[毕业设计精品]液压传动课程设计专用机床液压系统.doc

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1、 学生课程设计说明书题 目： 液压传动课程设计 专用机床液压系统 学生姓名： 学 号：9 所在院(系)： 机电工程学院 专 业： 机械设计制造及其自动化 班 级： 2004级机制一班 指 导 教 师： 职称： 副教授 二七年十二月三十一日 摘 要 现代机械一般多是机械、电气、液压三者紧密联系，结合的一个综合体。液压传动与机械传动、电气传动并列为三大传统形式，液压传动系统的设计在现代机械的设计工作中占有重要的地位。因此，液压传动课程是工科机械类各专业都开设的一门重要课程。它既是一门理论课，也与生产实际有着密切的联系。为了学好这样一门重要课程，除了在教学中系统讲授以外，还应设置课程设计教学环节，使

2、学生理论联系实际，掌握液压传动系统设计的技能和方法。液压传动课程设计的目的主要有以下几点： 1、综合运用液压传动课程及其他有关先修课程的理论知识和生产实际只是，进行液压传动设计实践，是理论知识和生产实践机密结合起来，从而使这些知识得到进一步的巩固、加深提高和扩展。 2、在设计实践中学习和掌握通用液压元件，尤其是各类标准元件的选用原则和回路的组合方法，培养设计技能，提高学生分析和嫁接生产实际问题的能力，为今后的设计工作打下良好的基础。 3、通过设计，学生应在计算、绘图、运用和熟悉设计资料（包括设计手册、产品样本、标准和规范）以及进行估算方面得到实际训练。关键词 现代机械，液压传动系统，液压传动课

3、程设计。目 录摘 要1 液压传动课程设计 22 负载与运动分析 33确定液压系统主要参数631初选液压缸工作压力 632计算液压缸主要尺寸 64 拟定液压系统原理图 1041选择基本回路 1042组成液压系统 125 计算和选择液压件 1451确定液压泵的规格 1452 确定电动机功 1553 确定其它元件及辅件 156验算液压系统性能 1961验算系统压力损失 19 62验算系统发热与温升24参考文献26致 谢 27 1 液压传动设计题目：在某专用机床上有一夹紧进给液压系统，完成工件的先夹紧后、后进给任务，工作原理如下：夹紧油缸：快进 慢进 达到夹紧力后启动进给油缸工作进给油缸：快进 慢进

4、达到进给终点 快速退回夹紧油缸快速退回。夹紧缸快进速度：0.07m/s夹紧缸慢进速度：10mm/s最大夹紧力：30KN 进给油缸快进速度：0.2m/s进给油缸慢进速度：0.02m/s最大切削力：110KN进给工作部件总质量：夹紧缸行程：用行程开关调节（最大250mm）进给缸行程：用行程开关调节（最大1000mm）2 负载与运动分析已知最大夹紧力为30KN，则夹紧油缸工作负载，液压缸的机械效率取，则推力，由于夹紧工作工作部件总质量很小，可以忽略。则惯性负载，阻力负载。夹紧缸快进、快退速度：= =0.07m/s，夹紧缸慢进速度：=10mm/s。夹紧缸行程：用行程开关调节最大250mm已知最大切削力

5、为110KN，则进给油缸工作负载。 由式 式（21）式（21）中 工作部件总质量快进或快退速度运动的加速、减速时间求得： 惯性负载 阻力负载： 静摩擦阻力 动摩擦阻力 液压缸的机械效率取，则推力。进给油缸快进、快退速度：=0.2m/s，进给油缸慢进速度：=0.02m/s，进给缸行程：用行程开关调节最大1000mm。综上所诉得出液压缸在各工作阶段的负载表21和表22。表21 夹紧缸各工作阶段的负载F(N)工况负载组合负载值工况负载组合负载值启动0工进30000加速0快退0快进0表22 进给缸各工作阶段的负载F(N)工况负载组合负载值工况负载组合负载值启动196工进110098加速198快退98快

6、进98根据液压缸在上述各阶段内的负载和运动时间，即可绘制出负载图F-l和速度图-l，如图2-1，图2-2所示。 夹紧缸负载图F-l 进给缸负载图F-l 图2-1 夹紧缸速度图-l 进给缸速度图-l 图2 - 2 3 确定液压系统主要参数3.1初选液压缸工作压力根据系统中夹紧油缸工作最大负载为，在工进时负载最大，在其它工况负载很小参考表3-1，初选液压缸的工作压力p1=4MPa。进给油缸工作最大负载为，在工进时负载最大，在其它工况负载较小，参考表3-1，初选液压缸的工作压力p1=8MPa。3.2计算液压缸主要尺寸鉴于液压缸快进和快退速度相等，这里的液压缸可选用单活塞杆式即液压缸有（A1=2A2）

