液压传动课程设计.doc

青岛理工大学琴岛学院
课程设计说明书

课题名称：液压传动课程设计
学 院：机电工程系
专业班级：机械设计制造及其自动化13-4班
学 号：20130251115
学 生：张 胜
指导老师：郇 艳

青岛理工大学琴岛学院教务处
2016年 3 月 3 日

《液压传动课程设计》评阅书
题目
液压传动课程设计
学生姓名
张 胜
学号
20130251115
指导教师评语及成绩

指导教师签名：
年 月 日
答辩评语及成绩

答辩教师签名：
年 月 日
教研室意见

总成绩：

室主任签名：
年 月 日

摘 要
本文是关于立式组合机床液压系统设计过程的阐述。主要包括系统方案的确定、液压系统原理图的设计和总体布局的设计几个方面的内容。
液压传动是利用液体压力势能的液体传动，它以液体作为工作介质进行能量转换、传递和控制。相对于机械传动来说，它是一门新技术，液压及流体技术已经有二三百年的历史了，而近代液压传动在工业上的真正推广使用是随着微电子技术的迅速发展而展开的，并且渗透到液压技术中并与之密切结合，使其应用领域遍及到各个工业部门，已成为实现生产过程自动化、提高劳动生产率等必不可少的重要手段之一。通过液压传动的课堂学习，初步掌握了基本理论知识。本课程设计即为了给学生创造一个运用课堂理论知识，解决较复杂的问题的平台，锻炼学生综合利用所学知识的能力，用自己所学的知识去设计液压系统的回路，达到学以致用的目的。
关键字：平恒回路 差动连接 变量泵供油

目 录
摘 要 1
1设计任务 1
2液压回路的工况分析 3
2.1 液压系统的负载及运动分析 3
3拟定液压系统原理图 7
3.1初选液压件及基本回路 7
3.2组成液压系统 7
4计算和选择液压件及验算液压系统性能 9
4.1 确定液压泵的规格和电动机功率 9
4.2确定油管及压力 10
4.3验算液压系统性能 11
4.4验算系统发热与温升 13
总 结 14

1设计任务
1．设计要求
设计一台立式组合机床的液压系统。组合机床的工作循环式：快进→工进→快退→停止：液压系统的主要参数和性能要求如下：切削力，动力头自重G=19000N,快进、快退的速度为6m/min;工进速度在0.02~1.2m/min范围内无级调速，且启动平稳;静摩擦系数；动摩擦系数。工进行程为100mm，快进行程300mm；导轨型式平导轨，往复运动的加减速时间要求不大于0.3s。
1.液压系统工况分析
在开始设计液压系统时，首先要对机器的工作情况进行详细分析，一般要考虑下面几个问题。
1） 确定该机器中哪些运动需要液压传动来完成。
2） 确定各运动的工作顺序和各执行元件的工作循环。
3） 确定液压系统的主要工作性能。例如：执行元件的运动速度、调速范围、最大行程以及对运动平稳性要求等。
4） 确定各执行元件所承受的负载及其变化范围。
2.拟定液压系统原理图
拟定液压系统原理图一般要考虑以下几个问题。
1） 采用何种形式的执行机构。
2） 确定调速方案和速度换接方法。
3） 如何完成执行机构的自动循环和顺序动作。
4） 系统的调压、卸荷及执行机构的换向和安全互锁等要求。
5） 压力测量点的合理选择。
根据上述要求选择基本回路，然后将各基本回路组合成液压系统。当液压系统中有多个执行部件时，要注意到它们相互间的联系和影响，有时要采用防干扰回路。
在液压系统原理图中，应该附有运动部件的动作循环图和电磁铁动作顺序表。
3.液压系统的计算和选择液压元件
液压系统计算的目的是确定液压系统的主要参数，以便按照这些参数合理选择液压元件和设计非标准元件。具体计算步骤如下：
1） 计算液压缸的主要尺寸以及所需的压力和流量。
2） 计算液压泵的工作压力、流量和传动功率。
3） 选择液压泵的电动机的类型和规格。
4） 选择阀类元件和辅助元件的规格。
4.对液压系统的性能进行验算

必要时，对液压系统的压力损失和发热温升要进行验算，但是有经过生产实践考验过的同类型设备可供类比参考，或有可靠的试验结果，那么也可以不再进行验算。
5.绘制正式工作图
设计的最后一步就是要整理出全部图纸和技术文件。正式工作图一般包括如下内容：液压系统原理图；自行设计的全套工作图（指液压缸和液压油箱等非标准液压元件）；液压泵、液压阀及管路的安装总图。

