10级车辆2班液压与气压传动课程设计说明书

?液压与气压传动课程设计

卧式单面多轴钻孔 组合机床液压系统

设计说明书

学院：汽车与交通学院 班级：10车辆工程2班 姓名：刘瑞厚 学号：201024151

指导老师：周扬民

目 录

一、设计基本要求 ………………………………………………… 4 1.1主要性能参数 …………………………………………… 4 1.2基本结构与动作顺序 ………………………………………4 二、负载分析 ………………………………………………………4 三、液压系统方案设计 …………………………………………… 5 3.1确定液压泵类型及调速方式 …………………………………5 3.2选用执行元件 …………………………………………………5 3.3快速运动贿赂和速度换接回路…………………………………5 3.4换向回路的选择…………………………………………………5 3.5组成液压系统绘原理图…………………………………………5 四、液压系统的参数计算 ……………………………………………5 （一）液压缸参数计算…………………………………………………5 1.初选液压缸的工作压力…………………………………………5 2.确定液压缸的主要结构尺寸……………………………………5 3.计算液压缸各工作阶段的工作压力、流量和功率……………6 （二）液压泵的参数计算……………………………………………7 （三）电动机的选择…………………………………………………7 1.差动选择…………………………………………………………8 2.工进………………………………………………………………8

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3.快退………………………………………………………………8

五、液压元件的选择 …………………………………………………9 5.1液压阀及过滤器的选择…………………………………………9 5.2油管的选择………………………………………………………9 5.3油箱容积的确定…………………………………………………9 六、验算液压系统性能 ………………………………………………10 （一）压力损失的验算及泵压力的调整……………………………10 1.工进时的压力损失验算及泵压力的调整……………………10 2.快退时的压力损失验算及大流量泵卸载压力的调整…………10 3.局部压力损失…………………………………………………11 （二）液压系统的发热和温升验算………………………………… 11 七、个人总结……………………………………………………………12 八、参考文献……………………………………………………………12

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油压机液压系统设计说明书

一、 设计基本要求

（一）、基本结构与动作顺序

卧式单面多轴组合机床主要由工作台、床身、单面动力滑台、定位夹紧机构等组成，加工对象为铸铁变速箱体，能实现自动定位夹紧、加工等功能。工作循环如下：

工件输送至工作台—自动定位—夹紧—动力滑台快进—工进—快退—夹紧松开—定位退回—工件送出。（其中工作输送系统不考虑） （二）、主要性能参数

1.轴向切削力F1=24000N； 2.滑台移动部件质量m=510kg; 3.加减速时间△t=0.2s；

4.静摩擦系系数fs=0.2,动摩擦系数fd=0.1，采用平导轨; 5.快进行程l1=200mm;工进行程l2=100mm，工进速度30~50mm/min

6.工作台要求运动平稳，但可以随时停止运动，两运动滑台完成各自循环时互不干扰，夹紧可谓并能保证。 二、负载分析

负载分析中，暂不考虑回油腔的被压力，液压缸的密封装置产生摩擦阻力在机械效率中加以考虑。因工作部件是卧式放置，重力的水

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平力为零，这样需要考虑的力有：切削力，导轨摩擦力和惯性力。导轨的正压力等于动力部件的重力，设导轨的静摩擦力Fs，动摩擦力为Fd，则

Fs=fsFN=0.2*15000=3000N Fd=fdFN=0.1*15000=1500N Fm=m*△V/△T=1531N

如果忽略切削力引起的颠覆力矩对导轨摩擦力的影响，并设液压缸的机械效率ηm=0.95，

则液压缸在各工作阶段的总机械负载可以算出，见表1-1.