7、。工进时为防止冲击现象，液压缸的回油腔应有背压，参考表机械设计手册选用有杆腔回油路直接油缸，背压可忽略不计，选此背压为p2=0MPa。无杆腔回油路带调速阀的系统，这时参考机械设计手册可选取背压为p2=0.5MPa。由 ， 式（3-1）在式（3-1）中 、分别为缸的工作压力、回油路背压、分别为缸的无杆腔工作面积、有杆腔工作面积缸的工作负载液压缸的机械效率，取再根据 ， 得 计算得：夹紧油缸无杆腔工作面积，进给油缸无杆腔工作面积 ，由 得，夹紧油缸活塞直径，进给油缸活塞直径，由 得，。参考，圆整后取标准数值，得夹紧缸，进给缸，。 由，求得液压缸两腔的实际有效面积为夹紧缸两腔的实际有效面积为，进给缸

8、两腔的实际有效面积为，经检验，参考机械设计手册，活塞杆强度和稳定性均符合要求。根据计算出的液压缸的尺寸，可估算出液压缸在工作循环中各阶段的压力、流量和功率，如表32和表33所列，由此绘制的液压缸工况图如图3-1，图3-2所示 进给缸的工况图图3-1 夹紧缸的工况图图3-2表3-1按工作压力选取d/D工作压力/MPa5.05.07.07.0d/D0.50.550.620.700.7表32夹紧缸在各阶段的压力、流量和功率值夹紧缸工况推力F0/N回油腔压力p2/MPa进油腔压力p1/MPa输入流量q10-3/m3/s输入功率P/KW计算公式快进00.287夹紧3889004.080.0817快退0.

9、50.2683表33进给缸在各阶段的压力、流量和功率值进给缸工况推力F0/N回油腔压力p2/MPa进油腔压力p1/MPa输入流量q10-3/m3/s输入功率P/KW计算公式快进启动217.800.289加速2200.789恒速108.90.65090.480.98工进12233108.0618.22.4快退启动218.70.50.285加速2201.28恒速108.91.13692.562.31注： 快退时，液压缸有杆腔进油，压力为p1，无杆腔回油，压力为p2。 4 拟定液压系统原理图4.1选择基本回路4.1.1 选择调速回路 由图3-1可知，机床液压系统功率与运动速度，工作负载为阻力负载且工

10、作中变化小，故可选用进口节流调速回路。由于系统选用节流调速方式，系统必然为开式循环系统。4.1.2 选择油源形式 从工况图可以清楚看出，在工作中两个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。夹紧系统中最大流量与最小流量之比，而在进给系统中最大流量与最小流量之比。在工作前可根据加工需要夹紧和进给最大行程可以随时调节。根据该机床工作原理，则系统两个油缸可公用一个泵，为此可选用限压式变量泵或叶片泵作为油源。且两者都能实现系统功能，从要求压力较高、系统效率、经济适用的角度来看，最后确定选用双作用叶片泵方案。4.1.3 选择快速运动和换向回路考虑系统流量较大，系统中选用电

11、磁换向阀换向回路，控制进油方向选用三位四通电液换向阀，控制液压缸选用三位四通电液换向阀，如图4-1所示。 图4-14.1.4 选择速度换接回路 系统由快进转为工进时，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。为了给进给缸快退发出信号，由于最大行程可以随时调节，则需要设置一个行程开关。为了便于进给缸动作完成后系统能自动为夹紧缸发出快退信息，在进给缸旁设置一个压力继电器。如图4-2所示。 图4-24.1.5 选择进油调压回路 在双缸利用一个双作用叶片泵供油，根据本机床工作原理和工作参数可知两个油缸不是同时进行工作且两个油缸所需要的供油压力不同。需要设置简单的调压，即在进给系统和夹紧系统

12、中各设置一个溢流阀调节压力。如图4-3所示。 图4-34. 2组成液压系统将上面选出的液压基本回路组合在一起，并经修改和完善，就可得到完整的液压系统工作原理图，如图4-4所示。在图4-4中，为了避免机床夹紧工作停止后，夹紧油缸回路中无法保持夹紧力，图中在夹紧缸旁添置了蓄能器。图4-4表4-1系统的动作循环表运动名称信号来源电磁铁工作状态液压元件工作状态1YA2YA3YA4YA5YA6YA7YA阀2阀3a阀3b阀4阀7夹紧缸快进起动按钮+-+-左位中位左位右位右位夹紧过程压下行程开关10a+-+-左位进给缸快进压力继电器15a -+-右位左位中位进给缸工进压下行程开关10b-+-+左位进给缸快退

