1、液壓與氣壓傳動課程設計學號 姓名 年級專業 指導教師： 2012年6月內容：設計計算說明書 1份 頁 液壓系統原理圖 1張目錄第一章課程設計任務書1一、課程設計題目1二、 課程設計的目的和要求1三、課程設計內容和教師參數（各人所取參數應有不同）1四、 設計參考資料1五、課程設計任務2六、工作進度計劃2第二章負載分析3一、工作負載3二、慣性負載3三、阻力負載、3四、液壓缸各階段負載4第三章負載圖和速度圖的繪制5一、負載圖5二、速度圖5第四章液壓缸主要參數的確定7一、工作壓力P1的確定7二、液壓缸的選型7三、液壓缸的主要尺寸確定8四、主液壓缸參數圖10第五章液壓系統圖的擬定12一、液壓回路的選擇1

2、2二、液壓回路的綜合17第六章液壓元件的選擇19一、液壓泵19二、閥類元件及輔助元件21三、油管23四、油箱24第七章液壓系統性能的驗算25一、驗算系統壓力損失25二、油液溫升計算27第八章設計參考資料29第一章 課程設計任務書河海大學機電工程學院2011-2012學年第二學期 液壓與氣壓傳動課程設計任務書6授課班號138101/2 專業年級 2009機自 指導教師 學號姓名 1. 課程設計題目6設計一鉆堂專用機床，加工的工作循環是工件定位、夾緊動力頭快進工進快退工件松開、拔銷。2. 課程設計的目的和要求通過設計液壓傳動系統，使學生獲得獨立設計能力，分析思考能力，全面了解液壓系統的組成原理。明

3、確系統設計要求；分析工況確定主要參數；擬訂液壓系統草圖；選擇液壓元件；驗算系統性能。3. 課程設計內容和教師參數（各人所取參數應有不同）定位夾緊時需流量20L/min，壓力1MPa，加工時最大切削力（軸向）為20*103N，動力頭自重30*103N，工作進給要求能在20120mm/min內進行無級調速，快進、快退的速度均為6m/min，動力頭最大行程為400mm，工進行程100mm，為使工作方便希望動力頭可以手動調整進退動力滑臺采用平導軌。fj=0.2，fd=0.1。4. 設計參考資料（包括課程設計指導書、設計手冊、應用軟件等）l 章宏甲 液壓傳動 機械工業出版社 2006.1l 章宏甲液壓與

4、氣壓傳動機械工業出版社 2005.4l 黎啟柏 液壓元件手冊冶金工業出版社 2002.8l 榆次液壓有限公司 榆次液壓產品 2002.3 5.課程設計任務 明確系統設計要求；分析工況確定主要參數；擬訂液壓系統草圖；選擇液壓元件；驗算系統性能。5.1設計說明書（或報告）分析工況確定主要參數；擬訂液壓系統草圖；選擇液壓元件；驗算系統性能。5.2技術附件（圖紙、源程序、測量記錄、硬件制作） 5.3圖樣、字數要求系統圖一張（3號圖），設計說明書一份（20003000字）。6. 工作進度計劃起止日期工作安排完成情況12分析工況確定主要參數34擬訂液壓系統草圖56選擇液壓元件；驗算系統性能7答辯，交卷第二

5、章 負載分析一、工作負載由設計任務書可知，鉆鏜專用機床工作負載為加工時最大切削力（軸向），為Ft=20000N。二、慣性負載 公式： 代入數據得三、阻力負載由設計任務書可知，靜摩擦系數為Fj=0.2，動摩擦系數為Fd=0.1.所以可得 靜摩擦力 動摩擦力四、液壓缸各階段負載工況負載組成負載值F推力起動F=Ffs60006666.7加速F=Ffd+Fm4530.65034快進F=Ffd30003333.3工進F=Ffd+Ft2300025555.6快退F=Ffd30003333.3注：1、液壓缸機械效率取=0.9。.2、不考慮動力滑臺顛覆力矩的作用第三章 負載圖和速度圖的繪制一、負載圖負載圖按上

6、表數值繪制,如下圖（1）所示。圖（1） 負載圖二、速度圖由設計任務書可知：快進v1=6m/min，工進v2=20120mm/min，快退v3=6m/min。快進行程L1=300mm，工進行程L2=100mm，快退行程 L3=L1+L2=400mm。按已知數值繪制速度圖，如下圖（2）所示。圖（2） 速度圖第四章 液壓缸主要參數的確定一、工作壓力P1的確定工作壓力P1可以根據負載的大小以及主機的類型來初步確定。由表11-2和11-3可知，鉆鏜專用機床液壓系統在最大負載為25555.6N時取P1=4MPa。表11-1 按負載選擇工作壓力負載/KN<5510102020303050>50工

