液 压 与 气 压 传 动 课程设计说明书

液压与气压传动
课程设计说明书
学院：机电工程学院
设计题目：齿轮内孔键槽的简易插床液压系统设计专业班级：机械电子工程2009级1班
学生：
2011年12月
目录
1.工况分析与计算 (2)
1.1 基本结构与动作顺序 (2)
1.2 主要性能参数 (2)
1.3 负载分析 (2)
2.液压系统图的拟定 (3)
2.1 确定液压泵类型及调速方式 (3)
2.2 选用执行元件 (3)
2.3 快速运动回路和速度换接回路 (3)
2.4 换向回路的选择 (3)
2.5 组成液压系统绘原理图 (3)
3.液压元件的计算与选择 (3)
3.1 液压阀及过滤器的选择 (3)
3.2 油管的选择 (4)
3.3 油箱容积的确定 (4)
4.液压缸/集成块/邮箱的结构设计 (4)
4.1 液压系统的参数计算 (4)
4.2 液压泵的参数计算..................................................................7- 4.3 电动机的选择 (7)
4.4 压力损失的验算及泵压力的调整 (8)
4.5 液压系统的发热和温升验算 (10)
5.设计总结 (11)
参考文献 (11)
1 工况分析与计算
1.1 基本结构与动作顺序
齿轮内孔键槽插床主要有工作台、床身、手动夹紧，插刀等组成，加工对象为待加工的齿轮，能实现加工齿轮内孔键槽的功能。

工作循环如下：工件夹紧到工作台 插刀启动→ 快进→ 停止→插刀启动→快退 ，至此循环工作，直至加工出要求的齿轮内孔键槽。

1.2 主要性能参数
(1) 轴向切削力Ft=22000N; (2) 插头质量G=500N ； (3) 加减速时间∆t=0.2s ；
(4) 插刀行程与工件厚度与插刀初始位置与工件距离有关，快进与快退速度均为13m/min ； (6) 插刀要求运动平稳，但可以随时停止运动。

1.3 负载分析
负载分析中，暂不考虑回油腔的背压力，液压缸的密封装置产生的摩擦阻力在机械效率中加以考虑。

因工作部件是卧式放置，插刀下行受重力和摩擦阻力，切削时受切削力和重力 而惯性力 N t
v
m
F m 50150=⨯=∆∆= 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9.0=m η，则液压缸在各工作阶段的总机械负载可以算出，见表一。

表一 液压缸各运动阶段负载表
2 液压系统图的拟定
2.1 确定液压泵类型及调速方式
参考同类组合机床，选用双作用叶片泵双泵供油、调速阀进油节流调速的开式回路，溢流阀作定压阀。

2.2 选用执行元件
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1A 等于有杆面积2A 的两倍。

2.3 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，采用三位四通回路来实现快速运动。

即快进时，差动连接快进，快退是正常速度。

2.4 换向回路的选择
本系统对换向的平稳性没有严格的要求，所以选用电磁换向器的换向回路。

为便于实现差动连接，选用了三位四通换向阀。

2.5 组成液压系统绘原理图
将上述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。

3 液压元件的计算与选择
3.1 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5
6310Pa ，额定流量根据各阀通过的流量，确定为10L/min ，25L/min
和63L/min 三种规格，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。

表三 液压元件明细表
3.2 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、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，其实际流量为泵的额定流量的两倍达32L/min ，则液压缸进、出油管直径d 按产品样本，选用内径为15mm ，外径为19mm 的10号冷拔钢管。

3.3 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=6X16=96L
4 液压缸/集成块/油箱的结构设计
4.1 液压系统的参数计算
(1) 初选液压缸的工作压力参考同类型组合机床，初定液压缸的工作压力为a P P 5
11030⨯=
(2) 确定液压缸的主要结构尺寸
本例要求插刀的快进、快退速度相等，现采用活塞杆固定的单杠式液压缸。

