液压与气压传动课程设计 说明书

液压传动课程设计
一、设计内容及要求
某厂设计一个钻镗专用机床，要求孔的加工进度为TI6级。

要求该机床液压系统要完成的工作循环是：工件定位、夹紧→动力头快进→工进→终点停留→动力头快退→工件松开、拔销。

该机床运动部件的重量为30000N ，快进、快退速度为6m/min,工进的速度为20~120mm/min 可无级调速，工作台的最大行程为400mm ，其中工进的总行程为150mm ，工进是、是最大轴向切屑力为20000N ，工作台的导轨采用平导轨支撑方式；夹紧缸和拔销缸的行程都为25mm ，夹紧力在12000~8000N 之间可调，夹紧时间不大于1秒钟。

1.工况分析
首先根据已知条件，绘制运动部件的速度循环图，如图1-1所示。

然后计算各阶段的外负载绘制负载图。

液压缸所受外负载F 包括三种类型，即
a f F F F F ++=ω 1-1
式中ωF -工作负载，对于金属切削机床来说，即为沿活塞运动方向的切削力，在本例中ωF 为20000N ；
a F -运动不见速度变化时的惯性负载；
f F -导轨抹茶阻力负载，启动时为静摩擦阻力，启动后为动摩擦阻力，对于平导轨
f F 可由下式求得)(Rn f F G f F +=；G-运动部件重力；Rn F -垂直于导轨的工作负载，本例中
为零；
f-导轨摩擦系数，在本例中取静摩擦系数为0.2，动摩擦系数为0.1。

则求得 fs F =0.2×30000N=6000N ；
fa F =0.1×30000N=3000N ；
上式中fs F 为静摩擦阻力，fa F 为动摩擦阻力。

t
g G F a ∆∆=
ν
式中 g-----重力加速度；
t ∆-----加速或减速时间，一般5.0~01.0=∆t s; ν∆-----t ∆时间内的速度变化量。

本设计中 取05.0=∆t
=⨯⨯=
N F a 60
05.06
8.9300006123N 根据上述计算结果，列出个工作阶段所受的外负载（见表1-1），并画出如图1-2所示的负载循环图。

图1-1 速度循环图 图1-2 负载循环图
工作循环 外负载F （N ）
工作循环 外负载F （N ）
启动、加速
a fs F F F += 12123 工进 ωF F F fa += 23000 快进 fa F F =
3000
快退
fa F F =
3000
2.拟定液压系统原理图
（1）确定供油方式：考虑到该机床在工作进给时负载较，速度较低。

而在快进、快退是负载较小，速度较高。

从节省能量、减少发热考虑，采用带压力反馈的限压式变量叶片泵。

（2）调速方式的选择：根据镗孔类专用机床工作时对低速性能和速度负载特性都有一定要求的特点，决定采用先压实变量泵和调速阀组成的容积节流调速。

这种调速回路具有效率高、发热小和速度刚性好的特点，并且速度阀装在回油路上，具有承受负切削力的能力。

（3）速度换接方式的选择：本系统采用电磁阀的快慢速换接回路，它的特点是结构简单、调节行程比较方便，阀的安装也比较容易，但速度换接的平稳性较差。

（4）夹紧回路的选择：用二位四通电磁阀来控制夹紧、松开换向动作时，为了避免工作时突然失电而松开，应采用失电夹紧方式。

夹紧系统采用单向阀也蓄能器的保压回路；采用单向顺序阀来实现定位和夹紧之间的动作次序；在该回路中还装有减压阀，用来调节夹紧力的大小和保持夹紧力的稳定。

最后把所选择的液压回路组合起来，即可组合成图1-3所示的液压系统原理图。

图1-3液压系统原理图
动作名称1DT 2DT 3DT 4DT 定位、夹紧————快进—+ —+
工进———+
停止———+
快退——+ —
放松+ ———
3.液压系统的计算和选择液压元件 （1）液压缸主要尺寸的确定
1）工作压力1p 的确定。

工作压力1p 可根据负载大小及及其的类型来初步确定，现参阅表2-1
取液压缸工作压力为3MPa 。

2）计算液压缸内径D 和活塞杆直径d 。

由负载图知最大负载F 为23000N ，按表2-2(液压系统设计简明手册P10)可取2p 为0.5MPa,cm η为0.95，考虑到快进、快退速度相等，取D d 为0.7.将上述数据代入式（2-3）可得 ]})7.0(1[30
5
1{95.0103514.323000
425--
⨯⨯⨯⨯⨯=
D m = 10.6×210-m
根据表2-4，将液压缸内径圆整为标准系列直径D=125mm ；活塞杆直径d ，按D d =0.7及表2-5活塞杆直径系列取d=90mm 。

