液压和气压传动课程设计说明书

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液压与气压传动
课程设计
设计课题：卧式单面多空钻孔机床液压系统的
*名：**
学号：**********
班级：机设071
指导老师: 肖志权
学校：武汉纺织大学
时间: 2010.12—2011.01
目录
课程设计任务.................................................... - 3 -
一、负载分析.................................................... - 4 -
二、液压缸的主要参数确定........................................ - 4 -
1、初选液压缸的工作压力..................................... - 4 -
2、确定液压缸的主要结构尺寸................................. - 5 -
三、液压系统图的拟定............................................ - 6 -
1、液压回路的选择........................................... - 6 -
2、拟定液压系统图........................................... - 7 -
3、电磁铁动作顺序表......................................... - 8 -
四、液压元件的选择.............................................. - 9 -
1、液压泵参数计算........................................... - 9 -
2、电机的选择............................................... - 9 -
3、液压阀及过滤器的选择.................................... - 10 -
4、油管的选择.............................................. - 10 -
5、油箱容积的确定.......................................... - 10 -
五、验算液压系统性能........................................... - 11 -
1、工进时的压力损失验算和小流量泵压力的调整................ - 11 -
2、快退时的压力损失验算和大流量泵卸载压力的调整............ - 11 -
3、液压系统的发热和温升验算................................ - 13 -
六、液压阀块设计............................................... - 14 -
1、液压阀块六个表面的功用：................................ - 14 -
2、阀块设计................................................ - 14 -
七、参考文献................................................... - 15 -
课程设计任务
一、设计课题
设计一台卧式单面多轴钻孔机床的液压传动系统，有三个液压缸，分别完成钻削（快进、工进、快退）、夹紧工件（夹紧、松开）、工件定位（定位、拔销）。

其工作循环为：定位→夹紧→快进→工进→快退→拔销松开。

二、原始数据
1. 主轴数及孔径：主轴 6 根，孔径Φ14mm；
2. 总轴向切削阻力：12400N；
3. 运动部件重量：9800N；
4. 快进、快退速度：5m/min；
5. 工进速度：0.04--0.1m/min；
6. 行程长度：320mm；
7. 导轨形式及摩擦系数：平导轨，f
静=0.2, f
动
=0.1；
8. 加速、减速时间：大于0.2 秒；
9. 夹紧力：5000--6000N
10.夹紧时间：1--2 秒；
11.夹紧液压缸行程长度：16mm。

三、系统设计要求
1.夹紧后在工作中如突然停电时，要保证安全可靠，当主油路压力瞬时下降时，夹紧缸保持夹紧力；
2.快进转工进时要平稳可靠；
3.钻削时速度平稳，不受外载干扰，孔钻透时不前冲。

一、负载分析
负载分析中，暂不考虑回油腔的的背压力，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，重力的水平分力为零，这样需要考虑的力有：切削力，导轨摩擦力和惯性力，导轨的正压力等于动力部件的重力，设导轨的静摩擦力为F fs ,动摩擦力为F fd ,则
N
F f F N F f F N d fd N s fs 98098001.0196098002.0=⨯===⨯==
而惯性力
N
N t g G t m F m 4172.08.960
5
9800=⨯⨯=∆∆⨯=∆∆=υυ
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
95.0=m η，则液压缸在各工作阶段的总机械负载可以算出，如下表：
液压缸各工作阶段负载表 表1
二、液压缸的主要参数确定
1、初选液压缸的工作压力
参考同类型的组合机床，初定液压缸的工作压力为Pa p 511030⨯=。

2、确定液压缸的主要结构尺寸
系统要求动力滑台的快进、快退速度相等，现采用缸筒固定的单杆式液压缸。

快进时采用差动联接，液压缸无杆腔工作面积A1为有杆腔工作面积A2的两倍，即活塞杆直径d 与缸筒直径D 的关系为d=0.707D 。

在钻孔加工时，液压缸回油路上必须具有背压p2，以防孔被钻通时滑台突
然前冲，取Pa p 5
2108⨯=。

快进时液压缸虽作差动联接，但由于油管中有压降p ∆存在，有杆腔的压力必须大于无杆腔，估算时可取
Pa p 5
105⨯=∆，快退时回油腔是有背压的，这时p2亦可按Pa 5
105⨯估算。

