液压传动实训.doc

目录
一、 明确液压系统设计要求
1.1 任务，目标....................................4
二、 分析负载.........................................5
2.1 外负载........................................5
2.2 惯性负载......................................5
2.3外负载.........................................5
2.4 液压个阶段负载................................5
三、 速度图，负载图...................................6
四、 确定液压缸主要参数...............................7
4.1 初选液压缸....................................7
4.2计算液压缸的工作压力，流量和功率...............9
五 、原理图..........................................11
六 、液压元件........................................15

液压传动课程设计
一、明确设计
任务：四轴卧式钻孔专用机床液压系统设计
钻孔动力部件质量m=180kg，液压缸的机械效率ηw=0.9，钻削力Fe=16000N，工作循环为：快进→工进→死挡铁停留→快退→原位停止。行程长度为1500mm，其中，工进长度为50mm，快进、快退速度为70mm/s,工进速度为1.65mm/s。导轨为矩形，启动、制动时间为0.5s.要求快进转工进平稳可靠，工作台能在任意位置停住。
目标：通过本题目的课程设计，对所学的《液压传动》课程知识有一个全面深刻的认识，熟悉液压系统设计的基本方法和过程；提高动手能力和工程实践能力。

设计内容说明及计算过程
二、分析负载
2.1外负载
由已知可得钻削力Fg=16000N
2.2惯性负载
机床工作部件总质量m=150kg 导轨为矩形，启动、制动时间为t=0.5s 快进、快退速度为70mm/s,

2.3阻力负载
取摩擦系数
静摩擦阻力为
动摩擦阻力为
2.4 液压系统各阶段负载

表1 液压缸在个工作阶段的负载 （已知 ηw=0.9）

工况

计算公式

外负载（F1)

工作负载F=F1/ηw
启动
F1=Ffs
360
400
加速
F1=Ffd+F
205.2
228
快进
F1=Ffd
180
200
工进
F1=Ffd+Fg
16150
17944
反向启动
F1=Ffs
360
400
反向加速
F1=Ffd+F
205.2
228
快退
F1=Ffd
180
200
三 负载图与速度图
已知快进、快退的速度 为70mm/s,工进速度为1.65mm/s，工进长度50mm 行程1500mm。
由已知条件和上表数值绘制速度图、负载图如下图（图1,图2）

图1，速度图 图2 负载图

四 确定液压缸的主要参数
4.1 液压缸
由表1可知机床最大负载 查表2、表3、表4得液压系统取工作压力，d=0.7D，（D为缸筒直径d为活塞杆直径，A1为无杆腔的工作面积，A2为有杆腔的工作面积）.
查表5得液压缸回油路背压

表2 负载和工作压力之间的关系

负载

工作压力

表3 常用液压设备工作压力

设备类型

精加工机床

半精加工机床

粗加工或重型机床

农业机械，小型工程机械，工程辅助机械
液压机，重型机械，大中型挖掘机，起重运输机
工作压力
0.82
35
510
1016
2032

表4 按活塞杆受力情况选取活塞杆直径

表5液压系统中背压力的经验数据

表a 液压缸内径系列（GB2348-80）

8
10
12
16
20
25
32
40
50
63
80
(90)
100
110
125
150
160
180
200
250
320
400
150
500

表b 活塞杆直径系列（GB2348-80）
4
5
6
8
10
12
14
16
18
20
22
25
28
32
36
45
50
56
70
80
90
100
110
125
140
160
180
200
220
250
280
320
360

查表a得按液压缸内径系列表将以上计算值圆满为标注直径，取 D=110mm ，为了实现快进速度与快退速度相等，采用差动连接（d=0.7D) d=80mm

工程若采用调速阀调速，查产品样本，调速阀最小稳定流量,因最小工进速度则；

4.2计算液压缸的工作压力，流量和功率
4.2.1复算工作压力
根据表5，本系统的背压估计值可在0.50.8MPa范围内选取，故暂定：工进时，P=0.8MPa;快速运动时，P=0.5MPa。液压缸在工作循环各阶段的工作压力P即可按式（9-10），（9-11），(9-12
差动快进阶段
工作进给阶段

