1、蘭州交通大學博文學院畢業設計說明書題目：小型液壓機液壓系統設計學號:20121651系別：機電工程系專業：機械設計制造及其自動化班級：12 級機機制（ 6）班指導教師：惠振亮年月日蘭州交通大學博文學院畢業設計設計任務書題目小型液壓機液壓系統設計1、課程設計的目的學生在完成液壓傳動與控制課程學習的基礎上，運用所學的液壓基本知識，根據液壓元件，各種液壓回路的基本原理，獨立完成液壓回路設計任務；從而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應用能力的鍛煉。2、課程設計的內容和要求（包括原始數據、技

2、術要求、工作要求等）設計一臺小型液壓機的液壓系統，要求實現快速空程下行慢速加壓保壓快速回程停止的工作循環?？焖偻邓俣葹?3m/min，加壓速度為40250mm 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 . 機械設計手冊 M 。北京：化學工業出版社， 2004.2 李壯云 . 中國機械設計大典 M 。南昌 : ：江西科學技術出版社， 2002.13 王文斌 . 機械設計手冊 M 。北京：機械工業出版社， 2004.84 雷天覺 . 液壓工程手冊。北京。機械工業出版社。 1990摘要液壓機是一種用靜壓來加工金屬、塑料、橡膠、粉末制品的機械，在許多工業部

3、門得到了廣泛的應用。 液壓傳動系統的設計在現代機械的設計工作中占有重要的地位。液體傳動是以液體為工作介質進行能量傳遞和控制的一種傳動系統。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圖， 再經過必要的計算來確定液壓系統的參數， 然后按照這些參數來選用液壓元件的規格。 確保其實現快速下行、慢速加壓、保壓、快速回程、停止的工作循環。關鍵詞：液壓機、課程設計、液壓傳動系統設計目錄摘要.I1任務分析 .11.1技術要求 .11.2任務分析 .12方案的確定 .22.1運動情況分析 .23工況分析 .33.1工作負載 .33.2摩擦負載 .3其中液壓缸 3.3 慣性負載 .33.4自重 .33

4、.5液壓缸在各工作階段的負載值 .34負載圖和速度圖 .45液壓缸主要參數的確定 .55.1液壓缸主要尺寸的確定 .55.2計算在各工作階段液壓缸所需的流量 .66液壓系統圖 .76.1液壓系統圖分析 .76.2液壓系統原理圖 .87液壓元件的選擇 .107.1液壓泵的選擇 .107.2閥類元件及輔助元件 .107.3油箱的容積計算 .118液壓系統性能的運算 .118.1壓力損失和調定壓力的確定 .118.2油液溫升的計算 .138.3散熱量的計算 .14結論 .15參考文獻 .錯 誤！未定義書簽。1 任務分析1.1 技術要求設計一臺小型液壓壓力機的液壓系統，要求實現快速空程下行慢速加壓保壓

5、快速回程停止的工作循環，快速往返速度為V1 =3 m/min ，加壓速度V2 =40-250mm/min,其往復運動和加速（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 fs=0.2 ，動摩擦系數 fd=0.1 油缸垂直安裝，設計該壓力機的液壓系統傳動。1.2 任務分析根據滑塊重量為20KN ，為了防止滑塊受重力下滑，可用液壓方式平衡滑塊重量。設計液壓缸的啟動、制動時間為t =0.02s。液壓機滑塊上下為直線往復運動，且行程較小, 故可選單桿液壓缸作執行器, 且液壓缸的機械效率cm0.9 。因為液壓機的工作循環為快速下降、慢速加壓、

6、保壓、快速回程四個階段。各個階段的轉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。當三位四通換向閥工作在左位時實現快速回程。 中位時實現液壓泵的卸荷， 亦即液壓機保壓。工作在右位時實現液壓泵的快進和工進。 其工進速度由一個調速閥來控制。快進和工進之間的轉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流閥， 以防在高壓沖擊液壓元件， 并可使油路卸荷平穩。 為了對油路壓力進行監控， 在液壓泵出口安裝一個溢流閥， 同時也對系統起過載保護

7、作用。因為滑塊受自身重力作用， 滑塊要產生下滑運動。 所以油路要設計一個單向閥，以構成一個平衡回路，產生一定大小的背壓力，同時也使工進過程平穩。在液壓力泵的出油口設計一個單向閥， 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。 所以設計液壓回路時必須滿足隨負載和執行元件的速度不斷變化的要求。 因此可以選用變壓式節流調速回路和容積式調速回路兩種方式。變壓式節流調速回路節流調速的工作原理， 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行元件或自執行元件流出的流量來調節其速度。 變壓式節流調

