηp=0.8，这时液压泵的驱动电动机功率为

根据此数值查阅产品样本，选用规格相近的Y100L—6型电动机，其额定功率为1.5KW，额定转速为940r/min。