液压系统设计说明书Word格式.docx

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并非是越先进越好。

同样，在安全性、方便性要求较高的地方，应不惜多用一些元件或采用性能较好的元件，不能单独考虑简单、经济；

2、独立完成设计。

设计时可以收集、参考同类机械的资料，但必须深入理解，消化后再借鉴。

不能简单地抄袭；

3、在课程设计的过程中，要随时复习液压元件的工作原理、基本回路及典型系统的组成，积极思考。

不能直接向老师索取答案。

4、液压传动课程设计的题目均为中等复杂程度液压设备的液压传动装置设计。

具体题目由指导老师分配，题目附后；

5、液压传动课程设计一般要求学生完成以下工作：

（1）、设计计算说明书一份；

（2）、液压传动系统原理图一张（A1号图纸，包括工作循环图和电磁铁得电顺序表）。

（3）、设计工作流程图

液压系统设计与整机设计是紧密联系的，设计步骤的一般流程如图

下面将按照这一流程图来进行本次液压课程设计。

（三）、设计题目

设计一台专用铣床液压系统，要求实现“夹紧——快进——工进——快退——原位停止——松开”的自动工作循环。

设计要求如下：

夹紧力为3500N，工作缸的最大有效行程为400mm、工作行程为200mm、工作台自重3000N，工件及液压夹具最大重量为1000N，采用平导轨和V型导轨，水平切削力为12000N，垂直切削力为2000N，工作台快进、快退速度为4m/min，工作进给速度为40~1000mm/min。

