液压技术的现状与发展方向毕业设计.docx

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液压技术的现状与发展方向毕业设计

毕业设计（论文）

标题：

液压技术的现状与发展方向

学生姓名：

XXXXX

系部：

机械工程系

专业：

机电一体化

班级：

XXXXXXXXXXXXX

指导教师：

XXX

摘要………………………………………………………………5

1设计液压系统…………………………………………………6

1.1明确设计要求………………………………………………6

1.2液压缸主要参数的确定…………………………………6

1.2.1工况分析…………………………………………6

1.2.2负载图与速度突的绘制…………………………7

1.2.3、确定液压缸………………………………………9

1.2.4、确定系统的工作压力…………………………9

1.2.5、计算液压缸面积……………………………10

1.3、液压系统图的拟定………………………………………11

1.3.1、液压回路的选择………………………………11

1.3.2拟定液压系统原理图……………………………12

1.3.3液压系统的原理分析……………………………14

1.4液压元件的选择…………………………………………14

1.4.1液压泵……………………………………………14

1.4.2阀类元件及辅助元件……………………………15

1.4.3油管计算…………………………………………16

1.4.4油缸…………………………………………16

1.5夹紧缸的设计……………………………………………17

1.5.1夹紧缸的设计计算………………………………17

1.5.2夹紧缸工作压力的确定…………………………17

1.5.3夹紧缸内径和活塞直径的确定…………………17

1.5.4钢桶壁厚的确定…………………………………18

1.5.5液压缸其他部位尺寸的确定……………………19

1.5.6夹紧缸结构的设计………………………………19

1.6油箱的的选择和设计……………………………………25

1.6.1油管…………………………………25

1.6.2油箱容积的计算……………………………………25

1.6.3热平衡验算法……………………………………25

1.6.3油箱长、宽、高计算……………………………25

1.6.4油缸………………………………………25

1.7电器元件的选择…………………………………25

1.7.1技术指标……………………………………26

1.7.2基本技术指标………………………………………26

1.7.3使用条件……………………………………

2、设计液压系统的电气控制线路……………………………27

2.1概述………………………………………………………27

2.2明确液压系统电磁阀的动作……………………………27

2.3电气控制线路的拟定……………………………………28

2.3.1主电路……………………………………………28

2.3.2控制电路…………………………………………29

2.4电气控制线路工作原理…………………………………30

2.4.1主电路控制………………………………………30

2.4.2电磁控制电路……………………………………31

2.5技术指标…………………………………………………31

2.5.1基本技术指标……………………………………31

2.5.2使用条件…………………………………………31

后记……………………………………………………………33

致谢……………………………………………………………33

文献参考………………………………………………………34

附录1

附表2

摘要

液压传动是以液体为工作介质，利用压力能来驱动执行机构的传动方式。

驱动机床工作台的液压系统是由油箱、过滤器、液压泵、溢流阀、开停阀、节流阀、换向阀、液压缸以及连接这些元件的油管、接头等组成。

电动机驱动液压泵经滤油器从油箱中吸油，油液被加压后,从泵的输出口输入管路。

油液经开停阀、节流阀、换向阀进入液压缸，推动活塞而使工作台左右移动。

液压缸里的油液经换向阀和回油管排回油箱。

工作台的移动速度是通过节流阀来调节的。

当节流阀开大时，进入液压缸的油量增多，工作台的移动速度增大；当节流阀关小时，进入液压缸的油量减少，工作台的移动速度减少。

由此可见，速度是由油量决定的。

总而言之，液压传动的优点是突出的，随着科学技术的进步，液压传动的缺点将得到克服，液压传动将日益完善，液压技术与电子技术及其它传动方式的结合更是前途无量。

关键词：

液压系统、电气控制、卧式钻床

1设计液压系统

1.1明确设计要求

设计一台卧式单面组合钻孔机床的液压系统装置，总轴向切削力20000N，运动部件总重力50000N，工件夹紧力为12000N，滑台为平导轨。

设计要求：

该机床工作循环为“夹紧——快进——工进——快退——松开”，快进速度为5m/min，快进行程100mm，工作速度为50mm/min,工作行程120mm,进给速度平稳，进给量可调，孔钻通时不前冲，快进转换为工进时应平稳可靠。

