1、液壓系統設計課程設計液壓系統設計課程設計液壓系統設計課程 設計說明書課題名稱：鉆鏈專用機床液壓系統設計院系單位：職業技術教育學院指導老師：馮志君時間：2015年12月17號目錄一液壓課程設計任務書1二液 壓系統的設計與計算 2 1 .對工作液壓缸進行工況分析 2 2 .對 夾緊液壓缸進行工況分析 3 3.繪制工作液壓缸、夾緊液壓 缸的負載圖和速度圖 4三 擬訂液壓系統原理圖 5 1.調速回 路的選擇52.快速回路的選擇 53.速度換接回路的選擇 5 4.換向回路的選擇 5 5.油源方式的選擇 5 6.夾緊回路的 選擇5 7.動作轉換的控制方式選擇 5 8.液壓基本回路的組 成5四確定執行元件主

2、要參數 7 1.確定液壓缸的內徑 D 和活塞桿直徑d7 2.確定夾緊缸的內徑 D和活塞桿直徑d7 3. 計算工作液壓缸各運動階段的壓力，流量和功率8 4.計算夾緊液壓缸各運動階段的壓力，流量和功率8 5.繪制工作液壓缸、夾緊液壓缸的液壓工況圖9五 確定液壓泵的規格和電動機功率及型號10 1.計算液壓泵的壓力10 2.計算液壓泵 的流量10 3.選用液壓泵規格和型號 10 4.確定電動機功率 及型號10 5.液壓元件及輔助元件的選擇 10 6.油箱容量的確定11 7.液壓元件的選擇以及報價11六 驗算液壓系統性能13 1 .回路壓力損失驗算 13 2.液壓回路的效率15 3.液壓 系統的溫升驗算

3、15七 課程設計小結16八 參考文獻17液 壓課程設計任務書（一）設計題目 設計題目題目：鉆鏈專用機床液壓系統設計 設計鉆鏈專用機床液壓系統，其工作循環：定位-夾緊-快進-工進-死擋鐵停留-工作臺快退-停止-拔銷松開等自動循環， 采用平導軌。設計參數見表1,其中：工作臺液壓缸負載力（KN）:FL夾緊液壓缸負移動件重力（KN ）:GC工作臺液壓缸移動件重力（KN）:G夾緊液壓缸負載力 （KN ）:FC工作臺快進、快退速度 （m/min）:V1=V3 工作臺工進速度（mm/min）:V2 夾緊液壓缸行程 （mm） :LC工作臺液壓缸快進行程（mm）:L1夾緊液壓缸運動時間（s）:tc工作臺液壓缸工

4、進行程（mm）:L2工作臺啟動時間（s）:t=0.5導軌面靜摩擦系數：以s=0.2導軌面動摩擦系數 以d=0.1表1設計參數 FL FC G GC V1 V2 L1 L2 LC tc 6.8 4.8 1.8 6 5.0 32 400 100 22 1（二）設 計內容（1）明確設計要求進行工況分析；（2）確定液壓 系統主要參數；（3）擬定液壓系統原理圖；（4）計算和選擇液 壓件；（5）驗算液壓系統性能；（6）結構設計及繪制零部件工 作圖；（7）編寫技術文件。二液壓系統的設計與計算1.對工作液壓缸進行工況分析 液壓缸負載主要包括：切削阻力，慣性阻力，重力，密封阻力和背壓閥阻力等（1）切削阻力 FQ

5、 FQ=6.8KN （ 2 ）,摩擦阻力 FJ , FD FJ=FF XUS=180OX 0.2=160N FD=FFX Ud=1800 X0.1=180N 式 中:FF 運動部件作用在導軌上的法向力US 靜摩擦系數Ud動摩擦系數（3）慣性阻力 FG=G A v/g 口 t=1800>5/（9.8 >0,5 >60）=30.6N式中：g重力加速度 G運動部件重力A v-在t時間內變化值 A L啟動加速度或減速制動時間（4）重力F:因運動部件是水平位置，故重力在水平方向的分力為零。（5）密封阻力FM 一般按經驗取FM=0,1F總（F為總負 載）。本例中按F除以0.9計算。（6）

