1、液壓與氣壓傳動課程設計設計題目：鏜孔專用組合機床的液壓系統清單表： 1、設計計算說明書1份 2、液壓缸（或液壓站）部件裝配圖1張 3、非標準零件圖1張 4、液壓系統原理圖1張工程學院機械系機制 1081 班完 成 人趙思佳 學 號200811411133 指導教師 尹凝霞 完成日期 2011 年 1 月 10日成 績 廣東海洋大學工程學院機械工程系液壓與氣壓傳動課程設計計算說明書 設計題目：鏜孔專用組合機床的液壓系統班 級 機制1081 完成人趙思佳學 號200811411133指導教師尹凝霞 2011 年 1 月 10 日廣東海洋大學工程學院機械系一，設計題目及其要求題目：設計一臺汽車變速箱

2、體孔系鏜孔專用組合機床的液壓系統。要求該組合機床液壓系統要完成的工作循環是：夾具夾緊工件工作臺1快進工作臺2工進終點停留工作臺快退工作臺起點停止夾具松開工件。該組合機床運動部件的重量（含工作臺基多軸箱）為20000N，快進、快退速度為6m/min，一工進的速度為8001000mm/min，二工進的速度為600800mm/min，工作臺的最大行程為500mm，其中工進的總行程為300mm，工進是的最大軸向切削力為20000N，工作臺采用山字形平面型組合導軌支撐方式，夾具夾緊缸的夾緊行程為25mm，夾緊力在2000014000N之間可調，夾緊時間不大于一秒鐘。設計要求：1）、完成該液壓系統的工況分

3、析，系統計算并最終完成該液壓系統工作原理圖的工作；2）、根據已完成的液壓系統工作原理圖選擇標準液壓元件；3）、對上述液壓系統鐘的液壓缸進行結構設計，完成液壓缸的相關計算何部件裝配圖設計，并對其中的12個非標零件進行零件圖設計。二、工況分析動力滑臺所受負載見表2-1。其中靜摩擦負載：0.50.220000+0.520000cos45=4828N動摩擦負載：0.50.120000+0.120000cos45=2414N. 慣性負載： N式中 、，分別為靜、動摩擦因數，分別取=0.2、=0.1。為啟動或者制動前后的速度差，本例中=0.1m/s，啟動或者制動時間，取=0.05s。設一工進行程200mm

4、，二工進行程100mm。 根據上述計算結果，列出各階段所受的外負載（見表2-1），并畫出如圖2-2所示的速度循環圖和負載循環圖 表2-1工況計算公式外負載（N）啟動、加速8910快進24141工進224142工進22414快退2414圖2-2三擬定液壓系統原理圖1.確定供油方式考慮到該機床在工作時負載較大，速度較低。而在快進、快退時負載較小，速度較高。從節省能源、減少發熱考慮，泵源系統選限壓式變量葉片泵。2.調速方式的選擇在中小型專用機床的液壓系統中，進給速度的控制一般采用節流閥或調速閥。根據該類專用機床工作時對低速性能和速度負載特性都有一定要求的特點，決定采用限壓式變量泵和調速閥組成的容積節

5、流調速。這種調速回路具有效率高、發熱小和速度剛性好的特點，并且調速閥裝在回油路上，具有承受負切削力的能力。3.速度換接方式的選擇本系統采用電磁閥在快慢速換接回路，它在特點是結構簡單是、調節行程比較方便，閥的安裝也較容易，但速度熱換接的平穩性較差。進給液壓缸在快進時采用差動連接4.夾緊回路的選擇 用二位四通電磁閥來控制夾緊、松開換向動作時，為了避免工作時突然失電而松開，應失電夾緊方式。在該該回路中還裝有裝有減壓閥，用來調節夾緊力的大小和保持夾緊力的穩定。 最后把所選擇的液壓回路組合起來，即可組合成液壓系統原理圖與明細表中的液壓系統原理圖。液壓系統原理圖如下圖3-1：圖3-1四液壓系統的計算和選擇