7、作壓力/MPa<0.811.522.533445表11-3各種機械常用的系統工作壓力機械類型機床農業機械小型工程機械建筑機械液壓鑿巖機液壓機大中型挖掘機重型機械起重運輸機械磨床組合機床龍門刨床拉床工作壓力/MPa0.82352881010182032 二、液壓缸的選型鑒于動力頭要求快進、快退速度相等，這里液壓缸可以選用單桿式的，并在快進時作差動連接。三、液壓缸的主要尺寸確定1、進給油缸因為液壓缸選用單桿式的，所以液壓缸無桿腔工作面積A1應為有桿腔工作面積A2的兩倍，即活塞桿直徑d與缸筒直徑D呈d=0.707D的關系。在工作時，液壓缸回油路上必須具有背壓P2，以防突然前沖。根據現代機械設計

8、手冊中推薦數值，可取P2=0.8MPa。快進時雖然作差動連接，但由于油管中有壓降存在，有桿無桿腔壓力必須大于有桿腔，估算時可取=0.5MPa。快退時回油腔中是有背壓的，這時候P2按0.6MPa估算。則 則活塞直徑 按GB/T-2001取標準值得。由此求得液壓缸兩腔的實際有效面積：無桿腔： 有桿腔： 實際工作壓力為：，即選取工作壓力4MPa滿足要求。經檢驗，活塞桿的強度和穩定性均符合要求。主液壓缸參數圖根據上述D與d的值，可以估算液壓缸在各個工作階段中的壓力、流量和功率，如下表所示：工況推力回油腔壓力 P2/MPa進油腔壓力 P1/MPa輸入流量 q/L/min輸入功率P/kw計算公式快進差動起

9、動6666.701.73/加速 52341.83/恒速3333.31.3923.10.535工進25555.60.83.660.390.024 快退起動6666.701.67/加速 52340.62.44/恒速3333.32.01240.8 2、定位、夾緊油缸由設計任務書可知，液壓系統由一個定位油缸和夾緊油缸完成定位和夾緊動作，工作壓力為1MPa，定位夾緊時流量20L/min。因為設計任務書未提供夾緊完成時間和行程等信息，所以根據經驗取定位夾緊1S內完成且行程均為50mm。所以v夾=3m/min .從安全角度考慮，取從有桿腔進油進行計算：由公式 d=0.707D可得 D=130.33mm d=

10、92.14mm當按GB/T2348-2001將這些直徑圓整成就近標準值時得：D=125mm d=90mm第五章 液壓系統圖的擬定一、液壓回路的選擇1、供油方式從工況圖可以清楚看出，在工作循環內，液壓缸要求油源提供快進、快退行程的低壓大流量和工進行程的高壓小流量的油液。最大流量與最小流量之比約為61；其相應的時間之比:這表明在一個工作循環中的大部分時間都處于高壓小流量工作。從提高系統效率、節省能量角度來看，選用單定量泵油源顯然是不合理的，為此可選用雙聯葉片泵作為油源。如下圖所示：2.調速回路的選擇：由于鉆鏜類專用機床的液壓系統中，進給速度的控制一般采用節流閥或者調速閥。根據專用機床工作時對低速性

11、能和速度負載特性都有一定要求的特點，決定采用限壓式變量泵和調速閥組成的容積節流調速。這種調速回路具有效率高，發熱小和速度剛性好的特點，并且調速閥裝在回油路上，具有承受負載切削力的能力。如下圖所示：3、夾緊回路的選擇采用二位四通電磁閥來控制夾緊、松開換向動作。為實現夾緊時間可調節和當進油路壓力瞬間下降時仍然保持夾緊力，接入節流閥調速和單向閥保壓。為了達到定位、夾緊時的工作壓力和保持夾緊力的穩定，在該回路中裝有減壓閥。4、定位液壓缸與夾緊缸的順序動作回路選擇定位液壓缸和夾緊液壓缸之間的動作順序采用順序閥來完成，并采用壓力繼電器發出電信號啟動主液壓缸工作。如下圖所示：5、速度換接方式的選擇本設計采用

12、電磁閥速度換接方式，他的特點是結構簡單、調節行程方便，閥的安裝也容易。6、 雙泵的卸荷回路：7. 快速運動回路 采用差動連接和雙泵供油方式。二、液壓回路的綜合最后將所選擇的液壓回路組合起來，既得液壓系統原理圖。1、 為了保證定位、夾緊油缸可靠的工作，在進油路上加一個減壓閥7，保證可靠的夾緊。2、 為了防止主油路壓力波動時，減壓閥7后的油液倒流，在減壓閥7前增加一個單向閥8。3、 為保證定位液壓缸和夾緊液壓缸之間的動作平穩可靠，所以在回油路上增加一個節流閥。4、 為了防止動力頭將孔鉆通后突然前沖，在進給液壓缸的回油路上增加一單向閥，起被壓作用。5、 將雙泵的卸荷回路改為由先導溢流閥和電磁換向閥（

13、電磁換向閥接先導溢流閥的遠控口）組成的卸荷回路。經過上述的完善、改進，整理后的液壓系統如下：第六章 液壓元件的選擇一、液壓泵1、泵的工作壓力的確定 Pp液壓泵最大工作壓力；P1執行元件最大工作壓力； 進油管路中的壓力損失，初算時簡單系統可取0.20.5MPa，復雜系統取0.51.5MPa，本設計取0.5MPa。 液壓缸在整個工作過程中最大工作壓力為3.66MPa,進油路中壓力損失為0.5MPa，壓力繼電器調整壓力高出系統最高壓力0.5MPa。則小流量泵的最大工作壓力為 大流量泵是在快速運動時才向液壓缸輸油的，又因為快退時液壓缸中的工作壓力比快進時大，如取快進油路上的壓力損失為0.5MPa，剛大

