小型液壓機液壓系統(tǒng)設計

蘭州交通大學博文學院畢業(yè)設計說明書題 目： 小型液壓機液壓系統(tǒng)設計 學 號: 20121651系 別： 機電工程系　 專 業(yè)： 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(yè)設計設計任務書題　目小型液壓機液壓系統(tǒng)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(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；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(tǒng)中的各自作用能夠?qū)W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(nèi)容和要求（包括原始數(shù)據(jù)、技術(shù)要求、工作要求等） 設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——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3m/min，加壓速度為40～250mm／min，壓制力為200kN，運動部件總重量為20kN3、主要參考文獻[1] 成大先. 機械設計手冊[M]北京：化學工業(yè)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(shù)出版社，2002.1[3] 王文斌. 機械設計手冊[M] 北京：機械工業(yè)出版社，2004.8[4] 雷天覺. 液壓工程手冊機械工業(yè)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(yè)部門得到了廣泛的應用液壓傳動系統(tǒng)的設計在現(xiàn)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(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、課程設計、液壓傳動系統(tǒng)設計 目錄摘 要 I1 任務分析 11.1技術(shù)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 33.5 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(shù)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(tǒng)圖 86.1 液壓系統(tǒng)圖分析 86.2 液壓系統(tǒng)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(tǒng)性能的運算 118.1 壓力損失和調(diào)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(jié)論 15參考文獻 161 任務分析1.1技術(shù)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=3 m/min，加壓速度 =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(shù)fs=0.2，動摩擦系數(shù)fd=0.1油缸垂直安裝，設計該壓力機的液壓系統(tǒng)傳動。

1.2任務分析 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量設計液壓缸的啟動、制動時間為=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(zhí)行器,且液壓缸的機械效率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)速閥來控制快進和工進之間的轉(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(zhí)行元件的速度不斷變化的要求因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、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： =0.2x20000=4000N 動摩擦阻力： =0.1X20000=2000N其中液壓缸3.3 慣性負載Fm=ma=20000/10X3/(0.02X60)=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，其機械效率另外取液壓缸的背壓負載＝20000N則液壓系統(tǒng)工作循環(huán)各階段的外負載見表3-1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=-G+=4000N4444加速F=-G++Fm=7000N7778快進F=-G+=2000N2222工進F=-G++Fw=202000N224444快退F=G+-=2000N2222 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 5 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：上式中——液壓泵最大工作壓力；——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ηcm=0.92）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=0.7D==0.103m 按GB/T2348-1993，取標準值D=110mmd=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：==9498有桿腔實際有效面積：==48445.2 計算在各工作階段液壓缸所需的流量快進：Q==28.5L/min工進：Q= =0.38~2.37L/min快退：Q= =14.5L/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/min快進啟動44440.468—加速102221.076—快進22220.23428.5工進22444423.63一保壓22444423.63—快退啟動44440.917—加速102222.11—恒速22220.45914.52按以上數(shù)據(jù)可繪制液壓缸的工況圖如圖5-1所示 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轉(zhuǎn)化成慢速加壓壓制時，泵的流量減小，最后流量為03）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(xiàn)自動下降的現(xiàn)象，在液壓缸有桿腔回路上設置一個單向閥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7）為了實現(xiàn)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(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)原理圖綜上分析可得小型液壓機液壓系統(tǒng)原理如圖6-1所示圖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-過濾器 9-調(diào)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(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壓力損失估計取為=0.5MPa 。

所以泵的最高工作壓力=23.63+0.5=24.13MPa 液壓泵的最大供油量 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=31L/min根據(jù)以上計算結(jié)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=2.5~250mL/r,當轉(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 =1121W，根據(jù)此數(shù)據(jù)按JB/T8680.1-1998，選取Y2-711-4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308063YCY14—1B2溢流閥調(diào)壓3012C1753三位四通換向閥32160WEH10G4順序閥最大工作壓力32MPa160HCT06L15調(diào)速閥32160FBG-3-125-106單向閥開啟0.15MPa最大200S20A2207二位二通換向閥321602WE10D107.3油箱的容積計算容量V (單位為L)計算按教材式(7-8) : ，由于液壓機是高壓系統(tǒng)，。

所以油箱的容量：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0.38~2.23L/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=3m/min，此時油液在進油管的速度V=m/s1）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，所以有<2320油液在管中的流動狀態(tài)為層流，則阻力損失系數(shù)=0.27，若取進油和回油的管路長均為4m，油液的密度為=900，則進油路上的沿程壓力損失為MPa.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(guān)，若閥的額定流量和額定壓力損失分別為，則當通過閥的流量為q時的閥的壓力損失，由算得MPa小于原估算值0.5MPa,所以是安全的則進油路上的壓力總損失為：＝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＝14.5L/min，則回油管路中的速度v==0.34m/s，由此可以計算出=102，油液在管中的流動狀態(tài)為層流，則阻力損失系數(shù)＝0.74,所以回油路上的沿程壓力損失為＝0.05MPa。

而通過液壓閥的局部壓力損失：＝0.004MPa則回油路上的壓力總損失為：＝0.057MPa由上面的計算所得求出總的壓力損失：=0.396+0.03=0.426MPa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：＝100W泵的輸出功率為：==131W因此快進液壓系統(tǒng)的發(fā)熱量為: =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：=100W泵的輸出功率為：==133W快退時液壓系統(tǒng)的發(fā)熱量為：=33W（3）壓制時液壓缸的發(fā)熱量壓制時液壓缸的有效功率為：W泵的輸出功率=W因此壓制時液壓系統(tǒng)的發(fā)熱量為：=W總的發(fā)熱量為:H=31+33+Hi=W則求出油液溫升近似值為：溫升沒有超出允許范圍，液壓系統(tǒng)中不需要設置冷卻器8.3 散熱量的計算當忽略系統(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的計算公式為式中 A—油箱的散熱面積（）H—油箱需要的散熱功率（W） —油溫（一般以考慮）與周圍環(huán)境溫度的溫差 K—散熱系數(shù)。

與油箱周圍通風條件的好壞而不同，通風很差時K=8～9，良好時K=15～17.5；風扇強行冷卻時K=20～23；強迫水冷時K=110～175這里取自然良好的通風散熱，所以油箱散熱面積A為： 結(jié)論這次課程設計的內(nèi)容是小型液壓機液壓系統(tǒng)的設計對我們來說液壓系統(tǒng)的設計是一門新的知識，在設計程中，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比如，我們設計系統(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)預定的工作要求為此我也花了很長時間，經(jīng)過反復思考最終設計出符合工作要求的系統(tǒng)圖另一方面，在這次的設計中，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)過這次課程設計之后讓我對于液壓系統(tǒng)的應用更加了解還有設計的時候應該具有嚴緊的態(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)成一種嚴緊的學習和工作態(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計，讓我對液壓系統(tǒng)以及液壓閥件有了更深的認識，對設計液壓裝備時應有的要求有了新的見解，完成同樣的要求，有不同的設計方案，但是我們應向使用性能，結(jié)構(gòu)，經(jīng)濟性更優(yōu)的方向發(fā)展當然這還需要我們不斷地刻苦學習，然后在前人實踐經(jīng)驗的基礎上，勇于創(chuàng)新，尋求更經(jīng)濟實惠的設計由于能力所限，在設計過程中還有許多不足之處，懇請老師批評指正！ 。