6、背壓阻力 這是液壓缸回油路上的阻力，初算時， 其數值待系統確定以后才可以定下來。根據以上分析，可以計算由工作液壓缸各動作中的負載 見表2:工況 計算公式 液壓缸的負載N啟動 FQ=FJ + FMFQ=360/0.9=400 加速 FJ=FD + FG+ FM FJ= ( 180+30.6) /0.9=234 快進 FK=FD + FM FK=180/0.9=200 工進 FG=FQ + FD+ FM FG=(6800+180)/0.9=7755.56 快退 FK=FD + FM FK=180/0.9=200 (7)負載圖與速度圖快進 工進 快退2 .對夾緊液壓缸進行工況分析同理，夾緊缸負載主要

7、包括：夾緊力，慣性阻力，摩擦力等(1)夾緊力FQ FQ=4.8KN (2), 摩擦阻力 FJ , FDFJ=FFX US=600(K 0.2=1200NFD=FFX Ud=6000X0.1=600N 式中：FF 運動部件作用在導軌 上的法向力 US 靜摩擦系數Ud動摩擦系數 (3)慣性阻力 FG=G Av/(g- 0 t=6000X22X10-3/ (9.8 >1) =13.47N 式 中：g重力加速度 G運動部件重力A v-在t時間內變化值Al啟動加速度或減速制動時間(4)密封阻力 FM 一般按經驗取FM=0.1F總(F為總負載)。本例中按F除以0.9計算。(5)背壓阻力 這是液壓缸回

8、油路上的阻力，初算時， 其數值待系統確定以后才可以定下來。根據以上分析，可以計算由夾緊液壓缸各動作中的負載 見表3:工況 計算公式 液壓缸的負載N啟動 FQ=FJ + FM FQ=1200/0.9=1333 力口速 FJ=FD+FG+FM FJ= (600+13.47) /0.9=682 快進 FK=FD + FM FK=600/0.9=667 夾緊 FG=FQ + FJ+FM FG= (4800+1200) /0.9=6667 快退 FK=FD + FMFK=600/0.9=667 3.繪制工作液壓缸、夾緊液壓缸的負載圖和速度圖 根據以上表2, 3數值，繪制由工作液壓缸、夾緊 液壓缸的負載圖

9、和轉速圖，這樣便于計算分析液壓系統。負載圖及轉速圖如圖1、2:圖1液壓缸負載圖 圖2液壓缸轉速圖 三 擬訂液壓系統 原理圖1.調速回路的選擇 根據液壓系統要求是進給速度 平穩，孔鉆透時不前沖，可選用調速閥的進口節流調速回路， 由口加背壓。2 .快速回路的選擇 根據設計要求v快進=5m/min,v快退 =5m/min,而盡量采用較小規格的液壓泵，可以選擇差動連接 回路。3 .速度換接回路的選擇根據設計要求，速度換接要平穩可靠，另外是專業設備，所以可采用行程閥的速度換接回 路。若采用電磁閥的速度換接回路，調節行程比較方便，閥的 安裝也較容易，但速度換接的平穩性較差。4 .換向回路的選擇 由速度圖可

10、知，快進時流量不大， 運動部件的重量也較小，在換向方面又無特殊要求，所以可 選擇電磁閥控制的換向回路。為方便連接，選擇三位五通電磁換向閥。5 .油源方式的選擇由設計要求可知，工進時負載大速度較低，而快進、快退時負載較小，速度較高。為節約能源減少發熱。油源宜采用雙泵供油或定量泵供油。選用雙泵供油方式，在快進、快退時，雙泵同時向系統供 油，當轉為共進時，大流量泵通過順序閥卸荷，小流量泵單 獨向系統供油，小泵的供油壓力由溢流閥來調定。若采用限壓定量泵葉片泵油源，此油源無溢流損失，一般 可不裝溢流閥，但有時為了保證液壓安全，仍可在泵的由口 處并聯一個溢流閥起安全作用。6 .夾緊回路的選擇 按夾緊的要求

