《小型液壓機液壓系統(tǒng)設(shè)計3》由會員分享，可在線閱讀，更多相關(guān)《小型液壓機液壓系統(tǒng)設(shè)計3（23頁珍藏版）》請在裝配圖網(wǎng)上搜索。
1、蘭州交通大學(xué)博文學(xué)院 畢業(yè)設(shè)計說明書 題 目 小型液壓機液壓系統(tǒng)設(shè)計 學(xué) 號: 系 另機電工程系 _ 專 業(yè)： 機械設(shè)計制造及其自動化 班 級： 12 級機機制（6）班 指導(dǎo)教師： 惠振亮 _ 年 月曰 蘭州交通大學(xué)博文學(xué)院 畢業(yè)設(shè)計設(shè)計任務(wù)書 題目 小型液壓機液壓系統(tǒng)設(shè)計 1、 課程設(shè)計的目的 學(xué)生在完成液壓傳動與控制課程學(xué)習(xí)的基礎(chǔ)上，運用所學(xué)的液壓基本知 識，根據(jù)液壓元件，各種液壓回路的基本原理，獨立完成液壓回路設(shè)計任務(wù)；從 而使學(xué)生在完成液壓回路設(shè)計的過程中， 強化對液壓元器件性能的掌握，理解不 同回路在系統(tǒng)中的各自作用。能夠?qū)W(xué)生起到加深液壓傳動理論的掌握和強化實 際應(yīng)用能力的鍛煉。
2、2、 課程設(shè)計的內(nèi)容和要求（包括原始數(shù)據(jù)、技術(shù)要求、工作要求等） 設(shè)計一臺小型液壓機的液壓系統(tǒng)，要求實現(xiàn)快速空程下行一一慢速加壓一一 保壓 - 快速回程一一停止的工作循環(huán)。快速往返速度為 3m/mi n,加壓速度為 40250m葉min,壓制力為200kN,運動部件總重量為 20kN。 3、主要參考文獻 1 成大先機械設(shè)計手冊M。北京：化學(xué)工業(yè)出版社，2004. 2 李壯云.中國機械設(shè)計大典M。南昌：江西科學(xué)技術(shù)出版社，2002.1 3 王文斌.機械設(shè)計手冊M。北京：機械工業(yè)出版社，2004.8 4 雷天覺液壓工程手冊。北京。機械工業(yè)出版社。1990液壓機是一種用靜壓來加工金屬、塑料、橡膠、粉
3、末制品的機械，在許多 工業(yè)部門得到了廣泛的應(yīng)用。液壓傳動系統(tǒng)的設(shè)計在現(xiàn)代機械的設(shè)計工作中占有 重要的地位。液體傳動是以液體為工作介質(zhì)進行能量傳遞和控制的一種傳動系 統(tǒng)。本文利用液壓傳動的基本原理， 擬定出合理的液壓傳動系統(tǒng)圖， 再經(jīng)過必要 的計算來確定液壓系統(tǒng)的參數(shù)，然后按照這些參數(shù)來選用液壓元件的規(guī)格。確保 其實現(xiàn)快速下行、慢速加壓、保壓、快速回程、停止的工作循環(huán)。 關(guān)鍵詞：液壓機、課程設(shè)計、液壓傳動系統(tǒng)設(shè)計目錄 摘要 . 1 任務(wù)分析 . 0. 1.1技術(shù)要求 . Q. 1.2任務(wù)分析 . Q. 2方案的確定 . 1. 2.1運動情況分析 . 1. 3工況分析 . 2. 3.1工作負載 .
