液压传动课程设计

第一节：设计题目

设计一台组合机床动力滑台液压系统。 第二节：设计参数

参数六 运动部件总重力 切削力 快进、快退速度 工进速度 快进行程 工进行程 启动时间 静摩擦系数 G=4500N Fw=10500N v1=v3=4.5m/min v2=60～1000mm/min l=300mm L=100mm △t=0.5s fs=0.2 动摩擦系数 fd=0.1 第三节：设计要求

1.机床自动化要求：

要求系统采用电液结合，实现自动循环，速度换接无冲击，且速度要稳定，能承受一定量的反向负荷。 2.完成如下工作：

①按机床要求设计液压系统，绘出液压系统图。 ②确定滑台液压缸的结构参数。

③计算系统各参数，列出电磁铁动作顺序表。 ④选择液压元件型号，列出元件明细表。 ⑤验算液压系统性能。

第二章：液压系统设计计算

第一节：负载及运动分析

1工作负载

负载分析中，暂不考虑回油腔的背压力，液压缸的密封装置产生的摩擦阻力在机械效率中加以考虑。因工作部件是卧式放置，重力的水平分力为零，这样需要考虑的力有：切削力、导轨的摩擦力和惯性力。导轨的正压力大小等于动力部件的重力.启动时只受静摩擦力,加速时受动摩擦力和惯性力,快进时只受动摩擦力,工进时受切削力和动摩擦力,其中切削力为Ffw=10500N,快退时也只受动摩擦力.

1

2摩擦负载

因为卧式放置,所以正压力即为重力.由静止开始运动的时候受静摩擦力,运动的时候受动摩擦力.设导轨的静摩擦力为Ffs、动摩擦力为Ffd则： 摩擦负载即为导轨的摩擦阻力：

静摩擦阻力 FfsfsFN0.24500900N 动摩擦阻力 FfdfdFN0.14500450N 3惯性负载

在系统加速的时候受惯性负载

4.5450060 FmmN68.9N

t9.800.54各工况负载

如果忽略切削力引起的颠覆力矩对导轨摩擦力的影响，并且设液压缸的机械效率η=0.96，则液压缸在各工作阶段的总机械负载可以算出，见表1

表1 液压缸各运动阶段负载表

启动阶段 启 动 加 速 快 进 工 进 快 退

5快进、工进和快退时间和速度

快进时的行程为l=300mm,整个快进过程可看作速度为v1=4.5m/min的匀速运动,所以快

进时间为t=l/v1=300/4.5/100060=4S

工进时的行程为l=100mm,此过程的速度为v2=60～1000mm/min,所以此过程的工进时间t=l/

v2=100/(60～1000) 60=(6~100)s

快退时的行程为l=400mm, 整个快退过程可看作速度为v3=4.5m/min的匀速运动,所以快

退时间为t=l/v3=400/4.5/100060=5.33S

6绘制液压缸的负载-时间图和速度-时间图

2

计算公式 FFfs/m F(FfdFm)/m 总机械负载F 938 541 469 11406 469 FFfd/m F(FwFfd)/m FFfd/m 根据负载计算结果和已知的各个阶段速度，可以绘出负载图（F-t）和速度图（V-t）,见图（a）、（b），横坐标以上为液压缸活塞前进时的曲线，横坐标以下为活塞缸退回时的曲线：

a ) b )

图 1 负载速度图

a ) 负载图 b ) 速度图

根据负载计算结果和已知的各阶段的速度，可绘出负载图（F-l）和速度图（v-l）,见图1中a、b。横坐标以上为液压缸活塞前进时的曲线，以上为液压缸活塞退回时的曲线。

第二节：确定液压缸参数

1.初选液压缸的工作压力

参考同类组合机床见表2，初定液压缸的工作压力p1=40×105Pa 表 2 各种机械常用的系统工作压力 机 床 机械类型 组合机床 农业机械 小型工程机械 建筑机械 液压凿岩机 10~18 液压机 大中型挖掘机 重型机械 起重运输机械 20~32 磨床 龙门刨床 拉床 工作压力/MPa 0.8~2 3~5 2~8 8~10