表1-1 液压缸各运动阶段负载

运动阶段 起动 加速 快进 共进 快退 计算公式 F=Fs/ηm F=（Fm+Fd）/ηm F=Fd/ηm F=（Fl+ Fd）/ηm F= Fd/ηm 机械负载F/N 3157.9N 3190.52N 1578.94N 29674.23N 1578.94N 三、液压系统方案设计

1. 确定液压泵类型及调速方式

参考同类组合机床，选用双叶泵供油·调速阀进油调速的开式回路，溢流阀作定压阀。为防止钻孔通时滑台突然失去负载向前冲，回油路上设置背压阀，初定背压值Pb=0.8MPa

2. 选用执行元件

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因系统动作循环要求正向快进和工作，反向快退，且快进、快退速度相等，因此选用单活塞杆液压缸，快进时差动连接，无杆腔面积A1等于有杆面积A2的两倍。 3.快速运动回路和速度换接回路

根据本例的运动方式和要求，采用差动连接与双泵供油两种快速运动回路来实现快速运动。既快进时，由大小泵同时供油，液压缸实现差动连接。 4.换向回路的选择

本系统对换向的平稳性没有严格的要求，所以选用电磁换向回路。为便于实现差动连接，选用了三位五通换向阀。为提高换向的位置精度，采用死档板和压力继电器的行程终点返程控制 5.组成液压系统绘原理图

将上诉所选定的液压回路进行组合，并根据要求作必要的修改补充，即组成如图所示的液压系统图。为便于观察调整压力，在液压泵的进口处、背压阀和液压缸无杆腔进口处设置测压点，并设置多点压力表，这样只需一个压力表即能观测各点压力。

电磁铁动作顺序

快进 工进 快退 停止

IY + + - - 2Y - - - + 3Y - + - - 5

四、液压系统的参数计算 （一）液压系统的参数计算 1.初选液压缸的工作液压力

参考同类型组合机床，初定液压缸的工作压力为P1=40*105Pa 2确定液压缸的主要结构尺寸

本例要求动力滑台的快进|、快退速度相等，现采用活塞杆固定的单杆式液压缸。快进时采用差动连接，并取无杆腔有效面积A1等于有杆腔有效面积A2的两倍，即A1=2A2，为了防止在钻孔钻通时滑台突然向前冲，在回油路中装有背压阀，按表8-1，初选被压Pb=8*10 5Pa

由表1-1可知最大负载为工进阶段的负载F=29674.23N A1=F／Ｐ１-０.５Ｐｂ＝８.２４ｃｍ2 Ｄ=１０.２４ｃｍ

由A1=2A2可知活塞杆直径 d=0.707D=7.24CM

按国标将所计算的D与d值分别园整到相近的标准直径，以便采用标准的密封转置 D=10cm d=7cm 按标准直径算出 A1=3.14*D2/4=78.5cm2 A2=3.14*（D2-d 2）=40cm 2

按最低工进速度验算液压缸尺寸，查产品样本，调速阀最小稳定流量

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qmin=0.05L/min,因工进速度v=0.05m/min为最小速度，则由式, A≥qmin/ vmin=

本例A1=6.36cm2》10cm2，满足最低速度的要求。

3. 计算液压缸各工作阶段的工作压力、流量和功率

根据液压缸的负载图和速度图以及液压缸的有效面积，可以算出液压缸工作过程各阶段的压力、流量和功率，在计算工进时背压按pb=5x105Pa代入计算公式和计算结果列于下表中。 工作循计算公负载F 环 式 N 1578.94 进油压回油压所需流输入功力pa Pa 9.3105 力pb Pb 量 L/min 率P kw 0.358 差动快Pj= 进 工进 ×11.5×23.1 105 0.942 29674.23 41.9×8×105 105 0.022 快退 1578.94 13.8×5×105 105 24 0.552 （二）液压泵的参数计算

由表二可知工进阶段液压缸压力最大，若取进油路总压力损失∑△p=，压力继电器可靠动作需要压力差为5×105Pa，则液压泵最高工作压力可按式算出

Pp= Pl+∑△p+5×105=（41.9+5+5）×105=51.9×105Pa

因此泵的额定压力可取Pr》（1.1×0.942 +2.5）L/min=3.536L/min,

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快进快退时液压缸所需的最大流量是23L/min，则泵的总流量为qp=1.1×24L/min=26.4L/min,即大流量泵的流量qp2= qp- qp1=(26.4-3.536)=22.86 L/min

