液压与气压传动课程设计说明书doc

1、一、设计题目及其要求1、1题目：设计一台汽车变速箱体孔系镗孔专用组合机床的液压系统。要求该组合机床液压系统要完成的工作循环是：夹具夹紧工件工作台1快进工作台2工进终点停留工作台快退工作台起点停止夹具松开工件。该组合机床运动部件的重量（含工作台基多轴箱）为20000N，快进、快退速度为6m/min，一工进的速度为8001000mm/min，二工进的速度为600800mm/min，工作台的最大行程为500mm，其中工进的总行程为300mm，工进是的最大轴向切削力为20000N，工作台采用山字形平面型组合导轨支撑方式，夹具夹紧缸的夹紧行程为25mm，夹紧力在2000014000N之间可调，夹紧时间不

2、大于一秒钟。依据以上题目完成下列设计任务：1）、完成该液压系统的工况分析，系统计算并最终完成该液压系统工作原理图的工作；2）、根据已完成的液压系统工作原理图选择标准液压元件；3）、对上述液压系统钟的液压缸进行结构设计，完成液压缸的相关计算何部件装配图设计，并对其中的12个非标零件进行零件图设计。1、2明确液压系统设计要求本组合机床用于镗变速箱体上的孔，其动力滑台为卧式布置，工件夹紧及工进拟采用液压传动方式。 表1-1工况行程（mm）速度（m/s）时 间（S）切削负载（N）运动部件重量（N）启动制动时间（S）夹紧250.025120000200000.2快进2000.121工进2000.0151

3、3.32工进1000.0128.6快退5000.15松开250.0251备注：1、根据工进总行程300mm，暂定1工进200mm，2工进100mm。 2、夹紧时间不大于一秒钟，按一秒计算。 3、属于范围数值取中间值。 二、工况分析2、1动力滑台所受负载见表2-1，其中静摩擦负载：0.18×20000N=3600N动摩擦负载：0.12×20000N=2400N惯性负载： 式中 、，分别为静、动摩擦因数，考虑到导轨的形状不利于润滑油的储存，分别取=0.18、=0.12。，启动或者制动前后的速度差，本例中=0.1m/s，启动或者制动时间，取=0.2s 表2-1工况计算公式外负载（

4、N）说明启动·G36001），平均加速度 2），因为第一工进和第二工进之间的速度变化量较小，故不考虑速度换接中的惯性负载。加速·G3420快进·G24001工进224002工进22400反向启动·G3600加速·G3420快退·G24002、2由表1-1和表2-1可分别画出动力滑台速度循环图和负载循环图如图2-1和2-2V m/minn（(=(m/minF /KN 6 1 0.8 0 200 400 500 S(m)t/s 6 图2-1 图2-2 三、确定主要参数 3、1 进给缸参数确定1）组合机床属于半精加工机床，初选系统工作压力为

5、3.5Mpa 为使滑台快进快退的速度相等，并减小液压源的流量，将液压缸的无杆腔为主工作腔，采用差动连接，则液压缸的内径D与活塞杆直径d的关系为D=d。同时为防止滑台进给结束时发生前冲，暂取背压，从而可求液压缸无杆腔的有效面积(取液压缸的机械效率)： =7332.24 液压缸内径： 查表，取标准尺寸系列，D=100mm，则d=70mm。2）按最小工进速度验算进给液压缸的最小稳定速度 由产品样本查得GE系列调速阀的最小稳定流量，则 A>而液压缸节流腔的有效工作面积 可见验算成立，则 3、2 滑台快进时，液压缸为差动连接，故缸的有杆腔压力必大于无杆腔压力，其差值估取为，而启动瞬间液压缸尚未移动

