液压传动课程设计.docx
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液压传动课程设计
湖南工业大学
课程设计
资料袋
机械工程学院学院（系、部）2015~2016学年第一学期
课程名称液压传动指导教师陈义庄职称教授
学生姓名xx专业班级xx学号xx
题目组合机床切削的液压系统
成绩起止日期2015年12月22日～2015年12月30日
目录清单
序号
材料名称
资料数量
备注
1
课程设计任务书
1
2
课程设计说明书
1
3
课程设计图纸
1
4
5
6
《液压与气压传动》课程设计
设计说明书
题目名称：
组合机床切削的液压系统
学院（部）：
机械工程学院
专业：
机械工程
学生姓名：
xx
班级：
xx
学号xx
指导教师姓名：
xx
评定成绩：
目 录
0.设计任务书…………………………………………………………2
1.设计要求及工况分析………………………………………………3
2.主要参数的确定……………………………………………………6
3.液压系统图的拟定………………………………………………9
4.液压元件的计算与选择……………………………………10
5.液压系统的性能验算………………………………………………13
6.参考资料……………………………………………………………15
7.设计总结……………………………………………………………16
课程设计任务书
2015—2016学年第1学期
机械工程学院（系、部）机械工程专业xx班级
课程名称：
液压与气压传动
设计题目：
组合机床切削的液压系统
完成期限：
自2015年12月22日至2015年12月30日共1周
内
容
及
任
务
一、设计的任务与主要技术参数
设计一组合机的液压系统。
组合机床切削过程要求实现：
快进→工进→快退→停止，由动力滑台驱动工作台。
最大切削力F=30000N，移动部件总重量G＝3000N；行程长度400mm（工进和快进行程均为200mm），快进、快退的速度均为4m/min，工作台的工进速度可调（50~1000）mm/min；启动、减速、制动时间△t=0.5s;该动力滑台采用水平放置的平导轨。
静摩擦系数fs＝0.2；动摩擦系数fd＝0.1。
二、设计工作量
1）明确设计要求，进行工况分析；
2）主要参数的确定；
3）拟定液压系统图；
4）计算与选择液压原件
5）液压系统的性能验算；
6）绘制工作图、编写技术文件。
进
度
安
排
起止日期
工作内容
12.22
明确设计要求，进行工况分析
12.23-
液压传动设计
12.28-12.30
绘制工作原理图,整理说明书
主要
参考
资料
［1］刘忠伟.液压传动与气动.北京：
化学工业出版社，2014.
［2］张利平.液压控制系统及设计.北京：
化学工业出版社，2006.
［3］丁树模.液压传动.第二版.北京：
机械工业出版社，1999.
指导教师：
xx2015年12月10日
系（教研室）主任：
2015年12月10日
1.设计要求及工况分析
1.1设计要求
要求设计的机床动力滑台液压系统实现的工作循环是“快进→工进→快退→停止”。
主要性能参数与性能要求如下：
最大切削力F=30000N，移动部件总重量G＝3000N；行程长度400mm（工进和快进行程均为200mm），快进、快退的速度均为4m/min，工作台的工进速度可调（50~1000）mm/min；启动、减速、制动时间△t=0.5s;该动力滑台采用水平放置的平导轨。
静摩擦系数fs＝0.2；动摩擦系数fd＝0.1；液压系统中的执行元件是液压缸。
1.2负载与运动分析
（1）工作负载由设计要求可知最大工作的负载F=30000N
（2）惯性负载
（3）摩擦负载因为采用的动力滑台式是水平导轨，因此作用在上面的正压力N=G=3000N。