4、 2. 3.2摩擦負載 . 2. 其中液壓缸3.3慣性負載 . 2 3.4自重 . 2. 3.5液壓缸在各工作階段的負載值 . 2 4負載圖和速度圖 . 3. 5 液壓缸主要參數(shù)的確定 . 4. 5.1 液壓缸主要尺寸的確定 . 4 5.2計算在各工作階段液壓缸所需的流量 . 5 6液壓系統(tǒng)圖 . 6. 6.1 液壓系統(tǒng)圖分析 . 6. 6.2液壓系統(tǒng)原理圖 . 7. 7 液壓元件的選擇 . 9. 7.1液壓泵的選擇 . 9. 7.2閥類元件及輔助元件 . .9. 7.3油箱的容積計算 . 1Q 8液壓系統(tǒng)性能的運算 . 1Q 8.1壓力損失和調(diào)定壓力的確定 . 1.Q 8.2油液溫升的計算
5、. 12 8.3散熱量的計算 . 13 結(jié)論 . 14 參考文獻 . 錯誤!未定義書簽。1 任務(wù)分析 1.1 技術(shù)要求 設(shè)計一臺小型液壓壓力機的液壓系統(tǒng)，要求實現(xiàn)快速空程下行一慢速加壓 保壓一快速回程一停止的工作循環(huán)，快速往返速度為 Vr =3 m/min，加壓速度 V2 =40-250mm/min,其往復(fù)運動和加速 （減速） 時間 t=0.02s， 壓制力為200KN 運動部件總重為20KN,工作行程400mm,靜摩擦系數(shù)fs=0.2，動摩擦系數(shù)fd=0.1 油缸垂直安裝，設(shè)計該壓力機的液壓系統(tǒng)傳動。 1.2 任務(wù)分析 根據(jù)滑塊重量為20KN，為了防止滑塊受重力下滑，可用液壓方式平衡滑 塊重
6、量。設(shè)計液壓缸的啟動、制動時間為 t =0.02s。液壓機滑塊上下為直線往 復(fù)運動，且行程較小，故可選單桿液壓缸作執(zhí)行器 ，且液壓缸的機械效率 cm 0.9。因為液壓機的工作循環(huán)為快速下降、慢速加壓、保壓、快速回程四個 階段。各個階段的轉(zhuǎn)換由一個三位四通的換向閥和一個二位二通的換向閥控制。 當(dāng)三位四通換向閥工作在左位時實現(xiàn)快速回程。 中位時實現(xiàn)液壓泵的卸荷，亦即 液壓機保壓。工作在右位時實現(xiàn)液壓泵的快進和工進。其工進速度由一個調(diào)速閥 來控制?？爝M和工進之間的轉(zhuǎn)換由二位二通換向閥控制。 液壓機快速下降時，要 求其速度較快，減少空行程時間，液壓泵采用全壓式供油，且采用差動連接。由 于液壓機壓力比較
7、大，所以此時進油腔的壓力比較大，所以在由保壓到快速回程 階段須要一個節(jié)流閥，以防在高壓沖擊液壓元件，并可使油路卸荷平穩(wěn)。為了對 油路壓力進行監(jiān)控，在液壓泵出口安裝一個溢流閥，同時也對系統(tǒng)起過載保護作 用。因為滑塊受自身重力作用，滑塊要產(chǎn)生下滑運動。所以油路要設(shè)計一個單向 閥，以構(gòu)成一個平衡回路，產(chǎn)生一定大小的背壓力，同時也使工進過程平穩(wěn)。在 液壓力泵的出油口設(shè)計一個單向閥， 可防止油壓對液壓泵的沖擊，對泵起到保護 作用。 2 方案的確定 2.1 運動情況分析 由液壓機的工作情況來看，其外負載和工作速度隨著時間是不斷變化的。 所以設(shè) 計液壓回路時必須滿足隨負載和執(zhí)行元件的速度不斷變化的要求。 因
8、此可以選用 變壓式節(jié)流調(diào)速回路和容積式調(diào)速回路兩種方式。 2.1.1 變壓式節(jié)流調(diào)速回路 節(jié)流調(diào)速的工作原理，是通過改變回路中流量控制元件通流面積的大小來控制流 入執(zhí)行元件或自執(zhí)行元件流出的流量來調(diào)節(jié)其速度。 變壓式節(jié)流調(diào)速的工作壓力 隨負載而變，節(jié)流閥調(diào)節(jié)排回油箱的流量，從而對流入液壓缸的的流量進行控制。 其缺點：液壓泵的損失對液壓缸的工作速度有很大的影響。 其機械特性較軟，當(dāng) 負載增大到某值時候，活塞會停止運動， 低速時泵承載能力很差，變載下的運動平穩(wěn)性都比較差，可使用比例閥、伺服閥 等來調(diào)節(jié)其性能，但裝置復(fù)雜、價格較貴。優(yōu)點：在主油箱內(nèi)，節(jié)流損失和發(fā)熱 量都比較小，且效率較高。宜在速度高