该机床工作循环为“夹紧——快进——工进——快退——松开”按上述设计步骤计算如下。

1.2液压缸主要参数的确定

1.2.1工况分析

工作负载：

由题意可知总轴向力Ft=25000N

惯性负载：

Fm=（G/g）（△V/△t）

=（50000/9.81）×（5/12）

≈2124N

阻力负载：

静摩擦阻力Ffs=0.2×50000

=10000N

动摩擦阻力Ffd=0.1×50000

=5000N

取液压缸的机械效率ηm=0.9,由此可得出液压缸在工作阶段的负载如表一所示：

表一液压缸在各工作阶段的负载值

工况

负载组成

负载值F∕N

推力F·ηm-1/N

启动

F=Ffs

10000

11111

加速

F=Ffd+Fm

7124

7915

快进

F=Ffd

5000

5556

工进

F=Ffd+Ft

30000

33333

快退

F=Ffd

5000

5556

1.2.2负载图与速度突的绘制

负载图按上面数值绘制，如图一所示。

速度图按已知数值V1=V3=5m/min,L1=100mm,

L2=120mm,快退行程L3=L1+L2=220mm和工进速度V2=50mm/min绘制，如图二所示。

（图一）（图二）

1.2.3确定液压缸

由表3与表4可知组合机床液压系统在最大负载约为34000N时宜取P1=4MPa..

鉴于动力滑台要求快进、快退速度相等，液压缸选用单杆式的，并在快进时做差动连接。

这种情况下液压缸无杆腔工作面积A1取为有杆腔工作面积A2的两倍，即活塞杆直径d与缸筒直径D成d=0.707D的关系。

1.2.4确定系统的工作压力

在钻孔加工时，液压缸回油路上必须具有背压P2,取P2=0.8MPa,以防孔被钻通时滑台突然前冲。

快进时液压缸虽然作差动连接，但是油管中有压降△P存在，有杆腔的压力必需大于无杆腔，估算时取△P≈0.5MPa.快退时回油腔中是有背压的，这时P2亦可按0.5MPa估算。

