液壓課程設計說明書
專業機械設計製造及其自動化
班級學號
學生姓名
指導教師
2023年7月 9 日
瀋陽理工大學應用技術學院
1．工況分析1
2．擬定液壓系統原理圖2
3．液壓系統的計算和選擇液壓元件8
3.1液壓缸主要尺寸的確定4
3.2確定液壓幫浦的流量、壓力和選擇幫浦的規格5
3.3液壓閥的選擇5
3.4確定管道尺寸6
3.5液壓油箱容積的確定7
4．液壓系統的驗算6
4.1壓力損失的驗算6
4.2系統溫公升的驗算8
某立式組合工具機的動力滑台採用液壓傳動。已知切削負載為31000n，滑台工進速度為50mm/min,快進、快退速度為6m/min，滑台（包括滑台上的動力頭）的質量為1500kg，滑台對導軌的法向作用力為1500n，往復運動的加、減速時間為0.5s，滑台採用平面導軌，靜、動摩擦係數分別為0.
2和0.1，快速行程為180mm，工進行程為50mm。試設計該工具機的液壓系統和液壓缸。
1．工況分析
首先根據已知條件，繪製運動部件的速度迴圈圖，如圖1.5所示，然後計算各階段的外負載並繪製負載圖。
液壓缸所受外負載f包括三種型別，即
fw為工作負載，對於金屬切削工具機來說，即為沿活塞運動方向的切削力，在本例中為31000n；
fa—運動部件速度變化時的慣性負載；
ff—導軌摩擦阻力負載，啟動時為靜摩擦阻力，啟動後為動摩擦阻力，對於平導軌可由下式求得
g—運動部件重力；
frn—垂直於導軌的工作負載，事例中為零；
f—導軌摩擦係數，本例中取靜摩擦係數0.2，動摩擦係數為0.1。求得：
ffs=0.2*14700n=2940n
ffa=0.1*14700n=1470n
上式中ffs為靜摩擦阻力，ffa為動摩擦阻力。
g—重力加速度；
△t—加速度或減速度，一般△t=0.01～0.5s
△v—△t時間內的速度變化量。在本例中
根據上述計算結果，列出各工作階段所受的外負載(見表1.1)，並畫出如圖1.5所示的負載迴圈圖。
圖1.1速度和負載迴圈圖
表1.1
2．擬定液壓系統原理圖
(1)確定供油方式
考慮到該工具機在工作進給時負載較大，速度較低。而在快進、快退時負載較小，速度較高。從節省能量、減少發熱考慮，幫浦源系統宜選用雙幫浦供油或變數幫浦供油。現採用限壓式變數葉片幫浦。
(2)調速方式的選擇
在中小型專用工具機的液壓系統中，進給速度的控制一般採用節流閥或調速閥。根據銑削類專用工具機工作時對低速效能和速度負載特性都有一定要求的特點，決定採用限壓式變數幫浦和調速閥組成的容積節流調速。這種調速迴路具有效率高、發熱小和速度剛性好的特點，並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
本系統採用電磁閥的快慢速換接迴路，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。
(4)夾緊迴路的選擇
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，用來調節夾緊力的大小和保持夾緊力的穩定。
最後把所選擇的液壓迴路組合起來，即可組合成圖1.1所示的液壓系統原理圖。
圖1.2 液壓系統原理圖
3．液壓系統的計算和選擇液壓元件
3.1液壓缸主要尺寸的確定
1)工作壓力p的確定。工作壓力p可根據負載大小及機器的型別來初步確定，表1.1取液壓缸工作壓力為3mpa。
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f為32470n，按表1.2可取p2為0.