快进时均采用差动联接，并取无杆腔有效面积1A 等于有杆腔有效面积2A 的2倍，即212A A =。

由表一可知最大负载为切削健槽工作阶段的负载F=12777.8N, 按此计算1A 则
251125.7610*30/8.22777/cm p F A === mm cm A D 4.10841
==
π
由此可知活塞杆直径
mm d 6.76=
按GB/T2348—1993将所计算的D 与d 值分别圆整到相近的标准直径，以便采用标准的密封置。

圆整后得
D=110mm d=80cm 按标准直径算出
2215.94984
mm D A ==π
22225.4474)(4
mm d D A =-=
π
(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，
表四 液压缸所需的实际流量、压力和功率
(4) 缸筒壁厚和外套的计算
（一）液压缸的壁厚一般是指钢筒结构中最薄处的厚度。

其值由液压缸的强度条件来确定。

对于薄壁钢筒（D/&≥10） ][2
&σD
p y
≥= 7.34mm 取8mm 式中：D----液压缸直径
y
p -----缸筒试验压力，当液压缸额定工作压力p ≤16Mpa 时。

取p p y 5.1=
(二) 刚的厚度的确定
19.675110
4
433.0][433.0*
2=⨯⨯=≥σY P D t 取15mm
(三) 最小导向长度的确定
当活塞刚外伸时，从活塞支撑中点到缸盖滑动轴承支撑面中点的距离H 称为最小导向长度。

mm D
L H 5.622/11020/1502
20=+=+≥
取H=70mm 综合考虑，取S=200
活塞宽度B: B=(0.6~1.0)D=48mm 杠杆长度l=(0.6~1.0) =380mm (四) 缸筒长度0l =600 mm
（五） 活塞杆强度校核
1）因为活塞杆总行程为200mm,而活塞杆直径为80mm,l/d=2.5<10不需要进行稳定校核 2）缸壁厚度验算
MPa D D D p s n
36/)(35.02
121=-≤σ
（六）液压缸的结构设计
液压缸主要尺寸确定后，就要进行各部分结构设计。

主要包括：缸体与缸盖的连接结构、活塞杆与活塞的连接结构、活塞杆导向部分结构、密封装置、缓冲装置及液压缸的连接结构。

1）缸体与缸盖的连接形式
缸体端部和缸盖的连接形式及工作压力、缸体材料及工作条件等因素有关。

所以选法兰连接。

2）活塞杆与活塞的连接结构 选择螺纹连接
3）活塞杆导向部分的结构，包括活塞杆与端盖、导向套的结构，以及密封防尘紧锁装置。

导向套的结构选择与端盖分开的导向结构。

便于导向套磨损后方便更换。

导向套的位置安装在密封圈的内侧，有利于导向套的润滑。

活塞感触的密封形式选择Y 型。

防尘圈选择毛毡圈。

4）液压缸的缓冲装置
液压缸带动插刀运动时，因为运动件质量较小，运动速度较低，快进则在达到终点前就与工件发生接触，因此前端不采用缓冲装置。

缸体后端采取固定式缓冲装置。

5）液压缸的主要零件材料和技术要求
缸体材料选择QT600-3，表面粗糙度为14.0~2.0μa R 活塞材料选择45钢，活塞外圆柱表面粗糙度为m Ra μ6.1~8.0 活塞杆材料选择HT200，配合表面粗糙度为m Ra μ6.1~8.0 缸盖材料选择45钢，配合表面粗糙度为m Ra μ6.1~8.0 导向套材料选择青铜，导向表面粗糙度m R a μ8.0 4.2 液压泵的参数计算
由表四可切削进阶段液压缸压力最大，若取进油路总压力损失a P p 5105⨯=∆∑，则液压泵 最高工作压力可按式算出
5551510(36.955)1046.910p p p p Pa Pa
=+∑∆+⨯=++⨯=⨯
因此泵的额定压力可取
r p ≥1.25⨯46.9⨯510Pa=59⨯510Pa 。

