液压与气动技术课程设计范文教材

1、天津广播电视大学 机械设计制造及其自动化专业（本科） 液压气动控制技术 课程设计 题 目 液压气动控制技术 姓名 学号 办学单位 日 期 2014 年 12 月 20 日 目录 一 液压系统原理图设计计算 2 二计算和选择液压件 7 三验算液压系统性能 12 四、 液压缸的设计计算 14 参考文献 16 任务书（附页） 液压系统原理图设计计算 技术参数和设计要求 设计一台卧式单面多轴钻孔组合机床动力滑台的液压系统，其工作循环 是：快进工进快退停止。主要参数：轴向切削力为30000N，移动部件 总重力为 10000N，快进行程为 150mm，快进与快退速度均为 4.2m/min。工进 行程为 3

2、0mm，工进速度为 0.05m/min，加速、减速时间均为 0.2s，利用平导 轨，静摩擦系数为 0.2，动摩擦系数为 0.1。要求活塞杆固定，油缸与工作台 联接。设计该组合机床的液压传动系统。 一 工况分析 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 Ffs fs G 0.2 1000 2000N Fa G v 10000 4 .3250N 加速时： 惯性负载 g t 10 0.2 60 快进时： 动摩擦负载 Ffd fd G 0.1 10000 1000N 工进时： 负载 F Ffd F e 1000 3

3、0000 31000N 快退时：动摩擦负载 Ffdfd G 0.1 10000 1000N 其中， Ffs为静摩擦负载， Ffd 为动摩擦负载， F 为液压缸所受外加负载， Fa为 运动部件速度变化时的惯性负载， Fe 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 F FfsFa 2350 工进 FFfsFe 31000 快进 F Ffd 1000 快退 F Ffd 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

4、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 : 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

5、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 液压系统原理图见附图 二计算和选择液压件 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 P=0.6Mpa ， 考 虑 到 压 力 继 电 器 的 可 靠 动 作 要 求 压 差 Pe=0.5Mpa，则小泵的最高工

6、作压力估算为： Pp1 p1p pe 3.91 0.6 0.5 5.01Mpa 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 P=0.3Mpa，则大流量泵的最高工作压力估算为 : Pp2 p1p 1.4 0.3 1.7Mpa （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： qp Kq1 1.1 0.4 10 3 26.4L / min 考虑到溢流阀的最小

7、稳定流量为 3L/min ，工进时的流量为 0.7910-5m3/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 v=0.8，这时液压泵的实际输出流量为： qp qp1 qp2 6 720 0.9 1000 26 720 1000 0.9 3

8、.888 16.848 20.8L / min 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p=0.8，这时液压泵的驱动电机功率为： pp qp 0.74kw 1.7 106 20.8 10 3 60 0.8 103 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 0.03

9、L/min ，小于本系统工进时的流量 0.5 L/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

10、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 10 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.

11、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： d 4qv 计算得与液压缸无杆腔和有杆腔相连的油管内径分 别为： 3 103 14.4mm 3 103 15.3mm 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 vqpn 估算，其中 为经验系数，现取 11 =6 得： vqpn 6 （4.32 18.72） 140L 三验算液压系统性能 1.验算系统压力

12、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 =110-4m2/s。油液 的密度=0.9174103 kg / 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 3 469 vd 4 44.2 10 Re 3 4 60 20 10 1 10 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

13、R75e 754qdv 和油液在管道内 的流速 v 4q2 同时代入沿程压力损失计算公式，并将数据代入得： d p1 4 75 vl 2 d 4 4 75 0.9174 103 1 10 4 2 2 (20 10 3)4 0.5478q 在管道结构未确定的情况下，管道的局部压力损失 p 0.1 p1 阀类元件的局部压力损失可根据下式计算： pvpn( q ) qn 12 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： pli 0.5478 108 q 0.03588Mpa p i 0.1 pli 0.003588 Mpa 16.848 220.8 2

14、39.3 2 pvi 0.2 ()2 0.3 ( )2 0.3 ()2 0.06499 Mpa 100100 100 pip iplipvi 0.003588 0.03588 0.06499 0.1045Mpa 在回油路上，压力损失为： pl0 0.5478 108 q 0.01689Mpa p 0 0.1 pli 0.001689 Mpa 18.518.539.3 pv0 0.2 ( )2 0.3 ( )2 0.3 ()2 0.06345 Mpa 100100100 p0p 0pl 0pv0 0.01689 0.001689 0.06345 0.08203 Mpa 将回油路上的压力损失折算到

15、进油路上去， 便可得到差动快速运动时 的总的压力损失为： 44.7 p 0.1045 0.08203 0.143Mpa 95 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： 0.474 pipvi 0.3 ( )2 0.5 0.5Mpa 100 此值略小于估计值。 在回油路上的总压力损失为： 0.22 0.22 16.848 63 p0pv0 0.3 ( )2 0.6 0.3 ()2 0.61Mpa 13 该值即为液压缸的回油腔压力 p2=0.61Mpa，此值与初

16、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： F 0 P2A2 pp1 A1 64 34444 0.61 106 44.7 10 4 95 10 4 106 3.91Mpa 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pe=0.5Mpa，则小流量泵的工作压力为： pp1 p1pi pe 3.91 0.5 0.5 4.91Mpa 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： pipvi 0.2 ( 16.848)2 0.3 (20.8)2 100 100 0.019Mpa 此值远小于估计值，因此液压泵的驱动

17、电机的功率是足够的 在回油路上总的压力损失为： p0pv0 0.2 ( 44.2) 2 0.3 (44.2)2 0.2 (44.2)2 0.137Mpa 100 100 100 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： pp2 p1pi 1.4 0.019 1.42Mpa 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： 14 p2ppn( q )2 0.3 (16.848 )2 0.02146Mpa qn63

18、 液压系统的总输入功率即为液压泵的输入功率 6 3.888 10 3 6 16.848 10 3 4.91 1060.2146 106 pp1qp1 pp2qp2 pr p 60 60 0.8 405.2w 液压系统的输出有效功率即为液压缸的输出有效功率 pc FV 2 31000 0.05 60 25.8w 由此计算出系统的发热功率为： H p r pc 405.2 25.8 379.4w 按式 T KHA H 0.065K 3 V 2 379.4 0.065 15 3 1402 14.4 C 其中传热系数 K 15W /（m2 C） 设环境温度 T2 25C ，则热平衡温度为： T1 T2

19、 T 25 14.4 T1 55 C 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 四液压缸的设计计算 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 p2为 0.5 Mpa 液压缸机械 效率 m 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 15 根据以上条件来求液压缸的相关尺寸： 1. 液压缸内径： D d2 / p m(1 p2(1 Dd2

20、)/ p) 4 31000 / 3 106 0.95 (1 0.5 0.7 2 ) 0.123(m) 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 Amin Q min/ v min 0.05 1000 / 5 10(cm2) 式中： Qmin 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： A (D2 d2)/4(