优秀毕设液压传动与控制课程设计指导书.docx
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优秀毕设液压传动与控制课程设计指导书
目录
1课程设计的目的和基本要求-1-
（1）课程设计的目的-1-
（2）课程设计的基本要求-1-
2课程设计的主要内容-1-
（1）课程设计题目-1-
（2）课程设计要完成的主要内容-1-
3液压系统设计方法-2-
3.1明确设计依据，进行工况分析-2-
3.1.1设计依据-2-
3.1.2工况分析-2-
3.2确定系统方案，拟定液压系统图-4-
3.2.1确定系统方案-4-
3.2.2拟定液压系统图-6-
3.3液压元件的计算和选择-8-
3.3.1执行元件主要参数的计算-8-
3.3.2执行元件所需流量-11-
3.3.3作出执行元件工况循环图-11-
3.3.4选定油泵和确定电动机功率-12-
3.3.5选择控制元件-13-
3.3.6选择辅助元件-14-
3.4液压系统验算及质术文件的编制-17-
（1）压力损失验算和压力阀的调整压力-17-
（2）油箱容量的验算-19-
（3）绘制工作图，编制技术文件-20-
4课程设计参考题目-21-
液压传动与控制课程设计指导书
1课程设计的目的和基本要求
（1）课程设计的目的：
《液压传动与控制》课程设计是机械设计制造及其自动化专业学生在学完《流体力学与液压传动》课程之后进行的一个重要的实践性教学环节。
学生通过本课程设计能够进一步熟悉并掌握液压传动与控制的基本概念、熟悉液压元件结构原理、熟悉液压基本回路、掌握液压系统图的阅读方法及基本技能、能够综合运用本课程及工程力学、机械设计等有关课程的知识设计一般工程设备液压系统。
同时，学生通过本课程设计可在以下几方面得到训练：
正确进行工程运算和使用技术文件、技术资料的能力；
掌握系统方案设计的一般方法；
正确表达设计思想的方法和能力；
综合利用所学知识解决工程实际问题的能力。
（2）课程设计的基本要求：
每个设计题目根据难度及工作量大小可由1—3人完成，由学生自由组合，课题组每个人都有明确的工作任务；
系统原理草图拟定由专人负责，课题组每个人都必须参与；
每个课题组必须提交一份所设计系统非标液缸设计装配图一张；
每个人必须提交系统设计图一份、课程设计计算说明书一份。
2课程设计的主要内容
（1）课程设计题目：
老师指定和学生自选两种。
老师指定题目包括各个工程领域的题目70多个，供学生选择；学生自选题目由学生根据自己的兴趣及工程观察提出，由老师对学生所选题目的合理性、工作量大小及要达到的目标进行把关。
（2）课程设计要完成的主要内容：
1）.查阅文献，了解并熟悉设计工况；
2）.确定执行元件主要参数；
3）.拟定系统原理草图；
4）.计算选择液压元件；
5）.验算系统性能；
6）.绘制工作图，编制技术文件；
7）.撰写课程设计说明书。
3液压系统设计方法
液压系统的设计基本包括四个步骤：
明确设计依据，进行工况分析；
确定液压系统方案，拟定液压系统图；
液压系统的计算和液压元件的选择；
液压系统的验算和绘制工作图、编制技术文件。
在设计过程中不一定要严格按照这些步骤进行，有时可以交替进行，甚至要反复多次。
对某些关键性的参数和性能难以确定时，要先经过试验，才能把设计方案确定下来。
3.1明确设计依据，进行工况分析
3.1.1设计依据
设计的依据一般有：
（1）主机的结构、动作特性和主要技术要求，如运动平稳性、动作精度、动作联锁、自动化程度和效率等。
（2）液压系统的工作环境，如温度及其变化范围、潮湿、振动、冲击、尘砂、腐蚀或易然等。
（3）其它要求，如液压装置的重量、外形尺寸、经济性等。
3.1.2工况分析
（1）运动分析
工况分析是选定系统方案、液压元件和执行元件功率的依据。
分析时，首先应画出主机的工作循环图，如图3-1a。