9、、負載較大，負載變化不大、對平穩(wěn)性要 求不高的場合。 2.1.2 容積調(diào)速回路 容積調(diào)速回路的工作原理是通過改變回路中變量泵或馬達的排量來改變執(zhí)行元 件的運動速度。優(yōu)點：在此回路中，液壓泵輸出的油液直接進入執(zhí)行元件中，沒 有溢流損失和節(jié)流損失，而且工作壓力隨負載的變化而變化， 因此效率高、發(fā)熱 量小。當(dāng)加大液壓缸的有效工作面積，減小泵的泄露，都可以提高回路的速度剛 性。 綜合以上兩種方案的優(yōu)缺點比較，泵缸開式容積調(diào)速回路和變壓式節(jié)流調(diào)回 路相比較，其速度剛性和承載能力都比較好，調(diào)速范圍也比較寬工作效率更高， 發(fā)熱卻是最小的。考慮到最大壓制力為 200KN故選泵缸開式容積調(diào)速回路。 3 工況分析
10、 3.1 工作負載 工件的壓制抗力即為工作負載：Fw=200000N 3.2 摩擦負載 靜摩擦阻力： FfS=0.2x20000=4000N 動摩擦阻力： Ffd =0.1X20000=2000N 其中液壓缸3.3 慣性負載 Fm=maF20000/10X3/(0.02X60)=5000N 3.4 自重 G=mg=20000N 3.5 液壓缸在各工作階段的負載值 采用V型密封圈，其機械效率 cm 0.9。另外取液壓缸的背壓負載 Fb = 20000N則液壓系統(tǒng)工作循環(huán)各階段的外負載見表 3-1 o 表 3-1 工作循環(huán)各階段的外負載 工況 負載值 推力 啟動 F= Fb -G+ Ffs =40
11、00N 4444 加速 F= Fb -G+ F fd +Fm=7000N 7778 快進 F=Fb-G+Ffd=2000N 2222 工進 F=Fb -G+Ffd +Fw=202000N 224444 快退 F=G+=fd - Fb =2000N 2222 4 負載圖和速度圖 負載圖和速度圖繪制如圖4-1與4-2所示 F/N 224444 7778 / 4444 2222 v/(m/mi n) s/mm 圖一 負載圖 -2222 50 0.67-4.17 s/mm 圖二速度圖 液壓缸主要參數(shù)的確定 5.1 液壓缸主要尺寸的確定 (1) 確定液壓泵的最大工作壓力 Pp: Pp P S P 上式中
12、Pp液壓泵最大工作壓力； P 執(zhí)行元件最大工作壓力。將液 壓缸的無桿腔作為主工作腔，考慮到缸下行時，滑塊自重采用液壓方式平衡，則 可計算出液壓缸無桿腔的有效面積，取液壓缸的機械效率n cm=0.9。 (2) 計算液壓缸內(nèi)徑D和活塞桿直徑d 由負載圖知最大負載F為224444N取d/D=0.7 224444 A 6 0.0083 30 10 0.9 D=、0.01057 =0.103m 按 GB/T2348-1993,取標(biāo)準(zhǔn)值 D=110mm d=0.7D=77mm 由此求得液壓缸的實際有效工作面積 則：無桿腔實際有效面積： A1 = D2 =9498 mm2 4 有桿腔實際有效面積： A2=
13、- D2 d 2 =4844 mm2 4 5.2 計算在各工作階段液壓缸所需的流量 快進：Q=AM=28.5L/min 工進：Q= AV2 =0.382.37L/min 快退：Q= A2V1 =l4.5L/min 液壓缸在工作循環(huán)中各階段的壓力和流量計算見表 5-1 表 5-1 液壓缸工作循環(huán)各階段的壓力、流量 工作階段 負載F 工作腔壓力MPa 輸入流量L/mi n 快進 啟動 4444 0.468 加速 10222 1.076 快進 2222 0.234 28.5 工進 224444 23.63 一一一 保壓 224444 23.63 快退 啟動 4444 0.917 加速 10222 2