表3按负载选择工作压力

液压缸工作负载∕N

<5000

5000--10000

10000—20000

20000—30000

30000—50000

>50000

液压缸工作压力∕MPa

0.8—1

1.5—2

2.5—3

3—4

4—6

7—10

表4各类设备常用的系统压力

设备类型

系统压力

设备类型

系统压力/MPa

精加工机床

0.8－2

农业机械、小型工程机械、冶金机构、工程机械辅助机构

10－16

半精加工机床

3－5

粗加工或重型加工

5－10

液压机、重型机械、冶金机械、大、中型挖掘机、起重运输机

20－32

1.2.5计算液压缸面积

由工进时的推力计算液压缸面积：

F/ηm=A1P1-A2P2=A1P1-（A1/2）P2

故有A1=（F/ηm）/（P1-P2/2）

=33333/（4-0.8/2）㎡

=93cm2

D=

=11.07md=0.707D

=7.78cm

当按国标GB2348-80将这些直径圆整成就进标准值时得：

D=11cm,d=8cm。

由此求得液压缸两腔的实际有效面积为A1=3.14D2/4=95.03,A2=3.14（D2-D2）/4=44.77cm2。

经检验，活塞杆的强度和稳定性均符合要求。

根据上述D与d的值，可估算液压缸在各个阶段中的压力，流量和功率，如表四所示，并绘制出工况图如图五所示。

表四液压缸在不同工作阶段的压力、流量和功率表

工况

负载

F/N

回油腔压力

P2/MPa

进油腔压力

P1/MPa

输入

流量

Q（L/min）

输入功率

P/kW

计算式

快进（差动）

启动

11111

P2=0

2.22

25.13

0.56

P1=（F+A2△P）/（A1-A2）

q=（A1-A2）V1

P=p1q

加速

7915

P2=P1+△P

△P=0.5MPa

2.02

25.13

0.51

恒速

5556

1.55

25.13

0.39

工进

33333

0.8

3.51

0.48

0.028

P1=（F+P2A2）/A1

q=A1V2

P=p1q

快退

启动

11111

P2=0

2.48

22.39

0.56

P1=（F+P2A1）/A2

q=A2V3

P=p1q

加速

7915

0.5

2.83

22.39

0.63

快速

5556

2.30

22.39

0.53

（图五）液压缸工况图

1.3液压系统图的拟定

1.3.1液压回路的选择

1．选择液压基本回路

（1）首先选择调速回路。

由工况图得知，机床液压系统的功率小，滑台运动速度低，工作负载变化小，可以采用节流调速形式。

为了增加平稳性、防止工件钻通时工作部件突然向前冲，采用调速阀的出口节流调速回路。

（2）由于液压系统选用了节流调速回路的方式，故系统中油液的循环必然是开式的。

在液压系统的工作循环内，快进和快退时液压缸需要油源提供低压、大流量的油液，而工进时液压缸需要高压、小流量油液，所以为节约能源，采用双泵供油系统。

（3）为了保证快进和快退的速度相等，并减少液压泵流量规格，选用差动连接回路。

（4）由于快进、工进之间速度相较大，为减少速度换接时产生液压冲击，采用行程阀控制的换接回路。

（5）回路中流量较少，系统工作压力不高，故采用电磁换向阀的换向回路。

（6）采用双泵供油回路，工进时，低压泵卸荷，高压泵工作并由溢流阀调定其出口压力。

当换向阀处于中位时，高压泵功率损失不大，为使油路结构简单，不在采用卸荷回路。

1.3.2拟定液压系统原理图

综合上述分析和所确定的方案，最后将各种回路合理的组合成为该机床的液压系统，即可设计成图d所示的液压系统原理图。

1双联叶片泵2三位四通电磁换向阀3二位三通电磁换向阀4调速阀5、6、7、16、17单向阀8二位四通电磁换向阀9溢流阀10二位二通电磁换向阀11过滤器12、13压力表开关14减压阀15压力继电器

1DT

2DT

3DT

4DT

5DT

夹紧

—

—

—

—

—

快进

+

—

+

—

—

工进

+

—

—

—

+

快退

—

+

—

—

+

松开

—

—

—

+

—

1.3.3液压系统的原理分析

（1）夹紧回路:

打开液压泵驱动电机，使油泵供油，4DT不通电。

进油路：

液压油从油箱→过滤器11→双联叶片泵1→单向阀17→减压阀14→单向阀16→二位四通电磁换向阀左位8→夹紧液压缸上腔

回油路：

夹紧缸下腔→二位四通电磁换向阀8→油箱

（2）快进进给：

差动连接，三位四通左位得电，电磁阀10得电。

进油路：

油箱→过滤器11→双联叶片泵1→单向阀17→三位四通电磁换向阀左位2→油缸左腔

回油路：

油缸右腔→单向阀5→二位二通电磁换向阀10→油缸左腔

（3）工作进给：

当快进终了时，压力继电器使两位三通电磁阀得电，其他阀保持不变。

进油路：

油箱→过滤器11→双联叶片泵1→单向阀17→三位四通电磁换向阀左位2→油缸左腔

回油路：

油缸右腔→二位三通电磁换向阀的右位3→调速阀4→三位四通电磁换向阀的左位2→油箱

（4）快速退回：

进油路：

：

油箱→过滤器11→双联叶片泵1→单向阀17→三位四通电磁换向阀右位2→二位三通电磁换向阀3和单向阀5→油缸右腔

回油路：

油缸左腔→三位四通电磁换向阀右位2→油箱

（5）松开回路

进油路：

液压油从油箱→过滤器11→双联叶片泵1→单向阀17→减压阀14→单向阀16→二位四通电磁换向阀8→夹紧液压缸上腔

回油路：

夹紧缸下腔→二位四通电磁换向阀右位8→油箱

1.4液压元件的选择

1.4.1液压泵

液压缸在整个工作循环中的最大工作压力为3.51MPa,如取进油路上的压力损失为0.8MPa，压力继电器调整压力高出系统最大工作压力之值为0.5MPa,则小流量泵的最大工作压力应为

