液压课程设计(优秀)

液压课程设计 设计题目
1 设计题目
1.1设计题目
设计一台专用铣床，铣头驱动电机的功率为 6.8千瓦，铣刀直径为120mm ，转速350转/分，如工作台质量为420公斤，工件和夹具的质量为150公斤，工作台的行程为400mm ，工进行程为100mm ，快进快退速度为3.5米/分，工进速度为60~1000毫米/分，其往复运动的加速（减速）时间为0.05秒，工作台用平导轨静摩擦系数0.2s f =，动摩擦系数0.1d f =，试设计该机床的液压系统。

2 工况分析
2.1负载分析
根据给定条件，先计算工作台运动中惯性力m F ，工作台与导轨的动摩擦阻力fd F 和静摩擦阻力fs F
57000.058
6749.810.05
G m F v F g t ∆⨯=
==∆⨯（N ） (2-1) 12()0.1(42001500)570fd d G G F f F F =+=⨯+=(N) (2-2) 12()0.2(42001500)1140fS s G G F f F F =+=⨯+=(N) (2-3)
其中，11420104200G F m g ==⨯=(N)
22150101500G F m g ==⨯=(N)
12420015005700G G G F F F =+=+=(N)
由铣头的驱动电机功率可以求得铣削最大负载阻力t F ：
t P
F v
=
(2-4) 其中350 3.140.12
2.1986060
n d m v s π⨯⨯=
== 所以，6800
30932.198
t P F v ==
=
攀枝花学院课程设计工况分析
η=），工同时考虑到液压缸密封装置的摩擦阻力（取液压缸的机械效率0.9
m 作台的液压缸在各工况阶段的负载值列于表2-1中，负载循环图如图2-1所示。

图2-1负载循环图
2.2运动分析
根据给定条件，快进、快退速度为0.075m/s，其行程分别为300mm和
400mm ，工进速度为60~1000m/s （即0.001~0.0167m/s ），工进行程100mm ，绘出速度循环图如图2-2所
图2-2 速度循环图
3 确定液压缸的参数
3.1初选液压缸的工作压力
根据液压缸推力为4070N （表2-1）,按表(见教材表11-2)的推荐值，初选工作压力为51010⨯Pa.
3.2 确定液压缸尺寸
由于铣床工作台快进和快退速度相同，因此选用单杆活塞式液压缸，并使122A A =,快进时采用差动连接，因管路中有压力损失，快进时回油路压力损失取5510p ∆=⨯Pa ，快退时回油路压力损失亦取5510p ∆=⨯Pa 。