同样，取定位缸的工作压力为3Mpa ，由式（2-3）得
95
.0103014.3200
45⨯⨯⨯⨯=定D m=10.4mm
考虑到液压缸的结构与制造的方便性，以及插销的结构尺寸等因素，可以取D=32mm ，d=16mm ； 考虑到夹紧力的稳定，夹紧力的工作压力应低于进给液压缸的工作压力，现取夹紧缸的工作压力为2.5MPa ，回油背压力为零，cm η为0.95，则按式（2-3）可得
95
.0102514.31200045
⨯⨯⨯⨯=
夹D m = 8.02×2
10-m 按表2-4及表2-5液压缸和活塞杆的尺寸系列，取夹紧液压缸的D 和d 分别为100mm 和70mm 。

按最低工进速度盐酸液压缸的最小稳定速度，由式（2-4）可得
=>min min νq A 2
1005.03⨯cm 2
=25cm 2
式中m in q 是由产品样本查得GE 系列高速阀AQF3-E10B 的最小稳定流量为0.05L/min 。

本例中高速阀是安装在回油路上，故液压缸节流腔有效工作面积应选取液压缸有杆腔的实际面积，即
A=4π（D 2-d 2）=4
π
⨯（12.52-92）cm 2=59cm 2 可见上述不等式能满足，液压缸能达到所需低速。

3）计算在各工作阶段液压缸所需的流量
min /15.38min /61094
4
32
22L m d q =⨯⨯⨯=
=-）（快进快进π
νπ
min /472.1min /12.0125.04
4
32121L m D q =⨯⨯=
=
π
νπ
工进工进
min /44.35min /609.0125.04)432222L m v d D q =⨯-⨯=-=）（（快退快退π
π
min /206.1min /601025032.04
4
3322L m D q =⨯⨯⨯⨯=
=
-π
νπ
定定定
min /76.11min /6010251.04
43322L m D q =⨯⨯⨯⨯=
=
-π
νπ
夹夹夹
（2）确定液压泵的流量、压力和选择泵的规格
1）泵的工作压力的确定。

考虑到正常工作中进油管路有一定的压力损失，所以泵的工作压力为 ∑∆+=p p p p 1
式中 p p -----液压泵最大工作压力； 1p -----执行元件最大工作压力；
∑∆p -----进油管路中的压力损失，初算时简单系统可取0.2-0.5MPa ，复杂系统取0.5-1.5Mpa,本设计取0.5MPa 。

p p =1p +∑∆p =（3+0.5）MPa=3.5MPa
上述计算所得的p p 是系统的静态压力，考虑到系统在各种工况的过渡阶段出现的动态压力往往超过静态压力。

另外考虑到一定的压力储备量，并确保泵的寿命，因此选泵的额定压力n p 应满足n p ≥（1.25-1.6）p p 。

中低压系统取小值，高压系统取大值。

在本设计中n p =1.25p p =1.25×3.5=4.4MPa 。

2)泵的流量确定。

液压泵的最大流量应为 p q ≥∑max )(q K L 式中 p q -----液压泵的最大流量；
∑max )(q -----同时动作的各执行原件所需流量之和的最大值。

如果这时溢流阀正进行工作，尚须加溢流阀的最小溢流量2-3L/min ；
L K -----系统泄漏系数，一般取L K =1.1-1.3，现取L K =1.2。

p q ≥∑max )(q K L =1.2×38.15L/min=45.78L/min
3)选择液压泵的规格。

根据以上算得的p p 和p q 再查阅有关手册，现选用YBX-40限量式变量叶片泵，该泵的基本参数为：每转排量o q =33mL/r,泵的额定压力n q =6.3Mpa ，电动机转速H n =1450r//min ，容积效率V η=0.85，总效率η=0.7。

4）与液压泵匹配的电动机的选定。

首先分别算出快进与工进两种不同工况时的功率，取两者较大值作为选择电动机规格的依据。

由于在慢进时泵输出的流量减小，泵的效率急剧降低，一般当流量在0.2-1L/min 范围内时，可取η=0.03-0.14。

同时还应注意到，为了使所选择的电动机在经过泵的流量特性曲线最大功率点时不致停转，需进行验算，即
n p B P q
p 2≤η
式中 n P -----所选电动机额定功率； B p -----限压式变量泵的限定压力； p q -----压力为B p 时，泵的输出流量。