13、压下行程开关10c-+-+-右位右位夹紧缸快退压力继电器15b+-+-左位中位右位右位5 计算和选择液压件5.1确定液压泵的规格5.1.1 计算液压泵的最大工作压力由表21和表22可知，进给缸在工进时工作压力最大，最大工作压力为p1=8.09MPa，如在调速阀进口节流调速回路中，选取进油路上的总压力损失p=0.6MPa，考虑到压力继电器的可靠动作要求压差Dpe=0.5MPa，则泵的最高工作压力估算为由式 式（5-1）在式（5-1）中 最高工作压力 最大工作压力总压力损失动作要求压差5.1.2 计算液压泵的流量由表32和表33可知，油源向进给缸输入的最大流量为1.13610-3 m3/s ，若取

14、回路泄漏系数K=1.1， 由式 式（5-2）式（5-2）中 缸最大的流量回路泄漏系数 输入的最大流量。则泵提供油缸最大的流量为考虑到溢流阀的最小稳定流量为3L/min，则泵的总流量，根据以上压力和流量的数值查阅产品样本，最后确定选取型叶片泵，排量为。若取液压泵的容积效率为，则当泵的转速时：液压泵的实际输出流量为：。5.2确定电动机功率由表32和表33可知，进给油缸工进时输入功率最大，这时液压泵最大工作压力为9.42MPa，若取液压泵总效率p=0.8，由式 式（5-3）式（5-3）中 电动机功率， 工作压力，工作流量 ，液压泵总效率。这时液压泵的驱动电动机功率为 ，根据此数值查阅产品样本，选用规

15、格相的Y225M6型电动机，其额定功率为30KW，额定转速为980r/min。5.3确定其它元件及辅件5.3.1 确定阀类元件及辅件根据系统的最高工作压力和通过各阀类元件及辅件的实际流量，查阅产品样本，选出的阀类元件和辅件规格如表51所列。表51液压元件规格及型号序号元件名称估计通过的最大流量q/L/min规格型号额定流量qn/L/min额定压力Pn/MPa额定压降Pn/MPa1双作用叶片泵119.95142三位四通电液换向阀120160250.53a三位四通电液换向阀250300250.5b三位四通电液换向阀451604行程阀200.0750160.55调速阀66单向阀100.27二位二通电

16、磁换向阀12010000/600.2120.58调速阀2050169单向阀60125250.3510行程开关11溢流阀19.9250100.512溢流阀119.95250100.513滤油器120160320.3514单向阀120125250.3515压力继电器1016液控单向阀1040250.3517蓄能器105.3.2 确定油管各元件间连接管道的规格按元件接口处尺寸决定，由于液压缸在实际快进、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，与原定数值不同，重新计算的结果如表52所列。由表52可以看出，液压缸在各阶段的实际运动速度符合设计要求。 表52各工况实际运动速度、时间和

17、流量参 数快进工进快退夹紧缸输入流量排除流量运动速度进给缸输入流量排除流量运动速度根据表52数值，系统中当油液在压力管中流速取由式计算得各液压缸系统中相连的油管内径分别为 由于两根管道内径差别大，则不统一选取。查阅产品样本，选出夹紧缸系统中选用外径、厚度1.6mm的钢管，进给缸系统中选用外径、厚度3mm的无缝钢管。5.3.3确定油箱油箱的容量按式估算，其中为经验系数，低压系统，=24；中压系统，=57；高压系统，=612。由式 式（5-4）式（5-4）中 油箱的容量 经验系数最大工作流量现取，得：按规定，取标准值。6 验算液压系统性能6.1验算系统压力损失由于系统管路布置尚未确定，整个系统的压

18、力损失无法全面估算，所以只能估算阀类元件压力损失，待设计好管路布局图后，加上管路的沿程损失和局部损失即可。但对于中小型液压系统，管路压力损失可以不考虑。压力损失的验算应按一个工作中不同阶段分别进行。 6.1.1夹紧缸系统的验算1）快进快进时，液压缸通过电液换向阀连接。在进油路上，油液通过单向阀10、通过电液换向阀7、再通过电液换向阀2、通过行程阀3的流量都为，然后进入液压缸无杆腔。由式 式（6-1）式（6-1）中 总压力总损失元件压力损失实际通过流量额定通过最大流量在进油路上，由式（6-1）得压力总损失为此值不大，不会影响提供液压缸所需压力。在回油路上，无腔杆中油液通过通过单向阀10流量为，流