8、速的工作壓力隨負載而變，節流閥調節排回油箱的流量， 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， 變載下的運動平穩性都比較差， 可使用比例閥、 伺服閥等來調節其性能，但裝置復雜、價格較貴。優點：在主油箱內，節流損失和發熱量都比較小，且效率較高。宜在速度高、負載較大，負載變化不大、對平穩性要求不高的場合。容積調速回路容積調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行元件的運動速度。優點：在此回路中，液壓泵輸出的油液直接進入執行元件中，沒有溢流損失和節流損失，

9、而且工作壓力隨負載的變化而變化，因此效率高、 發熱量小。當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缺點比較， 泵缸開式容積調速回路和變壓式節流調回路相比較，其速度剛性和承載能力都比較好，調速范圍也比較寬工作效率更高，發熱卻是最小的?？紤]到最大壓制力為200KN，故選泵缸開式容積調速回路。3工況分析3.1 工作負載工件的壓制抗力即為工作負載：Fw=200000N3.2 摩擦負載靜摩擦阻力：F fs =0.2x20000=4000N動摩擦阻力：F fd =0.1X20000=2000N其中液壓缸 3.3慣性負載Fm=ma=20000/10X3/(0.

10、02X60)=5000N3.4 自重G=mg=20000N3.5 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cm0.9 。另外取液壓缸的背壓負載Fb 20000N。則液壓系統工作循環各階段的外負載見表3-1 。表 3-1工作循環各階段的外負載工況負載值推力啟動F= Fb -G+ Ffs =4000N4444加速F=Fb -G+ F fd +Fm=7000N7778快進F=Fb -G+ F fd =2000N2222工進F=Fb -G+F fd +Fw=202000N224444快退F=G+2222F fd - Fb =2000N4負載圖和速度圖負載圖和速度圖繪制如圖4-1 與 4

11、-2 所示F/N224444777844442222s/mm圖一 負載圖-2222v/(m/min)500.67-4.17s/mm0圖二 速度圖5液壓缸主要參數的確定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 ：PpP1S P上式中P 液壓泵最大工作壓力；pP 執行元件最大工作壓力。將液1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 cm=0.9。（ 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 224444N，取 d/D=0.7224444A130106 0.9 0

12、.0083D= 0.01057 =0.103m按 GB/T2348-1993，取標準值 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=D 2=9498 mm24有桿腔實際有效面積： A2 =4D 2d 2 =4844 mm25.2 計算在各工作階段液壓缸所需的流量快進： Q= A1V1 =28.5L/min工進： Q=A1V2 =0.382.37L/min快退： Q=A2V1 =14.5 L/min液壓缸在工作循環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/

13、min啟動44440.468快進加速102221.076快進22220.23428.5工進22444423.63一保壓22444423.63啟動44440.917快退加速102222.11恒速22220.45914.52按以上數據可繪制液壓缸的工況圖如圖5-1 所示。P Q PQ(l/min)23.6328.5P(w) 0.819P(MPa)0.4680.2340.38 s/mm00.46814.50.9171.61圖二 工況圖6液壓系統圖6.1 液壓系統圖分析（ 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

14、速下降的時候，液壓泵以全流量供油。當轉化成慢速加壓壓制時，泵的流量減小，最后流量為 0。（ 3）當液壓缸反向回程時，泵的流量恢復為全流量供油。液壓缸的運動方向采用三位四通 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自動下降的現象，在液壓缸有桿腔回路上設置一個單向閥。（ 5）為了實現快速空程下行和慢速加壓，此液壓機液壓系統采用差動連接的調速回路。（ 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， 回油路口應設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。（

15、7）為了實現自動控制，在液壓缸的活塞桿運動方向上安裝了三個接近開關，使液壓系統能夠自動切換工作狀態。（ 8）為了使系統工作時壓力恒定，在泵的出口設置一個溢流閥，來調定系統壓力。6.2 液壓系統原理圖綜上分析可得小型液壓機液壓系統原理如圖6-1 所示。圖 6-1液壓機液壓系統原理圖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-過濾器 9- 調速閥 10- 二位二通電磁換向閥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在加壓壓制階段時P23.63MPa ，此時液壓缸的輸入流量極小，且進油路元

