《液壓與氣動》
課程設計說明書
設計題目： 工具機液壓系統設計
專業： 機械設計製造及其自動化
班級學號
設計人指導老師
完成日期 ：2023年1月11日
一、負載——工況分析
工具機工作台液壓缸負載分析中，暫不考慮回油腔的背壓力，液壓缸的密封裝置產生的摩擦阻力在機械效率中加以考慮。因工作部件是臥式放置，重力的水平分力為零，這樣需要考慮的力有：切削力，導軌摩擦力和慣性力。
導軌的正壓力等於動力部件的重力，設導軌的靜摩擦力為，動摩擦力為，
則：而慣性力
如果忽略切削力引起的顛覆力矩對導軌摩擦力的影響，並設液壓缸的機械效率，則液壓缸在各工作階段的總機械負載可以算出，見下表
表1-1液壓缸各運動階段負載表
根據負載計算結果和已知的各階段的速度，可繪出負載圖（f-l）和速度圖（v-l），見圖8-a,b。橫座標以上為液壓缸活塞前進時的曲線，以下為液壓缸活塞退回時的曲線。
圖8-5 負載速度圖
a) 負載圖 b) 速度圖
二、液壓系統方案設計
1. 確定液壓幫浦型別及調速方式
組合工具機是由通用部件和部分專用部件組成的高效，專用，自動化程度較高的工具機，它能完成鑽、擴、鉸、鏜、銑、攻螺紋等加工工序。動力滑台是組合工具機的通用部件，它要求空載時速度快、推力小；工進時速度慢、推力大，速度穩定；速度換接平穩；功率利用合理、效率高、發熱小。
參考同類組合工具機，選用雙作用葉片幫浦雙幫浦供油，調速閥進油節流調速的開式迴路，溢流閥作定壓閥。為防止鑽孔通時滑台突然失去負載向前衝，回油路上設定背壓閥，初定背壓值pb=0.8mpa
2. 選用執行元件
因系統動作迴圈要求正向快進和工作，反向快退，且快進、快退速度相等，因此選用單活塞桿液壓缸，快進時差動連線，無桿腔面積等於有桿腔面積的兩倍。
3. 快速運動迴路和速度換接迴路
根據本例的運動方式和要求，採用差動連線與雙幫浦供油兩種快速運動迴路來實現快速運動。即快進時，由大小幫浦同時供油，液壓缸實現差動連線。
本例採用二位二通電磁閥的速度換接迴路，它的特點是結構簡單，調節行程比較方便，閥的安裝也比較容易，但速度換接的平穩性較差。若要提高系統的換接平穩性，則可改用行程閥切換的速度換接迴路，控制由快進轉為工進。與採用行程閥相比，電磁閥可直接安裝在液壓站上，由工作台的行程開關控制，管路較簡單，行程大小也容易調整，另外採用液控順序閥與單向閥來切斷差動油路。
因此速度換接迴路為行程與壓力聯合控制形式。
4. 換向迴路的選擇
選用電磁換向閥的換向迴路。為便於實現差動連線，選用了三位五通換向閥。為提高換向的位置精度，採用死擋鐵和壓力繼電器的行程終點返程控制。
5. 組成液壓系統繪原理圖
將上述所選定的液壓迴路進行組合，並根據要求作必要的修改補充，即組成如圖1-1所示的液壓系統圖。為便於觀察調整壓力，在液壓幫浦的進口處、背壓閥和液壓缸無桿腔進口處設定測壓點，並設定多點壓力表開關。這樣只需乙個壓力表即能觀測各點壓力。
用二位四通電磁閥來控制夾緊，鬆開換向動作時，為了避免工作時突然失電而鬆開，應採用失電夾緊方式。考慮到夾緊時間可調節和當進油路壓力瞬時下降時仍能保持夾緊力，所以接入節流閥調速和單向閥保壓。在該迴路中還裝有減壓閥，用來調節夾緊力大小和保持夾緊力的穩定。
液壓系統中各電磁鐵的動作順序如表1-2所示
三、液壓系統的計算
（一）液壓缸的主要引數計算
1）初選液壓缸的工作壓力
參照同型別組合工具機，選液壓系統工作壓力。
2）確定液壓缸的主要結構尺寸
動力滑台要求快進速度和快退速度相等，選用單桿液壓缸，快進時採用差動連線。因此無桿腔面積等於有桿腔面積的兩倍，即。為防止突然向前衝，回油路上設定背壓閥，初定背壓值。
易知工進時有最大負載f=23726n,按此負載求液壓缸尺寸a1
液壓缸直徑
由可知活塞桿直徑
按gb/t2348-1993將所計算的d與d值分別圓整到相近的標準直徑，以便採用標準的密封裝置。圓整後得 。
按標準直徑算出
按最低工進速度驗算液壓缸尺寸，查產品樣本，調速閥最小穩定流量，因工進速度為最小速度，則由式
本題，滿足最低速度的要求。
3）計算液壓缸各工作階段的工作壓力、流量和功率
根據液壓缸的負載和速度圖以及液壓缸的有效面積，可以算出液壓缸工作過程各階段的壓力、流量和功率，在計算工進時背壓按代入，快退時背壓按代入計算公式和計算結果如表
表1-3 工作台液壓缸所需的實際流量、壓力和功率
注：1.差動連線時，液壓缸的回油口到進油口之間的壓力損失，而。
2.快退時液壓缸有桿腔進油，壓力為，無桿腔回油，壓力為。
（二）液壓幫浦的引數計算
1，確定液壓幫浦的最大工作壓力
由表可知工高階段液壓缸工作壓力最大，若取進油路總壓力損失，壓力繼電器可靠動作需要壓力差5×105pa，則液壓幫浦最高工作壓力可按《液壓與氣壓傳動》書中式子
式中 p1————執行元件的最高工作壓力；
執行元件進油路上的壓力損失，如對加緊、壓制和定位等工況，在執行元件到終點時系統才出現最高工作壓力，則=0；其他工況，液壓元件的規格和管路長度、直徑未確定時，可初定簡單系統=（2~5）×105pa，複雜系統=（5~15）×105pa。
因此幫浦的額定壓力可取1.25×44.3×105pa=55.375×105pa。
由表可知，工進時所需流量最小是0.16l/min，設溢流閥最小溢流量是2.5l/min，則小流量幫浦的流量按上式應為l/min，快進快退時液壓缸所需的最大流量是24l/min，則幫浦的總流量為qp=1.
