液压传动课程设计小型油压机液压系统设计.doc

《液压传动课程设计小型油压机液压系统设计.doc》由会员分享，可在线阅读，更多相关《液压传动课程设计小型油压机液压系统设计.doc（20页珍藏版）》请在三一办公上搜索。

1、龙 岩 学 院学生课程设计说明书题 目： 液压传动课程设计 小型油压机液压系统设计 学生姓名： 学 号： 所在院系： 专 业： 班 级： 指导教师： 龙岩学院本科课程设计任务书 小型油压机液压系统设计工作循环：快速下降压制保压快速回退原位停止负载 移动部件自重6400N 压制时外负载25000N快速回程负载8800N形程 快进160mm 压制60mm速度 快速下降6.5m/min 压制0.3m/min 回程6.5m/min启动时间0.4s保压时间45s静摩擦系数0.2动摩擦系数0.1性能参数：设计要求：1.液压传动方案分析。2.液压原理图的拟定。3.主要液压元件的设计计算（例油缸）和液压元件、

2、辅助装置。4.液压系统的验算。5.说明文件中涉及的图有：负载循环图、速度循环图、工流图、液压系统原理图、液压系统分块图、油缸结构示意图、油箱结构示意图。6.编写设计计算说明书一份。摘 要液压机是一种用静压来加工金属、塑料、橡胶、粉末制品的机械，在许多工业部门得到了广泛的应用。液压传动系统的设计在现代机械的设计工作中占有重要的地位。液体传动是以液体为工作介质进行能量传递和控制的一种传动系统。本文利用液压传动的基本原理，拟定出合理的液压传动系统图，再经过必要的计算来确定液压系统的参数，然后按照这些参数来选用液压元件的规格。确保其实现快速下行、慢速加压、保压、快速回程、停止的工作循环。关键词： 液压

3、机、课程设计、液压传动系统设计AbstractHydraulic machine is a kind of static pressure to the processing of metal, plastic, rubber, the powder product of machinery, in many industrial department a wide range of applications. The design of the hydraulic drive system in modern mechanical design work occupies an import

4、ant position. Transmission fluid is the liquid medium for the work carried out energy transfer and control of a transmission system.This paper using hydraulic transmission to the basic principle of drawing up a reasonable hydraulic system map ,and then after necessary calculation to determine the li

5、quid pressure system parameters , Then according to the parameters to choose hydraulic components specification. To ensure the realization of the fast down, slow pressure, pressure maintaining, rapid return, stop work cycle. Key words: hydraulic machine, course design, hydraulic transmission system

6、design.目录摘 要.I1 任务分析11.1技术要求11.2任务分析12 方案的确定22.1运动情况分析23 工况分析33.1工作负载33.2 摩擦负载33.3 惯性负载33.4 自重33.5 液压缸在各工作阶段的负载值34 负载图和速度图45 液压缸主要参数的确定55.1 液压缸主要尺寸的确定55.2 计算在各工作阶段液压缸所需的流量56 液压系统图66.1 液压系统图分析66.2 液压系统原理图67 液压元件的选择87.1液压泵的选择87.2 阀类元件及辅助元件87.3油箱的容积计算98 液压系统性能的运算108.1 压力损失和调定压力的确定108.2 油液温升的计算118.3 散热量

7、的计算12结论14参考文献.15 1 任务分析1.1技术要求 设计一台小型油压压力机的液压系统，要求实现快速下降慢速加压保压快速回程原位停止的工作循环，快速往返速度为=6.5 m/min，加压速度 =0.3m/min, 其往复运动和加速（减速）时间t=1.48s，压制力为25000N，运动部件总重为6400N,工作行程220mm, （快进160mm，工进60mm）, 静摩擦系数fs=0.2，动摩擦系数fd=0.1油缸垂直安装，设计该压力机的液压系统传动。 1.2任务分析 根据滑块重量为6400N ，为了防止滑块受重力下滑，可用液压方式平衡滑块重量。设计液压缸的启动时间为t=0.4s 。液压机滑