14、流量泵的最高工作壓力為2、泵的流量確定兩個液壓泵應向液壓缸提供的最大流量為24L/min（進給液壓缸參數圖），若回路中的泄漏按液壓缸輸入流量的10%估計，剛兩個泵的總流量為。由于溢流閥的最小穩定溢流量為3L/min，而工進時輸入液壓缸的流量為0.39L/min，由小流量泵單獨供油，所以小液壓泵的流量規格最少應為3.5L/min。根據以上壓力和流量的數值查閱產品樣本，最后確定選取PV2R12-6/26型的雙聯葉片泵，其小泵和大泵的排量分別為6ml/r和26mL/r，若取液壓泵的容積效率為，剛當泵的轉速時，液壓泵的實際輸出流量為由于液壓缸在快退時輸入的功率最大，這時液壓泵工作壓力為2.01MPa、

15、流量為27.07L/min。取泵的總效率為，剛液壓泵驅動電機所需的功率為根據此數據按JB/T9616-1999,查閱電動機產品樣本選取Y100L-6型電動機，其額定功率為轉速。 二、閥類元件及輔助元件根據閥類元件及輔助元件所在油路的最大工作壓力和通過該元件的最大實際流量，可以選出這些液壓元件及規格見下表。序號元件名稱額定流量L/min額定壓力MPa額定壓降/MPa型號、規格生產廠家1濾油器6316<0.02XU-63×80-J無錫液壓件廠2型雙聯葉片泵(6+26)16/14_PV2R12-6/263先導溢流閥6316YF3-E10B上海高行液壓件廠4單向閥6316<0.2

16、AF3-E10B上海高行液壓件廠5先導溢流閥6316YF3-E10B上海高行液壓件廠6電磁換向閥6316<0.5DSG-01-3C2A-D2450榆次油研液壓有限公司7減壓閥6316<0.2DR10DP2-40/150北京華德液壓件廠8單向閥6316<0.2AF3-E10B上海高行液壓件廠9二位四通閥6316<0.5DSG-01-3C2A-D24-50榆次油研液壓有限公司10單向順序閥6316<0.2AXF3-E10B11壓力繼電器-10HED1kA/10天津液壓件廠12調速閥4016/14QF3-E-6CB南通液壓件廠13單向閥6316<0.2AF3-E1

17、0B生產廠家14二位五通電磁換向閥6316<0.5DSG-01-3C2A-D24-50無錫液壓件廠15二位三通電磁換向閥6316<0.5DSG-01-3C2A-D24-50榆次油研液壓有限公司16節流閥2510016.5<0.2MK6G1.2杭州精工液壓有限公司17電磁換向閥6316<0.5DSG-01-3C2A-D2450榆次油研液壓有限公司（三）油管各元件間連接管道的規格按元件接口處尺寸決定，液壓缸進、出油管剛按輸入、排出的最大流量計算。由于液壓泵具體選定之后液壓缸在各個階段的進、出流量已與原定數值不同，所以要重新計算如下表所示。表中數值說明，液壓缸快進、快退速度與

18、設計要求相近。這表明所選液壓泵的型號、規格是適宜的。表6液壓缸的進、出流量和運動速度流量、速度快進工進快退輸入流量排出流量運動速度根據上表數值，當油液在壓力管中流速取3m/min時，算得與液壓缸無桿腔和有桿腔的油管內徑分別為 這兩根油管都按GB/T2351-2005選用外徑ø18mm、內徑ø15mm的無縫鋼管。四、油箱液壓油箱有效容量按泵的流量的5-7倍來確定。當取7倍時，算的其容積為V=7*27.1L=189.7L。按GB/T7938-1999規定，取標準值容量為250L的油箱。第七章 液壓系統性能的驗算一、驗算系統壓力損失由于系統的管路布置尚未具體確定，整個系統的壓力損

19、失無法全面計算，故只能估算閥類元件的壓力損失，待設計好管路布局后，加上管路的沿程損失和局部損失即可。但對于中小型液壓系統，管路的壓力損失甚微，可以不予考慮。壓力損失的驗算應按一個工作循環中不同階段分別進行。1、快進滑臺快進時，液壓缸差動連接，進油路上油液通過單向閥4的流量是27.1L/min，通過換向閥14的流量為27.1L/min,然后與液壓缸有桿腔回油匯合，以43.9L/min進入無桿腔。因此進油路上的總壓降為：回油路上，液壓缸中有桿腔中的油液通過換向閥16的流量都是22.4 L/min，然后與液壓泵的供油合并，流入無桿腔。由此可以計算出快進時有桿腔壓力P2與無桿腔壓力P1之差：此值小于原估計值0.5MPa，所以是偏安全的。2、工進工