液压传动优秀课程设计.doc

摘要
液压传动是用液体作为来传输能量，液压传动有以下优点：易于取得较大力或力矩，功率重量比大，易于实现往复运动，易于实现较大范围无级变速，传输运动平稳，可实现快速而且无冲击，和机械传动相比易于布局和操纵，易于预防过载事故，自动润滑、元件寿命较长，易于实现标准化、系列化。
液压传动基础目标就是用液压介质来传输能量，而液压介质能量是由其所含有压力及力流量来表现。而全部基础回路作用就是控制液压介质压力和流量，所以液压基础回路作用就是三个方面：控制压力、控制流量大小、控制流动方向。所以基础回路能够根据这三方面作用而分成三大类：压力控制回路、流量控制回路、方向控制回路。
第一章 液压传动设计任务

1.1设计任务
设计一台专用铣床，工作台要求完成快进—工作进给—快退—停止自动工作循环。铣床上工作台重量4000N，工件及家俱重量1500N，铣削阻力最大为9000N,工作台快进、快退速度为4.4m/min,工作进给熟读为0.06—1m/min,往复运动加、减速时间为0.05s,工作台采取平导轨，静动摩擦分别为=0.2,=0.1,工作台快进行程为0.3m.，工进行程为0.1m,,试设计该机床液压系统。
1.2 设计目标
液压传动课程设计是本课程一个综合实践性教学步骤，经过该教学步骤，要求达成以下目标;
（1） 巩固和深化已学知识，掌握液压系统设计计算通常方法和步骤，培养学生工程设计能力和综合分析问题、处理问题能力；
（2）正确合理地确定实施机构，选择标准液压元件；能熟练地利用液压基础回路、组合成满足基础性能要求液压系统；
（3）熟悉并会利用相关国家标准、行业标准、设计手册和产品样本等技术资料。对学生在计算、制图、利用设计资料和经验估算、考虑技术决议、CAD技术等方面基础技能进行一次训练，以提升这些技能水平。
第二章 负载和运动分析
(1)工作负载
对于金属切削机床液压系统来说，沿液压缸轴线方向切削力即为工作负载
即: Ft=21000N
(2)惯性负载
已知开启换向时间为0.05s，工作台最大移动速度，即快进、快退速度为4.2m/min，所以惯性负载可表示为

( 3)阻力负载
导轨正压力等于动力部件重力，设导轨静摩擦力为，则 静摩擦阻力
动摩擦阻力
假如忽略切削力引发颠覆力矩对导轨摩擦力影响，并设液压缸机械效率=0.9，依据上述负载力计算结果，可得出液压缸在各个工况下所受到负载力和液压缸所需推力情况，如表1所表示。
表1 液压缸在各工作阶段负载表（单位：N）
工况
负载组成
负载值F
推力F/
起动

2222.22
加速

1350
1500
快进

1000
1111.11
工进

2
24444.44
快退

1000
1111.11
第三章 负载图和速度图绘制
依据负载计算结果和已知多个阶段速度，可绘制出工作循环图图1（a）所表示，已知快进和快退速度，快进行程l1=100mm工进行程l2=20mm、快退行程l3=l1+l2=120mm，工进速度。
快进、工进和快退时间可由下式分析求出。
快进 ：
工进 ：
快退 ：
依据上述已知数据绘制组合机床动力滑台液压系统绘制负载图（F-t）图1(b),速度循环图（v-t）图1(c)所表示。

