1、西安廣播電視大學機械設計制造及其自動化專業（本科）液壓氣動控制技術課程設計題目液壓氣動控制技術姓名學號1061101201705辦學單位西安電大直屬二分校日期2011年12月1日i一.液壓系統原理圖設計計算2二計算和選擇液壓件7三驗算液壓系統性能12四、液壓缸的設計計算14參考文獻16任務書（附頁）一液壓系統原理圖設計計算技術參數和設計要求設計一臺臥式單面多軸鉆孔組合機床動力滑臺的液壓系統，其工作循環是：快進一工進一快退一停止。主要參數：軸向切削力為30000N,移動部件總重力為10000N,快進行程為150mm,快進與快退速度均為4.2m/min。工進行程為30mm,工進速度為0.05m/m

2、in,加速、減速時間均為0.2s，利用平導軌，靜摩擦系數為0.2，動摩擦系數為0.1。要求活塞桿固定，油缸與工作臺聯接。設計該組合機床的液壓傳動系統。一工況分析首先，根據已知條件，繪制運動部件的速度循環圖（圖1-1）：圖1-1速度循環圖其次，計算各階段的外負載并繪制負載圖,根據液壓缸所受外負載情況，進行如下分析：啟動時：靜摩擦負載F打匚G二0.2X1000二2000N加速時：慣性負載F=G宀=gAt1000<010x0.2x60快進時：動摩擦負載Ffd=fd.G二0.1x10000二1000N工進時：負載F二F+F二1000+30000二31000Nfde快退時：動摩擦負載Ffd=fd.

3、G-0.1<10000-1000N其中，Ffs為靜摩擦負載，Ffd為動摩擦負載，F為液壓缸所受外加負載，Fa為運動部件速度變化時的慣性負載，F為工作負載。e根據上述計算結果，列出各工作階段所受外載荷表1-1，如下:表1-1工作循環各階段的外負載工作循環外負載（N）工作循環外負載（N）啟動，加速F二F+Ffa2350工進F二F+Ffe31000快進F=Ffd1000快退F二Ffd1000根據上表繪制出負載循環圖，如圖1-2所示:31000180150F(N)23501000圖1-2負載循環圖二擬定液壓系統原理圖（1）確定供油方式：考慮到該機床在工作進給時負載較大，速度較低。而在快進快退時負

4、載較小、速度較高。從節省能量、減少發熱考慮，泵源系統宜選用雙泵供油。現采用帶壓力反饋的限壓式變量葉片泵。如下圖：在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）速度換接方式的選擇：本系統采用電磁閥的快慢換接回路，它的特點是結構簡單、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，若要提高系統的換接平穩性，貝U可改用行程閥切換的速度換接回路。如

5、下圖所示：1X今er最后把所選擇液壓回路組合起來，即可組合成如附圖所示液壓系統原理圖。液壓系統原理圖見附圖。19二計算和選擇液壓件1. 確定液壓泵的規格和電動機的功率(1) 計算液壓泵的最大工作壓力小流量泵在快進和工進時都向液壓缸供油，由表可知液壓缸在工進時工作壓力最大，最大工作壓力為3,91Mpa,如在調速閥進口節流調速回路中，選取油路上的總壓力損失為工P=0.6Mpa,考慮到壓力繼電器的可靠動作要求壓差Pe=0.5Mpa,則小泵的最高工作壓力估算為：Pp1>p1+Ap+Ape=3.91+0.6+0.5=5.01Mpa大流量泵只在快進和快退時向液壓缸供油，快退時液壓缸的工作壓力為P1=

6、1.4Mpa,比快進時大，考慮到快退時供油不通過調速閥，故其進油路壓力損失比前者小，現取進油路上的總壓力損失工P=0.3Mpa，則大流量泵的最高工作壓力估算為：Pp2>p1+Ap=1.4+0.3=1.7Mpa(2) 計算液壓泵的流量由表可知，油源向液壓缸輸入的最大流量為0.4X10-3m3/s,如取回油泄漏系數K=1.1，則兩個泵的總流量為：qp>Kq1=1.1x0.4x10-3=26.4L/min考慮到溢流閥的最小穩定流量為3L/min,工進時的流量為0.79X10-5m3/s=0.474L/min,則小泵的流量最少應為3.474L/min.(3) 確定液壓泵的規格和電動機的功率

7、根據以上壓力和流量數值，并考慮液壓泵存在容積損失，最后確定選取PV2R12-6/26型葉片泵，其小泵和大泵的排量分別為6mL/r和26mL/r,當液壓泵的轉速Np=720r/min時，其理論流量分別為4.32mL/r和18.72mL/r，若取液壓泵的容積效率為nv=o.8，這時液壓泵的實際輸出流量為：q=q.+q2=6x720x0.9十1000+26x720十pplp21000x0.9二3.888+16.848二20.8L/min由于液壓缸在快退時輸入功率最大，若取液壓泵的容積效率為np=0.8，這時液壓泵的驅動電機功率為：p>昭=17X1°6X竺竺=0.74kwnp60x0.