6、液壓元件 1.液壓缸主要尺寸的確定 1）工作壓力p的確定。工作壓力p可根據負載的大小及機器的類型來初步確定，現參閱液壓系統設計簡明手冊取液壓缸工作壓力為4MPa。 2）計算液壓缸內徑D和活塞桿直徑d。由負載圖知最大負載力為22414N，按手冊中表2-2上可取為0.5MPa，為0.95，考慮到快進、快退速度相等，取d/D為0.7。將上述數據代入手冊式（2-3）可得 D=m=90mm據表2-4，將液壓缸內徑圓整為標準系列直徑D=100mm；活塞桿直徑d，按d/D=0.7,得d=70mm。按工作要求夾緊力由單個夾緊缸提供，考慮到夾緊力的穩定，夾緊缸的工作壓力應低于進給缸的工作壓力，現取夾緊缸的工作壓

7、力為2.5MPa，回油背壓力為零，為0.95，則按式（2-3）可得 D=m=87m按表2-4及表2-5液壓缸和活塞桿的尺系列，取夾緊缸的D為100mm,安工作壓力取d/D=0.5,得d=50mm。按最低工進速度驗算液壓缸的最小穩定速度，由式（2-4）可得 A=0.83式中是由產品樣本查得GE系列調速閥QF3-E10B的最小穩定流量為0.05L/min。本設計中調速閥是安裝在回油路上，故液壓缸節流腔有效工作面積應選取液壓缸有桿腔的實際面積，既A=可見上述不等式能滿足，液壓缸能達到所需低速。3）計算各階段液壓缸所需的流量2.確定液壓泵的流量、壓力和選擇泵的規格1） 泵的工作壓力的確定?？紤]到正常工

8、作中進油管路有一定的壓力損失，所以泵的工作壓力為 式中 液壓泵最大工作壓力； 執行元件最大工作壓力； 進油管路中的壓力損失，本例取為0.5MPa， 則上述計算所得的是系統的靜態壓力，考慮到系統在各種工況的過渡階段出現的動態壓力往往超過靜態壓力。另外考慮到一定的壓力貯備量，并保證泵的壽命，因此選泵的額定壓力應滿足（1.25至1.6）。本例中，取。2） 泵的流量確定。液壓泵的最大流量應為，取,則 3）選擇液壓泵的規格。根據以上算得的再查閱有關手冊，現選用YBX-25限壓式變量葉片泵，該泵的基本參數為:每轉排量 4）與液壓泵匹配的電動機的選定。分別算出快進與工進兩種不同工況時的功率，取兩者較大值作為

9、選擇電動機規格的依據。首先計算快進時的功率，快進時的外負載為3000N，進油路的壓力損失定為0.3Mpa，由式（1-4）可得 快進時所需電動機功率為 工進時所需電動機功率P為 查閱電動機產品樣本，選用Y90S-4型電動機，其額定功率為1.1kW，額定轉速為1400r/min。 根據產品樣本可查得YBX-25的流量壓力特性曲線。再由已知的快進時流量為23L/min,工進時的流量為7.9L/min，壓力為4.5Mpa，作出泵的實際工作時的流量壓力特性曲線，如下圖所示： 1額定流量、壓力下的特性曲線 2-實際工作時間的特性曲線查得該曲線拐點處的流量為34L/min,壓力為1.8Mpa，該工作點對應的

10、功率為所選電動機功率滿足式（1-6），拐點處能正常工作。3.液壓閥的選擇 本系統采用GE系列的閥，根據所擬定的液壓系統圖，按通過各元件的最大流量來選擇液壓元件的規格。選定的液壓元件如液壓系統原理圖與元件明細表。4.確定管道尺寸 油管內徑尺寸一般可參照選用的液壓元件接口尺寸而定，也可按管路允許流速進行計算。本系統主油路流量為差動時流量q=48L/min,壓油管的允許流速取v=5m/s,則內徑d為 若系統主油路按快退時取q=24/min,則可算得油路內徑d=10.1。綜合諸因素，現取油管的內徑d為12mm。吸油管同樣可按上式計算（q=28.8L/min、v=1.2m/s）,現參照YBX-25變量泵

11、吸油口連接尺寸，取吸油管內徑d為25mm。5.液壓油箱容積的確定本設計中液壓系統，液壓油箱有效容積按泵的流量的5到7倍來確定（參照表4-1），現選用容量為200L的油箱。 6.液壓缸的其它主要尺寸確定（1） 液壓缸壁厚和外徑的計算液壓缸的壁厚由液壓缸的強度條件來計算。由公式得：故即可求出缸體的外徑DD+2=100+22.3=104.6mm根據無縫鋼管標準選取D=120mm（2） 液壓缸工作行程的確定根據執行機構實際工作的最大行程來確定，并參照表2-6中的系列尺寸可選得進給液壓缸工作行程H=500mm 。（3） 缸蓋厚度的確定選取無孔的平底缸蓋，其有效厚度t按強度要求用下面公式進行近似計算t0.

