《液压与气压传动技术》课程设计说明书学院：机电工程学院班级：姓名：学号：指导教师：____2014年1月10日课程设计任务书目录1 课程设计的目的 (1)2 负载分析 (1)2.1负载计算负载图 (1)2.2速度分析速度图 (2)3 初步确定液压缸的结构尺寸 (3)3.1初选液压缸的工作压力 (3)3.2计算确定液压缸的主要结构尺寸 (3)4 液压缸的工况分析与工况图 (4)5 拟订液压系统原理图 (5)5.1选择液压基本回路 (5)5.2将液压回路综合成液压系 (7)6 计算和选择液压元件 (8)6.1确定液压泵的规格与电动机功率 (8)6.2液压阀的选择 (10)6.3油管设计 (11)6.4确定油箱容积 (11)7 液压系统主要性能的验算 (12)7.1液压缸速度的验算 (12)7.2系统中的压力损失验算 (13)7.3液压系统的效率和温升的验算 (16)参考文献 (17)1 课程设计的目的液压传动课程设计是本课程的一个综合实践性教学环节，通过该教学环节，要求达到以下目的：1.巩固和深化已学知识，掌握液压系统设计计算的一般方法和步骤，培养学生工程设计能力和综合分析问题、解决问题能力；2.正确合理地确定执行机构，选用标准液压元件；能熟练地运用液压基本回路、组合成满足基本性能要求的液压系统；3.熟悉并会运用有关的国家标准、部颁标准、设计手册和产品样本等技术资料。

对学生在计算、制图、运用设计资料以及经验估算、考虑技术决策、CAD 技术等方面的基本技能进行一次训练，以提高这些技能的水平。

2 负载分析2.1负载计算 负载图已知工作负载N10000F w =,重力负载0F G =。

启动加速时N 10002.05000F f =⨯=, 快进、工进，快退时N 5001.05000F f =⨯=。

按加减速时间和运动部件的重量，根据动量定理Ft mv =，计算可得惯性负载，由0.05F 605.5105000a ⨯=⨯，得到a F =916.67N 。

取液压缸的机械效率m η=0.9，则液压缸工作阶段的负载值见表表1 液压缸在各个工作阶段的负载值工况 计算公式缸的负载F 启动m f /F F η= 1111.11N加速 ma f /F F F η）（+=2129.63N快进m f /F F η= 555.56N工进 mw f /F F F η）（+=11666.67N快退m f /F F η=555.56N图12.2速度分析 速度图根据题义，快速进、退速度相等，即s m v v /5.531==,行程为m l 4.01=，m l 5.03=；工进速度m in /2.1~05.02m v =，行程为m l 1.02=；根据这些画出速度分析图。

图23 初步确定液压缸的结构尺寸3.1初选液压缸的工作压力组合机床的最大负载为11666.67N 时宜初选液压缸的工作压力p1=3MPa 。

3.2计算确定液压缸的主要结构尺寸为使工作台液压缸快进与快退速度相等，选用单出杆活塞差动连接的方式实现快进，设液压缸两有效面为1A 和A2，且1A =22A ，即D=2d ，查表取回油路背压为0.5MPa ，液压缸快退时背压取0.5MPa 。

由工进工况下液压缸的平衡力平衡方程F A p A p +=2211 ，可得1A =215.0p p F-=610)5.05.03(67.11666⨯⨯-≈42.42cm2A =241D π 则 D=π14A ≈7.35cm=73.5mm圆整取D=75mm 。

又因为d=D22 ，得出d=51.97mm ，查表将其圆整为d=52mm ，计算出液压缸的实际面积2411018.44m A -⨯=， 2A = 1A -241d π=241094.22m -⨯工进时采用调速阀调速，其最小稳定流量min q =0.05L/min,按公式进行计算：q/v=10 2cm ＜2A ，故满足要求。

4 液压缸的工况分析与工况图表2 液压缸在工作循环各阶段压力、流量和功率值图35 拟订液压系统原理图5.1选择液压基本回路(1) 选择调速回路这台机床液压系统功率较小，滑台运动速度低，工作负载为阻力负载且工作中变化小，故可选用进口节流调速回路。

为防止铣完工件时负载突然消失引起运动部件前冲，在回油路上加背压阀。

由于系统选用节流调速方式，系统必然为开式循环系统。

(2) 选择油源形式从工况图可以清楚看出，在工作循环内，液压缸要求油源提供快进、快退行程的低压大流量和工进行程的高压小流量的油液。

最大流量与最小流量之比qmax/qmin= 25。

这表明在一个工作循环中的大部分时间都处于高压小流量工作。

从提高系统效率、节省能量角度来看，选用单定量泵油源显然是不合理的，为此可选用限压式变量泵或双联叶片泵作为油源。

考虑到前者流量突变时液压冲击较大，工作平稳性差，且后者可双泵同时向液压缸供油实现快速运动，最后确定选用双联叶片泵方案，如图a所示。

(3) 选择快速运动和换向回路本系统已选定液压缸差动连接和双泵供油两种快速运动回路实现快速运动。

考虑到从工进转快退时回油路流量较大，故选用换向时间可调的电液换向阀式换向回路，以减小液压冲击。

由于要实现液压缸差动连接，所以选用三位五通电液换向阀，如图b所示。

(4) 选择速度换接回路由于本系统滑台由快进转为工进时，速度变化大为减少速度换接时的液压冲击，选用行程阀控制的换接回路，如图c所示。

(5) 选择调压和卸荷回路在双泵供油的油源形式确定后，调压和卸荷问题都已基本解决。

即滑台工进时，高压小流量泵的出口压力由油源中的溢流阀调定，无需另设调压回路。

在滑台工进和停止时，低压大流量泵通过液控顺序阀卸荷，高压小流量泵在滑台停止时虽未卸荷，但功率损失较小，故可不需再设卸荷回路。

5.2将液压回路综合成液压系图41-双联叶片泵 2-三位五通电磁换向阀 3-行程阀 4-调速阀 5 6 10 13-单向阀 7-顺序阀 8 9-溢流阀 11-过滤器 12-压力表开关 14-压力继电器5.3 控制元件动作顺序表表3注：表中“+”表示电磁铁通电，“-”表示电磁铁断电；“-+”表示行程阀抬起至压下或压力继电器微动开关从断开至合上，“+-”相反。