8、块上下为直线往复运动，且行程较小（220mm）,故可选单杆液压缸作执行器,且液压缸的机械效率 。因为液压机的工作循环为快速下降、慢速加压、保压、快速回程四个阶段。各个阶段的转换由一个三位四通的换向阀和一个二位二通的换向阀控制。当三位四通换向阀工作在左位时实现快速回程。中位时实现液压泵的卸荷，亦即液压机保压。工作在右位时实现液压泵的快进和工进。其工进速度由一个调速阀来控制。快进和工进之间的转换由二位二通换向阀控制。液压机快速下降时，要求其速度较快，减少空行程时间，液压泵采用全压式供油，且采用差动连接。由于液压机压力比较大，所以此时进油腔的压力比较大，所以在由保压到快速回程阶段须要一个节流阀，以防

9、在高压冲击液压元件，并可使油路卸荷平稳。为了对油路压力进行监控，在液压泵出口安装一个溢流阀，同时也对系统起过载保护作用。因为滑块受自身重力作用，滑块要产生下滑运动。所以油路要设计一个单向阀，以构成一个平衡回路，产生一定大小的背压力，同时也使工进过程平稳。在液压力泵的出油口设计一个单向阀，可防止油压对液压泵的冲击，对泵起到保护作用。2 方案的确定2.1运动情况分析由液压机的工作情况来看，其外负载和工作速度随着时间是不断变化的。所以设计液压回路时必须满足随负载和执行元件的速度不断变化的要求。因此可以选用变压式节流调速回路和容积式调速回路两种方式。2.1.1变压式节流调速回路节流调速的工作原理，是通

10、过改变回路中流量控制元件通流面积的大小来控制流入执行元件或自执行元件流出的流量来调节其速度。变压式节流调速的工作压力随负载而变，节流阀调节排回油箱的流量，从而对流入液压缸的的流量进行控制。其缺点：液压泵的损失对液压缸的工作速度有很大的影响。其机械特性较软，当负载增大到某值时候，活塞会停止运动，低速时泵承载能力很差，变载下的运动平稳性都比较差，可使用比例阀、伺服阀等来调节其性能，但装置复杂、价格较贵。优点：在主油箱内，节流损失和发热量都比较小，且效率较高。宜在速度高、负载较大，负载变化不大、对平稳性要求不高的场合。2.1.2容积调速回路容积调速回路的工作原理是通过改变回路中变量泵或马达的排量来改

11、变执行元件的运动速度。优点：在此回路中，液压泵输出的油液直接进入执行元件中，没有溢流损失和节流损失，而且工作压力随负载的变化而变化，因此效率高、发热量小。当加大液压缸的有效工作面积，减小泵的泄露，都可以提高回路的速度刚性。 综合以上两种方案的优缺点比较，泵缸开式容积调速回路和变压式节流调回路相比较，其速度刚性和承载能力都比较好，调速范围也比较宽工作效率更高，发热却是最小的。考虑到最大压制力为25000N，故选泵缸开式容积调速回路。3 工况分析3.1工作负载工件的压制抗力即为工作负载：Fw=25000N3.2 摩擦负载 静摩擦阻力： =0.2x6400=1280N 动摩擦阻力： =0.1X640

12、0=640N3.3 惯性负载F=G/g*V/t=6400/10*6.5/0.4/60=173N3.4 自重G=mg=6400N3.5 液压缸在各工作阶段的负载值其中液压缸采用V型密封圈，其机械效率。另外取液压缸的背压负载6400N。则液压系统工作循环各阶段的外负载见表3-1。表3-1 工作循环各阶段的外负载工况液压缸负载值液压缸推力启动F=-G+=1280N1422加速F=-G+Fm=813N903快进F=-G+=640N711工进F=-G+Fw=25640N28489快退F=G+-=640N7114 负载图和速度图负载图和速度图绘制如图4-1与4-2所示 图4-1 负载图 图4-2 速度图5

