小型液壓機的液壓系統(tǒng)課程設計

1、攀枝花學院學生課程設計（論文）題 目：小型液壓機的液壓系統(tǒng)學生姓名：vvvvvv學號 :vvvvvvvv所在院（系）：機械工程學院專 業(yè)：班 級：指導 教師：vvvvvv職 稱：vvvv2014年 06 月15 日攀枝花學院教務處制課程設計（論文）指導教師成績評定表指導教師評語題目名稱專用銑床的液壓系統(tǒng)設計（按實際替換）評分項目分值得分評價內涵工作表現(xiàn)20%01學習態(tài)度6遵守各項紀律，工作刻苦努力，具有良好的科學 工作態(tài)度。02科學實踐、調研7通過實驗、試驗、查閱文獻、深入生產(chǎn)實踐等渠 道獲取與課程設計有關的材料.03課題工作量7按期圓滿完成規(guī)定的任務，工作量飽滿。能 力 水 平 35%04綜

2、合運用知識的能力10能運用所學知識和技能去發(fā)現(xiàn)與解決實際問題， 能正確處理實驗數(shù)據(jù)，能對課題進行理論分析，得 出有價值的結論。05應用文獻的能力5能獨立查閱相關文獻和從事其他調研；能提出并 較好地論述課題的實施方案；有收集、加工各種 信息及獲取新知識的能力。06設計（實驗）能力，方案的設 計能力5能正確設計實驗方案，獨立進行裝置安裝、調試、 操作等實驗工作，數(shù)據(jù)正確、可靠；研究思路清 晰、完整。07計算及計算機應用能力5具有較強的數(shù)據(jù)運算與處理能力；能運用計算機 進行資料搜集、加工、處理和輔助設計等.08對計算或實驗結果的分析 能力（綜合分析能力、技術 經(jīng)濟分析能力）10具有較強的數(shù)據(jù)收集、分

3、析、處理、綜合的能力。成果質量45%09插圖（或圖紙）質量、篇 幅、設計（論文）規(guī)范化 程度5符合本專業(yè)相關規(guī)范或規(guī)定要求；規(guī)范化符合本 文件第五條要求。10設計說明書（論文）質量30綜述簡練完整，有見解；立論正確，論述充分， 結論嚴謹合理；實驗正確，分析處理科學。11創(chuàng)新10對前人工作有改進或突破，或有獨特見解。成績年 月曰指導教師簽名:攀枝花學院本科學生課程設計任務書題目小型液壓機的液壓系統(tǒng)設計1、課程設計的目的液壓系統(tǒng)的設計和計算是機床設計的一部分。設計的任務是根據(jù)機床的功用、運動循環(huán) 和性能等要求，設計出合理的液壓系統(tǒng)圖，再經(jīng)過必要的計算，確定液壓系統(tǒng)的主要參數(shù), 然后根據(jù)計算所得的參

4、數(shù)，來選用液壓元件和進行系統(tǒng)的結構設計.使學生在完成液壓回路設計的過程中，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。能夠對學生起到加深液壓傳動理論的掌握和強化實際運用能力的鍛 煉。2、課程設計的內容和要求（包括原始數(shù)據(jù)、技術要求、工作要求等）要求學生在完成液壓傳動課程學習的基礎上，運用所學的液壓基本知識，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計任務。設計一臺小型液壓機的液壓系統(tǒng)，要求實現(xiàn)的工作循環(huán)：快速空程下行 慢速加壓一一保壓一一，快速回程-一停止?？焖偻邓俣葹?m/min，加壓速度為 40250mm/min，壓制力為300000N，運動部件總重量為