由工进时的推力计算液压缸面积
])2[(21112211p A p A p A p A F -=-= 故有 22112.5410)28.03(14084)2(6cm p p F A =⨯-=-=
液压缸直径
cm cm A D 31.82.54441=⨯==ππ cm D d 88.531.8707.0707.0=⨯==
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装置，圆整得
D=9㎝ d=6.3㎝
按标准直径算出
2
2222222
22214.32)3.69(4
)(4
6.6394
4
cm cm d D A cm cm D A =-=
-=
=⨯=
=π
π
π
π
按最近工进速度验算液压缸尺寸，查产品样本，调速阀最小稳定流量
m in 05.0min L q =，因工进速度m in 04.0m =υ为最小速度，则
22
2
3min
min
5.121004.01005.01cm cm q A =⨯⨯=≥
υ
故满足最低速度要求。

根据上述D 与d 值，可估算液压缸在各个工作阶段中的压力、流量和功率，并绘制负载图和转速图。

液压缸所需的实际流量、压力和功率 表2
注：1、差动联接时，液压缸的回油口到进油口之间的压力损失p p p Pa p j b ∆+=⨯=∆,1055
；
2、快退时，液压缸有杆腔进油，压力为p j ，无杆腔回油压力为p b 。

三、液压系统图的拟定
1、液压回路的选择
首先选择调速回路。

由负载图和转速图得知，这台机床液压系统功率小，滑
N F /mm
/2063
10320负载图
min -⋅m υ0
mm
/转速图
台运动速度低，工作负载变化小，可采用进口节流的调速形式。

为了解决进口节流调速回路在孔钻通时的滑台突然前冲现象，在回油路设置了背压阀。

由于液压系统选用了节流调速的方式，系统中油液的循环必然是开式的。

分析工况图可知，在这个液压系统的工作循环内，液压缸交替的要求油源提供低压大流量和高山压小流量的油液。

最大流量与最小流量之经约为60，而快进、快退所需的时间比工进所需的时间少得多，因此从提高系统效率，节省能量的角度来看，宜采用双泵供油系统。

由于机床快进、快退速度较大，为保证换向平稳，且液压缸快进时为差动联接，故采用三位五通电液换向阀，来实现运动换向，并实现差动联接。

夹紧回路的夹紧液压缸和定位销液压缸，均为单缸式，为保证夹紧力可靠且能单独调节，在支路上串接减压阀和单元向阀；为保证定位→夹紧的顺序动作，在进入夹紧缸的油路上接上单向顺序阀，只有当定位销液压缸达到和超过顺序阀的调定压力时，夹紧液压缸才动作；为保证工件确已夹紧后滑台进给液压缸才能动作，在夹紧液压缸进口处装设压力继电器，只有当夹紧压力达到压力继电器的调节压力时，才能发出信号，使滑台进给缸油路上的三位五通电液换向阀2电磁铁通电，进给缸才能开始快进。

2、拟定液压系统图
综合上述分析和所拟定的方案，将各种回路合理地组合成为该机床的液压系统，其原理图如下：
整理后的液压系统图
1—双联叶片泵；2—三位五通电液阀；3—行程阀；4—调速阀；5、6、10、13、16—单向阀；7—顺序阀；8—背压阀；9—溢流阀；11—过滤器；12—压力表开关；14、19、20—压力继电器；15—减压阀；17—二位四通电磁阀；18—单向顺序阀。

3、电磁铁动作顺序表
电磁铁动作顺序表表3
阶段
1Y 2Y 3Y 行程阀阶段
电磁铁
定位－－＋－
夹紧－－＋－
快进＋－＋－
工进＋－＋＋
快退－＋＋－
拔销－－－－
松开－－－－
四、液压元件的选择
1、液压泵参数计算
由表2可知工进阶段液压缸工作压力最大，若取进油路总压力损失
∑⨯=∆Pa p 5
105，压力继电器可靠动作需要压力差为Pa 5
105⨯，则液压泵最高
工作压力可按下式算出：
∑⨯=⨯++=⨯+∆+=Pa
p p p p 5551102.3610)552.26(105
因此泵的额定压力可取
Pa Pa p r 5
51025.45102.3625.1⨯=⨯⨯≥。