2.确定液压缸的主要结构尺寸

本题要求动力滑台的快进 快退速度相等，现采用活塞杆固定的单杆式液压缸。快进时采用差动连接。由于管路中有压力损失，液压缸有杆腔压力P2必须大于无杆腔压力P1。计算中取两者之差△P=P2-P1=0.4MPa；同时还要注意到启动的瞬间活塞尚未移动，此时△P=0Mpa；工进时为了防止在负载突然小时的情况下发生前冲的现象，液压缸回油腔应有背压因此应在回油路上装有背

3

压阀。按表3初选背压pb=5×105Pa。并取无杆腔有效面积A1等于有杆腔有效面积的两倍，即A1=2A2。另外假设快退时间的油压损失为0.5Mpa

表 3 执行元件的背压力 系统类型 简单系统或轻载节流调速系统 回油路带调速阀的系统 回油路设置有背压阀的系统 用补油泵的闭式回路 回油路较复杂的工程机械 回油路较短且直接回油

液压缸主要尺寸:

A1=F/(P1-1/2pb)=11406/(40-1/2×5)×105 =30.4cm2 液压缸的直径：D=

背压力/MPa 0.2~0.5 0.4~0.6 0.5~1.5 0.8~1.5 1.2~3 可忽略不计 4A1=6.22cm

由A1=2 A1可知活塞杆的直径d d=0.707D=0.707×6.22=4.4cm

按GB/T2348-1993将所计算的D和d分别圆整到相近的标准直径以便采用标准的密封装置。圆整后可得到： D=63mm d=45mm 按照标准直径算出：

A1=31.16cm2 A2=15.26cm2

按最低工进速度验算液压缸的尺寸，查产品样本，调速阀最小稳定流量Qmin=0.05L/min,因工进速度v2=(60-1000)mm/min则由公式

A1>qmin/vmin=0.05×10/(60-1000)×10/60=(0.5-8.3) cm2 本题A1=30.4cm2> (0.5-8.3) cm2 满足最低速度要求

3.计算液压缸各工作阶段的工作压力、流量和功率

根据液压缸的负载图和速度图以及液压缸的有效面积可以算出液压缸工作过程各个阶段的压力、流量和功率。另外计算工进时背压按Pb=6×105Pa带入计算公式,快退时背压按Pb=4

4

3

3

×105。差动连接时，液压缸的回油口到进油口之间的压力损失△P=4×105Pa而Pb=Pj+△P） 液压缸所需的实际流量、压力和功率总结如表4

表4液压缸所需的实际流量、压力和功率

负载Ｆ 工况 计算公式 Ｎ 启动 加速 恒速 Pa 5.90×105 进油压力Pj 回油压力Pb Pa 输入流量q Lmin输入功率Ｐ KW 0.081 差动快进 FPA2Pj A1A2q= v(A1－A2) Ｐ=Pjq 938 541 469 7.16 7.241×105 6.789×105 11.24×105 10.79×105 Pj工进 FPbA2 A111406 q= A1v Ｐ=Pjq 39.54×105 6×105 0.187～ 3.116 0.012～0.205 启动 快退 加速 恒速 FPbA1 938 Pj A2q= A2 V Ｐ=Pjq 541 469 6.147×105 11.713×105 11.274×105 4×105 4×105 6.87 0.129 （注意差动快进启动时活塞尚未动作，故可以取△P=0Pa；快退时P b=0Pa；另外因为加速时间很短所以流量可以不计。）

4． 液压缸工况图

根据液压缸的工作情况可大致画出液压缸的工况图,如下图示

5

第三节：拟定液压系统图

1选择基本回路

（1）调速回路与油路循环方式的确定

考虑到所设计的液压系统功率较小，工作负载为阻力负载且工作变化小故选择节流调速回路；为防止负载突然消失而引起动力部分前冲，在回油路上加背压阀。由于系统选用节流调速方式，系统必然为开式系统。

（2）液压泵种类的确定

液压能源装置是液压系统的重要组成部分。通常有两种形式：一种是液压装置与主机分离的液压泵站；一种是液压装置与主机合为一体的液压泵组(包括单个液压泵)。确定液压泵的最大工作压力。由表4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小液压泵最高工作压力为pp=p1+p=(39.54+4)×105pa=43.54×105pa因此泵p4105Pa，

的额定压力可取pr1.2543.5410554.425105pa 由表4可知，工进时所需流量最小是0.187~3.116Lmin，设溢流阀最小溢流量为2.5Lminmin，

取K=1.1。则泵的最小流量为qmin≥（1.1×0.187+2.5）L的最大流量是6.87Lmin=2.71Lminmin。快退时液压缸所需

则泵总流量为qmax=1.1×6.87=7.557L，即泵的最大流

qp2qpqp1(7.5572.71）L/min4.807L/min.