设静摩擦系数fj=0.2，动摩擦系数fd=0.1，试设计该机床的液压系统。

二、负载——工况分析

1、工作负载

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，即水平切削力，Fw=12000N。

2、摩擦阻力

静摩擦阻力

Ffj=fj（G1+G2+G3）=0.2×

（3000+1000+2000）N=1200N

动摩擦阻力

Ffd=fd（G1+G2+G3）=0.1×

（3000+1000+2000）N=600N

G1-工作台重量

G2-工件和夹具最大重量

G3-垂直切削力

3、惯性负荷

Fa=（G1+G2+G3）ν/gt=（3000+1000+2000）×

4/9.8×

0.1×

60N

=408.16N

g–重力加速度9.8m/s2

ν–工进速度

t–往返加减速时间,设t=0.1s

三、绘制负载图和工作图

取液压缸的机械效率η=0.9，计算液压缸各工作阶段的负载情况。

启动：

F=Ffj=1200N

F‵=F/η=1200/0.9N=1333N

加速：

F=Ffd+Fg=600+408.16=1008.16N

F‵=F/η=1008.16/0.9=1120N

快进：

F=Ffd=600N

F‵=F/η=600/0.9=667N

工进：

F=Ffd+Fw=600+12000=12600N

F‵=F/η=12600/0.9=14000N

快退：

F‵=F/η=600/0.9=667N

液压缸各阶段负载情况

阶段

负载计算公式

液压缸负载F/N

液压缸推力F‵/N

启动

F=Ffj

1200

1333

加速

F=Ffd+Fg

1008.16

1120

快进

F=Ffd

600

667

工进

F=Ffd+Fw

12600

14000

快退

根据工况负载F及行程S，绘制负载图：

根据快进速度ν1、工进速度v2和行程S，绘制速度图：

四、确定液压缸参数

表2按负载选择工作压力

负载/KN

<

5

5~10

10~20

20~30

30~50

>

50

工作压力/MPa

0.8~1

1.5~2

2.5~3

3~4

4~5

=5

表3各种机械常用的系统压力

机械类型

机床

农业机械

小型工程机械

建筑机械

液压凿岩机

液压机

大中型挖掘机

重型机械

起重运输机械

磨床

组合机床

龙门刨床

拉床

0.8~2

3~5

2~8

8~10

10~18

20~32

表4执行元件背压力

系统类型

背压力/MPa

简单系统或轻载节流调速系统

0.2~0.5

回油路带调速阀的系统

0.5~0.8

回油路设置由背压阀的系统

0.5~1.5

用补油泵的闭式回路

0.8~1.5

回油路较复杂的工程机械

1.2~3

回油路较短且直接回油

可忽略不计

表5按工作压力选取d/D

=5.0

5.0~7.0

=7.0

d/D

0.5~0.55

0.62~0.70

0.7

表6按速比要求确定d/D

1.15

1.25

1.33

1.46

1.61

2

0.3

0.4

0.5

0.55

0.62

0.71

注：

——无杆腔进油时活塞运动速度；

1、液压缸的工作压力

根据负载并查表2、3，初选工作压力

P1=3MPa

由设计要求可知，导轨要求快进、快退的速度相等，故液压缸选用单活塞杆式的，快进时采用差动连接，且液压缸活塞杆直径d≈0.7D。

快进和工进的速度换接用三位五通电磁阀来实现。

铣床液压系统的功率不大，为使系统结构简单，工作可靠，决定采用定量泵供油。

考虑到铣床可能受到负值负载，故采用调速阀的进油节流加背压阀的调速回路，所以回油路上具有背压P2，取背压P2=0.8Mpa。

2.计算液压缸尺寸

鉴于动力滑台要求快进、快退速度相等，可选用单杆式差动液压缸。

无杆腔工作面积A1，有杆腔工作面积A2，

且A1=2A2，即活塞杆直径d与缸筒直径D呈d=0.7D的关系。

查表4，回油路上背压P2取0.8MPa

油路压力损失△P取0.5MPa

A1=F/（P1-P2/2）=14000×

10-6/（3-0.8/2）m2=53.84×

10-4m2

D=

=82.79mm

d=0.7D=57.65mm

按GB/T2348-2001将直径圆整成就进标准值

D=80mm

d=63mm

液压缸两腔的实际有效面积为：

A1=πD2/4=56.75×

A2=π（D2-d2）/4=28.47×

根据上述D与d的值，可估算液压缸在各个工作阶段中的压力

3、液压缸各工作阶段的压力、流量和功率计算

工况

推力

F/N

回油腔压力P2/MPa

进油腔压力P1/MPa

输入流量

输入功率

计算公式

0.975

—

-

△P

=0.5Mpa

0.899

恒速

0.739

1.13

0.835

0.8

2.89

5.68～0.23

0.578

0.468

1.39

1.23

1.14

1.40

4、绘制液压缸的工况图

图三

5、液压缸工况分析

机床工况由题可知为：

按设计要求，希望系统结构简单，工作可靠，估计到系统的功率不会很大，且连续工作，所以决定采用单个定量泵，非卸荷式供油系统；

考虑到铣削时可能有负的负载力产生，故采用回油节流调速的方法；

为提高夹紧力的稳定性与可靠性，夹紧系统采用单向阀与蓄能器的保压回路，并且不用减压阀，使夹紧油源压力与系统的调整压力一致，以减少液压元件数量，简化系统结构；

定位液压缸和夹紧液压缸之间的动作次序采用单向顺序阀来完成，并采用压力继电器发讯启动工作，以简化电气发讯与控制系统，提高系统可靠性。

五．拟定液压系统图

1、选择液压基本回路

首先要选择调速回路。

这台机床液压系统功率较小，滑台运动速度低，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。

为防止铣完工作时负载突然消失引起运动部件前冲，在回油路上加被压阀。

考虑到铣床可能受到负值负载，故采用回油路调速阀节流调速方式，并选用开式循环。

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

=0.4/（1.58×

10-2）≈25：

其相应的时间之比（t1+t2）/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、节省能量角度看来，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。

该系统的流量、压力较小，可选用定量泵和溢流阀组成的供油源，液压系统功率小，滑台运动速度低，工作负载变化小，铣床加工有顺锉和逆锉之分，可采用进流口节流的调速形式，具有承受负切削的能力，如图（a）

（a）

选择快速运动回路和换向回路。

由设计依据可以知道，设计过程中不考虑工件夹紧这一工序，并且从快进到工进时，输入液压缸的流量从6.3L/min降到0.8L/min，速度变化不是很大，所以采用电磁换向阀来实现速度的换接。

压力继电器发讯，由电磁换向阀实现工作台的自动启动和换向。

同时为了实现工作台能在任意位置停止，泵不卸载，故电磁阀必须选择O型机能的三位五通阀。

由于要求工作台快进与快退速度相等，故快进时采用差动连接来实现快速运动回路，且要求液压缸活塞杆直径d≈0.7D。

本系统已选择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，单杆液压缸要作差动连接，为保证换向平稳，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。

系统采用节流调速回路后，不管采用什么油源形式都必须有单独的油路直接通向液压缸两腔，以实现快速运动。

如图（b）

（b）

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（v1/v2=4.5/0.1≈45），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。

避免液压冲击，宜选用行程阀来控制速度换接，如图（c）

（c）

选择调压和卸荷回路设计过程中，在油源中采用溢流阀来调定系统的工作压力，因此调压问题基本上已经在油源中解决，无须在另外设置调压系统。

这里的溢流阀同时还能起到安全阀的作用。

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，无需另调压回路。

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

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

在图3中，为了解决滑台工进时进、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，影响滑台运动的平稳性，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。

2、组成液压系统图

根据各液压基本回路组成液压系统图,如图（d）

（d）专用铣床液压系统原理图

1、滤油器2、定量泵3、单向阀4、三位五通电磁换向阀

5、二位二通电磁换向阀6、调速阀7、单向阀8、液压缸

9、单向阀10、溢流阀11、顺序阀12、溢流阀13、单向阀

系统油路分析:

