液压及气压传动课程设计报告范例.doc

-液压与气压传动课程设计说明书院 系：专 业：班 级：姓 名：学 号：指导教师：目录一、设计题目.3二、负载分析.42.1 负载与运动分析.42.2 负载图和速度图的绘制.4三、设计方案拟定.63.1 选择液压根本回路.73.2 组成液压系统原理图.73.3 系统图的原理.8四、参数计算.84.1液压缸参数计算.84.2液压泵的参数计算.124.3电动机的选择. . . .12五、元件选择.145.1 确定阀类元件及辅件 .145.2油管的选择.145.3油箱容积确实定.15六、液压系统性能验算.156.1 验算系统压力损失.156.2 验算系统发热与温升.17七、小结.18八、参考文献.18液压与气压课程设计任务书题目：卧式单面多轴钻孔组合机床动力滑台液压系统设计 黄一鸣 专业 机械设计制造及其自动化班级0985 *4 指导教师胡竟湘 钟定清 一、 根本任务及要求：一台卧式单面多轴钻孔组合机床，动力滑台的工作循环是：快进工进快退停顿。液压系统的主要性能参数要求如下，轴向切削力为24000N；滑台移动部件总质量为510kg；加、减速时间为0.2s；采用平导轨，静摩擦系数为0.2，动摩擦系数为0.1，；快进展程为200mm，工进展程为100mm，快进与快退速度相等，均为 3.5mmin，工进速度为 3040mmmin。工作时要求运动平稳，且可随时停顿运动。试设计动力滑台的液压系统。 课程设计时间为一周，其具体要求为：1液压系统原理图图中应附有液压元件明细表，各执行元件的动作顺序工作循环图和电器元件动作顺序表； 2液压缸装配图一A1； 3液压缸活塞零件图一A3；4设计计算说明书一份。 二、进度安排及完成时间：1宣布设计任务，明确课题任务及要求，收集阅读有关设计资料 0.5天 2液压与气压系统的设计与计算： 1天1液压与气压系统工况分析和负载计算； 2执行元件主要参数的计算与确定； 3液压系统方案确实定、液压系统原理图的拟订； 4液压元件的计算和选择、液压系统性能的验算；3详细设计： 2.5天 1液压系统原理图设计 2液压缸装配图设计及零件图设计 4撰写设计、计算说明书 0.5天5设计总结和辩论 0.5天. z.-二、负载分析2.1负载与运动分析1工作负载：工作负载即为轴向切削力Ff=24000。2摩擦负载：摩擦负载即为导轨的摩擦阻力：静摩擦阻力Ffs=0.2 ×5100=1020.动摩擦阻力 Ffd=01 × 5100=5103惯性负载:取重力加速度，则有移动部件质量为m=510kg。Fm=M×v÷t=510×3.5÷60÷0.2=148.75N=149N取=0.95。启动：=1020N Ft=F/=1020/0.95=1073.7N加速:=1020+149=1169N Ft=F/=1169/0.95=1230.5N快进:=510N Ft=F/工进: =1020+25800=245100NFt=F/=245100/0.95=25800N快退:=510N Ft=F/=510/0.95=536.8N表1 液压缸各阶段的负载和推力(液压缸的机械效率取=0.95)工况负载组成液压缸负载液压缸推力(Ft)F/启动10201073.7加速11691230.5快进510536.8工进24510025800快退510536.8注：不考虑动力滑台上颠覆力矩的作用。2.2负载图和速度图的绘制负载图按表1中所示数据绘制，如下列图1所示。图1 负载循环图速度图按如下数值绘制:快进速度与快退速度分别为：v1=v2=3.5/min快进展程：L1=200mm工进展程：L2=100mm快退行程：L3=L1+L2=300mm工进速度：v2=0.030.04m/min速度图如下列图2所示图2 速度循环图三、设计方案拟定1：确定液压泵类型及调速方式 参考同类组合机床，选用双作用叶片泵双泵供油，调速阀进油节流调速的开式回路，溢流阀做定压阀。为防止孔钻通时负载突然消失引起运动部件前冲，在回路上加背压阀，初定背压值Pb=0.8Mpa.2选用执行元件 因系统动作循环要求正向快进和工作，反向快退，且快进快退速度相等，因此选用单活塞杆液压缸，快进时差动连接，无杆腔面积A1等于有杆腔面积A2的二倍。3：快速运动回路和速度换接回路 根据运动方式和要求，采用差动连接和双泵供油二种快速运动回路来实现快速运动。即快进时，由大小泵同时供油，液压缸实现差动连接。 采用二位二通电磁阀的速度换接回路，控制由快进转为工进。与采用行程阀相比，电磁阀可直接安装在液压站上，且能实现自动化控制，由工作台的行程开关控制，管路较简单，行程大小也容易调整，另外采用液压顺序阀与单向阀来切断差动油路。