图1 速度负载循环图
a)工作循环图 b)负载速度图 c)负载速度图

第四章 确定液压系统关键参数
4.1确定液压缸工作压力
由《液压传动》（第2版）表11-2和表11-3可知，组合机床液压系统在最大负载约为2 N时宜取P1=4MP。
4.2计算液压缸关键结构参数
因为工作进给速度和快速运动速度差异较大，且快进、快退速度要求相等，从降低总流量需求考虑，应确定采取单杆双作用液压缸差动连接方法。这种情况下，A（无活塞）=2A（有活塞）即活塞杆直径d和缸筒直径D呈d=0.707D关系。
液压缸回油腔应设置一定背压(经过设置背压阀方法)，依据《现代机械设备设计手册》选择此背压值为P2=0.8MPa。
快进时液压缸即使作差动连接（即有杆腔和无杆腔均和液压泵来油连接），但连接管路中有压降存在，有杆腔压力必需大于无杆腔，估算时取0.5MPa。
快退时回油腔中也是有背压，这时选择被压值=0.6MPa。
工进时液压缸推力：
，
式中：F ——负载力
hm——液压缸机械效率
A1——液压缸无杆腔有效作用面积
A2——液压缸有杆腔有效作用面积
p1——液压缸无杆腔压力
p2——液压有没有杆腔压力
所以，依据已知参数，液压缸无杆腔有效作用面积可计算为

液压缸缸筒直径为
mm
因为有前述差动液压缸缸筒和活塞杆直径之间关系，d=0.707D，所以活塞杆直径为d=0.707×89.46=63.32mm，将这些直径圆整成就近标准值时得：D=110mm，活塞杆直径为d=80mm。
由此求得，液压缸两腔实际有效面积分别为：

经检验，活塞杆强度和稳定性均符合要求。
工作台在快进过程中，液压缸采取差动连接，此时系统所需要流量为

工作台在快退过程中所需要流量为

工作台在工进过程中所需要流量为
q工进 =A1×v工进=0.34L/min
表2 各工况下关键参数值
工 况
推力F′/N
回油腔压力P2/MPa
进油腔压力P1/MPa
输入流量q/L· min-1
输入功率P/Kw
计算式
快
进
开启
2222.22
0
0.888
——
——

加速
1500
1.244
0.744
——
——
快速
1111.11
1.166
0.666
21.1
0.234
工进
24444.44
0.8
2.95
0.475
0.0233

快退
起动
2222.22
0
0.497
——
——

加速
1500
0.6
1.609
——
——
快退
1111.11
0.6
1.522
18.8
0.339
制动
650
0.6
1.42
——
——
注：。

图2 组合机床液压缸工况图
第五章 液压系统方案设计
和全部液压系统设计要求一样，该组合机床液压系统应尽可能结构简单，成本低，节省能源，工作可靠。
5.1选择实施元件
为了实现快进，快退速度相等，所以选择单活塞杆液压缸，快进时差动连接，无杆腔面积A1等于有杆腔面积A2两倍。
5.2 液压回路选择
5.2.1选择调速回路
从工况图中能够清楚地看到，在这个液压系统工作循环内，液压要求油源交替地提供低压大流量和高压小流量油液。最大流量和最小流量之比约为44，而快进快退所需时间和工进所需时间分别为

亦即是/=8所以从提升系统效率、节省能量角度来看，选择单个定量泵作为整个系统油源，液压系统会长时间处于大流量溢流状态，从而造成能量大量损失，这么设计显然是不合理。
宜选择大、小两个液压泵自动并联供油油源方案，由双联泵组成油源在工进和快进过程中所输出流量是不一样，此时液压系统在整个工作循环过程中所需要消耗功率估大，但选择双联液压泵供油方案，有利于降低能耗和生产成本，图3所表示。

图3 双泵供油油源
5.2.2选择快速运动和换向回路
本设计采取二位二通电磁阀速度换接回路，控制由快进转为工进，即快进时，由大小泵同时供油，液压缸实现差动连接，所以它快进快退换向回路采取图4所表示形式。