静摩擦阻力
动摩擦阻力
取液压缸的机械效率
，得出的液压缸在各工作阶段的负载如表1.2.1所示。
工况
负载组成
负载值F/N
推力F/
启动
加速
快进
工进
快退
600
341
300
30300
300
667
379
333
33667
333
表1.2.1液压缸在各工作阶段的负载值
根据液压缸上述各阶段的负载可绘制如图1.2.1（另附）所示的推力循环图F-l。
速度图中，快进、快退
，快进行程
，工进行程长度
，快退
，工进速度取可调最小（大）速度
2.主要参数的确定
2.1初选液压缸工作压力
所设计的动力滑台在工进时负载最大，在其他工况负载都不高，参考《液压与气压传动》中的表9-2和9-3初选液压缸的工作压力
。
2.2计算液压缸的主要尺寸
鉴于动力滑台要求快进、快退的速度相等，液压缸可选用单杆式的并在快进时作差动连接。
此时液压缸无杆腔的工作面
积应该是有杆腔
的两倍，即活塞外径d与液压缸的内径D有d=
D的关系。
在切削加工时，液压缸回油路上必须有背压
，以防止切削完毕后因负载变小而濡染往前冲。
可取
。
快进时液压缸虽然作差动连接，但是由于油管中有压降
存在，有杆腔的压力必须大于无杆腔，估算时可取
约为0.5MPa。
快退时回油腔有背压，这时
也可按0，5MPa估算。
由工进时的推力计算液压缸的面积
d=0.707D=7.73cm
当按GB2348-1980将这些直径圆整成接近标准值得D=11cm，d=8cm。
由此求得液压缸两腔的实际有效面积
经检验，活塞杆的强度和稳定性均符合要求。
根据上述D和d的值，可以估算液压缸在不同阶段的压力、流量和功率，如表2.2.1。
并据此画出如图2.2.1所示的液压缸工况图（
另附），其中红笔所画、黑笔所画和铅笔所画线分别表示P、q、p。
工况
负载
F/N
回油腔压力
进油腔压力
输入流量
q/L
输入功率
P/Kw
计算式
快进
（差动）
启动
667
0
0.578
-
-
加速
3379
1.021
0.521
-
-
恒速
333
1.012
0.512
20.104
0.17
工进
33667
0.8
3.92
0.48-9.5
0.031-
0.621
快退
启动
667
0
0.149
-
-
加速
349
0.5
1.146
-
-
恒速
333
1.136
17.908
0.339
表2.2.1液压缸在不同工作阶段的压力、流量和功率值
3.液压系统图的拟定
3.1选择基本回路
（1）选择调速回路由图2.2.1中的曲线得知，这台机床液压系统的功率小，滑台的速度低，工作负载变化小，采用进口节流阀的调速形式，为了防止切削时滑台突然前冲的现象，回油路上应设置背压阀。
由图2.2.1可知，液压缸交替地要求油泵提供低压大流量和高压小流量的液压油。
最大流量和最小流量之比约为42，而快进、快退所需要的时间
和工进时间
分别为
即
。
因此，为了提高效率、节省能量，选用如图3.1.1所示（另附）的双联式叶片泵。
（2）选择快速运动和换向回路快进回路选用差动连接，选用如图3.1.2所示（另附）的形式。
回油腔采用单向阀来实现差动链接。
（3）选择速度换接回路滑台快进到工件时，输入液压缸的流量由20.096L/min下降到0.48（9.5）L/min，滑台速度变化很大，所以选用行程阀来控制速度的换接，以减少液压冲击，初步如图3.1.3所示（另附）。
（4）选择调压回路和卸荷回路液压系统调压可由双联叶片泵实现，卸荷可通过中卫机能解决。
3.2组成液压系统
方案一：
将上面选出的液压基本回路组合，可得初步的液压基本回来，如图3.2.1所示
（另附），但是回路中还存在许多问题需要更正。
在图3.2.1中，改进
（1）：
在液控单向阀下方需要加一个背压阀，实现工进背压，同时还需要并联一个单向阀以便于实现快退功能。