快速退回阶段

4.3.2.计算液压缸的输入量
因快进，快退速度V=0.075m/s,最大工进速度V=0.00165m/s,则液压缸各阶段的输入流量为：
快进阶段

工进阶段

快退阶段

4.3.3计算液压缸的输入功率
快进阶段

工进阶段
快退阶段
将以上计算的压力，流量和功率值列于下表

工作阶段

工作压力

输入流量

输入功率
P/KW

快速前进

4.8

22.5

1.80

工作进给

22.68

0.94

0.356

快速退回

10.94

20.25

3.7

五 原理图
在这个液压系统的工作循环中，快进加快退的时间t1，工进所需的时间t2分别为

，
因此从提高系统效率、节省能量的角度来看 应采用两个适宜的液压泵自动两级并联供油的油源方案。如图3

图3
3.2选择基本回路
由于不存在负载对系统做功的工况也不存在负载制动过程，故不需要设置平衡及制动回路。但必须有快速运动、换向、速度换接以及调压、卸荷等回路。
3.2.1确定换向方式
为了满足工作台在任意位置停止，液压缸差动连接采用滑阀机能为 Y 型的三位五通电磁换向阀。（如下图4）

图4
3.2.2选择工作进给油路
为了实现工进时液压缸回油腔油液能经换向阀左位流回油箱；快进时液压缸回油腔油液能经换向阀左位流入油腔以及防止高压油液倒流。在回油路上设置一只液控顺序阀一只单向阀。（如下图5）

图5

3.2.3确定快进转工进方案
为了使快进平稳的转换为工进，采用行程换向阀使快进转工进。（如图6）

图6
3.2.4选择调压和卸荷回路
油源中有溢流阀（见图3），调定系统工作压力，因此调压问题已在油源中解决，无需另外设置调压回路。
在图3所示的双液压泵自动两级供油的油源中设有卸荷阀，当滑台工进和停止时，低压、大流量液压泵都可以经此阀卸荷。由于工进在整个循环周期占了绝大部分时间，且高压、小流量液压泵的功率较小，故可以认为卸荷问题已基本解决，就不需要在设置卸荷回路。
3.3将液压回路综合成液压系统
把上面选出的各种液压回路组合画在一起，就可得到一张下图7所示的液压系统原理。

系统原理图

图7

六 选择液压元件
1 选择液压泵
由表9-8可知工进阶段液压缸工作压力最大，若取进油路总压力损失0.5MPa ，则液压泵最高工作压力可按（9-13）算出，
即（22.68+0.5）MPa=23.18MPa
因此泵的额定压力可取（22.68+22.6825%）MPa=28.35MPa
由表9-8中的流量值代入式（9-14），可分别求出快速进给以及工进阶段泵的供油流量，快进，快退时泵的流量为

工进时泵的流量为

考虑到节流调速系统中溢流阀的性能特点，尚需加上溢流阀稳定工作的最小溢流量，一般取为3L/min，所以小流量泵的流量为

查产品样本，选用小泵排量为V=6mL/r的YB1型双联叶片泵，额定转速n=960r/min，则小泵额定流量为

因此，大流量泵的流量为

查看产品样本，选用大泵排量为V=16mL/r的YB1型双联叶片泵，额定转速n=960r/min，则大泵的额定流量为

接近于基本可以满足要求。故本系统选用一台型双联叶片泵。
由表9-8可见，快退阶段的功率最大，故按快退阶段估算电动机功率。若取快退时进油路的压力损失=0.2MPa ，叶片泵的总效率P=0.7，则电动机的功率为
查电动机产品样本，选用型异步电动机，P=1.1kw，n=960r/min

2选择液压阀
根据所拟定的液压系统原理图，计算分析通过各液压阀的油液的最高压力和最大流量，选择各液压阀的型号规格，列于表9-9（表中阀类元件主要选自GE系列。）
序号
元件名称
通过流量/(L/min）
型号规格
序号
元件名称
通过流量/(L/min）
型号规格
1
双联叶片泵
19
YB1-16/6
8
单向阀
9.50
AF3-Ea10B
2
溢流阀
5.18
YF3-10B
9
背压泵
0.48
YF3-10B
3
单向阀
13.85
AF3-Ea10B
10
外控顺序阀