工进时，为使运动平稳，在液压缸回路油路上须加背压阀，背压力值一般为
5(510) 10⨯Pa,选取背压52610p =⨯Pa 。

根据1122()m F P A P A η=-,可求出液压缸大腔面积1A 为
215
2
11
3663
0.00586
0.9(10)10()2
m F
A m P P P η=
=
=⨯-⨯-
(3-1)
0.086D m =
=
= (3-2)
根据GB2348-80圆整成就近的标准值，得D=90mm
，液压缸活塞杆直径63.65d mm ==，根据GB2348-80就近圆整成标准值d=63mm ，于是液压
缸实际有效工作面积为
22210.090.00644
4
A D m π
π
==
⨯= (3-3)
222222()(0.090.063)0.00324
4
A D d m π
π
=
-=
-= (3-4)
3.3液压缸工作循环中各阶段的压力、流量和功率的计算值
3.3.1 快进阶段
1、启动阶段
/1266m F N η= （3-5） 1012(/)/()m p F A A η=- 2P O = （3-6）
故11266/(0.00640.0032)0.396a p MP =-= 2、加速阶段
/1382m F N η= 21p p p
=+∆ （3-7）
1122
1212/(/)/()m m p A F p A p F pA A A ηη=+⇒=+∆-⨯⨯⨯⨯6
-4
-4
=(1382+0.5103210)/(64-32)10
=0.932MPa （3-8）
3、恒速阶段
/633m F N η=
21p p p
=+∆
1122
1212/(/)/()32m m p A F p A p F pA A A ηη=+⇒=+∆-⨯⨯⨯⨯6
-4
-4
=(633+0.51010)/3210=0.698MPa
又因为
43121()3210 3.5/min 11.2/min q A A m L υ-=-=⨯⨯=⨯=-311.210 （3-9）
故输入功率为：63
10.6981011.210/600.13P p q kw -==⨯⨯⨯=
3.3.2 工进阶段
/4070m F N η= 20.6p MPa =
1122
1221/(/)/0.936m m p A F p A p F p A A ηη=+⇒=+⨯⨯⨯⨯=6-4-4
=(4070+0.6103210)/6410
MPa
（3-10）
因为：43126410 1.0/min 6.4/min q A m L υ-=⋅=⨯⨯= （3-11） 或：4331264100.060.38410/min 0.384/min q A v m L --=⋅=⨯⨯=⨯=
故输入功率为：63
10.93610 6.410/600.998P p q kw -=⋅=⨯⨯⨯= (3-12) 或：63
10.936100.384100.359P p q kw -=⋅=⨯⨯⨯=
3.3.3 快退阶段
1、启动阶段
/1266m F N η=
12
(/)/m p F A η= 20
p =
故411266/32100.396p Pa MPa -=⨯= 2、加速阶段
/1382m F N η= 20.5a P MP =
1221
1212
/(/)/0.892m m a p A F p A p F p A A MP ηη=+⇒=+⨯⨯⨯⨯=6
-4
-4
=(1382+0.3106410)/3210
3、恒速阶段
/633m F N η= 20.5p MPa =
1221
1212
/(/)/640.798m m p A F p A p F p A A ηη=+⇒=+⨯⨯⨯⨯=6
-4
-4
=(633+0.31010)/3210MPa
又因为
42333210 3.511.2/min
11.2/min q A m L υ-==⨯⨯=⨯=-310 （3-13）
故输入功率为：
1630.7981011.210/600.149P p q
kw
-==⨯⨯⨯=
根据上述计算各参数值列入表3-1所示。

表3-1 液压缸在不同阶段的压力、流量和功率值
工进4070 0.6 0.936 0.384~
6.4
0.359~
0.998
1221
12
1
()/
p F A p A
q A v
P p q
=+
=
=
快退起动1266 0 0.396 ——12
/
p F A
=
加速1382
0.3
0.892 ——1122
23
1
()/
p F A p A
q A v
P p q
=+
=
=
恒速633 0.798 11.2 0.149
3.3.4绘制液压缸工况图
根据表3-1计算结果，分别绘制P-L、Q-L和N-L图，如图3-1所示
P-L图
q-L图
P-L 图
图3-1 p-L 、q-L 和P-L 图
4 液压系统图的拟定
4.1 液压回路的选择
首先选择调速回路，由表1-3中的数据可得知，这台机床液压系统功率很小，滑台运动速度低，工作负载变化小，可以采用进口调速回路的形式。

为了解决进口调速回路在负载变化时的突然前冲现象，回油路上要设置背压阀。

由于液压系统选用了节流调速的方式，系统中的油液循环必定是开式的。

从系统压力流量表1-3中可以看到，在液压系统的工作循环内，液压缸要求压力变化不大。

快进、快退所需的时间和工进所需的时间分别为：
11133131
3
(/)(/)()/(300400)10/0.058312t l v l v l l v s
-=+=+=+⨯= （4-1）
3222/10010/(1/60)6t l v s -==⨯= （4-2）
或：3222/10010/(0.06/60)100t l v s -==⨯= 所以工进时间占总时间的比率为：
2126100
100%100%33.3%89.3%(6100)12
t t t ⨯=⨯=++ （4-3） 因此从节能和节约成本的角度考虑，采用单个液压泵就可以满足系统的工作
要求，如图4-1所示
图4-1 液压回路的选择图4-2 换向回路图4-3 速度换接回路
其次是选择快速运动和换向回路，系统中采用节流调速后，不管采用什么油源形式都必须有单独的油路直接通向液压缸的两腔，以实现快速运动。