改进
（2）：
在回油路中，背压阀的存在会导致差动连接中的单向阀被顶开无法使油液回流到油箱，所以将差动连接中的单向阀更换成顺序阀，并且该顺序阀的顶开压力必须大于背压阀的压力。
改进（3）：
将液控单向阀的外控k口必须接在调速阀和液压缸之间，否则在刚开始的差动连接油路无法实现其功能。
改进（4）：
在快退回路的回油路中，电磁阀可能有一部分时间处于左位，回油路只能经过调速阀，无法快退，所以应该在调速阀旁边并联一个单向阀。
改进（5）：
在液压缸的无杆腔的接口处还需要加一个压力继电器已便于控制三位四通换向阀换向。
如图3.2.2所示（另附）。
其电磁阀和电磁阀动作顺序如表3.2.1所示。
动作名称
电磁铁
电磁阀
1YA
２YA
快进
＋
－
－
工进
＋
－
＋
死档铁停留
＋
－
＋
快退
－
＋
原位停止
-
-
-
表3.2.1方案一电磁铁和电磁阀动作顺序
液压系统工作原理及动态
（1）快进按下启动按钮，1YA通电，电磁阀5左位接入系统。
主油路接通。
此时处于空载，系统压力低，顺序阀3处于关闭状态，两泵同时供油，液压缸快进。
此时液压油由电磁阀10右位进入液压缸左位，液控单向阀8关闭，顺序阀11接通，液压缸差动连接。
主油路的油液流动路线：
进油路：
双联叶片泵2
换向阀（左位）5
电磁阀（右位）10
液压缸（无杆腔）14
回油路：
液压缸（有杆腔）14
顺序阀11
液压缸（无杆腔）14
（2）工进当滑台到达预定位置，触碰到电磁阀开关13以此控制电磁阀
10接通左位，1YA继续通电，换向阀5左位接通，液压油由调速阀9进入液压缸
14左腔，此时由于负载变大，系统压力升高，液控单向阀8打开，顺序阀3打
开，低压大流量泵2A经顺序阀3回油箱，系统只由高压小流量泵2B供油，液压
缸工进。
回油时由于背压阀6的压力小于顺序阀11的压力，所以油液不会经过
顺序阀11回到进油路。
（由计算数据可调顺序阀11的压力为1.0MPa，背压阀6
的压力为0.5MPa）
进油路：
高压小流量泵2B
换向阀5（左位）
调速阀9
液压缸14（无杆腔）
回油路：
液压缸14（有杆腔）
液控单向阀8
背压阀6
换向阀5（左位）
油箱
（3）死挡铁停留工进到达预定位置后，碰上死挡铁，滑台停止运动，实
现死挡铁停留
（4）快退滑台碰上死挡铁，运动停止，系统压力继续升高，当压力达
到压力继电器12调定压力时，换向阀2的右位接通控制右路。
此时因为空载，
回油无背压，系统压力很低，双联叶片泵2两泵同时供油，滑台实现快退。
这时
的主油路路线：
进油路：
双联叶片泵2
换向阀（右位）
单向阀7
液控单向阀8
液压缸（有杆腔）14
回油路：
液压缸（无杆腔）14
单向阀15
换向阀（右位）5
油箱
（5）原位停止快到原位时，行程挡铁压下终点行程开关，所有电磁铁
断电，换向阀处于中位，系统处于卸荷状态。
此时的主油路的流油路线：
双联叶片泵2
换向阀5（中位）
油箱
方案二：
在方案一中速度换接被放置在液压缸的无杆腔一侧支路，在方案二中将速度换接回路放置在有杆腔一侧支路，如图2.3.3所示（另附）。
其电磁阀和电磁阀动作顺序如表3.2.2所示。
动作名称
电磁铁
行程阀
1YA
２YA
快进
＋
－
－
工进
＋
－
＋
死档铁停留
＋
－
＋
快退
－
＋
原位停止
-
-
-
表3.2.2方案二电磁铁和行程阀动作顺序
液压系统工作原理及动态
（1）快进按下启动按钮，1YA得电，电磁阀6左位接入系统，主油路接通。
此时处于空载，系统压力低，顺序阀3处于关闭状态，两泵同时供油，液压缸快进。
由于系统压力低无法打开液控单向阀10，顺序阀11接通，液压缸差动连接。
主油路的油液流动路线：
进油路:
双联叶片泵2
换向阀（左位）6
液压缸（无杆腔）13
回油路：