12、433D得 t0.433100=9.79mm 故取t=35mm（4） 最小導向長度的確定對一般的液壓缸，最小導向長度H應滿足以下要求H 故可得夾緊缸最小導向長度Hmm ?；钊膶挾菳一般由公式B=（0.61.0）D 得進給缸活塞寬度B=0.6100=60mm；當液壓缸內徑D80mm時，活塞桿滑動支承面的長度 =（0.61.0）d 故=0.770=49mm；（5） 缸體長度的確定一般液壓缸缸體長度不應大于內徑的2030倍，即缸體長度L=10025=2500mm根據該液壓系統最大行程并考慮活塞的寬度選取L=573mm（6） 活塞桿穩定性的驗算 由于該進給液壓缸支承長度=50013d=1370=91

13、0mm故不須考慮活塞桿彎曲穩定性和進行驗算。五.液壓系統的驗算已知該液壓系統中進、回油管的內徑均為12mm，各段管道的長度分別為：AB=0.3m，AC=1.7m，AD=1.7m，DB=2m。選用L-HL32液壓油，考慮到油的最低溫度為15，查得該溫度時液壓油的運動粘度v=150cst=1.5c/s,油的密度（1） 壓力損失的驗算 工作進給時進油路壓力損失。運動部件進給時的最大速度為1m/min,進給時的最大流量為7.9L/min,則液壓油在管內流速為， 查得換向閥34EF30-E10B的壓力損失,調速閥QF3-E10B的壓力損失為0.5忽略油液通過管接頭、油路板等處的局部壓力損失，則進油路總壓

14、力損失為 =+0.634Pa2） 工作進給時回油路的壓力損失。由于選用但作用活塞桿液壓缸，且液壓缸有桿腔的工作面積為無桿腔的二份之一，則回油管道的流量為進油管道的兩倍，則 回油管道的沿程壓力損失 查樣本知換向閥34EF3B-E10B的壓力損失則回油路總壓力損失為：=+=0.09Pa3）變量泵出口處的壓力 4） 快進時的壓力損失。快進時液壓缸為差動連接，自匯流點A至液壓缸進油口C之間的AC中，流量為液壓泵出口流量的兩倍即46L/min, 同樣可求得管道BD段的沿程壓力損失為查產品樣本知，流經各閥的局部壓力損失為：34EF30-E10B的壓力損失據分析在差動連接中，泵的出口壓力為=+=1.87Pa

15、快退時壓力損失驗算叢略。上述驗算表明，無須修改原設計。（2） 系統溫升的驗算在整個工作循環中，工進階段占的時間比較長，為了簡化計算，主要考慮工進時的發熱量。一般情況下，工進速度大時發熱量較大，由于限壓式變量泵在流量不同時，效率相差極大，所以分別計算最大最小的發熱量，然后加以比較取大值進行分析。 當v=60cm/min時 此時泵的效率為0.4，泵的出口壓力為3.7MPa，則有 此時的功率損失為 0.52kW當v=120cm/min時，q=9.4L/min,總效率 此時的功率損失為 0.446kW 可見，在工進速度低時，功率損失為0.52kW，發熱量最大。 假定系統在散熱狀況一般，取K油箱在散熱面積A為 系統的溫升為 驗算表明系統在溫升在許可范圍內。 六系統設計思想的簡單小結本系統采用了限壓式變量葉片泵和液壓缸差動連接，得到了較快的進給速度，能量也能合理利用。系統兩次工進速度的換接采用由電磁閥切換的調速閥串聯的回路，保證了換接精度。 本次課程設計時間緊張，由于期末考試與設計周擠在一起，加上電腦又出了故