图4 换向回路
5.2.3选择速度换接回路
所设计多轴钻床液压系统对换向平稳性要求不高，流量不大，压力不高，所以选择价格较低电磁换向阀控制换向回路即可。为便于实现差动连接，选择三位五通电磁换向阀。为了调整方便和便于增设液压夹紧支路，应考虑选择Y型中位机能。
由组合机床液压缸工况图及前述计算可知，当工作台从快进转为工进时，输入液压缸流量由21.1L/min降0.475 L/min，滑台速度改变较大，可选二位二通行程换向阀来进行速度换接，以降低速度换接过程中液压冲击。
选择双作用叶片泵双泵供油，调速阀进油节流阀调速开式回路，溢流阀做定压阀。为了换速和液压缸快退时运动平稳性，回油路上设置背压阀，初定背压值Pb=0.8MPa。

图5 速度换接回路
5.3组成液压系统原理图
选定调速方案和液压基础回路后，再增添部分必需元件和配置部分辅助性油路，如控制油路、润滑油路、测压油路等，并对回路进行归并和整理，就可将液压回路合成为液压系统，即组成图6所表示液压系统图，在后面进行介绍。
第六章 液压元件选择
6.1确定液压泵
本设计所使用液压元件均为标准液压元件，所以只需确定各液压元件关键参数和规格，然后依据现有液压元件产品进行选择即可。
6.1.1计算液压泵最大工作压力
因为本设计采取双联泵供油方法，依据液压系统工况图，大流量液压泵只需在快进和快退阶段向液压缸供油，所以大流量泵工作压力较低。小流量液压泵在快速运动和工进时全部向液压缸供油，而液压缸在工进时工作压力最大，所以对大流量液压泵和小流量液压泵工作压力分别进行计算。
对于调速阀进口节流调速回路，液压缸在整个工作循环中最大工作压力为2.95MPa,由《液压传动》（第2版）选择进油路上总压力损失为0.8MPa，同时考虑到压力继电器可靠动作要求压力继电器动作压力和最大工作压力压差为0.5MPa，则小流量泵最高工作压力为：

由组合机床液压缸工况图2可知，快退时液压缸中工作压力比快进时大，如取进油路上压力损失为0.5MPa，则大流量泵最高工作压力为：

6.1.2计算总流量
在整个工作循环过程中，两个液压泵应向液压缸提供最大流量为21.1L/min，若整个回路中总泄漏量按液压缸输入流量10%计算，则液压油源所需提供总流量为：

工作进给时，输入液压缸流量约为0.475L/min，但因为溢流阀最小稳定溢流量3 L/min，故小流量泵供油量最少应为3.475L/min。
据据以上液压油源最大工作压力和总流量计算数值查阅产品样本，选择PV2R12-6/26型双联叶片泵，其中小泵排量为6mL/r，大泵排量为26mL/r，若取液压泵容积效率=0.9，则当泵转速=940r/min时，液压泵实际输出流量为

因为液压缸在快退时输入功率最大，这时液压泵工作压力为1.92MPa、流量为23.21r/min。取泵总效率，则液压泵驱动电动机所需功率为：

依据上述功率计算数据，此系统选择Y100L-6型电动机，其额定功率，额定转速。
6.2确定其它元件及辅助元件
6.2.1阀类元件及辅助元件
依据阀类元件及辅助元件系统油路最高工作压力和经过各阀类元件及辅件实际流量，查阅产品样本，选出阀类元件和辅件规格如表6所列。

表3 液压元件规格及型号
序号
元件名称
估量经过流量q/L/min
型号、规格
额定流量qn/L/min
额定压力Pn/MPa
额定压降∆Pn/MPa
1
双联叶片泵
—
PV2R12-6/26
(5.1+22)
16/14
—
2
三位五通电液换向阀
50
35DYF3Y—E10B
80
16
<0.5
3
行程阀
60
AXQF—E10B
63
16
<0.3
4
调速阀
<1
AXQF—E10B
6
16
—
5
单向阀
60
AXQF—E10B
63
16
0.2
6
单向阀
25
AF3-Ea10B
63
16
0.2
7
液控次序阀
22
XF3—E10B
63
16
0.3
8
背压阀
0.3
YF3—E10B
63
16
—
9
溢流阀
5.1
YF3—E10B
63
16
—
10
单向阀
22
AF3-Ea10B
63
16
<0.02
11
滤油器
30
XU—63×80-J
63
—
<0.02
12
压力表开关
—
KF3-E3B 3测点
—
16
—
13
单向阀
60
AF3-Fa10B
100
6.3
0.2
14
压力继电器
—
PF—B8L
—
0
—