2液压回路的工况分析
2.1 液压系统的负载及运动分析
1.负载动力参数分析
液压缸所受外负载F包括三种类型，即
2-1）
其中工作负载即为切削阻力=10000N
导轨摩擦阻力负载
（2-2）
为垂直于导轨的工作负载，此时为零。
启动时为静摩擦阻力，
启动后为动摩擦阻力，则
（2-3）

运动部件速度变化时的惯性负载可由下式求得，
（2-4）
设液压缸的机械效率ηcm=0.9，得出液压缸在各工作阶段的负载和推力，如表2.1所示，

表21液压缸各阶段的负载和推力
工况
负载组成
液压缸负载F/N
液压缸推力
启 动
加 速
快 进
工 进
反向启动
加 速
快 退

3800
2870
1900
11900
3800
2870
1900
4230
3190
2120
13230
4230
3190
2120

2.2 .确定液压系统主要参数
1．初选液压缸工作压力
所设计的专用组合机床液压系统在工进时负载最大F=11900N，在其它工况负载都不太高，参考表2.2和表2.3，初选液压缸的工作压力p1=3MPa。
2．计算液压缸主要尺寸
鉴于专用组合机床快进和快退速度相等，这里的液压缸可选用单活塞杆式差动液压缸（），快进时液压缸差动连接。工进时为防止已切削工件反弹，液压缸的回油腔应有背压，参考表2.4选此背压为p2=0.6MPa。
表2.2 按负载选择工作压力
负载/ KN
<5
5~10
10~20
20~30
30~50
>50
工作压力/MPa
<0.8~1
1.5~2
2.5~3
3~4
4~5
≥5

表2.3 各种机械常用的系统工作压力
机械类型
机 床
农业机械
小型工程机械
建筑机械
液压凿岩机
液压机
大中型挖掘机
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/MPa
0.8~2
3~5
2~8
8~10
10~18
20~32

表2.4 执行元件背压力
系统类型
背压力/MPa
简单系统或轻载节流调速系统
0.2~0.5
回油路带调速阀的系统
0.4~0.6
回油路设置有背压阀的系统
0.5~1.5
用补油泵的闭式回路
0.8~1.5
回油路较复杂的工程机械
1.2~3
回油路较短且直接回油
可忽略不计

表2.5 按工作压力选取d/D
工作压力/MPa
≤5.0
5.0~7.0
≥7.0

d/D
0.5~0.55
0.62~0.70
0.7

表2.6 按速比要求确定d/D
2/1
1.15
1.25
1.33
1.46
1.61
2
d/D
0.3
0.4
0.5
0.55
0.62
0.71
注：1—无杆腔进油时活塞运动速度；
2—有杆腔进油时活塞运动速度。
由公式得
2
4
2
6
2
1
cm
1
m
10
49
m
10
)
2
6
.
0
3
(
9
.
0
11900

)
2
(
-
´
=
´
-
´
=
-

=
p
p
F
A
h

则活塞直径 （2-5）
参考表2.5及表2.6，得d0.71D=56.09mm ，圆整后取标准数值得 D=80mm， d=56mm。
由此求得液压缸两腔实际有效面积为

根据计算出的液压缸的尺寸，可估算出液压缸在工作循环中各阶段的压力、流量和功率，如表2.7所列，

表2.7 液压缸在各阶段的压力、流量和功率值
工况
推力
F0/N
回油腔压力
p2/MPa
进油腔压力
p1/MPa
输入流量
q×10-3/m3/s
输入功率
P/KW
计算公式
快进
启动
4230
—
1.71
—
—

加速
3190
p1+Δp
1.81
—
—
恒速
2120
p1+Δp
1.38
0.247
0.341
工进
13230
0.6
2.94
0.05
0.147

快退
启动
4230
—
0.28
—
—

加速
3190
0.5
1.5
—
—
恒速
2120
0.5
1.31
0.256
0.463
注：1. Δp为液压缸差动连接时，回油口到进油口之间的压力损失，取Δp=0.5MPa。
2． 快退时，液压缸有杆腔进油，压力为p1，无杆腔回油，压力为p2。
表2.8 液压辅件
序号
元件名称
通过的最大流量q/L/min
规格
型号
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
—
PV2R12-6/33
4.8/28.9*
16
—
2
三位四通电磁换向阀
70
34EF3O—E6B
100
6.3
0.3
3
两位四通电磁阀
62.3
AXLF3—E10B
100
6.3
0.3
4
调速阀
<1
ALF3—EB
6
6.3
—
5
单向阀
70
AF3—Ea20B
100
6.3
0.2
6
单向阀
29.3
AF3—Ea20B
100
6.3
0.2
7
液控顺序阀
28.1
XFF3—63B
63
6.3
0.3
8
背压阀
<1
AF3—Eb20B
10
6.3
—
9
溢流阀
5.1
YE3—10L
10
6.3
—
10
滤油器
36.6
XU—80×200
80
6.3
0.02
11
压力表开关
—
K—6B
—
—
—
12