4
单向阀

11
压力计

5
三位五通电磁换向阀

12
压力计开关

6
压力继电器

13
过滤器

7
单向行程调速阀

七、 阀类元件及辅助元件
根据阀类元件及辅助元件所在油路的最大工作压力和通过该元件的最大实际流量，可选出这些液压元件的型号及规格见表7,表中序号与图7的元件标号
相同。

表7 液压元件的型号及规格
编号
元件名称
估计通过流量L/min
额定流量
L/min
额定压力
Mpa
额定压降
Mpa
型号
规格
1、2
双联叶片泵

—
（5.1+16.1）
17.5

—
PV2R12-6/19
VP=(6+19)ml/r
9
三位五通电磁阀
60
80
16
<0.5
35DYF3Y-E10B
12
溢流阀
50
63
16
-
YF3-E10B
7a
7b

7c
行程阀
调速阀

单向阀
50
0.5

60
63
0.07～50
63
16
16

16
<0.5
-

<0.2
AXQF-E10B单向行程调速阀
3
液控顺序阀
5
63
16
<0.3
XF3-E10B
4
液控顺序阀
25
63
16
<0.3
XF3-E10B
5
背压阀
0.3
63
16
-
YF3-E10B
10、11、6
单向阀
25
63
16
<0.2
AF3-Ea10B
Qmax=80L/min
8
压力继电器
-
-
10
-
HED1KA/10
13
滤油器
30
60
-
<0.2
XU-63×80-J
4.3油管
各元件连接的规格按液压元件接口处的尺寸决定，液压缸进、出油管则按输入、排除的最大流量计算。由于液压泵选定后液压在各个工作阶段的进、出流量已与原定数值不同，所以要重新计算如表8所示

表8 各工作阶段流量表

快进
工进
快退
输入油量L/min
q1=(A1qp)/(A1-A2)=(95×22.5)/50 =42.8

q1=0.94

q1=qp=20.25
排除油量L/min
q2=(A2q1)/A1=(45×42.8)/95=20.27
q2=(A2q1)/A1=(45×0.94)/95=0.45
q2=(A1q1)/A2=(95×20.25)/45 =42.75
运动速度m/min
v1=qp/(A1-A2)=(22.510)/(95-45)=4.5
v2=q1/A1=(0.94×10)/95=0.099
v3=q1/A2=(20.25×10)/45=4.5
由上表可以看出，液压缸在各个工作阶段的实际运动速度符合要求。
根据表8中数值，并按推荐取油液在压油管的流速v=3m/s，按式d=2×算的与液压缸无杆腔及有杆腔相连的油管内径分别为
d=2×2×

这两根油管都按GB/T2351－2005选用内径φ10mm、外径φ16mm的冷拔无缝钢管。

4.4油箱
邮箱容积按式V=ξqp估算，取经验数据ξ=7，故其容积为
V=ξ=7×17.55L=122.9L
按JB/T7398－1999规定，区最靠近的标准值V=160L。
五、验算液压系统性能
5.1验算系统压力损失并确定压力阀的调整值
由于系统的管路布置尚未确定，整个系统的压力损失无法全面估算，故只能先估算阀类元件的压力损失，待设计好管路布局后，加上管路的沿程损失即可。压力损失验算应按一个工作循环中不同阶段分别进行。
5.1.1快进
滑台快进时，液压缸差动连接，由表6和表7可知，进油路单向阀11的流量是16.1L/min，通过电液阀9的流量是17.55L/min，然后与液压缸有杆腔的回油汇合，以流量37L/min通过行程阀7a并进入无杆腔。因此进油路上的总压降为

此值不大，不会使压力阀打开，故能确保两个液压泵的流量全部进入液压缸。
回油路上，液压缸有杆腔中的油液通过电液换向阀9和单向阀6的流量都是17.55L/min，然后与液压泵的供油合并，经行程阀7a流入无杆腔。由此可计算快进时有杆腔压力与无杆腔压力之差。