5、20000N.設計結束后提交: 5000字的課程設計論文；液缸CAD圖紙2號一張；三號系統(tǒng)圖紙一張。3、主要參考文獻1左健民.液壓與氣壓傳動.第2版。北京機械工業(yè)出版社2004.章宏甲.液壓與氣壓傳動。第2版。北京機械工業(yè)出版社2001。許福玲。液壓與氣壓傳動.武漢華中科技大學出版社2001。張世偉。液壓傳動系統(tǒng)的計算與結構設計。寧夏人民出版社。1987.液壓傳動手冊。北京機械工業(yè)出版社2004.4、課程設計工作進度計劃內容學時明確機床對液壓系統(tǒng)的要求，進行工作過程分析2初步確定液壓系統(tǒng)的參數(shù)，進行工況分析和負載圖的編制12確定液壓系統(tǒng)方案，擬訂液壓系統(tǒng)圖8選擇液壓元件和確定輔助裝置8液壓系統(tǒng)

6、的性能驗算2液壓裝置的結構設計，繪制工作圖及編制技術文件8合計1周指導教師（簽字）|日期 | 2014年05月20日教研室意見：年 月 日學生（簽字）：接受任務時間：年 月 日目錄前言5一設計題目6二技術參數(shù)和設計要求6三工況分析6四擬定液壓系統(tǒng)原理71。確定供油方式72。調速方式的選擇73。液壓系統(tǒng)的計算和選擇液壓元件84。液壓閥的選擇105。確定管道尺寸106。液壓油箱容積的確定117。液壓缸的壁厚和外徑的計算118。液壓缸工作行程的確定119。缸蓋厚度的確定1110。最小尋向長度的確定1111。缸體長度的確定12五液壓系統(tǒng)的驗算131壓力損失的驗算132系統(tǒng)溫升的驗算153螺栓校核16總

7、結17參考文獻錯誤!未定義書簽。刖言液壓傳動是以流體作為工作介質對能量進行傳動和控制的一種傳動形式。利 用有壓的液體經(jīng)由一些機件控制之后來傳遞運動和動力。相對于電力拖動和機械 傳動而言，液壓傳動具有輸出力大，重量輕，慣性小，調速方便以及易于控制等 優(yōu)點，因而廣泛應用于工程機械，建筑機械和機床等設備上。作為現(xiàn)代機械設備實現(xiàn)傳動與控制的重要技術手段，液壓技術在國民經(jīng)濟各 領域得到了廣泛的應用。與其他傳動控制技術相比，液壓技術具有能量密度高、 配置靈活方便、調速范圍大、工作平穩(wěn)且快速性好、易于控制并過載保護、易 于實現(xiàn)自動化和機電液一體化整合、系統(tǒng)設計制造和使用維護方便等多種顯著 的技術優(yōu)勢，因而使

8、其成為現(xiàn)代機械工程的基本技術構成和現(xiàn)代控制工程的基本 技術要素。液壓壓力機是壓縮成型和壓注成型的主要設備，適用于可塑性材料的壓制工 藝.如沖壓、彎曲、翻邊、薄板拉伸等也可以從事校正、壓裝、砂輪成型、冷擠 金屬零件成型、塑料制品及粉末制品的壓制成型。本文根據(jù)小型壓力機的用途、 特點和要求，利用液壓傳動的基本原理，擬定出合理的液壓系統(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)格和進行 系統(tǒng)的結構設計。小型壓力機的液壓系統(tǒng)呈長方形布置，外形新穎美觀，動力系 統(tǒng)采用液壓系統(tǒng)，結構簡單、緊湊、動作靈敏可靠。該機并設有腳踏開關，可實 現(xiàn)半自動工藝動作的循環(huán).-設計題目小

9、型液壓機液壓設計二技術參數(shù)和設計要求設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、慢速加壓、 保壓、快速回程、停止的工作循環(huán)，快速往返速度為4m/min，加壓速度為40一 250mm/min，壓制力為300000N,運動部件總重力為20000N,油缸垂直安裝，設計 該壓力機的液壓傳動系統(tǒng)。三工況分析首先根據(jù)已知條件繪制運動部件的速度循環(huán)圖.V(m/min)圖31計算各階段的外負載并繪制負載圖1、工件的壓制力即為工件的負載力:F=300000N2、摩擦負載靜摩擦系數(shù)取0。2，動摩擦系數(shù)取0.1則靜摩擦阻力 Ffs=0.2*20000=4000N動摩擦阻力 Ffd=0。1*20000=2