14、.11 恒速 2222 0.459 14.52 按以上數(shù)據(jù)可繪制液壓缸的工況圖如圖 5-1所示 P Q P | 23.63 28.5 Q(l/mi n) P(w) 0.819 A P(MPa) 0.468 0.234 0.38 s/mm 0 - - ， 0.468 14.5 0.917 V 1.61 圖二工況圖 6 液壓系統(tǒng)圖 6.1 液壓系統(tǒng)圖分析 （1） 考慮到液壓機工作時所需功率較大，固采用變量泵的容積調(diào)速方式。 （2） 為了滿足速度的有極變化，采用壓力補償變量液壓泵供油，即在快速下降 的時候，液壓泵以全流量供油。當(dāng)轉(zhuǎn)化成慢速加壓壓制時，泵的流量減小，最后 流量為0。 （3） 當(dāng)液壓缸反
15、向回程時，泵的流量恢復(fù)為全流量供油。液壓缸的運動方向采綜上分析可得小型液壓機液壓系統(tǒng)原理如圖 6-1所示 用三位四通M型電磁換向閥和二位二通電磁換向閥控制。 停機時三位四通換向閥 處于中位，使液壓泵卸荷。 （4） 為了防止壓力頭在工作過程中因自重而出現(xiàn)自動下降的現(xiàn)象，在液壓缸有 桿腔回路上設(shè)置一個單向閥。 （5） 為了實現(xiàn)快速空程下行和慢速加壓，此液壓機液壓系統(tǒng)采用差動連接的調(diào) 速回路。 （6） 為了使液壓缸下降過程中壓力頭由于自重使下降速度越來越快，在三位四 通換向閥處于左位時，回油路口應(yīng)設(shè)置一個順序閥作背壓閥使回油路有壓力而不 至于使速度失控。 （7） 為了實現(xiàn)自動控制，在液壓缸的活塞桿運
16、動方向上安裝了三個接近開關(guān)， 使液壓系統(tǒng)能夠自動切換工作狀態(tài)。 （8） 為了使系統(tǒng)工作時壓力恒定，在泵的出口設(shè)置一個溢流閥，來調(diào)定系統(tǒng)壓 力。 6.2 液壓系統(tǒng)原理圖 過濾器 9-調(diào)速閥 10-二位二通電磁換向閥卜.IZH F jn-) K3CI-0 y4 I - 圖 6-1 液壓機液壓系統(tǒng)原理圖 1-變量泵 2-溢流閥 3-油箱 4-單向閥 5-三位四通電磁換向閥 6-單向順序閥 7-液壓缸 8- 7 液壓元件的選擇 7.1 液壓泵的選擇 由液壓缸的工況圖，可以看出液壓缸的最高工作壓力出現(xiàn)在加壓壓制階段時 P= 23.63MPa，此時液壓缸的輸入流量極小，且進油路元件較少故泵到液壓缸的進 油
17、壓力損失估計取為 P =0.5MPa 。所以泵的最高工作壓力 Pp=23.63+0.5=24.13MPa。 液壓泵的最大供油量qp按液壓缸最大輸入流量(28.5L/min)計算，取泄漏系數(shù) K=1.1,則 qp=31L/min。 根據(jù)以上計算結(jié)果查閱機械設(shè)計手冊，選用63YCY14 1B壓力補償變量型 軸向柱塞泵，其額定壓力P=30MPa,排量為V=2.5250mL/r,當(dāng)轉(zhuǎn)速為1500r/min。 由于液壓缸在工進時輸入功率最大，這時液壓缸的工作壓力為 24.13MPa，流量 為2.37L/min，取泵的總效率 =0.85，則液壓泵的驅(qū)動電機所要的功率 P =1121W, 根據(jù)此數(shù)據(jù)按JB/