11、，可選擇單向順序閥 的順序動作回路。通常夾緊缸的工作壓力低于進給缸的工作，并由同一液壓泵供油，所以在夾緊回路中應設減壓閥減壓，同時還需滿足:夾緊時間可調，在進給回路壓力下降時能保持夾緊力，所以 要接入節流閥調速和單向閥保壓。換向閥可連接成斷電夾緊方式，也可以采用帶定位的電磁 換向閥，以免工作時突然斷電而松開。7 .動作轉換的控制方式選擇為了確保夾緊后才進行切削，夾緊與進給的順序動作應采用壓力繼電器控制。當工作進給結束轉為快退時，由于加工零件是通孔，位 置精度不高，轉換控制方式可采用行程開關控制。8 .液壓基本回路的組成將已選擇的液壓回路，組成符合設計要求的液壓系統并繪制液壓系統原理圖。此原理圖

12、除應用了回路原有的元件外，又增加了液壓順序 閥5和單向閥等，其目的是防止回路間干擾及連鎖反應。從原理圖中進行簡要分析：1）快進時，閥2左位工作，由于系統壓力低，液控順序閥5關閉，液壓缸有桿腔的回油只能經換向閥2、單向閥4和泵流量合流經單向行程調速閥3中的行程閥進入無桿腔而實現差動快進，顯然不增加閥 5,那么液壓缸回油通過閥 6回 油箱而不能實現差動。2）工進時，系統壓力升高，液控順序閥 5被打開，回油 腔油液經液控順序閥 5和背壓閥6流回油箱，此時，單向閥 4關閉，將進、回油路隔開，使液壓缸實現工進。3）系統組合后，應合理安排幾個測壓點，這些測壓點通 過壓力表開關與壓力表相接，可分別觀察各點的

13、壓力，用于 檢查和調試液壓系統。液壓系統原理圖如圖 3:圖3液壓系統原理圖 四確定執行元件主要參數1.確定液工作壓缸的內徑 D和活塞桿直徑d工作壓力可根據負載 大小及設備類型來初步確定，現參閱表2.1、表2.2,根據F工=7755.56N,選P工=2MPa按P2=0,油缸的機械效率4=1, 將數據代入下式：D= （4F 工/兀氏）1/2 = （4X 7755.56/（兀 X 2m 106=0.070m 根據液壓缸尺寸系列表2-5,將直徑圓整成標準直徑D=80mm根據液壓缸快進快退速度相等，取 d/D=0.7 ,則活塞桿直徑 d=0.7 X80mm=56mm。按活塞桿系列表 2 6,取d=56m

14、m。根據已取缸徑和活塞桿內徑，計算由液壓缸實際有效工 作面積，無桿腔面積A1和有桿腔面積A2分別為 A1=兀 D2/4=3.14 X 0.082/4=50.24 -4 Xm10 A2=兀(D2-d2 ) /4=3.14 X 0.082-0.0562) /4=25.6 10-4 m2 則液壓缸的實際計 算工作壓力為：P=4F/ 兀 D=4X 7755.56/(兀 X 0.082=1.54MPa 貝U實際選取的 工作壓力P=2MP滿足要求 按最低工作速度驗算液壓缸的 最小穩定速度。若驗算后不能獲得最小的穩定速度是，還需要響應加大液 壓缸的直徑，直至滿足穩定速度為止。一般節流閥的最小穩定流量為50m

15、l/min,該系統最低工作速 度大于 3.2cm/min,故 而 Q/v= ( 50ml/min/3.2cm/min ) X10-4=15.6 10-4 m2由于A>Q/v,所以能滿足最小穩定速度的 要求。2 .確定夾緊液壓缸的內徑 D和活塞桿直徑d根據夾緊液 壓缸的夾緊力=4800N,選夾緊缸工作壓力 =1MPa可以認為 回油壓力為零，夾緊缸的機械效率 n =0.95按式2 1可得：D= (4FJ/ % PJ1/2 = (4X4800/(兀* 106)0.9/2 =0.08m 根 據表2 5取D=80mm根據活塞桿工作受壓，活塞桿直徑適當取大時，活塞桿直徑 d為:d=0.5D=0.5