10、000N3、慣性負載 Fm=m(Av/At)t為加速或減速的時間一般At=0。010.5s，在這里取At=0。2sFm= (20000*4) / (10*0。2*60) =667N自重 G=20000N液壓缸在各工作階段的外負載工作循環(huán)外負載F（N）啟動F=G+Ffs24000N加速F=G+Fm+Ffd22667N快進F=G+Ffd22000N共進F=G+Ft+Ffd322000N快退F=GFfd18000N負載循環(huán)圖如下F(N)24000圖32四擬定液壓系統(tǒng)原理1。確定供油方式考慮到該機床壓力要經(jīng)常變換和調節(jié)，并能產(chǎn)生較大的壓制力，流量大，功 率大，空行程和加壓行程的速度差異大，因此采用一高

11、壓泵供油2。調速方式的選擇工作缸采用活塞式雙作用缸，當壓力油進入工作缸上腔，活塞帶動橫梁向下 運動，其速度慢，壓力大，當壓力油進入工作缸下腔，活塞向上運動，其速度較 快，壓力較小，符合一般的慢速壓制、快速回程的工藝要求得液壓系統(tǒng)原理圖3。液壓系統(tǒng)的計算和選擇液壓元件液壓缸主要尺寸的確定工作壓力P的確定。工作壓力P可根據(jù)負載大小及機器的類型，來初 步確定由手冊查表取液壓缸工作壓力為25MPa。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320000N， 按表22取p2可不計，考慮到快進，快退速度相等，取d/D=0.7D=4Fw/ nplncm 1/2=0.13 (m)根據(jù)手冊查表取液壓

12、缸內徑直徑 D=140 (mm)活塞桿直徑系列取d=100(mm)取液壓缸的D和d分別為140mm和100mm。按最低工進速度驗算液壓缸的最小穩(wěn)定速度AQmin/Vmin=0.05x1000/3=16.7(cm2 )液壓缸節(jié)流腔有效工作面積選取液壓缸有桿腔的實際面積，即A?= n(D2 d2) /4=3。14X( 14021002) /4 =75.36 cm2滿足不等式，所以液壓缸能達到所需低速計算在各工作階段液壓缸所需的流量Q （快進）=nd2v （快進）/4=3.14x0.1x0。1x3/4=23。55L/minQ（工進）=nD2v （工進）/4=3。14x0.14x0.14x0.4/4=

13、6.15L/minQ（快退）=n （D2d2）（快退）v /4=22.61 L/min（3）確定液壓泵的流量，壓力和選擇泵的規(guī)格泵的工作壓力的確定考慮到正常工作中進油管有一定的壓力損失，所以泵的工作壓力為P = P +Z Ap式中，Pp 一液壓泵最大工作壓力；P1-執(zhí)行元件最大工作壓力；z A 進油管路中的壓力損失，簡單系統(tǒng)可取0.20.5Mpa。故可取壓力損失EAP1=0.5Mpa故一七= 二二=25+0。5=25。5MP上述計算所得的Pp是系統(tǒng)的靜態(tài)壓力，考慮到系統(tǒng)在各種工況的過度階段 出現(xiàn)的動態(tài)壓力往往超出靜態(tài)壓力，另外考慮到一定的壓力儲備量，并確保泵的 壽命，因此選泵的壓力值Pa應為P

14、a 1。25Pb-1.6Pb因此 Pa=1.25Pp=1。25x 25.5=31.875MPa泵的流量確定，液壓泵的最大流量應為QKL （E Q） max油液的泄露系數(shù)KL=1.2故 Qp=KL （EQ）max=1.2x 23.55=28。26L/min選擇液壓泵的規(guī)格根據(jù)以上計算的Pa和Qp查閱相關手冊現(xiàn)選用IGP5-032型的內嚙合齒輪泵，nmax= 3000 r/minnmin=400r/min額定壓力p0=31 5Mpa，每轉排量q=33。1L/r，容積效率中=85%,總效率門=0。 7。與液壓泵匹配的電動機選定首先分別算出快進與工進兩種不同工況時的功率，取兩者較大值作為選擇電 動機規(guī)