首先计算快进的功率，快进的外负载为3000N ，进油路的压力损失定为0.3MPa,由式（1-4）可得
P p = ⎪⎪⎪⎪
⎭
⎫
⎝⎛+⨯⨯-3.01007.0430006
2πMPa = 1.08MPa 快进时所需电动机功率为
P =
η
p
p q p =
7
.06020
08.1⨯⨯KW = 0.514KW
工进时所需电动机功率为
P =
7
.060472
.15.3⨯⨯KW = 0.123KW
查阅相关电动机类型标准，选用Y90L —4型电动机，其额定功率为1.5KW ，额定转速为1400r/min 。

根据产品样本可查得YBX —40的流量压力特性曲线。

再由已知的快进时流量为45.78L/min ，工进时的流量为2.95 L/min ，压力为3.5MPa ，作出泵的实际工作时的流量压力特性曲线，查得该曲线拐点处的流量为45L/min ，，压力为2.2MPa ，该工作点处对应的功率为
P =
7
.06046
2.2⨯⨯KW = 2.41KW
所选电动机满足式（1-6）,拐点处能正常工作。

（3）液压阀的选择
本液压系统可采用力士乐系统的阀，控制液压缸部分选用力士乐系列的阀，其夹紧部分选用叠加阀。

选定的液压元件如下表1-2所示。

（3）液压阀的选择
本液压系统可采用力士乐系统的阀，控制液压缸部分选用力士乐系列的阀，其夹紧部分选用叠加阀。

选定的液压元件如下表1-2所示。

表1-2 液压元件明细表
（4）确定管道尺寸
系统主油路流量为差动时流量q=73.6L/min,压油管的允许流速取ν=4m/s ，则内径d 为
d=4.6
v
q =4.646.73=19.5mm
若系统主油路流量按快退时取q=35.4L/min,则可算的油管内径d=13.6mm
综合诸因素，现取油管内径d 为18mm 。

参照YBX-40变量泵吸油口连接尺寸，取吸油管内劲d 为25mm 。

（5）液压邮箱容积的确定
本设计为中低液压系统，液压油箱有效容量按泵的流量的5~7倍来确定，取选用容量为160L 的邮箱,型号为：BEX-160。

4．液压系统的验算
已知该液压系统中进、回油管的内劲均为18mm ，各段管道的长度分别为：AB = 0.4m,AC = 1.6m,AD = 1.6m,DE = 2m 。

选用L-HL32液压油，考虑到油的最低温度为15οC 时该液压油的运动粘度υ=150cst =1.5cm 2/s ，油的密度ρ= 920kg/m 3。

（1） 压力损失的验算
1）工作进给时进油路压力损失。

运动部件工作进给时的最大速度为 0.12m/min ，进给时的最大流量为1.472L/min ，则液压油在管内流速1υ为
1υ =
2
4
d q
π = 2
3
8
.114.310472.14⨯⨯⨯cm/min =578.8cm/min = 9.65cm/s 管道流动雷诺系数Re 1为
Re 1 =
υυd 1 = 5
.18
.165.9⨯ = 11.6 Re1<2300，可见油液在管道内流态为层流，其沿程阻力系数λ1=1Re 75=6
.1175
=6.64。

进油管道BC 的沿程压力损失∆p 11-为
()Pa Pa d l p 422
2
1
1110307.020965.092010
8.14.06.146.62⨯=⨯⨯⨯+⨯==∆--ρυλ 查得换向阀34EF30-E10B 的压力损失∆p 1=0.05⨯106Pa
忽略油液通过管接头、油路板等处的局部压力损失，刚进油路总压力损失1P ∆为
∆P 1=()Pa Pa p p 66421111005307.01005.010307.0⨯=⨯+⨯=∆+∆--
2）工作进给时回油路的压力损失。