根据上面计算的压力和流量，查机械设计手册（液压传动），选用YB—4/10型双联叶片

泵，该泵额定压力为6.3MPa，额定转速为960r/min.

2．调速回路与油路循环型式的确定

考虑到所设计的液压系统功率较小，工作负载为阻力负载且工作变化小故选择节流调速

6

回路；为防止负载突然消失而引起动力部分前冲，在回油路上加背压阀。由于系统选用节流调速方式，系统必然为开式系统。

由工况图可清楚的看出：系统工作循环主要由相应与快进、快退行程的高压小流量两解阶段所组成，而且是顺序进行。从提高系统效率出发，选用单定量泵油源显然不合理。为此可以选用限压式变量泵作为液压源；本次设计选用双联叶片泵。

（3）快速、换向与速度换接回路的确定

根据运动方式和要求，采用差动连接和限压式变量叶片泵供油两种快速运动回路来实现快进运动。即快进时限压式变量叶片泵的偏心距较大（流量大），液压缸实现差动连接。

本设计采用二位二通的行程阀的实现速度的换接回路，速度换接平稳，准确，无冲击，容易控制。另外采用二位三通的电磁换向阀来切断差动油路。因此速度换接回路为行程与电磁铁联合控制形式。

由工况图可以看出，回路中流量较小（快退是，进油路上的流量为，回油路上是，系统的工作压力也不高，故采用电磁换向阀的换向回路。

（4）调压回路和组成的液压系统图

因系统动作循环要求正向快进和工进，反向快退，且快进和快退的速度相等，因此采用单活塞杆液压缸，快进时是差动连接，故无杆腔面积A1等于有杆腔面积A2的两倍。

本系统换接平稳，准确，无冲击，容易控制，故采用了行程换向阀的换向回路。为了便于实现差动连接，选用了三位四通的液控换向阀。

6．组成液压系统原理图

选定调速方案和液压基本回路后，再增添一些必要的元件和配置一些辅助性油路，如控制油路、润滑油路、测压油路等，并对回路进行归并和整理，就可将液压回路合成为液压系统。

将上述所选定的液压回路进行组合，并且根据要求作必要的修改和补充，即得到如图2所示的液压系统图。液压系统各电磁铁和行程开关的顺序如表5所示

表5为该滑台的电磁铁动作顺序表（表中“+”代表电磁铁得电）。 快进 工进 快退 原位停止 1Y + + - - 2Y - - + - 行程阀3 通 断 断→通 通 7

组合机床动力滑台液压系统图

第四节：液压元件、附件的选择

1 选择液压泵和初选电机

（1） 液压泵工作压力的计算

系统采用双泵供油系统，其中小泵的流量qp1(4103/60)0.067103m3/s泵的流量

q2(10103/60)m3/s0.17103m3/s差动快进快退时两个泵同时向系统供油；工进时，小泵向系统供油，大泵卸载。下面分别计算三个阶段所需的电动机的功率P。 a.差动快进

差动快进时，大泵2的出口压力油经过单向阀11与小泵1汇合，然后经单向阀2，三位五通阀3，二位三通阀4进入液压大腔，大腔的压力Pj=6.79×105，查样本可知，小泵的出口压力损失p14.5105Pa，大泵出口的压力损失p21.5105Pa。于是计算可得小泵的出口压力pp111.29105Pa(总效率10.5），大泵的出口压力

8

pp212.79105Pa(总效率20.5）电动机功率

p1pp1q11pp2q2211.291050.06710312.791050.17103( 0.50.5586.15Wb.工进

考虑到调速阀所需的最小压差p15105pa。因此工进时小泵的出口压力

pp1p1p1(39.545)105Pa44.54105Pa。而大泵的卸载压力取pp22105Pa（小泵的总效率10.565,大泵总效率 20.3）电动机的功率 c.快退

类似差动快进分析可知：小泵的出口压力pp117.6105Pa(总效率10.5）；大泵出口压力pp119.1105Pa(总效率20.51。电动机功率 ）p1pp1q11pp2q2244.541050.06710321050.17103( 0.5650.3