在本系统中，单杆液压缸要作差动连接，所以他的快退快进换向回路应采用图4-3所示的形式。

再次选择速度换接回路。

由表1-3中的流量变化关系得知，当滑台从快速转为工进时，输入液压缸的流量由11.2L/min降低为6.4L/min，滑台速度变化较大，宜选用行程阀来控制速度换接，以减小液压冲击，如图4-3。

当滑台由工进转为快退时，回油中通过的流量较大——输入流量为11.2L/min，回油流量为11.2ｘ（64/32）L/min=22.4L/min。

为了换向平稳，可采用电磁换向阀式换接回路即可满足要求，如见图4-2，由于这一回路要实现差动连接，换向阀必须是五通的。

最后再考虑压力控制回路。

系统的调压问题和卸荷问题已经在油源中解决如图4-1。

4.2 液压回路的综合
把上面选出的各种回路组合在一起，就可以得到图4-4所示的液压系统原理图并对存在的问题进行必要的如下修改和整理：
1、为了解决滑台工进时图中进油路、回由路相互接通，系统无法建立压
力的问题，必须在换向回路中A处串接一个单向阀，将工进时的进油路和回油路隔断。

2、为了解决滑台快进时回油路接通油箱，无法实现差动连接的问题，必
须在回路中C处串联一个液控顺序阀，以阻止油液在快进阶段返回油箱。

3、为了解决机床停止工作时系统中的油液回油箱，导致空气进入系统，
影响滑台运动的平稳性问题，必须在电磁阀的出口B处增设一个单向阀。

4、为了便于系统自动发出快退信号，由于整个系统的压力变化较小，故在调速阀输出端D 处须增设一个行程开关即可。

经过上述修改及计算知此系统应当选择变量泵，所以整理后的液压系统如图4-5所示，它的各方面都比较合理、完善了。

图4-5 液压回路的综合和整理
图4-4液压回路的综合和整理 图4-5整理后的液压系统图
1—叶片泵 2—三位五通电磁阀 1—叶片泵 2—三位五通电磁阀 3—行程阀 4—节流阀 3—单向阀 4—溢流阀 5-调速阀 5—溢流阀 6—单向阀 6—行程阀 7—背压阀 8—压力继电器 7—背压阀 8—过滤器 9—过滤器 10—液控顺序阀 9—调速阀 11—液压缸
5 液压元件的选择
5.1 液压泵的选择
液压缸在整个工作循环中的最大工作压力为0.936MPa ，如取进油路上的压力损失为0.5MPa （见教材表11-4），压了继电器调整压力高出系统最大压力值为0.4MPa ，则泵的最大工作压力应为：
(0.9360.50.4) 1.836p p MPa MPa =++=
泵向液压缸提供的最大流量为11.2L/min （见表1-3），若回路中的泄露按照
液压缸输入流量的10%估计，则泵的流量为
1.111.2/min 1
2.32/min p q L L =⨯=。

由于溢流阀最小稳定流量为3L/min ，而工进时输入流量为 6.4 L/min,根据以上压力和流量是数值查阅产品样本，最后确定选取YB-A16B 型变量泵，液压泵的理论排量为: 16.3/t p q mL r =，输出流量为13.7/min p q L =，额定转速取1000r/min 。

故其能满足要求。

由于液压缸在工进时的输入功率最大，这时液压泵的工压力为1.836MPa 、流量为13.7L/min 。

取泵的总效率0.75p η=，则液压泵的驱动电机的所需功率为：
13.7 1.836
0.558600.75
p p
p
p q P kw η⨯=
=
=⨯ （5-1）
根据此数值按JB/T8680.1—1998，查阅电动机产品样本选取Y801-2型电动机，其额定功率为0.75n P kw =，额定转速2830/min n n r =。