因此速度换接回路为行程阀与压力联合控制形式。4：换向回路的选择本系统对换向的平稳性没有严格的要求，所以选用电磁换想阀的换向回路。为便于实现差动连接，所以选用三位五通电磁换向阀。为提高换向的位置精度，采用死挡铁铁和压力继电器的行程终点返程控制。5：组成液压系统绘原理图 将上述选出的液压根本回路组合在一起，并根据要求作必要的修改补充，即组成如图4-1所示的液压系统图。为便于观察调整压力，在液压泵的进口处，背压阀和液压缸无杆腔进口处设置测压点，并设置多点压力表开关。这样只需一个压力表即能观测各点压力。 图2-1 组合机床动力滑台液压系统原理图液压系统中各电磁铁的动作顺序如表2-2所示1Y2Y3Y快进+-工进+-+快退-+-停顿- 表2-2电磁铁动作顺序表四、参数计算（一） 液压缸参数计算1：初选液压缸的工作压力，所设计的动力滑台在工进时负载最大，在其他工况负载都不太高，参考表2和表3初定液压缸的工作压力P1=40×105Pa。表2 按负载选择工作压力、负载/KN<5510102020303050>50工作压力p/MPa<0.811.522.5334455表3 液压常用设备的工作压力设备类型机 床农业机械或中型工程机械液压机、重型机械、起重运输机械磨床组合机床龙门刨床拉床工作压力p/MPa0.823528810101820322：确定液压缸的主要构造尺寸要求动力滑台的快进，快退速度相等，现采用活塞杆固定的单杆式液压缸。快进时采用差动连接，并取无杆腔有效面积A等于有杆腔有效面积 A的二倍即A =2 A。为了防止在钻孔钻通时滑台突然前冲，在回油路中装有背压阀，按表8-2，初选背压阀 =8×105Pa。快进时液压缸虽然作差动连接，但是由于油管中有压降存在，有杆腔的压力必须大于无杆腔，估算时可取。快退时回油腔中有背压，这时也可按5Pa 估算。表4 执行元件背压的估计值系统类型背压力/MPa中、低压系统08MPa简单系统和一般轻载的节流调速系统0.20.5回油路带调速阀的调速系统0.50.8回油路带背压阀0.51.5采用带补液压泵的闭式回路0.81.5中高压系统>816MPa同上比中低压系统高50%100%高压系统>1632MPa如锻压机械等初算时背压可忽略不计由前面的表格知最大负载为工进阶段的负载F=25800N，按此计算A1.则液压缸直径由A =2 A，可知活塞杆直径D=，d=0.707D=0.707×95.5mm=67.55mm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。圆整后得 D=100mm d=70mm按标准直径算出 按最低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q=0.05/min，因工进速度V=0.03m/min为最小速度，则有A=78.54cm216.67cm2,满足最低速度的要求。3：计算液压缸各阶段的工作压力，流量和功率 根据液压缸的负载图和速度图以及液压缸的有效面积，可以算出液压缸工作过程各阶段的压力，流量和功率，在计算工进时背压按Pb=8×105Pa代入，快退时背压按Pb=5×105Pa代人计算公式和计算结果于下表中表3-1：液压缸所需的实际流量，压力和功率工作循环负载F进油压力Pj回油压力Pb所需流量q 输入功率PNPaPaL/minkw差动快进536.8Pj=Pj=6.65×105 Pa = +P =11.65×105 q=V(A1-A2)q=3.5m/min×(-)=13.475 L/minP= PjqP= 6.65×105Pa×13.475 L/min=0.149 kw工进25800Pj=Pj=36.9×105 PaPb=8×105Paq=VA1q=0.03m/min×=0.314 L/minP=PjqP=36.9×105pa ×0.314 L/min=0.0193 kw快退536.8Pj=Pj=11.2×105 PaPb=5×105Paq=VA2q=3.5m/min×=14.0 L/minP=PjqP=11.2×105 Pa ×14.0 L/min=0.2613 kw注：1.差动连接时，液压缸的回油口到进油口之间的压力损失P=5×Pa,而 = +P。2：快退时，液压缸有杆腔进油，压力为,无杆腔回油，压力为.退时回油腔中有背压，这时也可按5Pa 估算.