528.1113.3641.4w

p1pp1q11pp2q2217.61050.06710319.11050.17103( 0.50.51235.8636.7872.5W

（2）液压泵流量的计算

系统采用双泵供油系统，其中小泵的流量qp1(4103/60)0.067103m3/s大泵的流量

qp2(6103/60)m3/s0.1103m3/s差动快进快退时两个泵同时向系统供油；工进时，小泵向系统供油，大泵卸载

（3）液压泵的确定和初选电机

综上可知，快退时所需的功率最大，查机械设计手册选用Y90－6异步电动机。电动机的功率1.1KW，额定转速910Lmin。

2．其它元件的选择

(1)各元件和辅件列表液压阀及过滤器的选择

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根据液压阀在系统中的最高工作压力与通过该阀的最大流量，可选出这些元件的型号及规格。本列中所有阀的额定压力都为63105pa，额定流量根据各阀通过的流量，确定为10Lmin，32Lmin和63Lmin三种规格。所有元件的规格型号列于表6中。过滤器按液压泵额定流量的两倍选取吸油用线隙式过滤器。表中序号与系统原理图中的序号一致。

表6 液压元件明细表

序号 1 2 3 4 5 6 7 8 9 10 11 12 13 14 元件名称 双联叶片泵 三位五通电磁阀 行程阀 单向阀 溢流阀 顺序阀( 背压阀 单向阀 单向阀 单向阀 单向阀 滤油器 液压缸 调速阀 ＜1 最大通过流量 L14 28 28 28 4 10 0.14 4 12 14 28 14 min 型号 YB-4/10 35D1/—63BY 22C—100BH 1—63B Y—10B XY—25B B－10B I－10B I－25B I－25B 1—63B XU－40×100 Q—6B 选者液压件时，在满足要求的条件下，应尽量选的使个元件的接口尺寸相一致，以使管道的选者和安装方便。

(2)管路尺寸

压油管道的尺寸设计

由式d2Q有

10

d2Q260m7.7mm~10.9mm

(2.5~5)14103 按已选定的标准元件的接口尺寸取d10mm 吸油管道的尺寸设计 d2Q260m14.1mm~20.4mm

(0.5~2)14103 取 d20mm 回油管道的尺寸设计 d2Q260m15.4mm~19.9mm

(1.5~3)28103 d20mm

(3)油箱容积的确定

初始设计时，先按经验公式确定油箱的容量，待系统确定后，再按散热的要求进行校核。

油箱容量经验公式为为：V=αＱv α－经验系数

Ｑv－液压泵每分钟排出液压油的体积

通常油箱的容量取液压泵每分钟流量的3～8倍，本题取6倍.此外还要考虑到液压系统回油到油箱不至溢出，油面高度一般不超过油箱高度的80%。故油箱容积为

按推荐公式V(5~7)QP，取V6QP614L84L

第五节：液压系统主要性能验算

1 系统压力损失计算

液压缸的速度和流量重新估算

在液压系统各个组成元件确定后，液压缸在实际快进 工进和快退时输入，排出流量和移动速度。已与题目原来的数值不尽相同，所以需要重新计算估算的结果列入表7中。

11

表7 液压缸输入流量和移动速度的重新估算值

流量及速度 工序 输入流量Lmin 排出流量Lmin 移动速度mmin Q1QpQ2 快进（差动） Qp14QpA1A2A2Q2Q1Qp 27.43614 13.4361QpA1A2 1415.26 (31.1615.26)27.43614103(31.1615.26)104 8.8Q2工进 A2Q1 A10.06~1 Q10.187~3.116 15.26(0.187~3.116)31.160.09~1.526 快退 Q1Qp14 AQ21Q1 A23Q1 A21410315.26104 9.1731.1614 15.2628.59