18、T8680.1-1998,選取丫丫2-711-4型電動機，其額定功率P=550W， 額定轉(zhuǎn)速n=1500r/min,按所選電動機的轉(zhuǎn)速和液壓泵的排量，液壓泵最大理論流 量qt nV =120L/min，大于計算所需的流量108L/min，滿足使用要求。 7.2 閥類元件及輔助元件 根據(jù)閥類元件及輔助元件所在油路的最大工作壓力和通過該元件的最大實際流 量可選出這些液壓元件的型號及規(guī)格，結(jié)果見表 7-1。表 7-1 液壓元件的型號及規(guī)格 序 號 元件名稱 額定壓 力/Pa 排量 ml/r 型號及規(guī)格 1 變量泵 30 80 63YCY14 1B 2 溢流閥 調(diào)壓 30 12 C175 3 三位四通
19、換向閥 32 160 WEH10G 4 順序閥 最大工 作壓力 32MPa 160 HCT06L1 5 調(diào)速閥 32 160 FBG-3-125-10 6 單向閥 開啟 0.15MPa 最大 200 S20A220 7 二位二通換向閥 32 160 2WE10D10 7.3 油箱的容積計算 容量V （單位為L）計算按教材式（7-8） : V qp ,由于液壓機是高壓系統(tǒng)， 7 所以油箱的容量：V 7 28.5 199.5 取 V= 200L 8 液壓系統(tǒng)性能的運算 8.1 壓力損失和調(diào)定壓力的確定 （1）進油管中的壓力損失 由上述計算可知，工進時油液流動速度較小，通過的流量為0.382.23L
20、/min, 主要壓力損失為閥件兩端的壓降可以省略不計。 快進時液壓桿的速度y =3m/min, 表 7-1 液壓元件的型號及規(guī)格 此時油液在進油管的速度 3 V=g 28.52 10 6 1.25 m/s A 0.25 22 10 60 1)沿程壓力損失： 沿程壓力損失首先要判斷管中的流動狀態(tài)，此系統(tǒng)采用 N32號液壓油，室溫 為20度時 1.0 10 4m2/s，所以有 油液在管中的流動狀態(tài)為層流，則阻力損失系數(shù) 75 =0.27，若取進油和回油的管路長均為 4m,油液的密度為 =900Kg /m3， Re 則進油路上的沿程壓力損失為 2)局部壓力損失： 局部壓力損失包括管道安裝和管接頭的壓
21、力損失和通過液壓閥的局部壓力 損失，由于管道安裝和管接頭的壓力損失一般取沿程壓力損失的 10%而通過液 壓閥的局部壓力損失則與通過閥的流量大小有關(guān)， 若閥的額定流量和額定壓力損 失分別為qr和qr，則當(dāng)通過閥的流量為q時的閥的壓力損失qr，由 安全的 P = 0.345+0.0345+0.19 = 0.396MPa (2) 回油管路上的壓力損失: vd 1.25 22 10 1.0 10 275 2320 0.27 22 10 3 2 900 1.25 2 0.345 MPa. Pr (3)2 算得 P 0.5 qr 2 28.5 160 0.016MPS小于原估算值0.5MPa,所以是 則進
22、油路上的壓力總損失為: 快進時回油路上的流量q2勞=Wmin，則回油管路中的速度 v=g 14.5210 6 =0.34m/s, A 0.25 30 10 60 由此可以計算出 R vd O.34 30 10 3 =102, 1.0 10 4 油液在管中的流動狀態(tài)為層流，則阻力損失系數(shù) Re=0.74, 所以回油路上的沿程壓力損失為 由上面的計算所得求出總的壓力損失: 這與估算值相符。 8.2 油液溫升的計算 在整個工作循環(huán)中，工進和快進快退所占的時間相差不大， 所以，系統(tǒng)的發(fā) 熱和油液溫升可用一個循環(huán)的情況來計算。 (1)快進時液壓系統(tǒng)的發(fā)熱量 快進時液壓缸的有效功率為：F0 Fv 2222
23、 3 0.9 = 100W 60 0.74 4 30 10 2 900 0.34 =0.05MP& 而通過液壓閥的局部壓力損失: 0.5 2 14 5 =0.004MPa 160 則回油路上的壓力總損失為: P2 =0.057MPa A2 P瓦 P2 =0.396+0.03=0.426MPa 泵的輸出功率為：P 兇=0.234 10 28.5 10 3 =131W 0.85 60 因此快進液壓系統(tǒng)的發(fā)熱量為 Hi P Po=31W (2)快退時液壓缸的發(fā)熱量 快退時液壓缸的有效功率為：Fo Fv =100W 6 3 泵的輸出功率為：Pi -pq = 0.468 10一14.5 10 =
