液压课设说明书模版.docx

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液压课设说明书模版

沈阳城市学院

《液压与气压传动技术》

课程设计

说明书

学院：

机电工程学院

班级：

11级机自4

姓名：

姜世礼

学号：

111001439

指导教师：

张伟

2014年1月10日

课程设计任务书

学院

机电学院

班级

机自4

姓名

姜世礼

设计起止日期

2013年12月30日-2014年1月10日

设计题目：

设计卧式单面多轴钻孔组合机床驱动动力滑台液压系统

设计任务（主要技术参数）

设计要求完成工件的定位与夹紧，已知所需夹紧力不得超过3000N。

快进、快退的速度为4.5m/min，工进速度可在20-100mm/min范围内无级调速；快进行程为150mm，工进行程为40mm，最大切削力为30000N，运行部件总重量为11000N，加速（减速）时间小于0.1s；动力滑台采用水平放置的平导轨，其静摩擦系数fs=0.2，动摩擦系数fd=0.1，液压系统中的执行元件使用液压缸。

要求完成以下工作：

1．进行液压系统工况分析，绘制工况图；

2．设计液压缸；

3．制订液压系统原理图，绘制控制元件动作顺序表；

4．计算液压系统，选择标准液压元件；

5．绘制液压系统原理图；

6．验算液压系统的性能；

7．编写、整理设计说明书。

指导教师评分：

项目

分值

出勤情况

一次缺席扣2分，两次缺席扣4分，三次缺席扣10分，出勤情况连带影响学习态度和质疑答辩成绩。

学习态度

学习态度认真，遵守纪律

质

疑

答

辩

第一次

负载图正确（3分）；速度图正确（2分）；液压缸设计步骤准确（2分）；工况图填写正确（2分）；工况图画法正确（1分）

第二次

液压系统图设计正确（3分）；液压泵规格选择正确（2分）；电动机功率计算准确（1分）；液压阀选择准确（3分）；辅助元件的设计（1分）。

第三次

液压系统速度验算（3分）；效率验算（4分）；温升验算（3分）

答辩

抽题答辩

说明书质量

内容完整（5分），结构设计合理（5分），计算准确（5分），结论准确（5分），撰写规范工整（5分），排版准确（5分）

总分

教师签字：

年月日

1课程设计的目1

2负载分析1

2.1负载计算负载图1

2.2速度分析速度图2

3初步确定液压缸的结构尺寸3

3.1初选液压缸的工作压力3

3.2计算确定液压缸的主要结构尺寸3

4液压缸的工况分析与工况图4

5拟订液压系统原理图6

5.1选择液压基本回路6

5.2将液压回路综合成液压系统7

5.3控制元件动作顺序表9

6计算和选择液压元件10

6.1确定液压泵的规格与电动机功率10

6.2液压阀的选择12

6.3油管设计13

6.4确定油箱容积13

7液压系统主要性能的验算13

7.1液压缸速度的验算13

7.2系统中的压力损失验算14

7.4液压系统的效率和温升的验算15

总结16

参考文献17

1课程设计的目的

液压传动课程设计是本课程的一个综合实践性教学环节，通过该教学环节，要求达到以下目的：

1.巩固和深化已学知识，掌握液压系统设计计算的一般方法和步骤，培养学生工程设计能力和综合分析问题、解决问题能力；

2.正确合理地确定执行机构，选用标准液压元件；能熟练地运用液压基本回路、组合成满足基本性能要求的液压系统；

3.熟悉并会运用有关的国家标准、部颁标准、设计手册和产品样本等技术资料。

对学生在计算、制图、运用设计资料以及经验估算、考虑技术决策、CAD技术等方面的基本技能进行一次训练，以提高这些技能的水平。

2负载分析

负载分析就是对执行元件在整个工作循环中各阶段所要求克服的负载大小及其性质进行分析，负载图即是用图形将这种分析结果表示出来的图形。

负载图一般用负载—时间（F—t）或负载—位移（F—l）曲线表示。

2.1负载计算负载图

已知工作负载FW=11000N按启动换向时间和运动部件重量计算得到惯性负载Fa=842N摩擦阻力FfS=0.2×11000N=2200NFfa=0.1×11000N=1100NFfs为静摩擦阻力，Ffa为动摩擦阻力切削力FL=30000N