系统回路中的压力损失

计算压力损失时，必须知道管道的长度和直径。管道直径按元件的接口尺寸确定，即d=12mm，回路中进 回油管的长度暂且都按=12m估算。油液的运动粘度取

78106ms。

系统中局部元件的额定压力损失可从《机械设计手册》查得 1)快进时的回路压力损失

快进时进油管中的流量为层流。即red2v4Q1Dv

427.4361036222320 361210781060进油管的沿程压力损失为

12

8106vQ181067810627.4362555pL11010p1.65110pa a44d12进油管的局部压力损失估取为

p10.1pL10.1651105pa

进油路上，油液经过一个单向阀8一个单向阀9一个三位五通的换向阀12，根据式

pvpVn(QV2)参照《机械设计手册》中相关数据计算该阀的总的局部压力损失 QVnpVpv2pv11pv3

2221222)2105()24105()2 252563(1.54880.46080.488)105pa2.4976105pa2105(由此得快进时的进油路上的压力损失为

p1.6511050.16511052.49761054.3137105pa 同样可得以判断出回油管中亦是层流，并计算出压力损失pl2、p2分别为

pL28106vQ281067810613.4362510105pa0.809105pa 44d12 p20.0809105pa

此时回油路上只经过三位五通的电磁换向阀12和单向阀10和行程阀3，回油量

Q213.436L/min

13.436213.436213.43624105()2105()4105()0.942105pa

632563

由此得到快进时回油路上的压力损失为

p0.8091050.08091054.31371055.2036105pa

将回油路上的压力损失折算到进油路上去，便得出差动快进时进油（即整个回路）上的压力损失为

15.261056.862105pa p14.31371055.203631.16按上述同样的方法计算出工进时进油路上的最大压力损失为 进油管的沿程压力损失为

8106vQ18106781063.11625pL110105pa0.19105pa 44d1213

进油管的局部压力损失估取为

p10.1pL10.019105pa 阀上的局部压力损失

pVpv2pv3PV5

22223.4 2105()24105()25105()22.1310563325 由此得出工进时进油路上大压力损失

p0.191050.0191052.131052.339105pa

回油路上的最大压力损失（取调速阀两端最小压差为5×105pa）为 回油管的沿程压力损失为

p8106vQ18L2d4101067810652.3392124105pa0.141105pa 回油管的局部压力损失估取为

p20.1pL10.0141105pa 阀上的局部压力损失

pVpv3pv8Pv9

4105(1.96)24105(1.96)24105(1.96263)0.00291056363

考虑到背压阀，由此得出工进时回油路上的压力损失

p0.1411050.01411050.00291050.158105pa 整个工进回路的压力损失为

p131050.15815.6222.31.161052.21105pa 按上述同样的方法计算出快退时进油路上的最大压力损失为

进油管的沿程压力损失为

6p8106vQ1810L2d410781065142124105pa0.842105pa进油管的局部压力损失估取为

p10.1pL10.0842105pa

阀上的局部压力损失

pVpv11pv2

2105(1225)22105(2225)22.008105pa

14

由此得出快退时进油路上大压力损失

p0.8421050.08421052.0081052.9342105pa

回油管的沿程压力损失为

pL28106vQ181067810628.5925551010p1.7210pa a44d12回油管的局部压力损失估取为

p20.1pL20.172105pa 阀上的局部压力损失

28.592pv32105()0.412105pa

63由此得出快退时回油路上的压力损失

p1.721050.1721050.4121052.304105pa 整个快退回路的压力损失为

15.62p22.3041052.9341054.089105pa

31.16限压式变量叶片泵在工进时的工作压力可按式ppp1p1求出，但此时液压缸的压力需重新计算，即

ppp1p111406/0.962.21105 431.161040.34105pa

此值是溢流阀调整压力的主要参考数据 2. 液压系统的发热和温升验算

在整个工作循环中，工进阶段占用时间最长，所以系统发热主要是工进阶段造成的，故按工进工况时验算系统温升。

工进时的液压泵的输入功率如前计算

PW 1205工进时液压缸的输出功率

P2F系统的总发热功率为

11406(0.06~1)W11.4W~190.1W

60.1)14.9~19.36 P1P2205(11.4~190已知油箱V132L132103m3，按式A0.0653V2计算油箱近似散热面积A为 A0.0653V20.06531322m22.07m2

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假定通风良好，取油箱散热系数CT15103KW升为

(m20C)，则利用式T可得油液温CTA(14.9~193.6)1030T0.48~6.23C 3CTA15102.070设环境的温度为T225C，则热平衡温度为

T1T2T250C(0.48~6.23)0C25.480C~31.230C[T1]550C 所以油箱散热基本可达到要求。

参考文献：

1.许福玲，陈尧明·《液压与气压传动》·第三版·北京：机械工业出版社·2007.5 2.《机械设计手册》联合编写组· 《机械设计手册》下册·第二版（修订）·化学工业出版社·1987第五次印刷

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