5.2 阀类元件及辅助元件的选择
根据阀类及辅助元件所在的油路的最大工作压力和通过该元件的最大实际流量，可以选出这些液压元件的型号及规格见表5-1，表中序号与图4-6中标号相同。

5.3油管的选择
各元件间连接管道的规格按元件接口处尺寸决定，液压缸进、出口油管则按输入、排出的最大流量计算。

由于液压泵具体选定之后液压缸在各个阶段的进、出流量由节流阀与调速阀决定，故液压缸在各个阶段的进、出流量均可调整到与原定数值相同，当要保证快进速度为7.02m/min 时，则节流阀的输出流量应为：
4
11233()7.0224.621017.2810/min 17.28/min q v A A m L --=-=⨯⨯≈⨯=节 （5-2） 所以液压缸在各阶段的进、出流量及流速表5-2：
由表中数据可知所选液压泵的型号、规格是适宜的。

由表3-1可知，该系统中最大压力小于3MPa，油管中流速取2.5～3m/s；所以当油液在压力管中流速取3m/min时，公式d=（5-3）可算得与液压缸无杆腔相连的油管内径分别为：
2213.9
d mm
===
229.85
d mm
===
这两根油管都按GB/T8163选项用外径14mm、内径8mm的无缝钢管。

5.4 油箱的计算
油箱容积公式
p
V q
ξ
= (5-4）估算，当取ξ为4时，求得其容积为：
413.754.8
p
V q L
ξ
==⨯=按JB/7938-1999规定，取标准值V=66L
6 液压系统性能的验算
6.1 验算系统压力损失并确定压力阀的调整值
由于系统的油路布置尚未具体确定，整个系统的压力损失无法全面估算，故只能先按式2
()
r
r
q
p p
q
ξ
∆=∆估算阀类元件的压力损失，待设计好管路布局图后，加上管路的沿程损失和局部损失即可。

但对于中小型液压系统，管路的压力损失甚微，可以不予考虑。

压力损失的验算应按一个工作循环中不同阶段分别进行。

6.1.1快进
滑台快进时，液压缸差动连接，由表5-1和表5-2可知，进油路上油液通过单向阀3电磁换向阀2的流量是13.7L/min ，然后与有杆腔的回油汇合，以27.4L/min 通过行程阀7并进入无杆腔,从而进油路上的总压降为：
2220.2(13.7/63)0.5(13.7/80)0.25(27.4/63)0.071V
p
MPa ∆=⨯+⨯+⨯=∑
(6-1)
此压力值不大，不会会使压力阀打开，故可保证从节流阀流出的油液全部进入液压缸。

回油路上，液压缸有杆腔中的油液通过电液换向阀2和单向阀3的流量都是13.7L/min ，然后与液压泵的供油合并，经行程阀7流入无杆腔。

由此可算出快进时有杆腔压力2p 与无杆腔压力1p 之差。

21
2220.5(13.7/80)0.2(13.7/63)0.25(27.4/63)0.071p p p MPa
∆=-=⨯+⨯+⨯= (6-2) 此值小于原估计值0.5MPa （见表3-1），所以是偏安全的。

6.1.2工进
工进时，油液在油路上通过单向阀3和电磁换向阀2的流量为6.4L/min ，在调速阀6处的压力损失为0.5MPa ；油液在回油路上通过换向阀2的流量是3.2L/min ，在背压阀7处的压力损失为0.5MPa ，通过顺序阀10的流量为（3.2+13.7）L/min ，因此这时液压缸回油腔的压力2p 为:
222[0.5(6.4/80)0.50.316.9/63]0.524p MPa =⨯++⨯=（） (6-3)
可见此值小于原估计值0.8MPa 。