6、，此时=0，另外假定快退时，回路压力损失取为0.7Mpa。 根据上述假定条件，可算出液压缸（进给缸）在各阶段中工作循环的内力，流量及功率值见表3-1 表3-1工作阶段计算公式负载（N）回油腔压力（Mpa）工作腔压力（Mpa）输入流量q（L/s）输入功率快进启动36001.00加速34201.971.47恒速24001.681.180.3850.454工进1工进224000.53.290.1180.3882工进224000.53.290.0940.309反向启动36000.95加速34200.72.28恒速24000.72.010.4010.8043、3夹紧缸 同进给缸，为了减少缸的外形尺寸，采

7、用无杆腔夹紧，从而可求液压缸无杆腔的有效面积：（暂取减压阀的调整压力为3.5Mpa） 夹紧缸的缸筒内径可求 查表，取标准尺寸系列，同时活塞杆直径取50mm，即四、拟定液压系统图4、1调速回路和液压源的形式，由表3-1可看出，所设计的液压系统在快进和快退阶段，所需的压力较低，流量大，且持续的时间短，而系统在两次工作进给时所需压力较高，流量小，持续时间长，为此拟采用限压式变量泵供油和回路用调速阀节流的容积-节流联合调速回路。这样，一方面可保证进给运动的平稳和速度稳定，另一方面可实现流量自适应，减小系统功率损失和发热。4、2油路循环方式，由所选择的回路形式决定为开式 4、3换向及速度换接回路， 为了

8、便于滑台在任意位置停止，使调整方便，同时为了实现差动快进，采用三位五通“O”型机能的电磁换向阀，且用二位二通换向阀与调速阀并联，实现两次进给运动的换接，采用电器行程开关加死挡铁以保证终点转换平稳，可靠，精度高。另外，为了实现终点短暂停留，电器控制回路接时间继电器。4、4压力控制回路 在泵的出口并联一只二位二通换向阀构成卸荷回路，使变量泵在空载下启动，在夹紧回路并接一只蓄能器以保证一定的夹紧力，且可以达到节能的效果，和串接一减压阀是夹紧力可调。 4、5经整理所组成的液压系统原理图如附件所示。 表4-1序号名称通过流量L/min额定流量L/min额定压力Mpa额定压降Mpa型号1过滤器28637&

9、#160;XU-B32×1002液压泵637YBN-B25N-DB3单向阀286370.2AF3-EA10B4二位二通换向阀286370.222F3-E10B5压力表287AF3-EA10B6外控外泄顺序阀<1637XFF3-10B7三位五通换向阀286370.335EF3O-E10B8单向阀637AF3-EA10B9.10调速阀<1670.2QFF3-E10Bb11.12二位二通电磁换向阀2863722EF3-E10B13单向阀7.56370.2AF3-EA10B14蓄能器7HXQ-A1.6D15二位四通电磁换向阀7.563724EF3-E10B16减压阀7.5637J

10、FF3-10B17压力继电器7DP1-63B 说明：为了供货及维护方便，阀类原件选为同一压力和流量（调速阀除外）系列，选用了广州机械研究院的中低压系列液压元件，调速阀的最小稳定流量为0.03L/min,小于系统工进时的流量0.085L/m. 系统原理图五、选择液压元件 5、1 液压泵及其电机 1)、由表3-1可以看出，液压缸的最大工作压力出现在工进阶段，此时缸的输入流量较小，估取进油路的压力损失则液压泵的最大工作压力为： 选泵的额定工作压力： 由泵的最大输入流量（0.401L/s）,取泄露系数K=1.1，则泵的最大供油量 由产品样本，YBNB25NDB型限压式变量泵能满足上述估算出来的压力和流

11、量要求。该泵的压力调节范围为27Mpa，额定转速n=1500r/min，最大排量为25ml/r. 2)、电机的选定，查阅电机产品样本,选Y90S4，其额定功率为1.1KW，额定转速为n=1400r/min.3）、由YBN系列变量泵特性曲线，当P=2Mpa、n=1400时，泵的最大排量为. 4）、由所选定的液压泵及电机参数可得液压进给缸实际进出油量、速度及持续时间，如表4-1 表4-1工作阶段流量L/min速度（m/s）时间（s）无杆腔有杆腔快进1.651工进0.06013.32工进0.0488.6快退4.31 5、2液压控制阀及辅助原件 根据系统工作压力和通过各个液压阀的实际流量，所选原件由附