然后根据工作循环各阶段中的行程s与时间t，算出各阶段的速度，并画出速度循环图。
（2）动力分析
通过计算或试验，确定工作部件的力或力矩的大小和方向，并分析运动过程中冲击、振动和过载能力等情况。
对某些设备，若负载变化较复杂，在条件许可时，按工况分析，绘出负载循环图；为确定液压执行元件的工作压力、拟定液压系统提供可靠的依据，对功率变化较大的主机，还应作出功率循环图，这样可合理利用液压能源。
1）.油缸在各工作阶段外负载的计算
a.启动和加速阶段的外负载pj
从静止到加速是个过渡过程，启动的时间很短，故以加速过程进行计算，摩擦力则按静摩擦阻主力计算。
Pj=R＋Fd＋Fa（3-1）
b.恒速阶段的外负载Ph
Ph=R＋Fd（3-2）
c.减速制动阶段的外负载Pji
Pji=R＋Fd－Fa（3-3）
式中R——沿油缸活塞运动方向的工作阻力，与支动反向为正值，同向为负值；
Fd——导轨摩擦力
导轨摩擦阻力，对平导轨
F=μ（G＋RN）（3-4）
对V形导轨：
（3-5）
式中G——移动部件的重量；
RN——工作阻力垂直于导轨上的正压力；
μ——导轨摩擦系数，启动加速时按静摩擦系数计算，其余按动摩擦系数计算；
α——V形导轨的夹角。
工作部件倾斜
角放置时，将（G＋RN）变为（Gcos
＋RN）后，代入式3-4、3-5中。
油缸启动加速或减速制动过程的惯性力Fa
（3-6）
式中g——重力加速度；
△V——△t时间内的速度变化值（m/s）；
△t——启动加速度或减速制动的时间（秒）。
在机床中进给运动时，△t=0.05～0.2秒；
根据上述各式计算出各工作阶段的负载，初步给负载（P）-位移（s）或时间（t）的负载循环图。
有时为了方便，也可不画负载循环图，而只算出最大负载点。
2）.油马达带负载时各工作阶段的外负载计算
a.启动和加速的外负载Mj
Mj=Mr+Mf+Ma（3-7）
b.恒速阶段的外负载Mh
Mh=Mr+Mf（3-8）
c.减速制动阶段的外负载Mji
Mji=Mr+Mf-Ma（3-9）
式中Mr——油马达输出轴工作阻力矩，按外负载方向决定正负值；
Mf——转动部件支承处的摩擦力矩转换在油马达输出轴上的等效摩擦力矩，启动时取静摩擦力矩，其余取动摩擦力矩；
Ma——转动部件在加速、减速时转换在油马达输出轴上等效的惯性力矩。
Mf=Gμri
G——转动部件的重量；
μ——摩擦系数，根据轴承型式，可由机械设计手册查得；
r——转动部件轴颈的半径（m）；
i——传动比，升速时，i＞1；降速时，i＜1。
J——转动部件的转动惯量
g——重力加速度（m·s2）；
GD2——转动部件的飞轮力矩，可由有关手册查得；
——角速度的变化量（rad/s）；
——起动或制动的时间（s）。
3.2确定系统方案，拟定液压系统图
确定液压系统方案、拟定液压系统图，是设计液压系统关键性的一步。
系统方案，首先应满足工况提出的工作要求（运动和动力）和性能要求。
其次，拟定系统图时，还应力求效率高、发热少、简单、可靠、寿合长、造价低。
3.2.1确定系统方案
通过分析负载循环图，可初步确定最大负载点，并根据工况特点和性能要求，用类比法选用执行元件工作压力。
有时主机的工况难以类比时，可按负载的大小选取。
在选用油泵时，应注意所选用油泵的类型和额定压力。
由于管路有压力损失，因此油泵的工作压力应比执行元件的工作压力高。
油泵的额定压力应比油泵的工作压力高25～60%，使泵具有压力储备。
压力低的系统，储备量宜取大些，反之则取小些。
初选的执行元件工作压力作为计算执行元件尺寸时的参考压力。
然后，在验算系统压力时，确定油泵的实际工作压力。
（1）.确定执行元件的类型
执行元件的类型，根据工作部件所需的运动形式、速度、负载的性质和工作环境参考表3-1确定。
表3-1
执行元件类型
适用工况
应用实例
油缸
双活塞杆
负载不大、双向工作、往复运动速度相等
麻床工作台
单活塞杆