根据上面计算的压力和流量，查产品样本，选用YB-E/6型的双联叶片泵，该泵额定压力为16MPa,额定转速1000r/min。 (三)电动机的选择

系统为双泵供油系统，其中小泵1的流量qp1=(4×10-3/60) m3/s=0.0667 ×10-3m3/s,大泵流量q2=(12×10-3/60) m3/s=0.2×10-3 m3/s。差动快进、快退时两个泵同时向系统供油;工进时，小泵向系统供油，大泵卸载。下面分别计算三个阶段所需要的电动机功率P。 1. 差动快进

差动快进时，大泵2的出口压力油经单向阀11后与小泵1汇合，然后经单向阀2，三位五通阀4进入液压缸大腔，大腔的压力P1= Pj=9.3×105Pa，查样本可知，小泵的出口压力损失△p1=9×105Pa，大泵出口到小泵出口的压力损失△p2=9×105Pa，于是计算可得小泵的出口压力Pj1=13.8×105Pa（总效率=0.5），大泵出口压力Pj1=15.3×105Pa（总效率=0.5） 电动机效率 2. 工进

考虑到调速阀所需最小压力差△p1=5×105Pa。压力继电器可靠动作需要压力差△p2=5×105Pa.因此工进时小泵的出口压力Pj1= P1 +

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△p1+△p2=51.9×105Pa。而大泵的卸载压力取Pp2=2×105Pa。（小泵的总效率=0.565，大泵的总效率=0.3）。 电动机效率

3. 快退

类似差动快进分析知:小泵的出口压力pp1=17.2×105Pa（总效率=0.5）；大泵出口压力pp2=18.7×105Pa（总效率=0.5）电动机效率

综合比较，快退时所需功率最大。据此查样本选用Y901-6异步电动机。 功率kw 额定转速电流A r/min 1.1 910 3.15 73.5 25 效率% 净重kg 五、液压元件的选择 1.液压阀及过滤器的选择

根据液压阀在系统中的最高工作压力与通过该阀的最大流量，可选出这些元件的型号及规格。本例中所有阀的额定压力都为63×105Pa，额定流量根据各阀通过的流量，确定为10L/min,25L/min和63L/min，所有元件的规格型号列于表三中，过滤器按液压泵额定流量的两倍选取吸油用线隙式过滤器。 序号 元件名称 最大通过流量型号 /L.min-1

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1 2 3 4 5 6 7 8 9 10 11 12 13 14 15 16 17 18 19 20 2.油管的选择

根据选定的液压阀的连接油口尺寸确定管道尺寸。液压缸的进、

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出油管按输入、排出的最大流量来计算。由于本系统液压缸差动连接快进快退时，油管内通油量最大，选用内经为20mm. 3.油箱容积的确定

中压系统的油箱容积一般取液压泵额定流量的5~7倍，本设计取6倍，故油箱容积为 V=7×23=161L 六、验算液压系统性能

(一).压力损失的验算及泵压力的调查

1.工进时管路中流量仅为0.942L/min因此流量很小，所以沿程损失和局部损失都很小，可忽略不计，这时进油路只考虑调速阀的压力损失△P1=5×105Pa，回油路上只有背压阀的流量损失。小流量泵的调整压力应等于工进时液压泵的工作压力p1加上加上进油路的压差△P1，并考虑压力续电器动作需要，则Pp=P1+△P1+5×105Pa=(41.9+5+5)=51.9×105Pa

2.快退时的压力损失验算及大流量泵卸载压力调整

因快退时，液压缸无杆腔的回油量是进油量的两倍，其压力损失比快进时要大，因此必须计算快退时的进油路与回油路的压力损失，以便确定大流量泵的卸载压力。

已知快退时进油路和回油路油管长度均为L=1.8m，油管直径d=0.02m，通过的流量进油路q1=23L/min=0.384×10-3m3，回油路q2=46L/min==0.768×10-3m3,。液压系统选用N32号液压油，假定最低工作温度为15℃，由手册可得运动的粘度ν