压力继电器
—
PF—B8L
—
14
—

3拟定液压系统原理图
3.1初选液压件及基本回路
1. 选择调速回路 由图3-2可知，这台机床液压系统功率较小，工作负载为阻力负载且工作中变化小，故可选用回油节流调速回路，承受一定的负值负载，并使回油腔有一定的背压，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=5。因为快进时间加快退时间小于工进时间的一半，从提高系统效率、节省能量角度来看，选用单变量泵油源。
3. 选择快速运动和换向回路。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磁换向阀式换向回路，以减小液压冲击。由于要实现液压缸差动连接，所以选用三位四通电磁换向阀，如图3-1b所示。

a) b)
图3-1 液压回路图
a） 油源形式图 b）速度换接回路
4. 选择调压和卸荷回路 在定量泵泵供油的油源形式确定后，调压和卸荷问题都已基本解决。即系统工进时，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。在系统工进和停止时，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。
3.2组成液压系统
将上面选出的液压基本回路组合在一起，并经修改和完善，就可得到完整的液压系统工作原理图，如图3-2所示。在图3-2中为了避免机床停止工作时回路中的油液流回油箱，导致空气进入系统，影响滑台运动的平稳性，图中添置了一个单向阀。
各回路组成液压系统图如图3-2所示，

图3-2 液压系统图

4计算和选择液压件及验算液压系统性能
4.1 确定液压泵的规格和电动机功率
(1) 计算液压泵的最大工作压力
泵在快进和工进时都向液压缸供油，由表2.7可知，液压缸在工进时工作压力最大，最大工作压力为，如在调速阀进口节流调速回路中，选取进油路上的总压力损失，则小流量泵的最高工作压力估算为：
（4—1）
泵在快进和工进时都向液压缸供油，由表2.7可知，液压缸在快退时工作压力最大，最大工作压力为，如在调速阀进口节流调速回路中，选取进油路上的总压力损失，则大流量泵的最高工作压力估算为：
（4—2）

(2) 计算液压泵的流量
由表2.7可知，油源向液压缸输入的最大流量为0.3×10-3 m3/s ，若取回路泄漏系数K=1.2，则两个泵的总流量为

(3) 确定液压泵的规格和电动机功率
根据以上压力和流量数值查阅产品样本，并考虑液压泵存在容积损失，最后确定选取YB-4/40定量叶片泵【2】。其流量为4ml/r转速400ml/r，若取液压泵容积效率ηv=0.9，泵的额定压力6.5MP。
（4）电动机的选择。
电动机选Y100L-6额定功率1.5KW，转速940r/min。

4.2确定油管及压力
表4.1 各工况实际运动速度、时间和流量
快进
工进
快退

表4.2 允许流速推荐值
管道
推荐流速/(m/s)
吸油管道
0. 5～1.5，一般取1以下
压油管道
3～6，压力高管道短，粘度小取大值
回油管道
1. 5～3
由表4.1可以看出，液压缸在各阶段的实际运动速度符合设计要求。
根据表4.1数值，按表4.2推荐的管道内允许速度取=4 m/s，由式计算得与液压缸无杆腔和有杆腔相连的油管内径分别为

为了统一规格，按产品样本选取所有管子均为内径20mm、外径28mm的10号冷拔钢管。
确定油箱
油箱的容量按式估算，其中α为经验系数，低压系统，α=2～4；中压系统，α=5～7；高压系统，α=6～12。现取α=6，得

4.3验算液压系统性能
验算压力损失
由于系统管路布置尚未确定，所以只能估算系统压力损失。估算时，首先确定管道内液体的流动状态，然后计算各种工况下总的压力损失。现取进、回油管道长为L=2m，油液的运动粘度取=1。5´10-4m2/s，油液的密度取r=0.9174´103kg/m3。
(1) 判断流动状态
在快进、工进和快退三种工况下，进、回油管路中所通过的流量以快退时回油流量q2=33L/min为最大，因为最大的雷诺数小于临界雷诺数（2000），故可推出：各工况下的进、回油路中的油液的流动状态全为层流。
(2) 计算系统压力损失
将层流流动状态沿程阻力系数

和油液在管道内流速

同时代入沿程压力损失计算公式，并将已知数据代入后，得

可见，沿程压力损失的大小与流量成正比，这是由层流流动所决定的。
在管道结构尚未确定的情况下，管道的局部压力损失∆pζ常按下式作经验计算

各工况下的阀类元件的局部压力损失可根据下式计算

其中的Dpn由产品样本查出，滑台在快进、工进和快退工况下的压力损失计算如下：
1．快进
系统快进时，液压缸通过电液换向阀差动连接。在进油路上，油液通过单向阀、电液换向阀，然后与液压缸有杆腔的回油汇合通过行程阀入无杆腔。在进油路上，压力损失分别为