液压缸（有杆腔）13
顺序阀11
液压缸（无杆腔）13
（2）工进当滑台到达预定位置，触碰到行程阀12时，行程阀12被压下，上位接入系统，此时由于负载变大，系统压力升高，液控顺序阀3和液控单向阀10打开，低压大流量泵2A经过顺序阀3回油箱，系统只由高压小流量泵2B供油，液压缸工进。
回油时由于行程阀接上位，调速阀9接入系统。
并且，由于背压阀7的调定压力小于顺序阀11的压力，所以油液不会经过顺序阀11回到进油路。
（顺序阀11的调定压力位1.0MPa，背压阀7的调定压力位0.5MPa）
进油路：
高压小流量泵2B
换向阀（左位）6
液压缸（无杆腔）13
回油路：
液压缸13（有杆腔）
液控顺序阀10
调速阀9
背压阀7
换向阀（左位）6
油箱
（3）死挡铁停留工件到达预定位置后，碰上死挡铁，滑台停止运动，实现死挡铁停留。
（4）快退滑台碰上死挡铁后，运动停止，系统压力继续升高，当压力达到压力继电器14调定的压力时，换向阀6的右位接入系统右路。
此时因为空载，回油路没有背压，系统压力很低，双联叶片泵同时供油，滑台实现快退。
这时的主油路路线：
进油路：
双联叶片泵2
换向阀6
单向阀8
单向阀11
液控顺序阀10
液压缸（有杆腔）13
回油路：
液压缸（无杆腔）13
油箱
（5）原位停止快到原位时，行程挡铁压下终点所有行程开关，所有电磁铁断电，换向阀处于中位，系统处于卸荷状态。
此时的主油路的流油路线：
双联叶片泵2
换向阀6（中位）
油箱
综上所述：
行程阀的阀口是逐渐关闭（或开启）的，速度换接比较平稳，速度换接的平稳性、可靠性以及精度都比方案一好，适合用于组合机床切削的液压系统中，所以最终确定采用方案二。
4.液压元件的计算及选择
4.1确定液压泵的规格和电动机功率
液压缸整个工作循环中的最高压力为3.92MPa，如果进油路上的压力损失为0.8MPa，压力继电器调整压力高出系统最高压力位0.5MPa，则小流量泵的最高工作压力压力为：
大流量泵在快进运动时才向液压缸14供油的，由图2.2.1可知，快退时液压缸中的工作压力比快进时候大，若取进油路上的压力损失为0.5MPa，则大流量泵的最高工作压力为：
两个液压泵应向液压缸提供的最大流量为20.096L/min，如图2.2.1可知，若回油路中的泄露按输入流量的10%估算，则两泵的总流量
。
而溢流阀最小闻流为3L/min，工进时最小输入流量为0.48L/min，所以小流量泵的流量规格最小应为3.48L/min。
由以上压力和流量的数值查阅产品样本，最后确定选取PV2R12型双联叶片泵。
由于液压缸在快退时输入功率最大，即泵输出压力位1.636MPa，流量25L/min时的情况，如果取双联叶片泵的总效率
=0.75，则液压泵的驱动原动机所需的功率为
根据此数值查阅电机产品样本，最后选定Y90S-4型电动机，其额定功率为1.1Kw。
4.2确定其他元件及辅件
（1）确定控制元件和辅助元件根据液压系统的工作压力和通过各个控制阀类元件和辅助元件的实际流量，可以选出这些元件的规格和型号，表4.2.1为选用的型号和规格。
序号
元件名称
估计通过流量
/L
型号
规格
1
滤油器
25
YYL-105-10
21MPa,90L/min
2
双联叶片泵
-
PV2R12
14MPa,35.5和4.5L/min
3
液控顺序阀
20
XF3-E10B
16MPa,10通径
4
单向阀
25
AXQF-E10B
5
溢流阀
4.5
YF3-E10B
6
三位四通电磁阀
45
7
背压阀
<1
XF3-E10B
8
单向阀
25
AF3-Ea10B
9
调速阀
<1
AXQF-E10B
31．5MPa，10通径
10
液控单向阀
25
DFY-L10H3
0.35MPa，10通径
11
单向阀
25
X3F-B10H