15、格的依據(jù)。由于在慢進時泵輸出的流量減小，泵的效率急劇降低，一般在 流量在0。2-1L/min范圍內時，可取門=0。03 0。14.同時還應該注意到，為了 使所選擇的電動機在經(jīng)過泵的流量特性曲線最大功率時不至停轉，需進行演算， 即PaXQp/門 Pd ,式中，Pd一所選電動機額定功率；Pb一內嚙合齒輪泵的限定 壓力；Qp 壓力為Pb時，泵的輸出流量。首先計算快進時的功率，快進時的外負載為7500N，進油時的壓力損失定為0.3MPa。Pb=7500/ (0.1x0。1 ;/4)x10-6+0.3=1.26MPa快進時所需電機功率為：F快進=三二 1.26x28。26/60 x0.7=0.85kw工

16、進時所需電機功率為：P=Ppx6.15/ (60 x0.7) =0。18kw查閱電動機產(chǎn)品樣本，選用Y90S 4型電動機，其額定功率為1.1KW ,額定轉速為1400r/min液壓閥的選擇根據(jù)所擬定的液壓系統(tǒng)圖，按通過各元件的最大流量來選擇液壓元件的規(guī)格.選定的液壓元件如表所示序號元件名稱最大流量(L/min最大工作壓力(Mpa)型號選擇1濾油器72。4XU-D32X100XU-D32X1002液壓泵49。634. 5IGP5-323三位四通電磁閥60.32534YF30-E20B4單向調速閥3040ADTL105二位三通電磁閥60.323YF3B-E20B6單向閥18150031。5SA10

17、7壓力表開關35KF28確定管道尺寸油管內徑尺寸一般可參照選用的液壓元件接口尺寸而定，也可接管路允許流 速進行計算，本系統(tǒng)主要路流量為差動時流量Q=471L / min壓油管的允許流速 取 V=3m/s 則內徑 d 為 d=4。6 (47。1/3) 1/=18。2mm若系統(tǒng)主油路流量按快退時取Q=2261L/ min,則可算得油管內徑d=17.9mm. 綜合d=20mm吸油管同樣可按上式計算(Q=49.6L/min,V=2m/s)現(xiàn)參照YBX-16變量泵 吸油口連接尺寸，取吸油管內徑d為29mm液壓油箱容積的確定根據(jù)液壓油箱有效容量按泵的流量的57倍來確定則選用容量為400L。液壓缸的壁厚和外

18、徑的計算液壓缸的壁厚由液壓缸的強度條件來計算液壓缸的壁厚一般是指缸筒結構中最薄處的厚度，從材料力學可知，承受內 壓力的圓筒，其內應力分布規(guī)律因壁厚的不同而各異，一般計算時可分為薄壁圓 筒，起重運輸機械和工程機械的液壓缸一般用無縫鋼管材料，大多屬于薄壁圓筒 結構，其壁厚按薄壁圓筒公式計算ZNPD/2 o=38.25X140/2X100=26。78mm (o=100110MP)故取Z =30mm液壓缸壁厚算出后，即可求出缸體的外徑D1為D1ND+2 Z =140+2X30=200mm液壓缸工作行程的確定液壓缸工作行程長度，可根據(jù)執(zhí)行機構實際工作煩人最大行程來確定，查表 的系列尺寸選取標準值L=30

19、0mm。缸蓋厚度的確定一般液壓缸多為平底缸蓋，其有效厚度t按強度要求可用下面兩個公式進行 近似計算無孔時：tN0.433D (P/。) =23.2mm有孔時：tN0。433 D (P D / (D -d ) 1/2式中，2220t缸蓋有效厚度D缸蓋止口內直徑D2缸蓋孔的直徑最小尋向長度的確定當活塞桿全部外伸時，從活塞支撐面中點到缸蓋滑動支撐面中點的距離H 稱為最小導向長度過小，將使液壓缸的初試撓度增大，影響液壓缸的穩(wěn)定性， 因此，設計時必須保證有一定的最小導向長度。對一般的液壓缸，最小導向長度H應滿足以下要求H =L/20+D/2=400/20+140/2=90mm取 H=95mm活塞寬度B=