1）、快进

进油路：

油箱→滤油器1→定量泵2→单向阀3→三位五通电磁换向阀4左位→行程阀5左位→液压缸8右腔

回油路：

液压缸8左腔→三位五通电磁换向阀4左位→单向阀9→行程阀5左位→液压缸8右腔

2）、工进

油箱→滤油器1→油泵2→单向阀3→换向阀4左位→调速阀6→液压缸8右腔

液压缸8左腔→三位五通电磁换向阀4左位→溢流阀10→顺序阀11→油箱

3）、快退

油箱→滤油器1→油泵2→单向阀3→三位五通电磁换向阀4右位→液压缸8左腔

液压缸8右腔→单向阀7→换向阀4右位→单向阀13→油箱

同时电磁铁的动作顺序表如下：

表 

3 

液压专用铣床电磁铁动作顺序表

工序

1Y

2Y

3Y

4Y

5Y

YJ

工作缸快进

+

工作缸工进

-

工作缸快退

- 

六、选择液压元件

1、确定液压泵的容量及电机功率

1）、液压泵

（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7可知，液压缸在工进时工作压力最大，最大工作压力为p1=2.89MPa,如在调速阀进口节流阀调速回路中，选取进油路上的总压力损失∑△p=0.5MPa，考虑到压力继电器的可靠动作要求压差△pe=0.5MPa，则小流量泵的最高压力估算为

≧P1+∑△p+△

=（2.89+0.5+0.5）MPa=3.89MPa

大流量泵只在快进和快退时向液压缸供油，由表7可见，快退时液压缸的工作压力为，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。

取回油路泄露系数取1.1，

（2）总流量：

QB=KQmax=（1.1x5.68）L/min=6.248L/min

根据上述计算数据查泵的产品目录,选用YB-A9B定量式叶片泵,输出流量6.9L/min。

２）确定驱动电动机功率

由工况图表明，最大功率出现在快退阶段，液压泵总效率η＝0.75

则电动机功率为：

P=

=[（1.40+0.5+0.5）×

1.14]/60×

0.75kW=0.260kW

根据此数据按JB/T9616—1999，查阅电动机产品样本选取Y90S型三相异步电动机，其额定功率P=0.75Kw,额定转速n=1000r/min。

2．控制阀的选择

根据阀类及辅助元件所在油路的最大工作压力和通过该元件的最大实际流量，可选出这些液压元件的型号及规格，如下表：

序号

元件名称

额定流量L/min

额定压力MPa

型号规格

1

滤油器

16

6.18

XU—10x200

定量式叶片泵

6.9

7

YB-A9B

3

单向阀

63

AF3-Ea10B

4

三位五通电液阀

80

18

35DYF3Y-E10B

行程阀

AXQF-E10B

6

调速阀

0.07~50

9

10

背压阀

6.3

YF3-10B

11

顺序阀

20

3~7

X2F-L10F

12

溢流阀

13

4、确定油管直径

各元件间连接管道的规格按原件接口尺寸决定，液压缸则按输入、排出的最大流量计算。

由于液压泵具体选定之后液压缸在各个阶段的进、出流量已与原定数值不同，所以要重新计算，如下表所示。

油液在压油管中的流速取3m/min，

d≥2

=2×

mm=9.3mm

油液在吸油管中的流速取1m/min,

d≥2

mm=11.3mm

两个油管都按GB/T2351-2005选用外径Φ15mm、内径Φ12mm的无缝钢管。

流量、速度

输入流量L/min

q1=（A1qp）/（A1-A2`）

=（56.7×

6）/（56.75-28.47）

=12.04

q1=0.5

q1=qp=6

排出流量L/min

q2=（A2q1）/A1

=（28.47x12.04）/56.75

=6.04

=（0.5x28.47）/56.75

=0.25

q2=（A1q1）/A2

=（56.75×

6）/28.47

=11.96

4、确定油箱容积

取ξ为7时，求得其容积为：

V=ξqp=7×

6L=42L

按JB/T7938-1999规定，取标准值V=100L。

七、液压系统性能的验算

1、液压系统的效率（压力损失计算）

1）、快进

滑台快进时，液压缸差动连接，进油路上通过单向阀3的流量是6L/min，通过电液换向阀4，液压缸有杆腔的回油与进油路汇合，以12.04L/min通过行程阀5并进入无杆腔。

因此进油路上的总压降为

∑△pv=[0.2×

（6/63）2+0.5×

（6/80）2+0.3×

（12.04/63）2]

=（0.019+0.038+0.058）MPa=0.112MPa

压力阀不会被打开，油泵的流量全部进入液压缸。

回油路上，液压缸有杆腔中的油液通过电液换向阀4和单向阀9的流量都是6.04L/min，然后与液压泵的供油合并，经行程阀5流入无杆腔。

由此可算出快进时有杆腔压力p2与无杆腔压力p1之差

△p=p2-p1=[0.5×

（6.04/80）2+0.2×

（6.04/63）2+0.3×

=（0.038+0.020+0.057）MPa

=0.115MPa

此值小于原估计值0.5MPa，所以是安全的。

2）、工进

工进时，油液在进油路上通过电液换向阀4的流量为0.5L/min,在调速阀7处得压力损失为0.5MPa，油液在回油路上通过换向阀4的流量是0.25L/min，在背压阀10处得压力损失为