得出液压缸各工作阶段的负载值，见表1所列。

表1液压缸各阶段的负载和推力

动作顺序

液压缸外负载计算公式

液压缸外负载F外（N）

液压缸总负载

F=F外/ηm（N）

快进

启动

2200

2444

加速

F=Ffa+Fa

1942

2158

快速

F=Ffa

1100

1222

工进

F=Ffa+FL

31100

34556

快退

F=Ffa

1100

1222

停止

F=Ffa―Fa

258

287

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-s如图2

2.2速度分析速度图

速度分析就是对执行元件在整个工作循环中各阶段所要求的速度进行分析，速度图即是用图形将这种分析结果表示出来的图形。

速度图一般用速度—时间（v—t）或速度—位移（v—l）曲线表示.快进、快退的速度为4.5m/min，工进速度可在20-100mm/min范围内无级调速；快进行程为150mm，工进行程为40mm图2（a）为一机床进给油缸的动作循环图例，t

表1导轨摩擦系数

导轨种类

导轨材料

工作状态

摩擦系数

滑动导轨

铸铁对铸铁

启动

0.16~0.2

低速运动（v<10m/min）

0.1~0.12

高速运动（v>10m/min）

0.05~0.08

自润滑尼龙

低速中载（也可润滑）

0.12

金属兼复合材料

0.042~0.15

滚动导轨

铸铁导轨+滚珠（柱）

0．005~0.02

淬火钢导轨+滚珠（柱）

0.003~0.006

静压导轨

铸铁

0.005

气浮导轨

铸铁、钢或大理石

0.001

3初步确定液压缸的结构尺寸

3.1初选液压缸的工作压力

表3不同负载条件下的工作压力

负载F/N

<5000

5000~

10000

10000~

20000

20000~

30000

30000~

50000

>50000

液压缸工作压力/MPa

<0.8~1

1.5~2

2.5~3

3~4

4~5

≥5~7

表4常用液压设备工作压力

设备类型

机床

农业机械

小型工程

机械

液压机

挖掘机

重型机械

启重机械

磨床

车、铣、刨床

组合机床

拉床

龙门刨床

工作压力/MPa

0．8~2

2~4

3~5

<10

10~15

20~32

工作压力p的确定。

工作压力p可确定根据负载大小及机器的类型来初步确定，取液压缸工作压力为4MPa。

3.2计算确定液压缸的主要结构尺寸

计算液压缸内径D和活塞杆直径d。

有负载图知最大负载F为31100N，按表1.2可取P2为0.5Mpa，

cm为0.95，考虑到快进、快退速度相等，取d/D为0.7。

将上数据代入式可得

=105mm

根据指导书表2.1，将液压缸内径圆整为标准系列直径D=110mm；活塞杆直径d，按d/D=0.7及表2.2活塞杆直径系列取d=80mm。

按工作要求夹紧力由两个夹紧缸提供，考虑到夹紧力的稳定，夹紧缸的工作压力应低于进给液压缸的工作压力，先去夹紧缸的工作压力为3.5MPa，回油背压力为零，

为0.95，可得

=33.9mm

按表2.1及2.2液压缸和活塞杆的尺系列，取夹紧液压缸的D和d分别为40mm及28mm。

按最低工进速度验算液压缸的最小稳定速度，由式可得

cm2=25cm2

本例中调速阀是安装在回油路上，故液压缸节流腔有效工作面积应选取液压缸由杆腔的实际面积，即

cm2=45cm2

可见上述不等式能满足，液压缸能达到所需低速。

3）计算在各工作阶段液压缸所需的流量

q快进=

=22.6×10-3m3/min=22.6L/min

q工进=

0.112×0.1=0.95×10-3m3/min=0.95L/min

q快退=

=20×10-3m3/min=20L/min

q夹=

=1.51×10-3m3/min=1.51L/min

4液压缸的工况分析与工况图

液压系统中背压力的经验数据

系统类型

背压/MPa

中、低压系统

（0~8MPa）

简单系统和一般轻载的节流调速系统

0.2~0.5

回油路带调速阀的节流调速系统

0.5~0.8

回油路带背压阀