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=1.5st=1.5cm2/s，油的密度ρ=900kg/m3，液压系统元件采用集成块式的配置形式。雷诺数Re=（V×d）/ν,其中V表示平均流速，d表示内径，ν表示粘度。而V=q/A，q表示流量，A表示面积。所以雷诺数Re=（4×q）/（3.14×d×ν）=（1.2732×q）/（d×ν）。

则进油路的雷诺数Re=（1.2732×0.384×10-3×104）/（20×10?-3

×1.5）=163〈2300

回油路雷诺数Re=（1.2732×0.768×10-3×104）/（20×10-3×1.5）=326〈2300

（2）沿程压力损失由公式△Pf=（64×L×ρ×g×V2）/（Re×d

×2g）=（64×L×ρ× V2）/（Re×d2）算的。其中进油路V=

（4q1）/（3.14×d2）=1.22m/s

进油路的压力损失由公式得∑Pf1=0.24×105pa

在回油路，流速为进油路的两倍，即V=2.44m/s。则在回油路的 压力损失∑Pf2=0.47×105 pa （二）液压系统的发热和升温验算

在整个工作循环中，工进阶段占用的时间最长，所以主要大热应该在共进阶段，所以按共进时验算系统的升温。 共进时液压泵的输入功率P1=746w

共进时液压缸的输出功率P2=f×v=29674.23×0.12/60=59.3w 系统的发热效率φ=P1-P2=746-59.3=686.7w=0.6867Kw

已知油箱的容积V=7×23=161L，由公式（9-22）可知散热

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面积为A=0.065 3≈1.92m2

假定通风良好,取油箱散热系数Cr=0.015 Kw/(m2 ·℃) 由公式△T=φ/(Cr×A)=0.6867/(0.015×1.92) ≈23.8℃ 假设环境温度T2=25℃,则平衡温度 T1=T2+△T=25+23.8℃=48.8℃

七、个人总结

通过本次液压课程设计，让我很好的锻炼了理论联系实际，与具体项目、课题相结合开发、设计产品的能力。既让我们懂得了怎样把理论应用于实际，又让我们懂得了在实践中遇到的问题怎样用理论去解决。

回顾起此课程设计，至今我仍感慨颇多，从理论到实践，在这段日子里，可以说得是苦多于甜，但是可以学到很多很多的东西，同时不仅可以巩固了以前所学过的知识，而且学到了很多在书本上所没有学到过的知识。通过这次课程设计使我懂得了理论与实际相结合是很重要的，只有理论知识是远远不够的，只有把所学的理论知识与实践相结合起来，从理论中得出结论，才能真正为社会服务，从而提高自己的实际动手能力和独立思考的能力。在设计的过程中遇到问题，可以说得是困难重重，但可喜的是最终都得到了解决。 同时，我也发现了设计知识上的许多不足并进行了及时补充，学会了如何发现问题、解决问题，学会了如何利用手头的资料进行知识的扩充，学会了团队配合精神。

设计过程中，对团队精神的进行了考察，让我们在合作起来更加

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默契，在成功后一起体会喜悦的心情。果然是团结就是力量，只有互相之间默契融洽的配合才能换来最终完美的结果。

此次设计我明白了思路即出路，有什么不懂不明白的地方要及时请教或上网查询，只要认真钻研，动脑思考，动手实践，就没有弄不懂的知识，收获颇丰。 八、参考文献

1．《液压与气压传动工程手册》.李壮云主编.电子工业出版社.2007

2．《液压与气压传动系统应用与维修》.罗洪波.曹坚主编.北京理工大学出版社.2009

3．《机械制造工艺及设备设计手册》.李云主编.北京.机械工业出版社

4．《液压系统设计图》.周士昌主编.北京.机械工业出版社 5．《机械设计零件手册》.液压分册

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本文来源：https://www.bwwdw.com/article/hz5h.html