液压与气动技术课程设计报告范文.docx

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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）.一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 30mm，工进速度为 0.05m/min ，加速、减速时间

2、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 工况分析首先，根据已知条件，绘制运动部件的速度循环图（图1-1 ）：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Ffsfs G0.2 10002000 NGv100004.2350NFa加速时：惯性负载gt100.260快进时：动摩擦负载Ffdfd G0.1100001000 N工进时：负载F FfdF e100030000 31000N快退时：动摩擦负载Ffdfd G0.1

3、100001000 N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 作外负载（ N)工 作外负载（ N)循环启动 ，加速循环FFfsFa2350工进FFfsFe31000快进FFfd1000快退FFfd1000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、

4、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:.（ 2）调速方式的选择：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

5、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图。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，则小泵的最高工作压力估算为：Pp1p1ppe3.910.60.55.01Mpa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

6、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:Pp2p1p1.40.31.7Mpa（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 10-33m/s,如取回油泄漏系数K=1.1 ，则两个泵的总流量为：qpKq11.1 0.410 326.4L / min考虑到溢流阀的最小稳定流量为3L/min ，工进时的流量为0.79 10-5 m3/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

7、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 qp 2 6720 0.91000 26 7201000 0.9 3.88816.84820.8 L / 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 qp1.7 10620.8 103p600.8 1030.74kwp根据此数值查表，选用规格相近

8、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0.03L/min ，小于本系统工进时的流量0.5 L/min.通过的最大流规格元件名称型号量额定流量额定压力额定压降叶片泵-PV2R12-6/223.888/16.84816-电液换向阀7035DY-100BY1006.30.3行程阀62。 122C-100BH1006.30.3调速阀1Q-6

9、B66.3-单向阀70I-100B1006.30.2单向阀29.3I-100B1006.30.2液控顺序阀28.1XY-63B636.30.3背压阀1B-10B106.3-溢流阀5.1Y-10B106.3-单向阀27.9I-100B1006.30.2滤油器36.6XU-80X200806.30.02压力表开关-K-6B-单向阀70I-100B1006.30.2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，与原数值不同，重新计算的结果如下表：快进工进快退q1=39.3L/minq1=0.47

10、4L/minq1=20.8L/minq2=18.5L/minq2=0.22L/minq2=44.2L/minv1=0.069m/sv2=0.05m/sv3=0.077m/st1=2.17st2=36st3=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 4q 计算得与液压缸无杆腔和有杆腔相连的油管内径分v别为：4q439.310 3314.4mmd60410v4q444.210 3315.3mmd60410v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

11、的容积按式 vqpn 估算，其中 为经验系数，现取 =6 得：.vqpn6(4.3218.72)140L三验算液压系统性能1. 验算系统压力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-42失。现取进回油管道长 l=2m，油液的运动粘度 =110 m/s 。油液的密度 =0.9174 103 kg / m 3（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vd4 44.2 103469Re2010 3110 460也为最大，小于临界雷诺数（2000

12、），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7575 dv 和油液在管道内Re4q的流速 v4q2同时代入沿程压力损失计算公式，并将数据代入得：dp14 75 vl q4 75 0.9174 1031 1042 q2d 42(20 10 3)40.5478q在管道结构未确定的情况下，管道的局部压力损失p0.1 p1阀类元件的局部压力损失可根据下式计算：q 2pvpn( ).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：pli0.5478108q0.03588Mpap i0.1 pli0.00

13、3588 Mpapvi0.2 (16.848 )20.3 ( 20.8) 20.3( 39.3)2 0.06499 Mpa100100100pip iplipvi 0.0035880.035880.06499 0.1045Mpa在回油路上，压力损失为：pl 00.5478108q0.01689Mpap00.1 pli0.001689 Mpapv00.2 (18.5 )20.3 (18.5 ) 20.3 ( 39.3 )2 0.06345 Mpa100100100p0p0pp0.01689 0.001689 0.06345 0.08203 Mpal 0v0将回油路上的压力损失折算到进油路上去，便

14、可得到差动快速运动时的总的压力损失为：p0.10450.0820344.70.143Mpa952. 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：pipvi 0.3 (0.474) 20.5 0.5Mpa100此值略小于估计值。在回油路上的总压力损失为：p00.22)20.6 0.3 (0.2216.84820.61Mpapv0 0.3 ()10063.该值即为液压缸的回油腔压力p2=0.61Mpa，此值与初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 0P2 A2

15、34444 0.61 10644.7104p1463.91Mpap 1A95 1010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：pp1p1pipe3.910.50.54.91Mpa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：pp 0.2 (16.848220.8)20.019Mpa)0.3 (ivi100100此值远小于估计值，因此液压泵的驱动电机的功率是足够的。在回油路上总的压力损失为：p044.2)20.3 (44.220.2 (44.220.137Mpapv 0 0.2

16、 ()100100100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：pp 2p1pi1.40.0191.42Mpa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：.p2ppn ( q )20.3 (16.848 )20.02146Mpaqn63液压系统的总输入功率即为液压泵的输入功率pp1qp14.911063.88810 30.214610616.84810 3pp 2qp26060pr0.8p405.2w液压系统的输出有

17、效功率即为液压缸的输出有效功率pcFV 2310000.056025.8w由此计算出系统的发热功率为：H p rpc 405.225.8379.4w按式HH379.4T0.065K 3 V 214.4 CKA0.065 15 3 1402其中传热系数K15W/(m2C )设环境温度 T 225 C ，则热平衡温度为：T1 T2T 2514.4T155 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

18、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 。.根据以上条件来求液压缸的相关尺寸：1. 液压缸内径：d2D4F / pm(1p2(12 ) / p)D431000 /31060.95 (1 0.5 0.72 )30.123(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

19、压缸的最小稳定速度，由 A minQ min / v min0.051000 / 510(cm2 )式中： Q min 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(D 2d 2 ) / 4(1252902 ) / 4 59( cm2 )即 AA min ，可得液压缸能达到所需低速。3. 液压缸的壁厚和外径的计算：pD / 2液压缸壁厚（ m）D液压缸内径 ( m)p试验压力，一般取最大工作压力的（1.25 1.5 ）倍- 缸筒材料的许用应力。取为铸钢=110Mpa求得：1.5 31000 12

20、5/(2 110106)26mm故液压缸外径 D1 D+2 =125+52=177mm.4. 液压缸工作行程的确定需根据执行机构来确定，故这里不做讨论。5. 计算在各工作阶段液压缸所需的流量Q(快进）d2v( 快进 ) =0.0924.2 / 4 26.7( L / min)Q(工进）D 2v( 工进 ) =0.12520.05 / 40.61(L / min)Q(快退）（ D 2d2）v(快进 ) =（0.12520.092） 4.2 / 4 24.8( L / min)2. 由以上液压缸的基本尺寸， 就可以选择相配套的液压元件， 这里不做讨论。3 液压缸装配图如附图所示。参考文献1 雷天党 . 新编液压工程手册 M. 北京；北京理工大学出版社19982 路甬祥 . 液压与气动技术手册 M. 北京；机械工业出版社 20023 章宏甲 . 液压与气压传动 M. 北京；机械工业出版社 20034 林建亚，何存兴 . 液压元件 M. 北京；机械工业出版社 19885 从庄远，刘震北 . 液压技术基本理论 M. 哈尔滨；哈尔滨工业大学出版社 1989单纯的课本内容，并不能满足学生的需要，通过补充，达到内容的完善教育之通病是教用脑的人不用手，不教用手的人用脑，所以一无所能。教育革命的对策是手脑联盟，结果是手与脑的力量都可以大到不可思议。.