由表四可知，切削时所需要流量最小是12.348L/min ，设溢流阀最小溢流量为2.5L/min ，则小流量泵的流量应为min /85.2min /)5.2314.01.1(1L L q p =+⨯≥，快进快退时液压缸所需的最大流量是14L/min ，则泵的总流量为min /4.15min /141.11L L q p =⨯=。

即大流量泵的流量
21(15.4 2.85)/min 12.55/min
p p p q q q L L ≥-=-=。

根据上面计算的压力和流量，查产品样本，选用YB-4/12型的双联叶片泵，该泵额定压力为6.3MPa ，额定转速960r/min 。

4.3 电动机的选择
系统为双泵供油系统，其中小泵1的流量s m s m q p /100667.0//104(3
3
3
3
1--⨯=⨯=，大泵流量s m s m q p /102.0/)60/1012(3
3
3
3
1--⨯=⨯=。

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a j P p p 8
1105.6⨯==，查样本可知，小泵的出口压力损失a P p 51105.4⨯=∆，大泵出口到小泵出口的压力损失a P p 5105.12⨯=∆。

于是计算可得小泵的出口压力a p P p 5
11011⨯=（总效率5.01=η），大泵出口压力a p P p 5
2105.12⨯=（总效率5.02=η）。

电动机效率
5353
11
22
11
2
11100.06671012.5100.210()646.740.50.5p p p q p q P W W
ηη--⨯⨯⨯⨯⨯⨯=
+
=+=
(2)快退
类似差动快进分析知：小泵的出口压力a p P p 5
1105.14⨯=（总效率5.01=η；大泵出口压力a p P p 521016⨯=（总效率5.02=η）。

电动机功率 5353
11
22
21
2
14.5100.06671016100.210()0.50.51
821p p p q p q p W
W
ηη--⨯⨯⨯⨯⨯⨯=
+
=+=
综合比较，快退时所需功率最大。

据此查样本选用Y90L-6异步电动机。

表五 Y90L-6异步电动机主要参数
4.4 压力损失的验算及泵压力的调整
(1).压力损失的验算及泵压力的调整
工进时管路中的流量仅为0.314L/min ，因此流速很小，所以沿程压力损失和局部损失都非常小，可以忽略不计。

这时进油路上仅考虑调速阀的压力损失a P p 51105⨯=∆，回油路上只有背压阀的压
力损失，小流量泵的调整压力应等于工进时液压缸的工作压力1p 加上进油路压差1p ∆，并考虑压力继电器动作需要，则
55511510(36.955)1046.910p p p p Pa Pa Pa
=+∆+⨯=++⨯=⨯
即小流量泵的溢流阀12应按此压力调整。

(2)．快退时的压力损失验算及大流量泵卸载压力的调整
因快退时，液压缸无杆腔的回游量是进油量的两倍，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：快退时进油管和回油管长度均为l=1.8m ，油管直径m d 3
1015-⨯=，通过的流量为进油路
33110267.0min /6m L q -⨯==，回油路s m L q /10534.0min /32332-⨯==。

液压系统选用N32
号液压油，考虑最低工作温度为15摄氏度，由手册查出此时油的运动粘度s cm st v /5.15.12
==，油
的密度3/900m kg =ρ，液压系统元件采用集成块式的配置形式。

、 式中 v ————平均流速（m/s ） d ————油管内径（m ）
ν————油的运动粘度（2
/cm s ） q ————通过的流量（3
/m s ）
则进油路中液流的雷诺数为
34
13
1.27320.26710Re 1015123001510 1.5--⨯⨯=⨯≈<⨯⨯
回油路中液流的雷诺数为
3
423
1.27320.53410Re 1030223001510 1.5--⨯⨯=⨯≈<⨯⨯
由上可知，进回油路中的流动都是层流。