24、133W (3) 壓制時液壓缸的發(fā)熱量 0.85 60 快退時液壓系統(tǒng)的發(fā)熱量為：H i Pi Po =33W 壓制時液壓缸的有效功率為: Fo Fv 13.5 844 W 泵的輸出功率Pi -Pq=1761098W 因此壓制時液壓系統(tǒng)的發(fā)熱量為： Hi R Po=41254W 總的發(fā)熱量為：H=31+33+Hi=105318W 則求出油液溫升近似值為: T - 1.9 5.8 oC 3 4002 溫升沒有超出允許范圍，液壓系統(tǒng)中不需要設(shè)置冷卻器。 8.3 散熱量的計算 當(dāng)忽略系統(tǒng)中其他地方的散熱，只考慮油箱散熱時，顯然系統(tǒng)的總發(fā)熱功率 H全部由油箱來考慮。這時油箱散熱面積 A的計算公式為 式
25、中A 油箱的散熱面積(m2) H油箱需要的散熱功率(W t 油溫（一般以55 C考慮）與周圍環(huán)境溫度的溫差 K 散熱系數(shù)。與油箱周圍通風(fēng)條件的好壞而不同，通風(fēng)很差時 K=89,良 好時K=15-17.5 ;風(fēng)扇強行冷卻時 K=2（23;強迫水冷時K=11（175。 這里取自然良好的通風(fēng)散熱，所以油箱散熱面積 A為: 結(jié)論 這次課程設(shè)計的內(nèi)容是小型液壓機液壓系統(tǒng)的設(shè)計。對我們來說液壓系統(tǒng)的 設(shè)計是一門新的知識，在設(shè)計程中，碰到了一些與以往不同的方法及概念， 總結(jié) 起來，我認(rèn)為最大的欠缺就是缺乏一個整體的觀念， 常常在不經(jīng)意中，只考慮到 滿足一個或幾個性能要求，而沒有以一個整體的思想來考慮問題。
26、比如，我們設(shè) 計系統(tǒng)圖時，很容易忘記考慮系統(tǒng)保壓和液壓泵卸荷等問題， 假如忘記考慮這些 問題，就難以實現(xiàn)預(yù)定的工作要求。為此我也花了很長時間，經(jīng)過反復(fù)思考最終 設(shè)計出符合工作要求的系統(tǒng)圖。 另一方面，在這次的設(shè)計中，我用到了一些經(jīng)驗公式以及一些在一定范圍內(nèi) 取值的數(shù)據(jù)，以前我習(xí)慣了在精確公式及數(shù)值下計算， 而且在查閱工具書方面的 能力還不足，還需要在今后的設(shè)計中進一步加強。 出現(xiàn)以上的種種缺陷的關(guān)鍵問 題在于我們?nèi)狈@方面專業(yè)能力的鍛煉。 但經(jīng)過這次課程設(shè)計之后讓我對于液壓 系統(tǒng)的應(yīng)用更加了解。還有設(shè)計的時候應(yīng)該具有嚴(yán)緊的態(tài)度， 因為很多工程問題 都是人命關(guān)天。所以我們要從現(xiàn)在開始就養(yǎng)成一種嚴(yán)緊的學(xué)習(xí)和工作態(tài)度， 以后 在工作中才能盡量避免一些重大失誤。 通過這次的課程設(shè)計，讓我對液壓系統(tǒng)以及液壓閥件有了更深的認(rèn)識， 對設(shè) 計液壓裝備時應(yīng)有的要求有了新的見解，完成同樣的要求，有不同的設(shè)計方案， 但是我們應(yīng)向使用性能，結(jié)構(gòu)，經(jīng)濟性更優(yōu)的方向發(fā)展。當(dāng)然這還需要我們不斷 地刻苦學(xué)習(xí)，然后在前人實踐經(jīng)驗的基礎(chǔ)上，勇于創(chuàng)新，尋求更經(jīng)濟實惠的設(shè)計 由于能力所限，在設(shè)計過程中還有許多不足之處，懇請老師批評指正！ 318 17 5.8 3.23 m2
小型液壓機液壓系統(tǒng)設(shè)計3