双向工作、往复运动速度不同或在差动接法（有效工作面积比为2;1）时，则往复速度相等
液压机、拉床、组合机床、工程机械、建筑机械、农业机械等
柱塞式
负载大、行程较长时，成对使用或单向回程靠外力（弹簧或自重等）实现
龙门刨床、工程机工升降机、自卸汽车等
齿条活塞式
负载不大的摆动运动
机械手、回转工作台、转位夹具等
油马达
齿轮式
负载力矩不大、速度平稳性要求不高、工作环境差（噪声限限制不严而尘埃多）
钻床、攻丝、风扇驱动。
对体积受限制时选摆线齿轮式
叶片式
负载力矩不大、噪声要求较小的场合
磨床回转工作台、机床操纵机构
柱塞式
负载力矩较大，有变速和变力矩要求，低速平稳性要求较高的场合
起重机、铰车、铲车、内燃机车、数控机床等
低速大扭矩型
负载力矩大、转速低、平稳性高的场合
挖掘机、拖拉机、起重机等
摆动型
往复摆动角＜360。
的运动。
比齿条活塞式油缸的体积要小
石油机械、机械手、料斗等
（2）.确定调速方案和选择泵源型式
调速方案和泵源形式，主要取决于主机的功率、调速性能要求和经济性，具体确定。
（3）.确定压力控制方式
节流调速定量泵供油系统中，泵源的压力均用溢流阀（与泵源主油路并联）进行恒压力控制。
容积调速或变量泵与节流阀联合调速系统中，为了防止过载，常采用安全阀限压保护。
在用一个泵源需要两种以上工作压力时，可能过溢流阀的遥控口，经换向阀的切换接通远程调压阀获得多级压力控制。
（4）.确定液流流向控制方式
根据系统中工作循环、动作变换性能和自动化程度的要求，按第四章方向控制回路一节中选择结构形式、换向位数、通路数、中间滑阀机能和操作方式。
（5）.确定顺序动作控制的方式
对操作不频繁，动作顺序随机的，如工程、建筑、起重运输等作业，常采用手动多路换向阀控制。
如果操纵力较大，可用手动伺服控制。
行程和速度经常变化时，采用伺服系统。
对一般功率不大，换向平稳性要求较低，动作顺序较严格而变化不多的工况下，常采用以下三种控制方式：
1）.行程控制。
靠运动部件移动到预定位置（行程）时，发出控制信号，使液压元件动作，实现执行元件速度方向的变化。
2）.压力控制。
利用油路本身压力的变化控制阀门启闭，实现各工作部件依次顺序动作。
如利用压力变化的顺序实现多缸顺序动作、快进给工进、低压转增压，或到达一定力后实现系统卸荷、互锁、安全防护等动作。
为了防止压力波引起压力控制元件误动作，调整压力应比所需动作的压力高0.5～0.7MPa。
3）.时间控制。
在动作转换中需要间隔一定时间时，常采用电气时间继电器或延时阀的转换，控制时间的间隔。
如液压机、压铸机、塑料注射机中保压或冷却一定时间后，实现动作的转换。
有时，为了主机的某一动作更为可靠（如机床，为了定位和夹紧可靠，要求定位行程开关发信，而且夹紧后压力继电器也发信，才允许转换动作），可采用行程和压力联合控制的方式。
此外，还可采用其它物理量的变化实现动作的转换。
如压铸机中、加热到规定温度后，通过温度传感器发信，转换下一个顺序动作。
有的通过电磁感应、光电感应等发信，转换下一个顺序动作。
3.2.2拟定液压系统图
确定液压系统方案后，可选择和设计液压基本回路，并配置辅助性回路或元件（如滤油器及其回路、压力表及其测压点布置、控制油路或润滑油路等），即可组成液压系统图。
在拟定液压系统图时，应考虑如下几点：
（1）.避免回路之间相互干扰
同一泵源驱动多个执行元件要求同时动作时，由于负载不同会使执行元件先后动作，或者保压油路上，由于其它执行元件的负载变化，使油路压力下降。
上述引起速度或压力干扰的现象必须加以解决。
对速度的同步精度要求不高的场合，可在各进油路上串接节流阀；速度同步稍有要求时用调速阀。
对同步精度有较高要求时，用流量比例阀或分流-集流阀。
出现压力干扰，可采用蓄能器与单向阀，使与其它动作的油路隔开。
如果时间短，可选用泄漏量较小的换向阀，并用单向阀隔断。