8、8x103根據此數值查表，選用規格相近的Y160M1-8型電動機，其額定功率為4KW,額度轉速為720r/min。2. 確定其它元件及輔件（1）確定閥類元件及輔件根據系統的最高工作壓力和通過各類閥類元件及輔件的實際流量，查閱手冊，選出的閥類元件和輔件規格如列表所示，其中溢流閥按小泵的額定流量選取，調速閥選用Q-6B型，其最小穩定流量為0.03L/min，小于本系統工進時的流量0.5L/min元件名稱通過的最大流量型號規格額定流量額定壓力額定壓降葉片泵PV2R12-6/223.888/16.84816電液換向閥7035DY-100BY1006.30.3行程閥62。122C-100BH1006.3

9、0.3調速閥<1Q-6B66.3單向閥70I-100B1006.30.2單向閥29.3I-100B1006.30.2液控順序閥28.1XY-63B636.30.3背壓閥<1B-10B106.3溢流閥5.1Y-10B106.3單向閥27.9I-100B1006.30.2濾油器36.6XU-80X200806.30.02壓力表開關K-6B單向閥70I-100B1006.30.2壓力繼電器PF-B8L14(2) 確定油管在選定了液壓泵后，液壓缸在實際快進，工進和快退運動階段的運動速度，時間以及進入和流出液壓缸的流量，與原數值不同，重新計算的結果如下表:快進工進快退q1=39.3L/min

10、q1=0.474L/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，液壓缸在各階段的實際運動速度符合設計要求。按照上表中的數值，取管道內允許速度v=4m/s，由式：d導計算得與液壓缸無桿腔和有桿腔相連的油管內徑分別為:：4q4x39.3x10-360x兀x4x103二14.4mm兀vd二x44.2x10-360x兀x4x103二15.3mm為了統一規格，按手冊查得選取所有管子均為內徑20mm，外徑28mm的10號冷拔鋼

11、管。(3) 確定油箱油箱的容積按式V一°qpn估算，其中a為經驗系數，現取a=6得：v=dq=6x(4.32+18.72)=140Lpn三驗算液壓系統性能1.驗算系統壓力損失由于系統管路布置尚未確定，所以只能估算系統壓力損失，估算時首先確定管道內液體的流動狀態，然后計算各種工況下總的壓力損失。現取進回油管道長l=2m，油液的運動粘度V=1X10-4m2/s。油液的密度p=0.9174X103kg/m3(1)判斷流動狀態在快進工進和快退工況下，進回油管路中所通過的流量以快退時回油流量為最大，此時，油液流動的雷諾數=469vd4x44.2x10-3Re=v60x兀x20x10-3x1x1

12、0-4也為最大，小于臨界雷諾數(2000)，故可推出：各工況下的進回油路中的油液流動狀態全為層流。(2)計算系統壓力損失將層流流動的狀態沿程阻力系數九=旦=d和油液在管道內Re4q4x75pvlq=的流速v喘同時代入沿程壓力損失計算公式，并將數據代入得:4x75x0.9174x103x1x10-4x22x兀x(20x10-3)4=0.5478q在管道結構未確定的情況下，管道的局部壓力損失Ap,=01Ap1閥類元件的局部壓力損失可根據下式計算:qAPv=APn()2滑臺在快進、工進、快退工況下的壓力損失計算如下:1.快進在進油路上，壓力損失分別為:Apli=0.5478x108xq=0.0358

13、8MpaApgi=0.1Ap/i=0.003588Mpa16.84820.839.3Ap=0.2x()2+0.3x()2+0.3x()2=0.06499Mpavi100100100Ap.=工Apgi+工Ap/i+工Apvi=0.003588+0.03588+0.06499=0.1045Mpa在回油路上，壓力損失為:Apl0=0.5478x108xq=0.01689MpaApg0=0.1Apli=0.001689Mpa185185393Ap0=0.2x()2+0.3x()2+0.3x()2=0.06345Mpav0100100100Ap0=工Apg0+工Ap/0+工Apv0=0.01689+0.