16、80=40mm 根據表 2.6取d=40mm根據已取缸 徑和活塞桿內徑，計算由液壓缸實際有效工作面積，無桿腔 面積 A1 和有桿腔面積 A2 分別為A1=兀 D2/4=3.14 X 0.082/4=50.24 -4 Xm10 A2=兀(D2-d2 ) /4=3.14 X 0.082-0.042) /4=37.68 10-4 m2 則液壓缸的實際計 算工作壓力為：P=4F/ 兀 D2=4X 4800/ 兀 X 0.082=0.96MPa 則實際選取的工 作壓力P=1MP滿足要求 按最低工作速度驗算液壓缸的最 小穩定速度。若驗算后不能獲得最小的穩定速度是，還需要響應加大液 壓缸的直徑，直至滿足穩定

17、速度為止。一般節流閥的最小穩定流量為50ml/min,該系統最低工作速 度大于 2.2cm/min,故 而 Q/v= ( 50ml/min/2.2cm/min ) X10-4=22.7 10-4 m2由于A>Q/v,所以能滿足最小穩定速度的 要求。3 .計算工作液壓缸各運動階段的壓力，流量和功率 根據上述所確定的工作液壓缸的內徑D=80mm和活塞桿直徑d=56mm,無桿腔面積 A1=50.24 X10-4 m2和有桿腔面積 A2=25.6 X10-4 m2 ,以及差動快進時的壓力損失時 A P=0.5MPa,工進時的背壓力P=0.8MPa，快進快退時是P=0.5MPa,則可以計算由液壓缸

18、各工作階段的壓力，流量和功率如下表4:工況 負載F (N)回油腔壓力 P2 (MPa)進油腔壓力 P1 (MPa)輸入流量 QX10-4 (m3/s)輸由流量 N(Kw)計算公式 快進啟動 400 0.68 P1=(F+A2AP)/ (A1-A2 ) Q=(A1-A2)v快 N=p1Q 快進加速 234 1.114 0.614變化值 變 化值 快進恒速 200 1.10 0.60 2.05 0.123 工 進 7755.56 0.8 1.95 0.0268 0.005 p1=(F + A2P2)/ A1 ; Q=A1vI ; N=p1Q 快 退啟動 400 0.156 p1= (F+A1P2)

19、 / A2 Q=A2v 快N=P1Q 快退加速 234 0.5 1.073變化值 變化值 快退恒速 200 0.5 1.059 2.13 0.226 4.計算夾緊液壓缸各運動階段的壓 力，流量和功率根據上述所確定的夾緊液壓缸的內徑D=80mm和活塞桿直徑d=40mm,無桿腔面積 A1=50.24 M0-4 m2和有桿腔面積 A2=37.68X10-4 m2，以及快進時的壓力損失 時AP=0.5MPa,夾緊時的背壓力 P=0.8MPa,快進快退時是 P=0.5MPa,則可以計算由液壓缸各工作階段的壓力，流量和功率。如下表5:工況 負載F (N)回油腔壓力 P2 (MPa)進油腔壓力 P1 (MP

20、a)輸入流量 QX10-4 (m3/s)輸由流量 N(Kw)計算公式 快進啟動 1333 2.56 P1=(F + A2AP)/ (A1-A2 ) Q=(A1-A2)v夾緊 N=p1Q 快進加速 682 2.09 2.04變化值 變化值 快進恒速 667 2.08 2.03 0.28 0.057 夾緊 6667 0.8 1.93 1.105 0.21 p1=(F +A2P2)/ A1 ; Q=A1vI ; N=p1Q 快退啟動 1333 0.0035 p1= (F + A1P2) / A2 Q=A2v 夾緊、N=P1Q 快退加速 682 0.5 0.0085變化值 變化值 快退恒速 667 0

21、.5 0.0084 0.83 0.007 5、繪制工作液壓缸、夾緊液壓缸的液壓工況圖 根據表4、5可以用坐標法繪制由液壓工況圖工此圖可以直觀看由工作液壓缸、夾緊液壓缸各運動階段的主 要參數變化情況。液壓工況圖如圖4、5:圖4工作液壓缸的液壓工況圖圖5夾緊液壓缸的液壓工況圖 五 確定液壓泵的規格和電動機功率及型號1.計算液壓泵的壓力 液壓泵的工作壓力應當考慮液壓缸最高有效工 作壓力和管路系統的壓力損失。所以泵的工作壓力為：PB=P1+2 A P式中：PB-液壓泵最大工作壓力P1-液壓缸最大有效工作壓力(根據以上計算比較可知，液壓缸最大有效工作壓力P1=1.54MPa)2 A P-管路系統的壓力損