各阶段压力图各阶段流量图液压缸的工况图（二） 液压泵的参数计算由表3-1可知工进阶段液压缸工作压力最大，假设取进油路总压力损失P=5×Pa，压力继电器可靠动作需要压力差为5×105Pa，则液压泵最高工作压力可按式下式算出= +P+5×=(36.9+5+5)×Pa=46.9×Pa 因此泵的额定压力可取Pr1.25×46.9×105Pa=58.625×Pa由表3-1可知，工进时所需流量最小是0.314/min，设溢流阀最小溢流为2.5L/min。 取泄露系数K=1.1,则小流量泵的流量应为(1.1×0.314+2.5)L/min=2.8454L/min 快进快退时液压缸所需的最大流量是14.0L/min，则泵的总流量为=1.1×14.0L/min=15.4L/min即大流量泵的流量=15.4-2.8454=12.5546L/min。根据上面计算的压力和流量，并考虑液压泵存在容积损失，查"液压元件及选用"，选用YB1-10/2.5型的双联叶片泵，该泵额定压力为6.3MPa.额定转速为1450r/min.三电动机的选择 系统为双泵供油系统，其中小泵1的流量=0.060, 大泵流量=0.242 m/s。差动快进，快退时两个泵同时向系统供油；工进时，小泵向系统供油，大泵卸载。下面分别计算三个阶段所需的电动机功率P。1：差动连接 差动快进时，大泵2的出口压力经单向阀11与小泵1集合，然后经单向阀2，三位五通阀3，二位二通阀4进入液压缸大腔，大腔的压力,由样本可知，小泵的出口压力损失P=4.5×105Pa，大泵出口到小泵的压力损失。于是计算得小泵的出口压力 (总效率=0.5)，大泵出口压力 (总效率=0.5).电动机功率：2:工进 考虑到调速阀所需最小压力差。压力继电器可靠动作需要压力差因此工进时小泵的出口压力.而大泵的卸载压力取=2×105Pa.小泵的总效率=0.565，大泵总效率=0.3。电动机功率：3：快退 类似差动快进分析知：小泵的出口压力Pp1=15.7×105Pa(总效率=0.5)，大泵出口压力Pp2=17.2×105Pa(总效率=0.51).电动机功率：综合比拟，快退时所需功率最大。据此查样本选用Y90s-4异步电动机，电动机功率1.1KW。额定转速1400r/min。五、元件选择1：确定阀类元件及辅件 根据系统的最高工作压力和通过各阀类元件的实际流量，查阅产品样本，选出的阀类元件和辅助规格如下表所示。其中溢流阀12按小流量泵的额定流量选取。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的序号一致。表五：液压元件明细表序号元件名称最大通过流量/L.min-1型号备注价格 厂家1双联叶片泵19YB1-10/2.5查"液压元件及选用"表2-58CLAIR昌林生产厂家900元2单向阀19I-25B查"液压元件及选用"表4-146CLAIR昌林生产厂家50元3三位五通电磁阀3835-63BY查"液压元件及选用"表4-170CCLAIR昌林生产厂家630元4二位二通电磁阀3822-63BH查"机械设计手册单行本"表20-7-1645调速阀3.82Q-10H8查"机械设计手册单行本"表20-7-1246压力继电器DP1-63B查"液压元件及选用"表4-967单向阀19I-25B查"液压元件及选用"表4-1468液控顺序阀0.16*Y-25B查"液压元件及选用"表4-819背压阀0.16B-10B查"机械设计手册单行本"表20-7-8410液控顺序阀卸载用12*Y-25B查"液压元件及选用"表4-8111单向阀12I-25B查"液压元件及选用"表4-14612溢流阀4Y-10B查"液压元件及选用"表4-14CLAIR昌林生产厂家110元13过滤器38*U-B32×100查"液压元件及选用"表5-1714压力表开关K-6B2：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。由于本系统液压缸差动连接快进快退时，油管通油量最大，其实际流量为泵的额定流量的两倍达38L/min ，液压缸进、出油管直径由下表可知。为统一规格，按产品样本选取所有油管均为径15mm,外径19mm的10号冷拔管。