快退时液压缸中的工作压力比快进时大，取进油路的压力损失为Pa 5
105⨯，
则大流量泵的最高工作压力为
Pa
Pa p p 552101810)513(⨯=⨯+=。

由表2可知，工进时所需流量最小是0.26L/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
/79.2min /)5.226.01.1(1L L q p =+⨯≥，快
退、快进时液压缸所需的最大流量是16.2L/min ，则泵的总流量为
min
/82.17min /2.161.1L L q p =⨯=，即大流量泵的流量
m in
/03.15m in /)79.282.17(12L L q q q p p p =-=-≥。

根据上面计算的压力和流量，查产品样本，选用YB1—25/4型的双联叶片泵，额定压力为6.3MPa ，额定转速为960r/min 。

2、电机的选择
由表2可知，液压缸在快退时输入功率最大，这相当于液压泵输出压力
Pa 51018⨯，流量29L/min 时的情况。

如取以联叶片泵的总效率为8.0=p η，则液
压泵驱动电机所需的功率为
W
W q p P p p p 5.10878.0])1060291018[35=⨯⨯⨯==η
据此查样本（JB/T9616—1999）选用Y90L —6型异步电动机，电动机功率1.1KW ，额定转速为910r/min 。

3、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。

所有元件的规格型号列于表4中。

过滤器按液压泵额定流量的2倍选取吸油用线隙式过滤器。

表中序号与系统原理图中的序号一致。

4、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，选用内径为15㎜，外径为22㎜的10号冷拔铜管。

5、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，故油箱容积为
7(=
⨯
24
=
L
)
L
V168
液压元件的型号及规格表4
五、验算液压系统性能
1、工进时的压力损失验算和小流量泵压力的调整
工进时管路中的流量仅为0.26L/min ，因此流速很小，所以沿程压力损失和局部压力损失都非常小，可以忽略不计。

这时，进油路上仅考虑调速阀的压力损
失
Pa p 5
1105⨯=∆，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p1加上进油路压力差Δp1并考虑压力继电器动作需要，则
Pa
Pa Pa p p p p 55511102.3610)552.26(105⨯=⨯++=⨯+∆+=
即小流量泵的溢流阀9应按此压力调整。

2、快退时的压力损失验算和大流量泵卸载压力的调整
因快退时液压缸无杆腔的回油量是进油量的两倍，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m l 8.1=，油管直径m d 3
1015-⨯=，通过的流量为进油路s m L q /104.0m in /243
31-⨯==。

回油路
s m L q /108.0m in /483
32-⨯==。

液压系统选用N32号液压油，考虑最低工作温度为15℃，由手册查出此时油的运动粘度s cm st /5.15.12
==ν，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。

（1）确定油流的流动状态
44102732.110Re ⨯=⨯=
ννυd q
d
式中 υ——平均流速（m/s ） d ——油管内径（m ）
ν——油的运动粘度（㎝2/s ）
q ——通过的流量（m3/s ） 则进油路中液流的雷诺数为
2300226105.11015104.02732.1Re 4
3
31<≈⨯⨯⨯⨯⨯=--
回油路中液流的雷诺数为
2300452105.11015108.02732.1Re 43
3
2<≈⨯⨯⨯⨯⨯=--
由上可知，进、回油路中的流动都是层流。

（2）沿程压力损失∑
∆λ
p
在进油路上，流速s m s m d q /26.2/1015104.0446
23
21≈⨯⨯⨯⨯==--ππυ，则压力损失为
Pa
Pa d l p 532
2111078.021********.29008.1642Re 64⨯=⨯⨯⨯⨯⨯⨯=⋅⋅=∆-∑ρυλ 在进油路上，流速为进油路流速的两倍，即s m /52.4=υ，则压力损失为
Pa Pa d l p 5
32222
1056.12101545252.49008.1642Re 64⨯=⨯⨯⨯⨯⨯⨯=⋅⋅=∆-∑ρυλ
（3）局部压力损失
由于采用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，通过各阀的局部压力损失按2)(s s q q p p ∆=∆ξ计算，结果列于表5。