0.5~1.5

采用带补油泵的闭式回路

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）

如锻压机械系统

初算时背压可忽略不计

快进时液压缸虽然作差动连接（即有杆腔与无杆腔均与液压泵的来油连接），但连接管路中不可避免地存在着压降

，且有杆腔的压力必须大于无杆腔，估算时取

0.5MPa。

快退时回油腔中也是有背压的，这时选取被压值

=0.8MPa。

表4各工况下的主要参数值

工况

负载力（N）

速度（m/min）

回油腔压力P2（MPa）

进油腔压力P1（MPa）

输入流量

输入功率P/Kw

计算公式

快进

启动

2444

1.513

加速

2158

1.663

1.163

恒速

1222

4.5

1.552

1.052

22.6

0.396

工进

34556

0.02-0.10

3.043

0.095-0.314

0.005--

0.016

快退

启动

2444

1.142

加速

2158

0.7

2.400

恒速

1222

4．5

0．7

2.186

0.729

停止

287

0．7

1.871

5拟订液压系统原理图

5.1选择液压基本回路

（1）调速回路

因为液压系统功率较小，且只有正值负载，所以选用进油节流调速回路。

因为有较好的低速平稳性和速度负载特性，可选用调速阀调速，并在液压缸回路上设置背压。

（2）泵供油回路

由于系统最大流量与最小流量比值为105，且在整个工作循环过程中的绝大部分时间里泵在高压小流量状态下工作，并且夹紧装置需要保压补充缸的泄露，为此采用双联泵，以节省能源提高效率。

（3）速度换接回路和快速回路

由于快进速度与工进速度相差很大，为了换接平稳，选用行程阀控制的换接回路。

快速运动通过差动回路来实现

（4）换向回路

为了换向平稳，选用电液换向阀。

为了便于实现液压缸中位停止和差动连接，采用三位四通阀和两位两通阀。

为提高换向的位置精度，采用死挡铁和压力继电器的行程终点返程控制。

（5）压力控制回路

系统工作状态时高压小流量泵的工作压力由溢流阀调整，同时用顺序阀来实现低压大流量泵卸荷。

（6）顺序动作回路

由于系统工作状态为先定位夹紧，后钻孔加工，且最大夹紧力不得超过6000N,因此选用压力控制的顺序动作回路，利用压力继电器和顺序阀作为控制元件来控制动作顺序。

（7）保压回路

本系统对夹紧液压缸的保压性能有严格要求，故采用液控单向阀和电接触式压力表的自动补油保压回路，这种回路保压时间长，压力稳定性高。

5.2将液压回路综合成液压系统

对选定的基本回路在合成时，有必要进行整理、修改和并归

1）为防止机床停止工作是系统中的油液回油箱，应增设单向阀。

2）要实现差动快进，必须在回油路上设置液控顺序阀12，已阻止油液流回油箱。

3）设置压力表开关及压力表

合并后完整的液压系统如图

图五

1-大泵，2-小泵，3-滤油器，4-外控顺序阀，5-15-单向阀，6-溢流阀，，7-电液换向阀，8-单向行程调速阀，9-压力继电器，10-主液压缸，11-二位三通电磁换向阀，12-背大压阀，13-二位二通换向阀，14-减压阀，16-带定位装置的二位四通电磁换向阀，17-单向顺序阀，18-夹紧液压缸，19-定位液压缸

A、工件夹紧：

5YA通电

定位：

压力油→减压阀14→单向阀15→电磁阀→定位缸19无杆腔

定位缸19有杆腔→电磁阀→油箱

夹紧:

工件定位后，压力油升高到单向顺序阀开启的压力，单向顺序阀开启，

压力油→单向顺序阀→夹紧缸18无杆腔→夹紧缸18有杆腔→电磁阀→油箱,工件夹紧到位，压力油压力升高到压力继电器调定压力，继电器发信，1YA通电，主系统快进。

B、快进：

1YA通电，电液换向阀左位工作,大泵→单向阀5→→电液换向阀7→行程阀14→主液压缸无杆腔小泵2→液压缸有杆腔→电磁阀11→电液换向阀7→单向行程调速阀8→主缸

C：

工进：

　3YA通电，切断差动油路，

快进行程到位，挡铁压下行程阀8，切断快进油路，3YA通电，切断差动油路，快进转工进，液压系统工作压力升高到溢流阀5调定压力，进油路高压油切断单阀5供油路,打开外控顺序阀4，大泵卸荷，接通经背压阀12通油箱油路。