在回油路上，压力损失分别为

将回油路上的压力损失折算到进油路上去，便得出差动快速运动时的总的压力损失

2．工进
滑台工进时，在进油路上，油液通过电液换向阀、调速阀进入液压缸无杆腔，在调速阀处的压力损失为0.5MPa。在回油路上，油液通过电液换向阀、背压阀的卸荷油液一起返回油箱，在背压阀处的压力损失为0.6MPa。若忽略管路的沿程压力损失和局部压力损失，则在进油路上总的压力损失为

此值略小于估计值。
在回油路上总的压力损失为

该值即为液压缸的回油腔压力p2=0.66MPa，可见此值与初算时选取的背压值基本相符。
重新计算液压缸的工作压力为

考虑到压力继电器的可靠动作要求压差Dpe=0.5MPa，则小流量泵的工作压力为

此值与估算值基本相符，是调整溢流阀的调整压力的主要参考数据。
3．快退
滑台快退时，在进油路上，油液通过单向阀、电液换向阀进入液压缸杆腔。在回油路上，油液通过单向阀、电液换向阀和单向阀返回油箱。在进油路上总的压力损失为

此值远小于估计值，因此液压泵的驱动电动机的功率是足够的。

在回油路上总的压力损失为数值基本相符。
4.4验算系统发热与温升
由于工进在整个工作循环中占96%，所以系统的发热与温升可按工进工况来计算。在工进时，经液控顺序阀卸荷，其出口压力即为油液通过液控顺序阀的压力损失

液压系统的总输入功率即为液压泵的输入功率

液压系统输出的有效功率即为液压缸输出的有效功率

由此可计算出系统的发热功率为

按式计算工进时系统中的油液温升，即

其中传热系数K=15 W/（m2·°C）。
设环境温T2=25°C，则热平衡温度为

油温在允许范围内，油箱散热面积符合要求。

总 结
本课程设计是学生在学完液压基础专业课程,进行的一个综合性和实践性很强的教学环节,学生通过课程设计,能综合运用所学基本理论以及学到的实践知识进行的基本训练,掌握液压系统设计的思维和方法,专用元件和通用元件的参数确定。通过给定设计题目，初步掌握确定压力，进行缸的主要参数的初步确定，按系列要求确定缸体和活塞杆的直径。然后确定其他元件的参数，最后进行效核。通过液压课程设计，提高学生分析和解决实际液压问题的能力,为后续课程学习及今后从事科学研究,工程技术工作打下较坚实的基础。

致 谢
通过这次的课程设计，我深刻的认识到了自己还存在着很多不足，在以后的学习工作中我会更加的努力，通过长期不断的学习来完善和升华自己。
这次课程设计虽然整体上说还算顺利，但在设计的时候还是遇到了很多问题，这集中体现在两个方面，一方面是对以前所学的知识掌握的不牢固，似懂非懂，感觉自己明明知道，但到了该使用的时候却不能够轻松自由的使用，甚至有些就直接想不起来了。另一方面是对于课外的知识了解的太少，在这次课程设计中发现上面有很多东西是自己不熟悉的，还有一些是自己根本就没有听说过的。每当遇到这些问题时，我会首先查阅自己手头的一些资料，如果查不到，我就会问身边的同学或者是问我们的辅导老师。
这次的课程设计虽然赶不上实际生产时的设计那样真实，但这也是一次理论与实际相结合的实践活动。在这次课程设计中我们会遇到各种各样的问题，解决这些问题本身就是对我们的分析问题和解决问题能力的提升，另外，在解决问题时我们要和他人交流，这也是锻炼我们我们的人际交往能力一次实践。在课程设计中我们可以发现自己的不足，我们可以通过弥补这些不足，进而来提升自我和完善自我。通过这次课程设计，我真的是受益匪浅！因此，我建议以后院里或系里可以多给我们安排一些接近实际生产的课程实践活动。
最后感谢系里给我们安排的这次课程设，感谢给予我帮助的辅导老师和同学。

参考文献
[1] 左建民．液压与气压传动【M】．第4版．北京：机械工业出版社，2007
[2] 杨培元．液压系统设计简明手册【M】．第1版．北京：机械工业出版社，2011
[3] 王昆．机械设计课程设计【M】．第1版．北京：机械工业出版社，2010

（注：专业文档是经验性极强的领域，无法思考和涵盖全面，素材和资料部分来自网络，供参考。可复制、编制，期待你的好评与关注）