对于某一执行元件必须保持一定压力，然后允许其它执行元件动作的回路，可采用顺序阀，使工作台回转时不会落下。
对于两个以上需快进与工进的执行元件，为了防止快进对工进的干扰，可采用在高压小流量泵与各换向阀之间都串接一个调速阀，在低压大流量泵与各换向阀之间都串接一个单向阀，因此当一个或几个执行元件快进时，其余执行元件可继续工进。
也可采用快进与工进由低压大流量泵与高压小流量泵分别供油。
（2）.防止液压冲击
液压系统中由于工作部件运动速度变换、工作负载突变，常会产生液压冲击，影响系统的正常工作，故必须采取预防措施，其办法见表3-2。
表3-2
工作过程
冲击原因
防止冲击的措施
举例
泵起动
带负载起动时压力超调
泵应在空载下起动
组合机床系统
系统中大量高压油突然释放（在换向时）
油的压缩性
采用节流阀，使高压油换向时逐渐降压
液压机烃
速度换接过程
惯性
用行程节流阀（单向行程调速阀或双联泵系统）使大泵提前卸荷
液压机、组合机床的双泵系统
工进中有速度波动
限压式（或差压式）变量泵变量反应灵敏度不够
加安全阀
组合机床
快进或快退到制动
换向阀关闭瞬时由惯性引起回油路压力剧增
选择换向滑阀机能“H”、“Y”、“P”等，或回油路加安全阀
龙门刨床或组合机床
滑阀换向过程中
换向阀关闭时，管路流量突变
用带阻尼的电液阀代替电磁阀，或用节流阀调节换向速度
组合机床
负载突变
工作负载突然消失，引起前冲现象或冲击性负载
加背压阀或加安全阀
冲床、剪床、钻床、挖掘机等
（3）.力求控制油路可靠
除高压大流量系统采用单独低压油泵供控制油路外，一般在主油路上直接引出控制油路。
此时，引出的控制油应满足液动阀的最低控制压力。
当油泵卸荷时，为保证液动阀能换向，在回油路上安装背压阀，或在进油路上安装顺序阀。
但应注意，高压系统中，采用高压顺序阀，当高压下开启时间较长时，由于弹簧疲劳、滑阀“卡紧”而不能复位，易产生误动作。
同样，电液换向阀由于控制压力较高，在停留时间较长时，也存在不能复位的问题。
因此采用面序阀维持开启压力，引出的控制油，经减压阀和安全阀限压后，获得较稳定的低压控制油源。
但在高压下工作的可靠性比单独低压泵供油要差些。
（4）.力求系统简单
在组合基本回路时，力求元件少。
如当二个油缸不同时工作而工作速度相同时，可采用公用阀的回路，即在回油路上并联节流阀下二位二通阀。
应尽量选用标准元件，品种规格要少。
只在不得已时，才自行设计元件。
在连接油管时，尽量要短，接头数量要少。
（5）.合理分布测压点
管路内油压变化的大小，是反应系统工作状态的主要参数之一。
因此，合理布点，随时了解各段油路的区作状况很重要，要以避免事故发生。
一般测压点分布在下列各处：
1）.泵源出口处和执行元件进、出口处；
2）.减压阀或增压器输出油路上；
3）.压力继电器或要求保压的油路上；
4）.顺阀或背压阀前的油路上；
5）.滤油器前的油路上；
6）.润滑油油路上。
（6）.尽量使液压传动装置的组合通用化
可采用液压动力源装置（油箱、油泵）与压力阀、滤油器、压力表、温度近期控制装置和相应的电器控制系统组成的液压柜。
液压柜已通用化。
在柜内还可安装液压控制元件的集成块。
YG系列液压柜有四种形式：
单泵系统；双泵系统；多泵系统；变量泵系统。
控制元件组合时，需要考虑通用化。
它的配制方式有三种，即单元通油板、集成块和迭合块式。
目前，大多数采用标准的板式控制元件组合单元通油板或集成块组。
集盛典块的优点是便于回路通用化，结构布局紧凑，更换或追加元件灵活性大，设计、制造和维修等工作大为简化。
在大流量系统中采用法兰式安装方式。
对于管式控制元件，由于悬空安装，容易造成振动，管路布局繁杂，已不常应用。
3.3液压元件的计算和选择
3.3.1执行元件主要参数的计算
通过负载循环图，初步确定了执行元件的最大外负载和系统的工作压力后，根据选择的执行元件的类型、密封件的型式和回路的组合情况，计算执行元件的主要尺寸。