6.2.2 确定油管直径
在选定了液压泵后，因为液压缸在实际快进、工进和快退运动阶段运动速度、时间和进、出流量，和原定数值不一样，所以要重新计算结果如表4所表示。
表中数值说明，液压缸快进、快退速度和设计要求相近。这表明所选液压缸型号、规格是适宜。
表4 液压缸进、出流量和运动速度

流量、速度
快进
工进
快退
输入流量/(L/min）

排出流量/(L/min）

运动速度/(L/min）

依据表中数值，当油液在压力管中流速取3m/s时，可算得和液压缸无杆腔和有杆腔相连油管内径分别为：

取标准值20mm；

取标准值15mm。
所以和液压缸相连两根油管能够根据标准GB/T2351—选择公称通径为和无缝钢管。
6.2.3 油箱设计
油箱设计可先依据液压泵额定流量根据经验计算方法计算油箱体积，然后再依据散热要求对油箱容积进行校核。
油箱中能够容纳油液容积按JB/T7938—1999标准估算，取时，求得其容积为

按JB/T7938—1999要求，取标准值V=250L
第七章 液压系统性能验算
7.1验算系统压力损失并确定压力阀调整值
因为整个系统压力损失无法全方面估算，故只能先按《液压传动》（第2版）式（3-46）估算阀类元件压力损失，待设计好管路布局图后，加上管路沿程损失和局部损失即可。
7.1.1 快进
滑台快进时，液压缸差动连接，由表4和表5可知，进油路上油液经过单向阀10流量是22L/min，经过电液换向阀2流量是27.1L/min，然后和液压缸有杆腔回油汇合，以流量51.24L/min经过行程阀3并进入无杆腔。所以进油路上总压降为

此值不大，不会使压力阀开启，故能确保两个泵流量全部进入液压缸。
回油路上，液压缸有杆腔中油液经过电液换向阀2和单向阀6流量全部是24.14L/min，然后和液压泵供油合并，经行程阀3流入无杆腔。由此可算出快进时有杆腔压力p2和无杆腔压力p1之差。

此值小于原估量值0.5MPa（见表2），所以是偏安全。
7.1.2 工进
工进时，油液在进油路上经过电液换向阀2流量为0.475L/min，在调速阀4处压力损失为0.5MPa；油液在回油路上经过换向阀2流量是0.22L/min，在背压阀8处压力损失为0.5MPa，经过次序阀7流量为（0.22+22）L/min=22.24L/min，所以这时液压缸回油腔压力为p2为

可见此值小于原估量值0.8MPa。故可按表2中公式重新计算工进时液压缸进油腔压力p1，即

此值和表2中数值2.95MPa相近。
考虑到压力继电器可靠动作需要压差Δpe=0.5MPa，故溢流阀9调压pp1A应为

7.1.3快退
快退时，油液在进油路上经过单向阀10流量为22L/min，经过换向阀2流量为27.1L/min；油液在回油路上经过单向阀5、换向阀2和单向阀13流量全部是57.52L/min。所以进油路上总压降为

此值较小，所以液压泵驱动电动机功率是足够。回油路上总压降为

此值和表2估量值相近，故无须重算。所以，快退时液压泵最大工作压力pp应为

所以大流量液压泵卸荷次序阀7调压应大于1.604MPa。
7.2油液温升验算
在工作时，有压力损失、容积损失和机械损失，这些损失所消耗能量多数转化为热能，使油温升高，造成油粘度下降、油液变质、机器零件变形等，影响正常工作。为此，必需控制温升ΔT在许可范围内，如通常机床D= 25～30 ℃；数控机床D≤25 ℃；粗加工机械、工程机械和机车车辆D= 35～40 ℃。
液压系统功率损失使系统发烧，单位时间发烧量f（kW）可表示为