大泵→外控顺序阀5（卸荷阀）→油箱（大泵卸荷）

小泵2→→电液换向阀7→单向行程调速阀8→主液压缸无杆腔

主液压缸有杆腔→电磁阀11→电液换向阀7→背压阀12→油箱

D、快退：

1YA断电，2YA、3YA、4YA通电

工进结束，液压缸碰上死挡铁，压力升高到压力继电器调定压力，压力继电器发出信息，1YA断电，2YA、3YA、4YA通电

大泵→单向阀5→电液换向阀7→电磁阀11→主液压缸有杆腔

小泵2→↑

主液压缸无杆腔→单向行程调速阀8→电液换向阀7→电磁阀13→油箱

小泵2→↑

主液压缸无杆腔快退到位碰行程开关，行程开关发信，6YA通电，下步工件松夹。

E、工件松夹：

6YA通电

压力油→减压阀14→单向阀15→电磁阀→定位缸19和定位缸18的有杆腔

定位缸19无杆腔→电磁阀→油箱

夹紧缸18无杆腔→单向顺序阀的单向阀→电磁阀→油箱

5.3控制元件动作顺序表

要实现系统的动作，即要求实现的动作顺序为：

启动→快进→工进→快退→停止。

则可得出液压系统中各电磁铁的动作顺序如表6所示：

电磁铁动作表6

动　作

1YA

2YA

3YA

4YA

5YA

6YA

DP1

DP2

工件夹紧

—

　＋

　—

快　　进

　＋

—

＋

—

工　　进

　＋

　—

　＋

—

快　　退

—

　＋

—

＋

工件松夹

—

　＋

—

注：

表中“+”号表示电磁铁通电或行程阀压下；“—”号表示电磁铁断电或行程阀复位。

6计算和选择液压元件

6.1确定液压泵的规格与电动机功率

6.1.1液压泵规格电动机功率

1）泵的工作压力的确定考虑到正常工作中进油管路有一定的压力损失，所以泵的工作压力为

Pp=P1+∑△p

PP—液压泵最大工作压力；

P1—执行元件最大工作压力

∑△p—进油管路中的压力损失，初算时简单系统可取0.2～0.5MPa，复杂系统取0.5～1.5MPa，本题取0.5MPa。

pP=p1+∑△P=（4+0.5）=4.5MPa

上述计算所得的Pp是系统的静态压力，考虑到系统在各种工况的过渡阶段出现的动态压力往往超过静态压力。

另外考虑到一定的压力贮备量，并确保泵的寿命，因此选泵的额定压力Pn应满足Pn≥（1.25～1.6）Pp。

中低压系统取小值，高压系统取大值。

在本题中Pn=1.3Pp=5.85MPa。

2）泵的流量确定液压泵的最大流量应为

qp≥KL（∑q）min

qp—液压泵的最大流量；

（∑q）min同时动作的各执行元件所需流量之和的最大值。

如果这时溢流阀正进行工作，尚须加溢流阀的最小溢流量2～3L/min；

KL—系统泄露系数，一般取KL=1.1～1.3，现取KL=1.2

qp≥KL（∑q）min=1.2×45L/min=54L/min

3）选择液压泵的规格，根据以上算得的pq和qp，再查阅有关手册，现选用YBX-16限压式变量叶片泵，该泵的基本参数为：

每转排量16mL/r，泵的额定压力6.3MPa，择电动机的主要依据是电动机功率，但要注意电动机的转速应与所选液压泵规定转速范围和所需流量相适应。

在确定电动机功率时，应考虑实际工况的差异。

当整个工作循环中，泵的功率变化较小，或者功率变化虽然较大，但大功率持续时间较长，可根据泵的最大功率点来选择电动机。

电动机的功率Np可按下式计算:

式中，（ppQp）max为液压泵输出压力与输出流量乘积的最大值，即液压泵的最大输出功率。

其中的pp与Qp可以利用液压执行元件的工况图查处最大功率点，然后根据该点所对应的执行元件的工作压力p1和流量Q1p为液压泵的总效率，初算时可按表6选取。

泵的规格大时取大值，反之取小值。

变量泵取小值，定量泵取大值。

当泵的工作压力只有其额定压力的10%~15%时，泵的总效率显著下降，有时只达50%，变量泵流量为其公称流量的1/4或1/3以下时，其容积效率明显下降，计算时应予以注意。

表6液压泵的总效率

液压泵类型

齿轮泵

叶片泵

柱塞泵

螺杆泵

总效率

0.6~0.7

0.6~0.75

0.8~0.85

0.65~0.8

当整个工作循环中泵的功率变化较大，并且最大功率持续时间很短，如按式（16）计算结果选电动机，功率将较大，不经济。

此时可利用一般电动机允许短时间具有25%的超载能力，先按下式计算出整个工作循环中各阶段所需的功率：

式中Npi——整个工作循环中，第i阶段液压泵所需功率；

ppi——第i阶段液压泵的工作压力；

Qpi——第i阶段液压泵的输出流量。

式中ti——整个工作循环中，第i阶段持续的时间；

n——整个工作循环阶段数；

T——整个工作循环周期（时间）。

在确定了电动机的功率和转速后，还应考虑电动机的性能及安装连接形式，才能完全确定电动机的型号与规格本题选Y90S-4型电动机，电动机转速1400r/min，容积效率0.85，总效率0.7。