6 计算和选择液压元件6.1确定液压泵的规格与电动机功率6.1.1 液压泵规格（1）液压泵的工作压力工进时液压泵最大工作压力的计算工进时液压缸的最大工作压力为2.64MPa，如进油路上的压力损失取0.8 MPa，，为了使压力继电器能可靠、有效地工作，取其调整压力比系统最大工作压力再高0.5 MPa，则系统在工进时的最高工作压力应为.264P 3.94MPa=+8.0+=5.0pA快速运动时液压泵最大工作压力的计算双联泵中的大流量泵只有在快进和快退运动时才向系统供油。

由工况图可知，快退时的工作压力比快进时大，为1.89MPa，如取快退时进油路上的压力损失为0.5MP a ，则系统在快退时的最高工作压力应为5.089.1+=pB P =2.49MPa（2）液压泵流量计算取系统泄露系数K=1.2，系统在快退时需要最大流量为min /61.12L 则两个泵的总流量为13.1561.122.1max =⨯==p p KQ Q工进时的最大流量为min /3.5L ，考虑到溢流阀的最小稳定流量为3L/min ，则大流量泵的流量最少应为8.3L/min 。

所以选取液压泵规格为YB-10/12双联叶片泵，转速为960r/min ，压力6.3MPa 。

m in /7m in /9L Q L Q B A ==，min /16L Q p =。

（3）确定液压泵规格按液压泵的额定压力m P 应高于最大工作压力的（25~60）%,即=+=)]6.0~25.0(1[max p m P P 3.94×(1.25~1.6)=(4.925~6.3)MPa6.1.2 电动机功率最大功率出现在快退阶段，取液压缸进油路上压力损失为0.5MPa ，则液压泵输出压为 1.2+0.5=1.7Mpa 。

液压泵的总效率为ηp =0.8，液压泵流量为15.13L/min 。

则电动机功率为：)8.060/(1016107.1/36⨯⨯⨯⨯==-p q p q p P η=550W据此选用Y100-6型立式电动机，其额定功率为1.5KW ，转速为960r/min 。

6.2 液压阀的选择表4 液压元件型号与规格6.3 油管设计液压缸在快进和快退时无杆腔流量较大，计算在快进时液压缸的无杆腔流量=-=1211A A A Q Q p =-⨯94.2218.4418.441631.5L/min液压缸在快退时无杆腔的排油量==212A A Q Q p 94.2218.4416⨯=29.1L/min所以液压缸进出油管的流量按快退时回油管流量计算，并按压力管路的推荐流速s m v /3=来计算油管内径d==v Q d π2=⨯⨯⨯⨯-603101.2923π21043.1-⨯m =14.3mm选取内径为15mm 的无缝钢管6.4 确定油箱容积L Q V p 961666=⨯==7 液压系统主要性能的验算7.1 液压缸速度的验算7.2 系统中的压力损失验算液压元件在额定流量下的额定压力损失液压缸进、出油口至阀组装置中的管道按选定的管道尺寸，即d=15mm ，进、回油管长度暂且均按2m 估算，油液的运动粘度取s m v /104626⨯=，压力损失验算应按整个工作循环中不同阶段分别进行。

1）快进 (1)进油路损失快进时，进油管中液流的雷诺数=⨯⨯⨯⨯⨯⨯⨯===---6010151046105.3144Re 3631ππvd Q v vd 968＜2320 管道中的流动状态为层流，应按公式计算进油管路的沿程压力损失，即△=⨯⨯⨯⨯⨯⨯=⨯⨯=-546654161101525.31104610810108d l vQ P l 0.46×510Pa 进油管的局部压力损失可按式估取为△=1ξP 0.1△n P =0.1×0.46×510=0.046×Pa 510由系统原理图可以看出，快进时，液压缸差动链接，通过单向阀10的流量是9L/min ，通过三位五通阀13的流量是16L/min ，然后以流量31.5L/min 通过行程阀3。

由此可算出快进时的总降压∑△=⨯⨯+⨯+⨯=5222110])635.31(2)6316(4)259(2[v P Pa 51002.1⨯ 快进时进油路上总的压力损失Pa P P P P v l 5511111052.110)02.1046.046.0(⨯=⨯++=++=△△△△ξ(2)回油路损失同理可判断快进时回油路中液流的流动状态是层流，回油管路的流量可知m in /5.152L Q =，其压力损失Pa d l vQ P l 5546642621022.0101525.151046108108⨯=⨯⨯⨯⨯⨯⨯=⨯=-△ 快进时回油路上的局部Pa P P l 552210022.01022.01.01.0⨯=⨯⨯==△△ς快进时液压缸的油液经三位五通电磁阀13和单向阀6的流量均为15.5L/min ，然后经行程阀3流入液压缸无杆腔。