式中 —— 系统输入功率（即泵输入功率）（kW）；
—— 系统输出功率（即液压缸输出功率）（kW）。
工进时液压缸有效功率（即系统输出功率）为

这时大流量泵经过次序阀10卸荷，小流量泵在高压下供油，所以两泵总输出功率（即系统输入功率）为：

由此得液压系统发烧量为

即可得油液温升近似值：

温升小于一般机床许可温升范围，所以液压系统中不需设置冷却器。
7.3 液压传动回路系统确实定
要实现系统动作，即要求实现动作次序为：开启→加速→快进→减速→工进→快退→停止。则可得出液压系统中各电磁铁动作次序如表3所表示。表中“+”号表示电磁铁通电或行程阀压下；“-”号表示电磁铁断电或行程阀复位。

表5 电磁铁动作次序表

工况 工件
1YA
2YA
行程阀
快进
+
-
-
工进
+
-
+
快退
-
+
+

图6 液压系统图
系统图原理：
1.快速前进
电磁铁1YA通电，由泵输出地压力油经2三位五通换向阀右侧，这时主油路为：
进油路：双联泵→单向阀10→三位五通换向阀2（1YA得电）→行程阀3→液压缸左腔。
回油路：液压缸左腔→三位五通换向阀2（1YA得电）→单向阀6→行程阀3→液压缸右腔。
由此形成液压缸两腔连通，实现差动快进，因为快进负载压力小，系统压力低，变量泵输出最大流量。
2.工进
进油路：双联泵→单向阀10→三位五通换向阀2（1YA得电）→调速阀4→液压缸右腔。
回油路：液压缸左腔→三位五通换向阀2→背压阀8→液控次序阀7→油箱。
3.快退
进油路：双联泵→单向阀10→三位五通换向阀2（2YA得电）→液压缸左腔。
回油路：液压缸右腔→单向阀5→三位五通换向阀2（右位）→油箱。
4.停止
当滑台快速退回到原位时，挡块压下原位行程开关，发出信号，使2YA断电，换向阀2处于中位，液压缸两腔油路封闭，滑台停止运动。这时液压泵输出油液经换向2直接回油箱，泵在低压下卸荷。
设计小结
设计是一个系统性工作，需要我们把所学东西全部很深刻了解，而且知道怎样去应用，然后把她们串在一起，这就要求我们在以后学习中，不仅要学通学懂，更要学会理论联络实际。
经过这次课程设计，让我们每个人全部切身体验了课程设计基础模式和相关步骤。在这次课程设计中，我学会了怎样依据老师所给题目去构思，搜集和整理设计中所需要资料。在这些日子里，我们全部夜以继日演算相关数据，在参考书上寻求参考资料，使我们真正地尝试到了作为一名设计者辛酸和喜悦。
我们将理论知识和实际设计相结合，真正做到了理论联络实际，而且学会了怎样综合去利用所学知识，使我们对所学知识有了愈加深刻认识和了解，让我们受益匪浅。
在此次设计也让我们体验到了团体合作关键性和必需性。设计是一个庞大而复杂系统工程，单枪匹马是极难顺利完成任务，这就要求我们要有合理分工和亲密配合，将一个个复杂问题分解成一个个小问题，然后再各个击破，只有这么才能设计出很实用产品，同时也能够大大提升工作效率。而且大家全部参与进来，全部能学到知识。
以后我们对设计又有了一个更深刻而又系统认识。
参考文件
[1] 王积伟，章宏甲，黄谊.液压传动.第二版.北京：机械工业出版社，206.12（8重印）
[2] 马振福.液压和气动传动.第二版.北京：机械工业出版社，.1
[3] 成大先.机械设计手册[单行本液压传动]. 北京：化学工业出版社，
[4] 陈启松.液压传动和控制手册[M]. 上海：上海科学技术出版社，