22、失，由于進口節流，由口加背壓閥的調速方式，復雜系統取0.51.5 MPa,取2 A P=1MPaPB= P1 +2 A P= 1.54MPa+1MPa=2.54MPa上述計算所得的PB是系統的靜態壓力，考慮到系統在各 種工況的過渡階段由現的動態壓力往往超過靜態壓力，另外 考慮到一定的壓力儲蓄量，提高泵的壽命，所以選泵的額定 壓力應滿足 P額=1.251.6P泵。本系統為中低壓系統應取小值，故取 P額=1.25 PB=3.18MPa 2.計算液壓泵的流量 液壓泵的最大流量 q泵 應為QB>K3q)max 式中：(E q)max-同時動作各液壓缸所需流量之和的最大值K-系統的泄露系數，一般取

23、 K=1.11.3,現取K=1.2OQB=K(Eq)max=1.2 x 2.13=2.6 X41m3/s 3.選用液壓泵規 格和型號 根據P額=3.18MPa、QB=2.6X 10-4 m3/s值查閱有 關手冊，選用 YB1-16型單級葉片泵。該泵的基本參數為：排量16mL/r ,額定壓力 P額=6.3MPa,電動機轉速960r/min,驅 動功率2.2KW ,容積效率 n c=0.9總效率 4=0.84 .確定電動機功率及型號由工況圖可知，液壓缸最大輸入功率在快退階段，可按此階段估算電動機功率，由于工 況圖中壓力值不包括由泵到液壓缸這段管路的壓力損失，在 快退時這段管路的壓力損失若取AP=0

24、.2MPa,液壓泵總效率n =0.7則電機功率ND為：ND= PBQB/4 =3.18 X 106X 2.6-47018=1.03 KW 查閱電動 機樣本，選用 Y132S-6電動機，具額定功率為 3KW,額定 轉速為960r/min。5 .液壓元件及輔助元件的選擇(1)液壓元件的選擇根據所擬訂的液壓原理圖，進行計算和分析通過各液壓元件的 最大流量和最高工作壓力選擇液壓元件規格。(2)油管的計算和選擇油管內徑尺寸一般可參照選用的液壓元件接口尺寸而定，也可以按管路允許流速進行計 算，流量Q=30 L/min ,壓油管的允許流速取 v=4 m/s則壓油 管內徑d為:d=(4q/ Ttv) /2 =

25、4X30X40/ (3.14 *>60) 1/2 X102=1.2cm 可選內徑為d=11mm的油管。流量Q=12 l/min ,吸油管的允許流速取 v=1.5m/s則吸油 管內徑d為：d=(4q/ 兀 v) 1/2 =4 X 他乂 3014 X.5 60) 1/2 102=1.3cm 可選內徑為d=12mm的油管。關于定位夾緊油路的管徑，可按元件接口尺寸選擇。6.油箱容量的確定該方案為低壓系統(P七.液壓閥的選擇以及報價根據液壓閥在系統中的最高工作壓力和通 過該閥的最大流量，可選由閥的型號和規格。所有閥的額定壓力都為 6.3MPa,具體型號及規格如下圖所 示。液壓元件規格、型號以及報價

26、如表6序號 元件名稱 通過的最大實際流量q/L/min規格 報價(元) 備注 型號 額 定/最大流量 額定壓力1定量葉片泵 YB1-16 16 6.3 125無錫溫納自動化科技有限公司2三位五通電磁換向閥7035DF3 -E10B 80 6.3 55寧波開靈氣動元件制造有限公司3電磁調速閥若驗算后與原估算值相差較大，就要進行修改。壓力算由后，可以確定液壓泵各運動階段的輸生壓力機奧 些元件調整壓力的參考值。具體計算可將液壓系統按工作階段進行，例如快進，工 進，快退等，按這些階段，將管路劃分成各條油流進液壓缸， 而后液壓油從液壓缸流回油箱的路線的管路，則每條管路的 壓力損失可由下式計算：式中：莫工