3：油箱容积确实定中压系统的油箱容积一般取液压泵额定流量的57倍，现取7倍，故油箱容积为 V=(7×19)L=133L六、液压系统性能验算（一） 压力损失的验算及泵压力的调整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0.314L/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，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的液压缸的工作压力加上进油路压差，并考虑压力继电器动作需要，则=36.9+5+5×10Pa=46.9×10Pa即小流量泵的溢流阀12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2倍，其压力损失比快进时的要大，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。由于系统管路布局尚未确定，所以只能估算系统压力损失。估算时，首先确定管道液体的流动状态。现取进，回油路管道长为l=1.8m，油管直径d=15×10m，通过的流量为进油路q=19L/min=0.317×10m/s，回油路q=38L/min=0.633×10m/s，油的运动粘度取v=1.5cm/s，油的密度=900kg/m,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 按式2-19经单位换算为Re=式中 v平均流速m/s；D油管径m；油的运动粘度cm/s q 通过的流量m/s 则进油路中的液流雷诺数为 R=回油路中的液流雷诺数为 R=由上可知，进油路中的流动都是层流。2沿程压力损失 由式2-33可算出进油路和回油路的压力损失。在进油路上，流速则压力损失为在回油路上，流速为进油路流速的2倍即V=3.58m/s则压力损失为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油路的压力损失，通过各阀的局部压力损失按式1-39计算，结果于表五中。表六：阀类元件局部压力损失元件名称额定流量/L.min实际通过的流量q/L.min额定压力损失实际压力损失单向阀2251620.82三位五通电磁阀36316/3240.26/1.03单向阀11251241.03二位二通电磁阀4633241.03注：快退时经过三位五通阀的两油道流量不同，压力损失也不同假设取集成块进油路的压力损失=0.3×10Pa,回油路压力损失为=0.5×10Pa，则进油路和回油路总的压力损失为=0.62+0.82+0.26+0.46+0.3×10Pa=2.46×10Pa=1.24+1.03+1.03+0.5×10Pa =3.26×10Pa前面已算出快退时液压缸负载F=536.8N；则快退时液压缸的工作压力为 P=(536.8+)/ =(536.8+3.26×10×78.54×)/40.05×Pa=7.733×Pa可算出快退时泵的工作压力为 = P+=(7.733+2.46) ×10Pa =10.193×105Pa因此，大流量泵卸载阀10的调整压力应大于10.193×105Pa。从以上验算结果可以看出，各个工况下的实际压力损失都小于初选的压力损失值，说明液压系统的油路构造，元件的参数是合理的，满足要求。（二） 液压系统的发热和升温验算在整个工作循环中。工进阶段所占用的时间最长，所以系统的发热主要是工进阶段造成的，故按工进工况验算系统升温。工进时液压泵的输入功率如前面计算 P=655.3W工进时液压缸的输出功率=FV=(25800×0.03/60)W=12.9W系统总的发热功率为： = P-=(655.3-12.9)W=642.4W容积V=133L=133×10m,则近似散热面积A为 A=0.065=1.6913假定通风良好，取散热系数,则可得油液升温为设环境温度，则热平衡温度为所以油箱散热根本可到达要求。七、小结为期一周的液压课程设计是完毕了，虽然经历的时间不多，也感觉时间不够用，学到的东西还是蛮多的。液压我们是上学期学的，课程设计拉到这个学期，还是起到一个蛮好的复习作用。自己刚开场做的时候，发现自己都忘得差不多了，也是参考着前辈们做的课程设计才略微的捡起一些液压知识。其次，理论终究是归理论，液压课本知识学得再好，当然自己也没学好，做起设计起来还是蛮吃力的。又要考虑理论局部，还得结合现实的实际情况。我想这就是为什么很多公司比拟重视工作经历的原因吧。以后还是得劲量珍惜这为数不少的设计环节。最后，因为自己是走读生住在外面，这课程设计是一个人闷着搞啊。好多东西都没弄清，去公寓走了一趟，顿然开朗啊。这或许就是集体的智慧还是更伟大些，这也说明自己的那种合作理念不行啊。总之这次课程设计受益匪浅，希望学校还多增加一些实践环节。八、参考文献【1】王守城段俊勇."液压元件及选用".【2】胡竞湘 "液压与气压传动" 【3】成大先 "机械设计手册单行本液压与气压传动". z.