阀类元件局部压力损失 表5
若取集成块进油路的压力损失
Pa
p j 51103.0⨯=∆，回油路压力损失为
Pa
p j 51105.0⨯=∆，则进油路和回油路总的压力损失为
Pa
Pa p
p p p j 551
1
1
102.210)3.08.032.078.0(⨯=⨯+++=∆+∆+∆=∆∑∑∑ξλ Pa
Pa p p p p j 552
2
2
1047.410)5.08.061.156.1(∑
∑∑⨯=⨯+++=∆+∆+∆=∆ξλ
查表2知快退时液压缸负载F=1032N ，则快退时液压缸的工作压力为
Pa
Pa A A p F p 544521211096.11]104.32)106.631047.41032([)(⨯=⨯⨯⨯⨯+=∆+=--∑
按下式可算出快退时泵的工作压力为
Pa
Pa p p p p 555111016.14)102.21096.11(⨯=⨯+⨯=∆+=∑
因此，大流量泵卸载阀10的调整压力应大于Pa 5
1016.14⨯。

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、元件参数是合理的，满足要求。

3、液压系统的发热和温升验算
在所设计系统中，工进在整个工作循环中所占的时间最长，所以系统发热和油液温升可用工进时的情况来计算。

工进时，液压缸的有效功率为
W
F P 4.904.01408420≈⨯==υ
这时，大流量泵通过顺序阀7卸荷（其卸荷压力MPa
p p 3.01=），小流量泵
在高压（
MPa
p p 4.51=）下供油，所以两个泵的总输出功率为
W
q p q p P p p p p 25.6068
.0]
)100060(4[104.5])100060(25[103.0662
2111=⨯⨯⨯+⨯⨯⨯=+=
η
由此得液压系统单位时间的发热量为
W
W P P Q 85.596)4.925.606(01=-=-=
已知油箱容积3
310168168m L V -⨯==，按下式计算油箱的近似散热面积A
22323298.1168065.0065.0m m V A ≈⨯==
假定通风良好，取油箱散热系数
)(10152
3C m KW C T ︒⋅⨯=-，由下式可得油液温升为
C C A C Q T T ︒≈︒⨯⨯⨯==∆--2198.110151085.5963
3
设环境温度T2=25℃，则热平衡温度为
C T C C C T T T ︒=≤︒=︒+︒=∆+=55][462125121
所以油箱散热可达到要求。

六、液压阀块设计
液压阀块是液压系统无管化连接方式的一种常用方法(又称插装阀)，它不仅能简化液压系统的设计和安装，而且便于实现液压系统的集成化和标准化。

1、液压阀块六个表面的功用：
顶面和底面：阀块的顶面和底面为叠积接合面，表面布有公用压力油孔P 、公用
回油孔O 、泄漏油孔L 及四个螺栓孔。

右侧面：安装经常调整的元件，有压力控制阀类如溢流阀、减压阀、顺序阀等，
流量控制阀类如灞衫节流阀、调速阀等。

前侧面：安装方向阀类，如电磁换向阀、单向阀等；当压力阀类和流量阀类在右
侧面安装不下时，应安装在前侧面，以便调整。

后侧面：安装方向阀类等不调整的元件。

左侧面：左侧面设有连接执行机构的输出油口，外测压点及其他辅助油口，如蓄
能器油孔、接备用压力继电器油孔等。

2、阀块设计
将三位五通电液换向阀2、液控顺序阀7、背压阀8、溢流阀9和单向阀10集成在一个阀块上。

按照液压阀块6个表面的功用，将三位五通电液换向阀2和单向阀10安装在前侧面上，右侧面安装液控顺序阀7、背压阀8和溢流阀9，各阀的连接关系如系统原理图。

阀块长宽高尺寸为200×250×230㎜，其三维图如下：
七、参考文献
[1]赵越静等.液压实用回路360例.北京:化学工业出版社,2008
[2]万会雄等.液压与气压传动.北京:国防工业出版社,2008
[3]王守城等.液压传动.北京:北京大学出版社,2007
[4]许福玲等.液压与气压传动.北京:机械工业出版社,2008
[5]成大先.机械设计手册第四卷.北京:化学工业出版社,2002
[6]雷天觉.新编液压工程手册.北京:北京理工大学出版社,1998。