此值与原估计值0.3Mpa（见表6）基本相符。

5.1.2工进
工进时，油液在进油路上通过电液换向阀9的流量为1.02L/min，在调速阀7c处的压力损失为0.5Mpa；油液在回 油路上通过换向阀9的流量0.93L/min，在背压阀5处的压力损失为0.6Mpa，通过顺序阀3的流量为（0.96+16.1）L/min，因此这时液压缸回油腔的压力P2为

可见此值略大原估计值0.6Mpa。故可以按表6-2表中公式重新计算工进时液压缸进油腔压力P1，即

此值略高于表6中数值
考虑到压力继电器可靠动作需要压力差ΔPe=0.5Mpa，故溢流阀12的调压应为：
>P1+∑∆P+ΔPe=[2.4+0.5×()2+0.5+0.5]Mpa=3.4Mpa
5.1.3快退
快退时，油液在进路上通过单向阀11的流量为16.1L/min，通过换向阀9的流量为19.5L/min；油液在回油路上通过单向阀7b、换向阀9和单向阀14的流量都是37L/min。
因此进油路上的总压降为

此值较小所以液压泵驱动电机的功率足够的。回油路上总压降为

此值与表6中的估值相近，故不必重算。所以，快退时液压泵的工作压降PP为

因此大流量液压泵卸荷的顺序阀5的调压应大于2.Mpa。
5.2验算油液温升
工进在整个工作循环过程中所占时间比例达95%，所以系统发热和油温升可按工况工进来计算。
工进时液压缸的有效功率为

这时大流量液压泵经顺序阀3卸荷，小流量液压泵在高压下供油。大液压泵通过顺序阀3的流量为q2=16.1L/min，由表6-3查的该阀在额定流量qn=63L/min时的压力损失ΔPn=0.5Mpa，故此阀在工进的压力损失

小液压泵工进时的工作压力PP1=2.27Mpa。流量q1=5.36L/min，所以两个液压泵的总输出功率为

算得液压系统的发热功率为

再算得邮箱的算热面积为
1.92m2
查的邮箱的散热系数K=9W/(m2·℃)，求出油液温升为

此温升值没有超出范围，故该系统不必设置冷却器。
总结
该卧式钻孔专用机床的液压系统是实现机床的“快进→工进→死挡铁停留→快退→原位停止” 所以在设计该液压系统时应确保液压系统传动的准确性，合理选取各执行原件和控制原件，以保证机床对工件的精确加工。同时对液压传动系统有更深刻认识和了解，统原理图的绘制过程中，又一次加深了对AutoCAD软件的理解和应用。这不仅仅是一次课程设计，更是课程上的查缺补漏，实际中的信息采取，专业制图软件学习的一次非凡体验。

参考文献
1． 丁树模、丁问司，液压传动。北京，机械工业出版社，2009。
2． 林建亚、何存兴，液压元件。北京：机械工业出版社，1988。
3． 雷天觉，液压工程手册。北京：机械工业出版社，1990。
4． 陈俞，液压阀。北京，中国铁道出版社，1982。
5． 俞启荣，机床液压传动。北京，机械工业出版社，1984。
6． 徐同乐，液压与气压传动。北京，中国计量出版社，2006。
7． 丁树模，机械工程学。北京，机械工业出版社，2007。
8． 李洪人，液压控制系统。北京，国防工业出版社，1990。
9． 陈松楷，机床液压系统设计指导手册。广州，广东高等教育出版社，1993。

致谢
能完成这次的课程设计，真的非常需要感谢 老师对我们一次又一次不厌其烦的指导。设计过程中，我们遇到了很多问题，对公式的不熟悉导致计算出错，不清楚各个液压原件之间的区别和标准，系统原理图和液压缸的绘制等等等等，都离不开老师和同学们的帮助。这不仅仅是一次简单的课程设计，更是一次丰富的体验，正如前面所说：这不仅仅是一次课程设计，更是课程上的查缺补漏，实际中的信息采取，专业制图软件学习的一次非凡体验。再次感谢老师和同学们的帮助，也感谢我所参考的各种资料的编辑者，前人栽树后人乘凉，没有你们的分享，也没有我们此刻完成课程设计之后的满足感。再次谢谢你们！