27、作階段總的壓力損失；一一液壓油沿等徑直管進入液壓缸沿程壓力損失值之和；一一液壓油沿等徑直管從液壓缸流回油箱的沿程壓力損失值之和；一一液壓油進入液壓缸所經過液壓閥以外的各局部的壓力損失值之總和，例 如液壓油流進彎頭，變徑等；一一液壓油從液壓缸流回油箱所經過的除液壓閥之外的各個局部壓力損失之總和； 一一液壓油進入液壓缸時所經過各閥類元件的局部壓力損 失總和； 一一液壓油從液壓缸流回油箱所經過各閥類元件 局部壓力損失總和；一一液壓油進入液壓缸時液壓缸的面積；一一液壓油流回油箱時液壓缸的面積。和的計算方法是先用雷諾數判別流態，然后用相應的壓 力損失公式來計算，計算時必須事先知道管長 L及管內徑d, 由

28、于管長要在液壓配管設計好后才能確定。所以下面只能假設一個數值進行計算。和是指管路彎管、變徑接頭等，局部壓力損失可按下式： 式中一一局部阻力系數（可由有關液壓傳動設計手冊查 得）；一一液壓油的密度 一一液壓油的平均速度 此項計算 也要在配管裝置設計好后才能進行。及是各閥的局部壓力損失，可按下列公式：式中一一液壓閥產品樣本上列由的額定流量時局部壓力損 失；q 一一通過液壓閥的實際流量；一一通過液壓閥的額定流量。另外若用差動連接快進時，管路總的壓力損失應按下式 計算：式中一一AB段總的壓力損失，它包括沿程、局部及控制閥 的壓力損失； 一一BC段總的壓力損失，它包括沿程、局部 及控制閥的壓力損失；一一

29、BD段總的壓力損失，它包括沿程、局部及控制閥的壓力損失；一一大腔液壓缸面積； 一一小腔液壓缸面積。現已知該液壓系統的進、回油管長度均為 1m,吸油管內 徑為，壓油管內徑為，局部壓力損失按進行估算，選用L-HL32 液壓油，其油溫為時的運動粘度，油的密度。按上述計算方法，得由各工作階段壓力損失數值經計算后見表7快進時（MPa）工進時（MPa）快退時（MPa）沿程損失 0.65 忽略不計 0.76閥件局部損失三位五通電磁閥0.08忽略不計0.25單向行程調速閥（行程閥）0.56單向行程調速閥（調速閥）0.5單向行程調速閥（單向閥） 0.44單向閥0.74背壓閥0.41總損失2.03 091 1.4

30、5隨后計算由液壓泵 各運動階段的輸由壓力，計算公式及計算數值見表8所示。計算公式 液壓泵輸由壓力（Pa） 快進時P快進 =400/（0.005024-0.00256）+2.03 106X=2.19 X06 工進時 P 工 進=7755.56/0.005024+0.91 106 =2.45 M06 快退時 P 快退 =200/0.00256+1.45 106 =1.53 X06液壓泵在各階段的輸由 壓力，是限壓變量葉片泵和順序閥調壓時的參考數據，在調 壓時應當符合下面要求：其中一一限定壓力 一一快進時泵的壓力一一順序閥調定壓力 一一工進時泵的壓力 從上述驗算表明，無須修改原設 計。2.液壓回路的

31、效率 在各工作階段中，工進所占的時間較 長。所以液壓回路的效率按工進時為計算。刀 回 二p缸 q 缸 /p 泵 q 泵 =1.54 X06 >0.0268 10-4/（2.45 106 >0.0268 10-4） = 0.63 3 .液 壓系統的溫升驗算在整個循環中，由于工作液壓缸在工進階段所占時間最長，所以考慮工進時的溫升。另外，變量葉片泵隨著壓力的增加，泄漏也增加，功率損 失由增加，效率也很低。此時泵的效率 。p 泵=2.45 ¥06Pa, q 泵 I=1.61 10-4m3/min 貝U有：N 泵入=N泵由/刀回=p泵q泵I/刀回 =2.45 X106X1.61 10-4/（0.031 60） =212W=0.212KW H 發熱=N 泵 入（1-刀系統）=N泵入（1-刀泵刀回刀工） =0.212 卷 1-0.031 063 ®.9） =0.208KW 式中 N 泵入