（3）沿程压力损失2p ∆∑ 可算出进油路和回油路的压力损失。

在进油路上，
3
1226
440.26710/ 1.51/3.141510q v m s m s d π--⨯⨯==≈⨯⨯22
513
16464 1.8900 1.510.5210Re 215115102l pv p Pa Pa d λ-⨯⨯⨯∑∆===⨯⨯⨯⨯
在回油路上，流速为进油路流速的两倍即v=3.02m/s ，则压力损失为
22
523
16464 1.8900 3.02 1.0410Re 230215102l pv p Pa Pa d λ-⨯⨯⨯∑∆===⨯⨯⨯⨯
（4）局部压力损失 由于采用了集成块式的液压装置，所以只考虑阀类元件和集成块内油路的压
力损失。

通过各阀的局部损失计算，结果列于下表
若去集成块进油路的压力损失a j P p 5
1103.0⨯=∆，回油路压力损失为a j P p 5
2105.0⨯=∆，则进油路和回油路总的压力损失为
55111(0.520.820.260.460.3)10 2.3610j p p p p Pa Pa λξ∑∆=∑∆+∑∆+∆=++++⨯=⨯
55212(1.04 1.03 1.030.5)10 3.610j p p p p Pa Pa
λξ∑∆=∑∆+∑∆+∆=+++⨯=⨯
查表一得快退时液压缸负载F=526N ；则快退时液压缸的工作压力为
5441212()/[(526 3.61078.510)/4010]p F p A A Pa --=+∑∆=+⨯⨯⨯⨯
518.3810p Pa =⨯
可算出快退时泵的工作压力为
55511(8.3810 2.3610)10.7410p p p p Pa Pa
=+∑∆=⨯+⨯=⨯
因此，大流量泵卸载阀10的调整压力应大于5
10.7410Pa ⨯
从以上验算结果可以看出，各种工况下的实际压力损失都小于初选的压力损失值，而且比较接近，说明液压系统的油路结构、元件的参数是合理的，满足要求。

4.5 液压系统的发热和温升验算
在整个工作循环中，工进阶段所占用的时间最长，所以系统的发热主要是工进阶段造成的，故按工进工况验算系统温升。

工进时液压泵的输入功率如前面计算
1687P W =
工进时液压缸的输出功率
2(257890.05/60)21.5
P Fv W W ==⨯= 系统总的发热功率φ为：
12(68721.5)665.5
P P W W φ=-=-= 已知油箱容积V=112L, 油箱近似散热面积A 为
21.51m A ===
假定通风良好，取油箱散热系数)/(10152C m kw C T ︒⨯=，可得油液温升为
3
3665.51029.41510 1.51T T C C A φ
--⨯∆==≈︒⨯⨯ 设环境温度C T ︒=252，则热平衡温度为
121=2529.454.4[]55T T T C C C T C +∆=︒+︒==︒≤=︒
所以油箱散热基本可达要求。

5 设计总结
这次液压的课程设计，是我们第一次较全面的运用液压综合知识。

通过这次设计，使得我们对液压基础知识有了一个较为系统全面的认识，加深了对所学知识的理解和运用，讲原来比较抽象的内容实体化，初步培养了我们理论结合实际的设计思想，训练了综合运用相关课程的理论。

结合生产实际分析和解决工程问题的能力，巩固、加深和扩展了有关液压系统设计方面的知识。

通过制定设计方案，合理选择各液压零件类型，正确计算零件的工作能力，以及针对课程设计中出现的内容查阅资料，大大扩展了我们的知识面，培养了我们在本学科方面的兴趣和实际动手能力，对将来我们在工作方面有很大的帮助。

本次课程设计是我们所学知识运用的一次尝试，是我们在液压知识学习方面的一次有意义的实践。

在本次课程设计中，我独立完成了自己的设计任务，通过这次设计，弄懂了一些书本中难以理解的内容，加深了对以前所学知识的巩固。

在设计中，通过老是的指导，使自己在设计思想、设计方法和设计技能等方面都得到了一次良好的训练。

参考文献
1左建民，液压与气压传动，机械工业出版社， 2003
2.液压气压技术速查手册.张利平.化学工业出版社，2007
3.雷天觉.液压工程手册.北京 机械工业出版社， 1990。