13、 液压缸主要参数的确定5.1 液压缸主要尺寸的确定（1）工作压力P的确定：工作压力P可根据负载大小及机器的类型，来初步确定由手册查表取液压缸工作压力为5MPa。将液压缸的无杆腔作为主工作腔，考虑到缸下行时，滑块自重采用液压方式平衡，则可计算出液压缸无杆腔的有效面积，取液压缸的机械效率cm=0.91。（2）计算液压缸内径D和活塞杆直径d 由负载图知最大负载F为25000N，取d/D=0.7=0.0055D=0.083m按GB2348-80，取标准值D=80mmd=0.7D=56mm由此求得液压缸的实际有效工作面积则：无杆腔实际有效面积：=5024有杆腔实际有效面积：=25625.2 计算在各工作

14、阶段液压缸所需的流量快进：Q=32.66L/min工进：Q= =0.768L/min快退：Q= =16.65L/min6 液压系统图6.1 液压系统图分析（1）考虑到液压机工作时所需功率较大，固采用变量泵的容积调速方式。（2）为了满足速度的有极变化，采用压力补偿变量液压泵供油，即在快速下降的时候，液压泵以全流量供油。当转化成慢速加压压制时，泵的流量减小，最后流量为0。（3）当液压缸反向回程时，泵的流量恢复为全流量供油。液压缸的运动方向采用三位四通M型电磁换向阀和二位二通电磁换向阀控制。停机时三位四通换向阀处于中位，使液压泵卸荷。（4）为了防止压力头在工作过程中因自重而出现自动下降的现象，在液压

15、缸有杆腔回路上设置一个单向阀。（5）为了实现快速空程下行和慢速加压，此液压机液压系统采用差动连接的调速回路。（6）为了使液压缸下降过程中压力头由于自重使下降速度越来越快，在三位四通换向阀处于左位时，回油路口应设置一个顺序阀作背压阀使回油路有压力而不至于使速度失控。（7）为了实现自动控制，在液压缸的活塞杆运动方向上安装了三个接近开关，使液压系统能够自动切换工作状态。（8）为了使系统工作时压力恒定，在泵的出口设置一个溢流阀，来调定系统压力。 6.2 液压系统原理图综上分析可得小型液压机液压系统原理如图6-1所示。图6-1 油压机液压系统原理图 符号开/关工作循环1YA2YA3YA4YA快速下降-+

16、-压 制+-+-快速回退+-+原位停止+/-/+-7 液压元件的选择7.1液压泵的选择由液压缸的工况图，可以看出液压缸的最高工作压力出现在加压压制阶段时P5MPa ，此时液压缸的输入流量极小，且进油路元件较少故泵到液压缸的进油压力损失估计取为=0.5MPa 。所以泵的最高工作压力=5+0.5=5.5MPa 。液压泵的最大供油量 按液压缸最大输入流量（32.66L/min）计算，取泄漏系数K=1.1,则=35.93L/min。由于液压缸在工进时输入功率最大，这时液压缸的工作压力为5.5MPa，流量为0.768L/min ,取泵的总效率=0.85，则液压泵的驱动电机所要的功率 =4.96W.根据此

17、数据按JB/T8680.1-1998，选取YST-50型电动机，其额定功率P=50W ，额定转速n=700r/min,按所选电动机的转速和液压泵的排量，液压泵最大理论流量nV=42L/min ，大于计算所需的流量32.66L/min，满足使用要求。7.2 阀类元件及辅助元件根据阀类元件及辅助元件所在油路的最大工作压力和通过该元件的最大实际流量可选出这些液压元件的型号及规格，结果见表7-1。 表7-1 液压元件的型号及规格序号元件名称额定压力/MPa排量ml/r型号及规格1变量泵720YBN型变量叶片泵2溢流阀0.56.312YF3-10L3三位四通换向阀10400WEH10G4调速阀10400