20、 （0.61。0） D=1401缸體長度的確定液壓缸體內部長度應等于活塞的行程與活塞的寬度之和，缸體外形長度還 要考慮到兩端端蓋的厚度，一般的液壓缸的缸體長度不應大于內徑地2030倍 一、液壓元件的選擇確定液壓泵規(guī)格和驅動電機功率由前面工況分析，由最大壓制力和液壓主機類型，初定上液壓泵的工作壓力 取為25MPa，考慮到進出油路上閥和管道的壓力損失為1MPa （含回油路上的壓 力損失折算到進油腔），則液壓泵的最高工作壓力為P = P +AP = （25 + 1）x 106 = 26MPap 11上述計算所得的P是系統(tǒng)的靜態(tài)壓力，考慮到系統(tǒng)在各種工況的過渡階段 出現(xiàn)的動態(tài)壓力往往超過靜態(tài)壓力，另外

21、考慮到一定壓力貯備量，并確保泵的壽 命，其正常工作壓力為泵的額定壓力的80%左右因此選泵的額定壓力Pn應滿足：P = P /0.8 = 26/0.8 = 31.25Mpa液壓泵的最大流量應為：Pq 匕（ q）式中q -液壓泵的最大流量3（q）P -同時動作的各執(zhí)行所需流量之和的最大值，如果這時的溢流閥正 max進行工作，尚須加溢流閥的最小溢流量23 L min.K廣系統(tǒng)泄漏系數(shù)，一般取K廣1.11.3，現(xiàn)取、=1.1。qp=KL（Eq） +EAq=1.1* （393+2。5）=395.5L/min選擇液壓泵的規(guī)格由于液壓系統(tǒng)的工作壓力高，負載壓力大，功率大.大流量。所以選軸向柱 塞變量泵。柱塞

22、變量泵適用于負載大、功率大的機械設備（如龍門刨床、拉床、 液壓機），柱塞式變量泵有以下的特點：1）工作壓力高。因為柱塞與缸孔加工容易，尺寸精度及表面質量可以達 到很高的要求，油液泄漏小，容積效率高，能達到的工作壓力，一般是（200 400 ） X105Pa，最高可以達到1000X105Pa。2）流量范圍較大.因為只要適當加大柱塞直徑或增加柱塞數(shù)目，流量變增 大。3）改變柱塞的行程就能改變流量，容易制成各種變量型.4）柱塞油泵主要零件均受壓，使材料強度得到充分利用，壽命長，單位功 率重量小。但柱塞式變量泵的結構復雜。材料及加工精度要求高，加工量大，價 格昂貴.根據(jù)以上算得的qp和P在查閱相關手冊

23、機械設計手冊成大先P20-195得：現(xiàn)選用63YCY14- 1B ,排量63ml/r,額定壓力32Mpa,額定轉速 1500r/min,驅動功率59。2KN，容積效率92%，重量71kg,容積效率達92%.與液壓泵匹配的電動機的選定由前面得知，本液壓系統(tǒng)最大功率出現(xiàn)在工作缸壓制階段，這時液壓泵的供 油壓力值為26Mpa，流量為已選定泵的流量值.門-液壓泵的總效率.柱塞泵為 0.80 0.85，取門-0.82。選用1000r/min的電動機，則驅動電機功率為：N廣 PP X 步03 氣廣(183X5%0X0.82) T8.37選擇電動機 Y180M-4，其額定功率為18。5KW。五液壓系統(tǒng)的驗算