6.2液压阀的选择

本液压系统可采用力士乐系统或GE系列的阀。

方案一：

控制液压缸部分选用力士乐系列的阀，其夹紧部分选用叠加阀。

方案二：

均选用GE系列阀。

根据所拟定的液压系统图，按通过各元件的最大流量来选择液压元件的规格。

选定的液压元件如表7所示。

液压元件规格及型号

编号

元件名称

规格

型号

额定流量qn/L/min

双联叶片泵

（34.56+5.44）

滤油器

WU-63×180

单向阀

DF-B20H2

溢流阀

YFB-10B

三位四通电液换向阀

34DY-L32H-T

100

单向行程调速阀

QA-H10

压力继电器

DP-63型

背压阀

P-D6B

减压阀

JF3-C10B

66.3

二位四通电磁换向阀

100

单向顺序阀

AXF3-C10E

6.3油管设计

油管内径尺寸一般可参照选用的液压元件接口尺寸而定，也可按管路允许流速进行计算。

本系统主油路流量为差动时流量q=40L/min，压油管的允许流速取u=4m/s，内径d为

d=4.6

=4.6

=15.4mm

若系统主油路流量按快退时取q=20L/min，则可算得油管内径d=10.3mm。

综合诸因素，现取油管的内径d为12mm。

吸油管同样可按上式计算（q=24L/min、v=1.5m/s），现参照YBX-16变量泵吸油口连接尺寸，取吸油管内径d为28mm。

6.4确定油箱容积

本题为中压液压系统，油箱的容量按式

估算，其中α为经验系数，低压系统，α=2～4；中压系统，α=5～7；高压系统，α=6～12。

现取α=4，得

现选用容量为400L的油箱。

7液压系统主要性能的验算

7.1液压缸速度的验算

验算结果表明，工进速度完全满足要求，快速进、快速退比要求的速度大，但系统允许。

7.2系统中的压力损失验算

1）工作进给时进油路压力损失。

运动部件工作进给时的最大速度0.1m/min,

进给时的最大流量为0.95L/min,则液压油在管内流速v1为

v1=

=840cm/min=14.01cm/s

管道流动雷诺数R

为

=11.2

﹤2300，可见油液在管道内流态为层流，其沿程阻力系数

=6.70。

进油管道BC的沿程压力损失△P

为

△P

=6.70×

=0.01×10

查得换向阀4WE6E50/AG24的压力损失△P

=0.05×10

忽略油液通过管接头﹑油路板等处的局部压力损失，则进油路总压力损失△P

为

△P

=△P

+△P

=0.01×10

+0.05×10

=0.06×10

2）工作进给时回油路的压力损失。

由于选用单活塞杆液压缸，且液压缸有杆腔的工作面积的二分之一，则回油管道的流量为进油管道的二分之一，则

V2=V1/2=7㎝/s

Re2=V2d/v=7×1.2/1.5=5.6

λ2=75/Re2=75/6.488=13.39

回油管道的沿程压力损失ΔP2-1为

ΔP2-1=λlpv2/2d=13.39×2/1.2×10-2×920×0.072=5030pa

查产品样本知换向阀3WE6A50/AG24的压力损失ΔP2-2=0.025×106pa,换向阀4WE6E50/AG24的压力损失ΔP2-3=0.025×106pa，调速阀2FRM5-20/6的压力损失ΔP2-4=0.5×106pa。

回油路总压力损失ΔP2为

ΔP2=ΔP2-1+ΔP2-2+ΔP2-3+ΔP2-4=（0.00503+0.025+0.025+0.5）×106=0.555×106pa

3）变量泵出口处的压力PP

PP=（F/η㎝+A2ΔP1）/A1+ΔP1=（31100/0.95+40.05×10-4×0.6×106）/78.54×10-4+0.06×106=4.53×106

4）快进时的压力损失。

快进时液压缸为差动连接，自汇流点A至液压缸进油口C之间的管路AC中，流量为液压泵出口流量的两倍即45L/min，AC段管路的沿程压力损失ΔP1-1为

V1=q/（πd2/4）=4×45×103/（3.14×1.22×60）=663㎝/s

Re1=v1d/v=663×1.2/1.

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