12、件表所示5、3油管的选择 1)、根据选定液压阀的连接油口尺寸确定管道尺寸 2）、液压缸的进出油管按输入、排出的最大流量计算 由于本液压系统液压缸差动连接快进时，油管内通油量最大，其实际流量为泵此时的两倍之多达57.13L/min,则液压缸进出口油管直径按产品样本，选用内径18mm×2mm(壁厚为2)，同时考虑制造方便，两根管采用同样规格的冷拉管。5、4油箱容积的确定 本系统为中低压系统，液压油箱的有效容量选用为160L的油箱。六、验算液压系统的技术性能6、1验算系统的压力损失及变量泵的调整压力 1)工进时 由已知，工进的管路流量仅为0.094L/s，因此流速非常小，所以沿程压力损失和

13、局部压力损失可以忽略不计，故只考虑调速阀的压力损失，经计算两次工进分别为0.10Mpa和0.15Mpa，故变量泵的调速压力为： 1工进 2工进 2)快进、快退时 按选定的管道内径d=18mm，进回油管道均取，选用LHL32液压油，取油液运动黏度，油液密度因为快退时，液压缸无杆腔的回油量是有杆腔的两倍之多q=54.91L/min,由此，雷诺数： 所以，各工况下的进回油路的液流均为层流。 而相应的沿程阻力系数为 管道中的液流速度 则代入沿程压力损失公式： 因为管道直径尚未确定，由经验公式，局部压力损失： 阀类元件局部压力损失： 由以上三式，快进、快退进回油管道的压力损失如下表：管路压力损失（）快进

14、快退进油0.950.920.0950.0921.641.512.6852.522回油0.480.460.0480.0460.430.390.9580.896 将回油路上的压力损失折算到进油路上，可求得总的压力损失，例如经折算得到快进、快退工况下的总的压力损失为： 快进时： 快退时： 尽管上述计算结果与估取值不同，但不会使系统压力超过系统能达到的最高压力。 6、3 估算系统的效率及温升 1）效率 由表4-1数据知道本液压系统在一次工作循环中两次工进占了79%系统效率、温升及发热可用两次工进时平均值来代表。 第一工进回路效率： 第二工进回路效率： 回路平均效率： 工作进给时，因为回路泄露损失大，此

15、时泵的总效率很低，取，液压缸的总效率取，则液压系统的效率为： 2）第一工进时液压泵的输入功率为： 第二工进时液压泵的输入功率为： 则相应的发热功率为： 所以系统的平均发热功率为： 取散热系数，则温度升高： 取常温，则常温升至： 查表知道，其符合油温的温升值，不需加散热装置。七、课程设计总结 本次课程设计总共历经了两个多星期，其中翻阅资料之多是以往课程设计无法比拟的。纵观以前的设计，从高度上看，可以说是抄的，如减速箱的设计，就好像是所有的框架已经给定你了，而要做的就是添一些修饰成分，仅此而已。这次设计就不同了，题目给定了一条路，再进一步就要自己走下去了，弯的、曲的、直的，试问一名真正的设计人员谁没经历过，设计本来就应该是这样的。 感谢孙明教授对这次设计的帮助和严格要求，他们严谨的治学态度，令我受益匪浅。八、参考文献 1、雷天觉主编 新编液压工程手册 北京：机械工业出版社，1999 2、张利平主编 液压气动系统设计手册 北京：机械工业出版社，1997 3、中国机械设计大典编委会 中国机械设计大典 南昌：江西科学技术出版社，2002 4、吴宗泽、罗圣国主编 机械设计课程设计手册，3版 北京：高等教育出版社