故可按表3-1中公式重新计算工进时液压缸进油腔压力1p ，即：
6121(')/10)0.898p F p A A MPa =+=⨯⨯⨯⨯⨯=6-4-4(4070+0.524103210)/(6410 (6-4) 此值与表1-3中数值0.936MPa 相近。

溢流阀4的调压
1p A
p 应为:
21110.8980.5(6.4/80)0.9012p A p p p MPa >+∆=+⨯=∑ (6-5)
6.1.3快退
快退时，油液在进油路上通过单向阀3、电磁换向阀2的流量为13.7L/min ，油液在回油路上通过换向阀2和单向阀3的流量为27.4L/min. 因此进油路上总压降为：
22
1
0.3(13.7/100)0.5(13.7/80)0.020V p MPa ∆=⨯+⨯=∑ (6-6) 此值较小，液压泵驱动电机的功率是足够的。

所以快退时液压泵的最大工作压力
p
p 应为：
110.892+0.020=0.912MPa p V p p p =+∆=∑ (6-7)
因此大流量液压泵卸荷的顺序阀11的调节器压应大于0.912MPa 。

6.2 油液温升验算
工进在整个工作循环中所占的时间比例达33.3%89.3%，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 340701000/(6010)0.0678o p Fv kw ==⨯⨯= （6-8） 由于使用变量泵，则液压泵的出油量是根据系统所需油量出油的，又在工进时所需油液为0.08L/min ，同时回路中油液损失按10%计算，则液压泵出油量为：0.90.080.072/min p q L =⨯=，由手册查得，变量叶片泵的效率可取0.8,故此时液压泵总的输出功率为：
3
612.3210/ 1.83610/0.80.47160
i p p P p q kw η-⨯==⨯⨯= （6-9）
由此得液压系统的发热量为: 0.4710.06780.403i i o H p p kw =-=-= （6-10） 由于在液压系统中，油管的散热面积相对于油箱来说小的多，可以忽略不计，故系统主要考虑油箱的热量问题。

因为液压系统采用变量泵供油，其
发热量根据经验公式/i T H C ∆=可算得，式中V 为油箱的有效体积，由前面计算可知V=60L,故其发热量为：
30.40310/24.67i T H C C C ︒∆==⨯= (6-11)
该系统的温升没有超出允许范围，液压系统中不需要设置冷却器。

7 油箱的设计
由前面计算可知，该液压系统所需油液体积为：V=54.8L，但应考虑油箱内散热条件，由相关资料查得油箱顶面应高出油液高度10%-15%，所以油箱的内体积应为：' 1.154.860.28
=⨯=，并取标准容积为66L，且选择开V L
式油箱，考虑到油箱的整体美观大方,将其设计成为带支撑脚的长方体形油箱。

所以其长、宽、高尺寸均按国家规格选取，其外形图如图5所示。

个固定孔
根据有关手册及资料初步确定其外形尺寸为如表7-1所示：
基于上表中数据设计油箱如下：
7.1 壁厚、箱顶及箱顶元件的设计
由表中数据分析可采取钢板焊接而成，故取油箱的壁厚为：3mm δ=，并采用将液压泵安装在油箱的上表面的方式，故上表面应比其壁要厚，同时为避免产生振动，则顶扳的厚度应为壁厚的4倍以上，所以取： 55315mm δδ==⨯=顶，并在液压泵与箱顶之间设置隔振垫。

在箱顶设置回油管、泄油管、吸油管、通气器并附带注油口，即取下通气帽时便可以进行注油，当放回通气帽地就构成通气过滤器，其注油过滤器的滤网的网眼小于250m μ，过流量应大于20L/min 。

另外，由于要将液压泵安装在油箱的顶部，为了防止污物落入油箱内，在油箱顶部的各螺纹孔均采用盲孔形式，其具体结构见油箱的结构图。

7.2 箱壁、清洗孔、吊耳、液位计的设计
在此次设计中采用箱顶与箱壁为不可拆的连接方式，由于油箱的体积也相对不大，采用在油箱壁上开设一个清洗孔，在法兰盖板中配以可重复使用的弹性密封件。