pp1=（3.51+0.8+0.5）MPa=4.81MPa

大流量泵是在快速运动时才向液压缸输油的，由表一快退时液压缸中的工作压力比快进时大，如取进油路上的压力损失为0.5MPa,则大流量泵的最大工作压力为

Pp2=（2.30+0.5）MPa=2.80MPa

两个液压泵应向液压缸提供的最大流量为25.13L/min。

若回路中的泄露按液压缸输入流量的10℅估计，则两个泵的总流量应为

qp=1.1×25.13L/min=27.64L/min

由于溢流阀的最小稳定溢流量为3L/min，而工进时输入流压缸的流量为0.48L/min，所以小流量泵的流量规格最小应为3.48L/min。

根据以上压力和流量的数值查阅产品目录，最后确定选取PV2R12型双联叶片泵。

由于液压缸在快退时输入功率最大，这相当于液压泵输出压力2.80MPa、流量30L/min时的情况。

如取双联叶片泵的总效率为ηp=0.75,则液压泵驱动电机所需的功率为

P=ppVp/ηp=2.80×（30/60）/0.75KW=1.87KW

根据此数值查阅电机产品目录，最后选定JO2-32-6型电动机，其额定功率为2.2KW。

1.4.2阀类元件及辅助元件

根据液压系统的工作压力和通过各个阀类元件和辅助元件的实际流量，可选出这些元件的型号及规格。

下表为选出的一种方案。

序号

元件名称

估计通过流量（L/min）

型号

规格

生产厂家

1

双联叶片泵

—

PV2R12

21MPa

榆次液压件厂

2

三位四通电磁换向阀

40

34B-H10B-T

10MPa

江都液压件厂

3

二位三通电磁换向阀

40

23B-H10B-T

10Mpa

4

调速阀

30

FKC-G03

7Mpa

榆次油研液压有限公司

5

单向阀

40

DIF-L10H1

10Mpa

6

单向阀

武汉兴达液压气动设备有限公司

7

单向阀

8

二位四通电磁换向阀

40

24-H10B-T

10Mpa

江都液压件厂

9

溢流阀

40

YF-L10H2

4.0～16.0Mpa

济南液压件厂

10

二位二通电磁换向阀

40

22B-H10B-T

10Mpa

盐城华兴液压机械有限公司

11

过滤器

40

WU-40×40

过滤精度40um

河北华人特种过滤器有限公司

12

压力表开关

—

3KB-C6

10MPa,3测点

温州市液压油泵厂

13

压力表开关

14

减压阀

20

JF-L10C

3.5～14Mpa

济南液压件厂

15

压力继电器

—

PF-B8C

14MPa

榆次液压件厂

16

单向阀

40

DIF-L10H1

10Mpa

武汉兴达液压气动设备有限公司

17

单向阀

1.4.3油管计算

各元件间连接管道的规格按元件接口处尺寸决定，液压缸进、出油管则按输入、排出的最大流量计算。

由于液压泵具体选定之后液压缸在各个阶段的进、出流量已与原定数值不同，所以要重新计算，如下表所示。

根据这些数值，当油液在压力管中流速取3m/min时，按式d=2

算得和液压缸无杆腔及和有杆腔相连的油管内径分别为：

ｄ1=2×

mm=20.3mm

ｄ2=2×

mm=14.84mm

这两根油管都按GB3683-92选用内径16㎜、外径29㎜的双层钢丝编织液压胶管。

1.4.4油缸

油箱容积按式V=Kqn估算，当取K为6时，求得其容积为V=6×40L=240L,按GB2876-81规定，取V=250L.

液压缸的进、出流量

快进

工进

快退

输入流量（L/min）

q1=（A1qp）/（A1-A2）=

（95.03×31）/（95.03-44.77）=58.61

q1=0.48

q1=qp=31

排出流量（L/min）

q2=（A2qp）/A1=（44.77×58.61）/95.03=27.61

q2=（A2q1）/A1=（0.48×44.77）/95.03=0.23

q2=（A1q1）/A2=（31×95.03）/44.77=65.80

运动速度（m/min）

V1=qp/（A1-A2）=（31×10）/（95.03-44.77）=6.17

V2=q1/A1=（0.48×10）/95.03=0.051

V3=q1/A2=31×10/44.77=6.92

1.5夹紧缸的设计

1.5.1夹紧缸的设计计算

夹紧缸的设计是在所设计的液压系统进行工况分析、负载计算和确定了其工作压力的基础上进行的。

首先根据使用要求来确定液压缸的类型，再按负载和运动要求确定液压缸的结构尺寸，最要进行结构计算。

夹紧缸的主要尺寸包括液压缸的内径D、缸的长度L、活塞杆直径d。

主要根据液压缸的负载、活塞运动速度和行程因素来确定参数。

1.5.2夹紧缸工作压力的确定

液压缸工作压力可根据负载大小及机器设备的类型来确定。

一般来说，工作压力选大些，可以减少液压缸内径及液压系统其它元件的尺寸，使整个系统紧凑，重量轻，但是要用价格较贵的高压泵，并使密封复杂化，而且会导致换向冲击大等缺点；若工作压力选的过小，就会增大液压缸的内径和其它液压元件的尺寸，但密封简单。