5mpa，ηcm為0.95，考慮到快進、快退速度相等，取d／d為0.7。
將上述資料代入式可得
根據指導書表2.1，將液壓缸內徑圓整為標準系列直徑d=125mm；活塞桿直徑d，按d／d= 0.7及表2.2活塞桿直徑系列取d=90mm。
按工作要求夾緊力由兩個夾緊缸提供，考慮到夾緊力的穩定，夾緊缸的工作壓力應低於進給液壓缸的工作壓力，現取夾緊缸的工作壓力為2.5mpa， 回油背壓力為零，ηcm為0.95，可得
按表2.1及表2.2液壓缸和活塞桿的尺系列，取夾緊液壓缸的d和d分別為125mm及90mm。
按最低工進速度驗算液壓缸的最小穩定速度，由式可得
式中qmin是由產品樣本查得調速閥aqf3-e10b的最小穩定流量為0.05l／min。
本例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，即
可見上述不等式能滿足，液壓缸能達到所需低速。
3)計算在各工作階段液壓缸所需的流量
3.2確定液壓幫浦的流量、壓力和選擇幫浦的規格
1)幫浦的工作壓力的確定考慮到正常工作中進油管路有一定的壓力損失，所以幫浦的工作壓力為
pp—液壓幫浦最大工作壓力；
p1—執行元件最大工作壓力；
∑△p—進油管路中的壓力損失，初算時簡單系統可取0.2～0.5mpa，複雜系統取 0.5～1.5mpa，本例取0.5mpa。
上述計算所得的pp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，並確保幫浦的壽命，因此選幫浦的額定壓力pn應滿足pn≥(1.25～1.
6) pp。中低壓系統取小值，高壓系統取大值。在本例中pn =1.
25 pp=4.4mpa。
2)幫浦的流量確定液壓幫浦的最大流量應為
qp—液壓幫浦的最大流量；
(∑q)min同時動作的各執行元件所需流量之和的最大值。如果這時溢流閥正進行工作，尚須加溢流閥的最小溢流量2～3l／min；
kl—系統洩漏係數，一般取kl=1.1～1.3，現取kl=1.2。
3)選擇液壓幫浦的規格根據以上算得的pp和qp，再查閱有關手冊，
3.3液壓閥的選擇
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。選定的液壓元件如表1.2所示。
表1.2液壓元件明細表
3.4確定管道尺寸
油管內徑尺寸一般可參照選用的液壓元件介面尺寸而定，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=76l／min，壓油管的允許流速取u=4m／s，則內徑d為
若系統主油路流量按快退時取q=35l／min，則可算得油管內徑d=13mm。
綜合諸因素，現取油管的內徑d為16mm。吸油管同樣可按上式計算(q=45.72l／min、v=1.5m／s)，現參照ybx-40變數幫浦吸油口連線尺寸，取吸油管內徑d為35mm。
3.5液壓油箱容積的確定
本例為中壓液壓系統，液壓油箱有效容量按幫浦的流量的5～7倍來確定，現選用容量為160l的油箱。
4．液壓系統的驗算
已知該液壓系統中進、回油管的內徑均為16mm，各段管道的長度分別為：ab=0.3m，ac=1.
7m，ad=1.7m，de=2m。選用l-hl32液壓油，考慮到油的最低溫度為15℃，查得15℃時該液壓油的運動粘度ν=150cst=1.
5cm2／s，油的密度ρ=920kg／m3。
4.1壓力損失的驗算
1)工作進給時進油路壓力損失。運動部件工作進給時的最大速度為0.05m／min，進給時的最大流量為0.6l／min，則液壓油在管內流速v1為
管道流動雷諾數rel為
rel<2300，可見油液在管道內流態為層流，其沿程阻力係數。
進油管道bc的沿程壓力損失△pl-1為
查得換向閥4we6e50／ag24的壓力損失△pl-2=0.05×106pa
忽略油液通過管接頭、油路板等處的區域性壓力損失，則進油路總壓力損失△p1為
2)工作進給時回油路的壓力損失。由於選用單活塞桿液壓缸，且液壓缸有桿腔的工作
面積為無桿腔工作面積的二分之一，則回油管道的流量為進油管道的二分之一，則
回油管道的沿程壓力損失△p2-1為
查產品樣本知換向閥3we6a50／ag24的壓力損失△p2-2=0.025 x 106pa，換向閥4we6e50／ag24的壓力損失△p2-3=0.025×106pa，調速閥2frm5—20／6的壓力損失△p2-4= 0.
5×106pa。
回油路總壓力損失△p2為
3)變數幫浦出口處的壓力pp
4)快進時的壓力損失。快進時液壓缸為差動連線，自匯流點a至液壓缸進油口c之間的管路ac中，流量為液壓幫浦出口流量的兩倍即76.2l／min，ac段管路的沿程壓力損失△p1-l為
同樣可求管道ab段及ad段的沿程壓力損失△pl-2和△pl-3為
查產品樣本知,流經各閥的區域性壓力損失為4ew6e50/ag24的壓力損失△p2-1=0.17×106pa；3ew6e50/ag24的壓力損失△p2-2=0.17×106pa。
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