1×24l/min=26.42l/min。即大流量的流量
根據上面計算的壓力和流量，查《液壓元件手冊》p54頁選雙聯葉片幫浦yb1-25/4，額定壓力為6.3mpa,額定轉速960r/min。
（三）電動機的選擇
由於液壓缸在快退時輸入功率最大，若取液壓幫浦總效率ηp=0.5，小幫浦的出口壓力，大幫浦出口壓力，總效率ηp=0.51，這時液壓幫浦的驅動電動機功率為
2036w
根據此數值查閱《機械設計課程設計》，選用規格相近的y112m—6型電動機，其額定功率為2.2kw，額定轉速為940r/min。
四、液壓元件的選擇
1、 液壓閥及過濾器的選擇
根據液壓閥在系統中的最高工作壓力與通過該閥的最大流量，可選出這些元件的型號及規格。本例中所有閥的額定壓力都為6.3mpa。所有元件的規格型號列於下表中。
表四液壓元件明細表
2、油管的選擇
由於本系統液壓缸差動連線時，油管內通油量較大，其實際流量
為幫浦的額定流量的兩倍達58l/min，由《液壓元件手冊》p496。 按jb827-66、jb/z95-67選用內徑為15mm,外徑為22mm鋼管。
4、油箱容積得確定
中壓系統油箱的容一般取液壓幫浦額定流量的5～7倍 ，本例取7倍，故油箱容積為
v=7 =7×29l=203l
五、驗算液壓系統效能
(一)壓力損失的驗算及幫浦壓力的調整
1、工進時的壓力損失驗算和小流量幫浦壓力的調整
工進時管路中的流量僅為0.16l/min,因此流速很小，所以沿程壓力損失和區域性壓力損失都非常小，可以忽略不計。這時進油路上進考慮調速閥的壓力損失=5×105pa，回油路上只有背壓閥的壓力損失，小流量幫浦的調整壓力應等於工進時液壓缸的工作壓力p1加上進油路壓差，並考慮壓力繼電器動作需要，則
pp=p1++5×105pa=（34.3+5+5）×105pa=44.3×105pa
即小流量幫浦的溢流閥12應按此壓力調整。
2、快退時的壓力損失驗算及大流量幫浦壓力的調整
因快退時，液壓缸無桿腔的回油量是進油量的兩倍，其壓力損失比快進時要大，因此必須計算快退時的進油路與回油路的壓力損失，以便確定大流量幫浦的解除安裝壓力。
已知：快退時進油管和回油管長度約為l≈2m,油管直徑d=15×10-3m,通過的流量為進油路q1=29l/min=0.483×10-3m3/s,回油路q2=58l/min=0.
967×10-3m3/s。液壓系統選用n32號液壓油，考慮最低工作溫度為15,由手冊查處此時油的運動粘度，油的密度，液壓系統元件採用整合塊式的配置形式。
（1）確定油流的流動狀態按《液壓與氣壓傳動》中式（1—30）經單位換算為
式中 ——平均流速（m/s）
d——油管內徑（m）
油的運動粘度（cm2/s）
氣壓與液壓課程設計說明書
課題名稱 液壓與氣壓傳動課程設計 學院 機電工程系 專業班級 機械設計製造及其自動化 學號 學生 趙 指導老師 張 青島理工大學琴島學院教務處 2011年 12月 24日 液壓與氣壓傳動課程設計 評閱書 摘要 本文是關於雙頭鑽床液壓系統設計過程的闡述。主要包括系統方案的確定 液壓與控制系統的設計和總...
液壓與氣壓傳動課程設計要求
1 進一步消化 理解和掌握液壓傳動的理論知識。2 掌握液壓系統的設計步驟 方法和過程 掌握液壓元件的選擇方法 迴路的組合方法和非標準件的設計方法 培養學生運用各種標準 規範 液壓手冊 液壓圖冊和查閱有關技術資料的能力。3 使學生具備初步解決工程實際問題的能力，為今後的畢業設計和工作打下乙個良好的基礎...
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課程設計 課程名稱液壓課程設計 題目名稱臥式半自動組合工具機液壓系統及其有關裝置設計 學生學院機電工程學院 專業班級 2010級機電 4 班 學號3110000170 學生姓名林家平 指導教師楊雪榮 2013 年 12 月 12 日 目錄廣東工業大學本科生課程設計 任務書2 前言41 液壓系統的工況...