19、入回油箱。在回油路上，由式（6-1）计算压力损失为此值不大，不会影响提供液压缸系统。2）夹紧夹紧过程，在进油路上，油液通过单向阀10、通过电液换向阀7、再通过电液换向阀2的流量都为、调速阀4进入液压缸无杆腔，在调速阀4处的压力损失为0.5MPa。在回油路上，油液通过电液换向阀7返回油箱。若忽略管路的沿程压力损失和局部压力损失，则在进油路上由式（6-1）计算总的压力损失为在回油路上由式（6-1）计算总的压力损失为该值微略大于液压缸的回油腔压力p2=0MPa，可见此值与初算时选取的背压值基本相符。按表32的公式重新计算液压缸的工作压力为此值与表32数值很接近。考虑到压力继电器的可靠动作要求压差Dp

20、e=0.5MPa，故由式（5-1）溢流阀的调压应为3）快退滑台快退时，在进油路上，油液通过单向阀10、电液换向阀7、电液换向阀10的流量都为，然后进入液压缸有杆腔。在回油路上，油液通过单向阀5、液控单向阀2和电液换向阀1流量都为，返回油箱。在进油路上由式（6-1）总的压力损失为此值较小，因此液压泵的驱动电动机的功率是足够的。在回油路由式（6-1）上总的压力损失为该值小于表32液压缸的回油腔压力p2=0.5MPa，但由于机床夹紧缸系统中冲击很小，再参考表52中的速度数据则不会影响系统安全。6.1.2进给缸系统的验算（1）快进快进时，液压缸通过电液换向阀连接。在进油路上，油液通过单向阀14、通过电

21、液换向阀2、再通过电液换向阀3a、通过二位二通电磁换向阀7的流量都为，然后进入液压缸无杆腔。在进油路上，压力总损失失 此值不大，再参考表52中的速度数据，不会太影响提供液压缸所需压力和速度。在回油路上，无腔杆中油液通过通过单向阀3a流量为，流入回油箱。在回油路上，压力损失为此值不大，再参考表52中的速度数据，不会太影响提供液压缸所需压力和速度（2）工进夹紧过程，在进油路上，油液通过单向阀14、通过电液换向阀2、再通过电液换向阀3a的流量都为是、调速阀8进入液压缸无杆腔，在调速阀8处的压力损失为0.5MPa。在回油路上，油液通过电液换向阀3a返回油箱。若忽略管路的沿程压力损失和局部压力损失，则在

22、进油路上总的压力损失为此值略大于估计值0.5MPa但基本相符。在回油路上总的压力损失为该值微略大于液压缸的回油腔压力p2=0MPa，可见此值与初算时选取的背压值基本相符。按表33的公式重新计算液压缸的工作压力为此值与表33数值很接近。考虑到压力继电器的可靠动作要求压差Dpe=0.5MPa，故溢流阀12的调压应为：此值是调整溢流阀12的调整压力的主要参考数据。（3）快退滑台快退时，在进油路上，油液通过单向阀14、电液换向阀2、电液换向阀3a的流量都为，然后进入液压缸有杆腔。在回油路上，油液通过单向阀9和电液换向阀3a流量都为，返回油箱。在进油路上为总的压力损失此值远小于估计值，因此液压泵的驱动电

23、动机的功率是足够的。在回油路上总的压力损失为该值小于表33液压缸的回油腔压力p2=0.5MPa，但由于机床夹紧缸系统中冲击很小，则不会影响系统安全。6.2验算系统发热与温升系统工进在整个工作循环中占90%以上，所以系统的发热与温升可按工进工况来计算。根据机床工作原理夹紧缸和进给缸不会同时工作，则分别计算。由式 式（6-2）式（6-2）中 输出功率，工作负载，工作速度对于夹紧缸工进时液压系统的有效功率即系统的输出功率由式（6-2）为在工进时，系统流量通过溢流阀11来控制，由式（5-3）泵的总输出功率为由此可计算出系统的发热功率为按式计算工进时系统中的油液温升，即设环境温T2=25C，则油液温升近

24、似值 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。对于进给缸由式（6-2）工进时液压系统的有效功率即系统的输出功率为：在工进时，由式（5-3）系统流量通过溢流阀11来控制，泵的总输出功率为由此可计算出系统的发热功率为：按式计算工进时系统中的油液温升，即设环境温T2=25C，则油液温升近似值 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。参 考 文 献1 王积伟，黄谊，章宏甲液压传动 M北京：机械工业出版社，20062 张利平液压传动系统及设计 M北京：化学工业出版社，20053 雷天觉，新编液压工程手册 M北京：北京理工大学出版社，19984 路甬祥，液压气动技术手册 M北京：机械工业出版社，20025 成大先，机械设计手册 M北京：化学工业出版社，20026 王春行，液压控制系统 M北京：机械工业出版社，20027 李状云，液压元件与系统 M北京：机械工业出版社，2002致 谢感谢陈永强老师，谭兴强老师在本次课程设计期间给予我的指导和帮助。由于时间和个人能力有限，本设计难免存在缺点和错误，恳请老师批评指正。