16、件較少故泵到液壓缸的進油 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q p 按液壓缸最大輸入流量（ 28.5L/min ）計算，取泄漏系數K=1.1,則 q p =31L/min 。根據以上計算結果查閱機械設計手冊 ，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, 當轉速為 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Pq為 2.37L/min ,取泵的總效率=

17、0.85，則液壓泵的驅動電機所要的功率P=1121W，根據此數據按 JB/T8680.1-1998，選取 Y2-711-4 型電動機，其額定功率 P=550W ，額定轉速 n=1500r/min,按所選電動機的轉速和液壓泵的排量，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格，結果見表7-1 。表 7-1液壓元件的型號及規格序元件名稱額定 壓號力 /Pa排量 ml/r型號及規格1變量泵308063YCY14 1

18、B2溢流閥調壓 3012C1753三位四通換向閥32160WEH10G最大工4順序閥作壓力160HCT06L132MPa5調速閥32160FBG-3-125-106 單向閥7 二位二通換向閥開啟最大 200S20A2200.15MPa321602WE10D107.3 油箱的容積計算容量 V ( 單位為 L)計算按教材式 (7-8) :Vqp ，由于液壓機是高壓系統，7 。所以油箱的容量： V728.5199.5取 V200L8液壓系統性能的運算8.1 壓力損失和調定壓力的確定（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/min,主要壓力損失

19、為閥件兩端的壓降可以省略不計?？爝M時液壓桿的速度 V1 =3m/min，此時油液在進油管的速度V= q0.2528.510 31.25 m/sA22210 6601）沿程壓力損失：沿程壓力損失首先要判斷管中的流動狀態，此系統采用N32號液壓油，室溫為20度時1.010 4 m2 / s，所以有vd 1.252210 3275 <23201.010 4油液在管中的流動狀態為層流，則阻力損失系數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lpv24900 1.252P20.2722 1030.345 MPa.d2

20、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，若閥的額定流量和額定壓力損失分別 為 qr 和 qr ， 則當通過 閥的 流量 為 q 時 的閥的壓 力損 失qr ，由ppr ( q )2 算得 P 0.5228.50.016 MPa小于原估算值 0.5MPa,所以是qr160安全的。則進油路上的壓力總損失為：P1 0.345+0.0345+0.19 0.396MPa（ 2）回油管路上的壓力損失：快進時回油路上的流量 q2q1 A2 14.5L/

21、min ，則回油管路中的速度A1v= q0.2514.5 10 3=0.34m/s ，A30 210 660由此可以計算出Rvd 0.343010 3=102，1.010 4油液在管中的流動狀態為層流，則阻力損失系數75 0.74,Re所以回油路上的沿程壓力損失為Plpv20.744900 0.3420.05MPa。d230 10322而通過液壓閥的局部壓力損失：P 0.514.50.004MPa160則回油路上的壓力總損失為：P2 0.057MPa由上面的計算所得求出總的壓力損失：A2PP1P2 =0.396+0.03=0.426MPaA1這與估算值相符。8.2 油液溫升的計算在整個工作循環

22、中， 工進和快進快退所占的時間相差不大，所以，系統的發熱和油液溫升可用一個循環的情況來計算。（ 1）快進時液壓系統的發熱量快進時液壓缸的有效功率為： F0Fv222230.9 100W60泵的輸出功率為： Pipq = 0.23410628.5103=131W0.8560因此快進液壓系統的發熱量為:H iPiPo =31W（ 2） 快退時液壓缸的發熱量快退時液壓缸的有效功率為：FoFv =100W泵的輸出功率為： Pipq = 0.468 10614.5 10 3=133W0.8560快退時液壓系統的發熱量為：H iPiPo =33W（ 3）壓制時液壓缸的發熱量壓制時液壓缸的有效功率為： F0Fv 13.5 844 W泵的輸出功率Pipq 176 1098W=因此壓制時液壓系統的發熱量為：H iPiPo =41 254 W總的發熱量為 :H=31+33+Hi=105 318 W則求出油液溫升近似值為：TH1.9 5.8 oC3 4002溫升沒有超出允許范圍，液壓系統中不需要設置冷卻器。8.3 散熱量的計算當忽略系統中其他地方的散熱，只考慮油箱散熱時， 顯然系統的總發熱功率H全部由油箱來考慮。這時油箱散熱面積A 的計算公式為AHKt式中 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）與周圍環境溫度的溫差K 散