所以应根据实际情况选取适当的工作压力，设计时可用类比法来确定，参考下表。

由任务书中工件的夹紧力为15000N，由表1

表一按负载选择系统工作压力

负载/KN

＜5

5～10

10～20

20～30

30～50

＞50

系统压力/MPa

＜0．8～1

1.6～2

2.5～3

3～4

4～5

＞5～7

参考同类型组合机床，可知，液压缸的工作压力为p1在2.5～3Mpa之间

1.5.3夹紧缸内径和活塞直径的确定

液压缸的内径D根据液压缸的总负载F和工作压力P来计算。

液压缸的负载为推力：

D=√4F/∏P1=√4×15000/3.14×（2.5～3）

=79.8～87.4

根据国标GB/T2348-1993规定的液压缸内径尺寸系列表2

表2液压缸筒内径尺寸系列（mm）

8

10

12

16

20

25

32

40

50

63

80

（90）

100

（110）

125

（140）

160

（180）

200

（220）

250

280

320

（360）

400

（450）

500

由表可知液压缸的内径D应选80mm

活塞杆的直径d根据活塞杆的受力情况确定活塞杆的直径

因活塞杆受压力所以：

d=（0.5～0.55）D（p≦5.0Mpa）

=（0.5～0.55）80=40～44mm

根据国标GB/T2348-1993规定的液压缸活塞外径尺寸系列表3

表3液压缸活塞杆外径尺寸系列（mm）

4

5

6

8

10

12

14

16

18

20

2

25

28

32

36

40

45

50

56

63

70

80

90

100

110

125

140

160

180

200

220

250

280

320

360

由表可知液压缸活塞杆外径d为40mm

1.5.4钢桶壁厚的确定

一般情况下，液压缸缸筒壁厚往往由结构工艺上的要求确定，必要时在校核其强度。

当

（1）缸筒壁厚校核。

缸筒壁厚校核时分薄壁和厚壁两种情况，当D/δ≥10时为薄壁，壁厚按下式进行校核

δ≧PyD/2［σ］

式中：

D为缸筒内径；

Py为缸筒试验压力，当缸的额定压力pn≤16MPa时，取Py=1.5pn，pn为缸生产时的试验压力;

当pn＞16MPa时，取Py=1.25pn;

［σ］为缸筒材料的许用应力，［σ］=σb/n,σb为材料的抗拉强度，n为安全系数，一般取n=5。

当D/σ＜10时为厚壁，壁厚按下式进行校核：

假设δ值为8mm

经强度计算公式合格。

液压缸的外径D1=D+2δ=80+2×8=96mm

1.5.5液压缸其他部位尺寸的确定

液压缸其他部位尺寸按下列公式计算；

导向长度H≧L/20+D/2（L为液压缸的最大行程缸筒长度L总由最大工作行程确定，从制造工艺考虑，缸长度最好不超过期内径的20倍。

）；

取标准值L为400mm

H≧400/20+80/2

≧60mm

取H的长度为50mm

活塞宽度B=（0.6～1.0）D

=（0.6～1.0）×80

取B的值为50mm。

导向套滑动面长度A=（0.6～1.6）d（D>80mm）

=（0.6～1.6）×40

取A长度为48mm。

隔套K的长度C=H-（A+B）/2=50-（25+20）/2=27.5mm

所以缸的长度L总≦20D≦640mm

L总=L+B+A+M+C

=400+50+48+51+50=599＜640mm所以合格。

1.5.6夹紧缸结构的设计

液压缸一般由后端盖、缸筒、活塞杆、活塞组件、前端盖等主要部分组成；液压油从进油口进油推动活塞进行运动，为防止油液向液压缸外泄或由高压腔向低压腔泄漏，在缸筒与端盖、活塞与活塞杆、活塞与缸筒、活塞杆与前端盖之间均设置有密封装置，在前端盖外側，还装有防尘装置；为防止活塞快速退回到行程终端时撞击后缸盖