由于选用单活塞杆液压缸，且液压缸有杆腔的工作面积为无杆腔的工作面积的二分之一，则回油管道的流量为进油管道的二分之一，则
s cm /82.42
1
2==
υυ
78.55
.18
.182.4Re 22=⨯==
υυd 98.1278
.575Re 7522===
λ 回油管道的没种压力损失12-∆p 为：
Pa Pa d l p 62
2
2
2121000154.020482.092010
8.1298.122⨯=⨯⨯⨯⨯==∆--ρυλ 查产品样本知换向阀34EF30-E10B 的压力损失22-∆p =0.025⨯106Pa ，换向阀34EW30-E10B 的压力损失Pa P 63210025.0⨯=∆-，调速阀AQF3-E10B 的压力损失42-∆P =0.5Pa 610⨯。

回油路总压力损失为2P ∆为2P ∆=12-∆p +22-∆p +32-∆P +42-∆P =（0.00154+0.025+0.025+0.5）Pa 610⨯=0.55154610⨯Pa 3）变量泵出口处的压力p P 为
p P =
11
2
2/P A P A F cm ∆+∆+η
=Pa Pa 6
64641032.21005307.01065.1221055154.01007.5995.0/23000⨯=⎪⎪⎭
⎫ ⎝⎛⨯+⨯⨯⨯⨯+-- 4）快进时的压力损失。

快进时液压缸为差动连接，自汇流点A 至液压缸进油口C 之间的管路AC 中，流量为液压泵出口流量的两倍既为76.3L/min ，AC 段管路的沿程压力损失11-∆p 为
s cm s cm d q
/500/60
8.114.3103.7644
2
32
1=⨯⨯⨯⨯==
π
υ Re 1 =
υυd 1 = 5
.18
.1500⨯ = 600 11 Re 75=
λ=600
75=0.125 Pa Pa d l p 6
22
2
11
11012.02592010
8.16.1125.02⨯=⨯⨯⨯⨯==∆--ρυλ 同样可求得管道AB 段及AD 段的沿程压力损失21-∆p 和31-∆p 为
s cm s cm d q
/250/60
8.114.31015.3844
2
3
2
2=⨯⨯⨯⨯==
π
υ Re 2 =
υυd 2 = 5
.18
.1250⨯ = 300 22 Re 75=
λ=25.0300
75= 21-∆p =Pa Pa 6
22
10016.025.292010
8.14.025.0⨯=⨯⨯⨯⨯- 31-∆p =Pa Pa 6
22
10064.025.292010
8.16.125.0⨯=⨯⨯⨯⨯- 查产品样本知，流经各阀的局部压力损失为：
4EW6E50/AG24的压力损失Pa P 6121017.0⨯=∆-，3EW6E50/AG24的压力损失
Pa P 6221017.0⨯=∆-。

据分析在差动连接中，泵的出口压力P p 为
P p =211-∆p +21-∆p +31-∆p +12-∆p +22-∆p +
cm
A F η2=
()Pa Pa 6
461016.195.01007.5930001017.017.0034.0016.012.02⨯=⎥⎦⎤⎢⎣
⎡⨯⨯+⨯++++⨯- 快退时压力损失验算从略。

上述验算表明，无需修改原设计。

（2） 系统温升的验算
在整个工作循环中，工进阶段所占的时间最长，为了简化计算，主要考虑工进时的发热量。

一般情况下，工进速度大时发热量较大，由于限压式变量泵在流量不同时，效率相差极大，所以分别计算最大、最小时的发热量，然后加以比较，取数值大者进行分析。

当υ = 2cm/min 时
q =
4πD 2υ = 4
π
⨯0.1252min /25.0min /1025.0min /02.0333L m m =⨯=⨯- 此时泵的效率为0.1，泵的出口压力为3.5MPa,则有
P KW KW 146.01
.0600.25
3.5=⨯⨯=
输入
P KW KW 077.0101060
20
23000F 32=⨯⨯⨯==--υ输出 此时的功率损失为
()KW 069.0KW 077.0146.0P =-=-=∆输出输入P P 当υ = 12cm/min 时，q=1.472Lmin,总效率0.2，则 P 0.43KW 2
.0601.472
3.5=⨯⨯=
输入KW
P KW KW 046.0101060
12
23000F 32=⨯⨯⨯
==--υ输出 ()384KW .0KW 046.00.43P =-=-=∆输出输入P P 可见在工进速度低时，功率损失为0.384KW ，发热量最大。

假设系统的散热状况一般，取K=10()C cm KW ⋅⨯-23/10，油箱的散热面积A 为
A=22323292.1160065.0065.0m m V ==
系统的温升为
C C KA p t
2092
.11010384.03
=⨯⨯=∆=∆- 验算表明系统的温升在许可范围内。