液压与气动技术课程设计 张新鹏11春教材.docx

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液压与气动技术课程设计张新鹏11春教材

北京广播电视大学汽修工作站

《液压气动技术》课程设计说明书

题目液压气动技术课程设计书

专业机械设计制造及其自动化

学号1111001206740

姓名张新鹏

指导老师杨宇红

设计时间2012.11.10

设计正文

第一章、设计内容及要求....................................1

第二章、工况分析与方案选择................................1

第三章、液压元件的计算和选项..............................6

第四章、主要部件结构设计及强度校核.......................10

第五章、液压系统的验算...................................14

第六章、设计小结.........................................16

参考文献................................................16

第1章、设计内容及要求

设计一台用成型铣刀在工件上加工出成型面的液压专用铣床。

要求机床工作台上一次可安装两只工件并能同时加工。

机床的工作循环为：

手工上料→按电钮→自动定位夹紧→工作台快进→铣削进给→工作台快退→夹具松开→手工卸料。

具体参数要求如下：

表1-1机床对液压传动系统的具体参数要求

液压缸名称

负载力

（Ｎ）

移动件重力（Ｎ）

快进

速度

（m/min）

工进

速度

（m/min）

快退

速度

（m/min）

行程

（mm）

启动

时间

（S）

定位与夹紧缸运动时间（S）

定位液压缸

500

　20

　10

　　１

夹紧液压缸

4500

　40　

　15

　　１

进给液压缸

4000

2000

　6

0.035

　6

快进　

工进

0.5

400

100

工作台采用平导轨，导轨面的静摩擦系数f＝0.2，动摩擦系数f＝0.1。

第2章、工况分析与方案选择

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

加速时：

惯性负载

快进时：

动摩擦负载

工进时：

负载

快退时：

动摩擦负载

其中，

为静摩擦负载，

为动摩擦负载，F为液压缸所受外加负载，

为运动部件速度变化时的惯性负载，

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

工作循环

外负载（N）

工作循环

外负载（N）

启动，加速

2350

工进

31000

快进

1000

快退

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。

第3章、液压元件的计算和选择

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∑ΔP=0.6Mpa，考虑到压力继电器的可靠动作要求压差ΔPe=0.5Mpa，则小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，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∑ΔP=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

由表可知，油源向液压缸输入的最大流量为0.4×10-3m3/s,如取回油泄漏系数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：

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：

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

元件名称

通过的最大流量

型号

规格

额定流量

额定压力

额定压降

叶片泵

-----

PV2R12-6/22

3.888/16.848

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/min

q1=0.474L/min

q1=20.8L/min

q2=18.5L/min

q2=0.22L/min

q2=44.2L/min

v1=0.069m/s

v2=0.05m/s

v3=0.077m/s

t1=2.17s

t2=36s

t3=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：

计算得与液压缸无杆腔和有杆腔相连的油管内径分别为：

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

估算，其中α为经验系数，现取α=6得：

第4章、主要部件结构设计及强度校核

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失。

现取进回油管道长l=2m，油液的运动粘度ν=1×10-4m2/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

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

和油液在管道内的流速

同时代入沿程压力损失计算公式，并将数据代入得：

在管道结构未确定的情况下，管道的局部压力损失

阀类元件的局部压力损失可根据下式计算：

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：

在回油路上，压力损失为：

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：

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：

此值略小于估计值。

在回油路上的总压力损失为：

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：

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Δpe=0.5Mpa，则小流量泵的工作压力为：

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：

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：

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：

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：

液压系统的总输入功率即为液压泵的输入功率

液压系统的输出有效功率即为液压缸的输出有效功率

由此计算出系统的发热功率为：

按式

其中传热系数

设环境温度

，则热平衡温度为：

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。

第5章、液压系统的验算

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

为0.5Mpa液压缸机械效率

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：

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

式中：

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：

即

，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：

求得：

故液压缸外径D1

D+2

=125+52=177mm

4.计算在各工作阶段液压缸所需的流量

第6章、设计小结

经过三周的设计，液压与气动设计已经完成。

这次设计不但巩固了也学知识，也是对个人能力以及自学能力的提升。

在设计中，每个人都提出自己的想法发，然后和同学老师在一起讨论，有什么好的或者不好的想法都发表出来，各抒己见，取长补短，讨论设计方案和设计步骤。

课程设计是锻炼个人能力的最好方法，对于安排给自己的任务必须独自完成，有问题就和老师同学讨论，设计中不但要考虑方法，也要考虑设计后用于实践的成本，以及适用性，因此设计也要和实际相联系，源于实践，处于理论，用于实践。

最后，感谢老师和同学在这次设计中的帮助。

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