18、FBG-3-125-105单向阀开启0.15MPa20S20A2206二位二通换向阀28402WE10D107液控单向阀1620YAF3-Eb10B8双作用液压缸1030CD3507.3油箱的容积计算容量V (单位为L)计算按教材式(7-8) : ，由于液压机是高压系统，。 所以油箱的容量：=228.62L 取V250L8 液压系统性能的运算8.1 压力损失和调定压力的确定 （1）进油管中的压力损失由上述计算可知，工进时油液流动速度较小，通过的流量为0.768L/min,主要压力损失为阀件两端的压降可以省略不计。快进时液压杆的速度=6.5m/min，此时油液在进油管的速度V=4.34m/s1）

19、沿程压力损失：沿程压力损失首先要判断管中的流动状态，此系统采用N32号液压油，室温为20度时，所以有=954.82320油液在管中的流动状态为层流，则阻力损失系数=0.079，若取进油和回油的管路长均为4m，油液的密度为=900，则进油路上的沿程压力损失为=0.122MPa.2）局部压力损失： 局部压力损失包括管道安装和管接头的压力损失和通过液压阀的局部压力损失，由于管道安装和管接头的压力损失一般取沿程压力损失的10%，而通过液压阀的局部压力损失则与通过阀的流量大小有关，若阀的额定流量和额定压力损失分别为，则当通过阀的流量为q时的阀的压力损失，由算得=0.19MPa小于原估算值0.5MPa,所

20、以是安全的。则进油路上的压力总损失为：0.122+0.0122+0.190.3242MPa（2）回油管路上的压力损失：快进时回油路上的流量30.47L/min，则回油管路中的速度v=1.2m/s，由此可以计算出=3602320，油液在管中的流动状态为层流，则阻力损失系数0.208,所以回油路上的沿程压力损失为0.02MPa。而通过液压阀的局部压力损失：0.05MPa则回油路上的压力总损失为：0.02+0.002+0.05=0.072MPa由上面的计算所得求出总的压力损失：=0.36MPa这与估算值相符。8.2 油液温升的计算在整个工作循环中，工进和快进快退所占的时间相差不大，所以，系统的发热和

21、油液温升可用一个循环的情况来计算。（1）快进时液压系统的发热量快进时液压缸的有效功率为：374W泵的输出功率为：=75W因此快进液压系统的发热量为: =150W（2） 快退时液压缸的发热量快退时液压缸的有效功率为：=374W泵的输出功率为：=485W快退时液压系统的发热量为：=111W（3）压制时液压缸的发热量压制时液压缸的有效功率为：=378W泵的输出功率=481W因此压制时液压系统的发热量为：=103W总的发热量为:H=150+111+103=364W则求出油液温升近似值为：=6.7温升没有超出允许范围，液压系统中不需要设置冷却器。 8.3 散热量的计算当忽略系统中其他地方的散热，只考虑油

22、箱散热时，显然系统的总发热功率H全部由油箱来考虑。这时油箱散热面积A的计算公式为式中 A油箱的散热面积（）H油箱需要的散热功率（W） 油温（一般以考虑）与周围环境温度的温差 K散热系数。与油箱周围通风条件的好坏而不同，通风很差时K=89，良好时K=1517.5；风扇强行冷却时K=2023；强迫水冷时K=110175。这里取自然良好的通风散热，所以油箱散热面积A为：3.2结论参考文献1 王积伟，黄谊，章宏甲液压传动 M北京：机械工业出版社，20062 张利平液压传动系统及设计 M北京：化学工业出版社，20053 雷天觉新编液压工程手册 M北京：北京理工大学出版社，19984 路甬祥液压气动技术手册 M北京：机械工业出版社，20025 成大先机械设计手册 M北京：化学工业出版社，20026 王春行液压控制系统 M北京：机械工业出版社，20027 李状云液压元件与系统 M北京：机械工业出版社，20028 杨培元，朱福元.液压系统设计简明手册M.北京：机械工业出版社，1999.