24、已知該液壓系統(tǒng)中進回油管的內徑均為12mm，各段管道的長度分別為： AB=0.3mAC=1。7m AD=1.7m DE=2m .選用L-HL32液壓油，考慮到油的最低溫 度為15C查得15C時該液壓油曲運動粘度V=150cst=1.5cm/s，油的密度P =920kg / m1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。25m/min ,進給時的最大流量為23.55L/min，則液壓油在管內流速V為： V1=Q/ (ndd/4) = (23。55X 1000) / (3.14X2.9X2。/4)=59。45(cm / s)管道流動雷諾數(shù)Rel為Rel=59。4

25、5X3。2/1.5=126.8Rel 2300可見油液在管道內流態(tài)為層流，其沿程阻力系數(shù)入l=75Rel=0.59進油管道的沿程壓力損失 P為：AP1-1=Xl/(l/d) (P V/2 )=0.59X( 1.7+0。3 )/(0.029X920X0.592/2) =0.2MPa查得換向閥34YF30-E20B的壓力損失AP=0。05MPa忽略油液通過管接頭、油路板等處的局部壓力損失,則進油路總壓力損失A P 為：AP1=AP11+AP1-2= (0。2X1000000+0。05X1000000) =0.25MPa工作進給時間回油路的壓力損失，由于選用單活塞桿液壓缸且液壓缸有 桿腔的工作面積為

26、無桿腔的工作面積的二分之一，則回油管道的流量為進油 管的二分之一，則：V2=V/2=29。7(cm/s)Rel=V2d / r=29.7 X 2 / 1.5=57。5入 2=75/Rel=75 /57。5=1。3回油管道的沿程壓力損失 P為：A P21=入 /(I / d) X( P X VXV / 2) =1.3 X 2 / 0。029 X 920 X 0。5952/2=0.56MPa查產(chǎn)品樣本知換向閥23YF3B-E20B的壓力損失AP=0.025MPa.換向閥34YF30E20B的壓力損失A P=0.025MPa ,調速閥ADTL-10的壓力損失AP=0.5MPa回油路總壓力損失AP為A

27、 P2= A P21+A P2-2+A P2-3+A 2-4=0.55+0.025+0。025+0.5=1。1MPa3。變量泵出口處的壓力P:Pp= (F/ncm+A2AP2)/(A1+AP1)=(307500/0。9+0。00785X1。1X100)/0。01539+0。15=22.4MPa4。快進時的壓力損失，快進時液壓缸為差動連接，自會流點A至液壓缸進油 口 C之間的管路AC中，流量為液壓泵出口流量的兩倍即26L/min,AC段管 路的沿程壓力損失為AP11為V1=Q/( n dXd/4) =45.22X1000 / (3.14X2X2/4X 60)=240.02 (cm / s)Rel

28、=vld/r=320.03入 1=75/rel=0.234AP1-1=X(l/d)X(pV2)=0。234. X(1。7 / 0.02) X( 920 X 2.4X2.4X2)=0.2MPa同樣可求管道AB段及AD段的沿程壓力損失A P1-2 A P1-3為V2=Q /(n dxd / 4)=295cm / s Re2=V/d/r=236V2=75Re2=0。 38P1-2=0.024MPaP1-3=0.15MPa查產(chǎn)品樣本知，流經(jīng)各閥的局部壓力損失為：34YF30E20B 的壓力損失, P21=0.17MPa23YF3BE20B 的壓力損失，AP21=0。17MPa據(jù)分析在差動連接中，泵的出口壓力為PP=2 A P12+ A P1-2+ A P22+ P2-1+ P22+F / A2 n cm=2X0。2+0.024+0。15+017+0。17+25 / 0.00785X0。9=0.18MPa快退時壓力損失驗算亦是如此，上述驗算表明，無需修改遠設計。2系統(tǒng)溫升的驗算在整個工作循環(huán)中，工進階段所占的時間最長，為了簡化計算，主要考 慮工進時的發(fā)熱量，一般情況下，工進速度大時發(fā)熱量較大，由于限壓式變 量泵在流量不同時，效率相差極大，所以分別計算最大、最小時的發(fā)熱量， 然后加以比較，取數(shù)值大