14、001689+0.06345=0.08203Mpa將回油路上的壓力損失折算到進油路上去，便可得到差動快速運動時的總的壓力損失為：E447Ap=0.1045+0.08203x話=0.143Mpa2.工進在進油路上，在調速閥處的壓力損失為0.5Mpa,在回油路上，在背壓閥處的壓力損失為0.6Mpa，忽略管路沿程壓力損失和局部壓力損失，則在進油路上總的壓力損失為：EV0.474Ap.=Ap=0.3x()2+0.5=0.5Mpa1vi100此值略小于估計值。在回油路上的總壓力損失為：0.220.22+16.848、Ap0=乙Ap0=0.3x()2+0.6+0.3x()2=0.61Mpa0v010063

15、該值即為液壓缸的回油腔壓力p2=0.61Mpa,此值與初算時選取的背壓值基本相符。重新計算液壓缸的工作壓力為:Ppi_3.91MpaF0+P2A2_34444+0.61x106x44.7x10-4A95x10-4x106此值與前面表中所列數值相符，考慮到壓力繼電器的可靠動作要求壓差Ape=0.5Mpa，則小流量泵的工作壓力為:Pp1_P+Api+Ape_3.91+0.5+0.5_4.91Mpa此值與估算值基本相符，是調整溢流閥的調整壓力的主要參考數據。3.快退在進油路上總的壓力損失為：工Ap._Ap._0.2x(16.848)2+0.3x(竺)2_0.019Mpa1vi100100此值遠小于估

16、計值，因此液壓泵的驅動電機的功率是足夠的。在回油路上總的壓力損失為：EV442442442Ap0丄Ap0_0.2x()2+0.3x()2+0.2x()2_0.137Mpa0v0100100100此值與表中數值基本相符，故不必重算。大流量泵的工作壓力為：pp2_p1+Api_1.4+0.019_1.42Mpa此值是調整液控順序閥的調整壓力的主要參考數據。2.驗算系統發熱與升溫由于工進在整個工作循環中占90%，所以系統的發熱與升溫可按工進工況來算，在工進時，大流量泵的出口壓力即為油液通過液控順序閥的壓力損失：q16848p2=Ap=Apn(±)2=0.3X()2=0.02146Mpa液壓

17、系統的總輸入功率即為液壓泵的輸入功率4.91x106x3.888x10-360+0.2146x106x16.848x10-3600.8二405.2w液壓系統的輸出有效功率即為液壓缸的輸出有效功率p二FV2二31000x0.05十60二25.8wc2由此計算出系統的發熱功率為:H=pp=405.225.8=379.4wc按式AT=KA=379.40.065x15x3140214.4C其中傳熱系數K=15W/(m2C)設環境溫度T2二25C，則熱平衡溫度為:T1二T2+AT二25+14.4<T1二55C油溫在允許范圍內，油箱散熱面積符合要求，不必設置冷卻器。四液壓缸的設計計算1. 液壓缸的主

18、要尺寸的確定(1) 工作壓力p的確定：工作壓力p可根據負載大小及機器的類型來初步確定，現參考相關表取液壓缸的工作壓力為3Mpa。(2) 計算液壓缸內徑D和活塞桿直徑d：由負載圖可知最大負載為31000N，按照相關表可取背壓p為0.5Mpa液壓缸機械2效率耳可取為0.95,考慮到快進快退速度相等，根據相關表m取d/D為0.7。根據以上條件來求液壓缸的相關尺寸:1. 液壓缸內徑："：；4F皿內(1-P2(1-D"P)4x31000/兀x3x106x0.95x(1罟x0.72)=0.123(m)則根據相關表，將液壓缸內徑圓整為標準系列直徑D=125mm。2. 活塞桿直徑d：由d/D=0.7,可求得d=07D，則d=87.5,根據表圓整后取為標準系列直徑d=90mm按最低工進速度驗算液壓缸的最小穩定速度，由A二Q/v二0.05x1000/5二10(cm2)minminmin式中：q是由產品樣本查得最小穩定流量為005L/min。min由于調速閥是安裝在回油路上，故液壓缸節流腔的有效工作面積應選取液壓缸有桿腔