法兰盖板的结构尺寸根据油箱的外形尺寸按标准选取，具体尺寸见法兰盖板的零件结构图，此处不再着详细的叙述。

为了便于油箱的搬运，在油箱的四角上焊接四个圆柱形吊耳，吊耳的结构尺寸参考同类规格的油箱选取。

在油箱的箱体另一重要装置即是液位计了，通过液位计我们可以随时了解油箱中的油量，同时选择带温度计的液位计，我们还可以检测油箱中油液的温度，以保证机械系统的最佳供油。

将它设计在靠近注油孔的附近以便在注油时观察油箱内的油量。

7.3 箱底、放油塞及支架的设计
在油箱的底设置放油塞，可以方便油箱的清洗和换油，所以将放油塞设置在油箱底倾斜的最低处。

同时，为了更好地促使油箱内的沉积物聚积到油
箱的最低点，油箱的倾斜坡度应为：1/251/20～。

在油箱的底部，为了便于放油和搬运方便，在底部设置支脚，支脚距地面的距离为150mm ，并设置加强筋以增加其刚度，在支脚设地脚螺钉用的固定。

7.4 油箱内隔板及除气网的设置
为了延长油液在油箱中的逗留时间，促进油液在油箱中的环流，促使更多的油液参与系统中的循环，以更好地发挥油箱的散热、除气、沉积的作用，
在油箱中的上下板上设置隔板，其隔板的高度为油箱内油液高度的2/3以上。

并在下隔板的下部开缺口，以便吸油侧的沉积物经此缺口至回油侧，经放油孔排出。

如图8：
在油箱中为了使油液中的气泡浮出液面，并在油箱内设置除气网，其
网眼的直径可用网眼直径为0.5mm 的金属网制成，并倾斜1030︒︒
～布置。

在油箱内回油管与吸油管分布在回油测和吸油测，管端加工成朝向箱壁的 45︒斜口，以便于油液沿箱壁环流。

油管管口应在油液液面以下，其入口应高于底面2～3倍管径，但不应小于20mm ，以避免空气或沉积物的吸入或混入。

对泄油管由于其中通过的流量一般较小，为防止泄油阻力，不应插入到液面以下。

另外在油箱的表面的通孔处，要妥善密封，所以在接口上焊上高出箱顶20mm 的凸台，以免维修时箱顶的污物落入油箱。

7.5油箱的装配图的绘制
采用CAD 绘制油箱的装配图见图Ⅱ以及系系统原理图见图Ⅰ。

图7-2 油箱隔板
参考文献
[1] 王积伟，章宏甲，黄谊.主编. 液压传动. 机械工业出版社.2006.12
[2] 成大先. 主编.机械设计手册单行——本机械传动. 化学工业出版社2004.1
[3] 何玉林，沈荣辉，贺元成.主编.机械制图. 重庆大学出版社.2000.8
[4] 路甬祥主编.液压气动技术手册.北京.机械工业出版社.2002
[5] 雷天觉主编.液压工程手册.北京.机械工业出版社.1990
总结
一周的液压课程设计马上就要结束了，这次的课程设计对于我们每个同学来说都是一次机会也是一次挑战，要在短短的一周时间内把自己所学的知识应用于实际中并取得预期的效果，这是对我们每个人所学知识的检验，也是对我们学习态度的考验，虽然在搞设计的过程中曾遇到重重困难但我从来没有想过放弃或走什么捷径，因为这是一次难得的提升自己学习能力的机会，作为机制专业的在校学生课程设计就是我们最好的实践机会。

通过这次设计，学以致用，把所学的知识融入到实际操作中，使我对知识的认知能力得到了提升。

感谢学校给我们的实践机会，希望在以后的学习中能有更多这样的机会。