31.5MPa，10通径
12
单向阀
25
AF3-E10B
16MPa，10通径
13
液压缸
-
-
-
14
压力继电器
-
PF-L8C
14MPa,8通径
表4.2.1选用元件型号和规格
（2）确定油管各元件管道的规格按元件接口处的尺寸确定，液压缸进、出油管按输入、输出的最大流量计算。
由于液压泵具体选定后液压缸在各个阶段的进、出流量已经与原定数值不同，所以要重新计算得到表4.2.2所示的数据。
项目
快进
工进
快退
输入流量
/L
47.27
0.48
25
输出流量
/L
22.27
0.23
53.07
运动速度
/m
4.98
0.051
5.58
表4.2.2液压缸的进、出流量
当液压油的速度取3m/min时，可得到液压缸有杆腔和无杆腔相连的油管内分别为：
为统一规格，按产品样本选取油管内径15mm，外径20mm的10号冷拔钢管。
（3）油箱油箱的容积V按V=a
计算。
当经验系数取6的时候，油箱的容积V=150L，按GB2876-1981规定，取标准值250L。
5.液压系统的性能验算
5.1回路压力损失验算
1选定管道内径15mm，进、回油管道的长度估计为2m，取液压油粘度v=1*
，油密度
。
取最大速度（流量）估算：
所以，各工况流动都为层流。
层流沿程阻力系数
，管道油液流速
。
则沿程阻力损失为：
局部压力损失：
由上式计算各工况进、回油路压力损失，如表5.1.1。
油路
各工况下的压力损失/MPa
快进
工进
快退
进油
0.0425
0.0004
0.0225
0.0043
0
0.0023
0.0468
0.0004
0.0248
回油
0.0205
0.0002
0.0478
0.0020
0
0.0048
0.0225
0.0002
0.526
表5.1.1各工况下的压力损失
由上表计算可是，各个工况的总压力损失
，将其与各工况工作压力比较，均小于工作压力，故系统可正常工作。
5.2发热温升验算
工进在整个工作循环中所占用的时间达96%，所以系统发热和液压油温升主要是计算工进时的。
工进液压缸的有效功率为：
这时大流量泵通过液控顺序阀卸荷，小流量泵在高压下供油，所以两个泵的总输出功率为：
则液压系统的发热量为：
求此时液压油温升的近似值
查阅《液压与气压传动》资料可知：
一般机床为25~30
，工程机械为35~40
。
温度额没有超出允许范围，系统不需要设置冷凝器。
6.参考资料
[1]刘忠伟.液压传动与气动.北京：
化学工业出版社，2014.
[2]张利平.液压控制系统及设计.北京：
化学工业出版社，2006.
[3]丁树模.液压传动.第二版.北京：
机械工业出版社，1999.
7.设计总结
通过本次的液压传动的课程设计，让我对液压传动有了更为深刻的理解，同时也掌握了更多关于液压传动中的一些知识。
针对机械设备中的一种动力传动装置设计，刚拿到手的时候的确不知道该如何下手，但是通过对《液压与气压传动》相关内容的阅读，自己慢慢有了思绪，对照着书上模板的样子，结合自己的课题，然后运动自己所学到的一些知识开始设计。
当然，在设计过程中肯定有我们暂时无法解决的问题，这就需要我们自己查阅相关资料来解决问题，当然小组成员通过交流也可以解决一部分的问题。
对我来说,收获最大的是方法和能力.那些分析和解决问题的方法与能力.在整个过程中,我发现像我们这些学生最最缺少的是经验,没有感性的认识,空有理论知识,有些东西很可能与实际脱节.总体来说,我觉得做这种类型的作业对我们的帮助还是很大的,它需要我们将学过的相关知识都系统地联系起来,从中暴露出自身的不足,以待改进.有时候,一个人的力量是有限的,合众人智慧,我相信我们的作品会更完美!
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