（1）.油缸主要尺寸的计算
油缸有效面积可按油缸受力的平衡关系式计算：
1）.单活塞杆油缸，以无杆腔为工作腔时
p1A1=P+p2A2+Fm（3-10）
2）.单活塞杆油缸，以有杆腔为工作腔时
P1A2=P+p2A1+Fm（3-11）
3）.双活塞杆油缸（当A1=A2=A时）
P1A=P+p2A+Fm（3-10）
式中A1——无杆腔的有效面积（cm2），其中
，D为活塞直径（cm）；
A2——有杆腔的有效面积（cm2），其中
，D及d分别为活塞、活塞杆直径（cm）；
P——油缸外负载的最大值；
p1——工作腔进油路压力；
p2——回油腔背压力。
中、低压系统或轻载的节流调速系统，p2取0.2～0.5MPa；回油路带背压阀的系统，背压阀的调整压力一般为0.5～1.5MPa；带调速阀或复杂的回油路系统，p2≤0.5MPa；拉床、龙门刨床、导轨磨床等，p2取0.8～1.5MPa；高压系统，一般p2可忽略不计。
密封件引起的摩擦阻力Fm（当工作压力p2﹤16MPa时）
（3-13）
式中
——克服油缸密封件的摩擦阻力所需空载压力，启动时按表3-3选取，运动时取50%值；
A1——进油工作腔的有效面积（cm2）。
当工作压力p2﹤16MPa时
（3-14）
式中
——油缸的机械损失率。
当启动时，
按表3-3选取，运动时，取表中50%的值。
表3-3
密封圈形式
O、U、X、Y
＜3
＜0.04
V
＜5
＜0.06
注：
活塞杆采用V形密封圈时，表中数值增大50%。
油缸活塞（或油缸内径）和活塞杆的直径，按公式（3-10）、（3-11）、（3-12）计算：
当活塞杆受拉时，一般取
（即
）；
受压时，取
（即
）。
对某些工况的主机，活塞杆直径可按活塞的往返速比
选取（见表3-4）。
在返回行程不工作时，可取大些数值。
但运动部件质量较大时，为了减少不必要的冲击，可取小些数值。
在组合机床中，为了获得相同的往返速度，油缸能过差动联接，取
的速比（即d=0.7D）。
往返都工作（如磨床中单活塞杆油缸）时，取
（即d≤0.3～0.4D），使往返工作速度相接近。
表3-4
往返速比
1.33
1.46
1.61
2
活塞杆直径d
0.5D
0.55
0.62D
0.7D
从表中推荐值和关系式求活塞、活塞杆直径后，按有关液压手册尺寸系列选取标准值。
当油缸活塞的行程l与活塞杆直径d之比值大于10时，应参考有关液压设计手册对活塞杆进行压杆稳定性验算。
当速度要求很低时（如机床中精镗或金刚镗床的进给速度），尚需按最低速度验算油缸尺寸。
即应保证油缸有效工作面积A为
（3-15）
式中A——油缸有效工作面积（cm2）；
Qmin——流量阀的最小稳定流量（可在产品样本上查得）；
Vmin——主机要求的最低工作速度（cm/min）。
如果油缸有效面积A不能满足式3-15的要求，即说明主机不能达到所要求的最低工作速度。
这时可采用下述方法加以解决：
一是加大油缸活塞的直径；二是采用更小稳定流量的流量阀，如微量节流阀、温度补偿调速阀等；三是采用低速回路，如在进口调速回路的调速阀出油管中，再接一个调速阀进行旁路放油。
此外，由于结构尺寸的限制等原因，油缸内径、活塞杆直径事先已确定时，可按油缸最大负载和油缸内径、活塞杆直径确定工作压力。
油缸的壁厚、长度可参考§2-4有关公式进行计算。
（2）.油马达主要参数的确定
油马达所需的排量，可按下式计算
（mL/r）（3-16）
式中M——油马达实际输出扭矩（N·m）；
——油马达进、出口压力差；
——油马达的机械效率，按产品样本中指标选取，一般为0.90～0.97。
必要时，应验算主机的最低转速，即油马达排量应满足
（mL/r）（3-17）
式中
——油马达的最小稳定流量（L/min）；
——主机要求的最低转速（r/min）。
求得q值后，从产品系列规格中取标准值。
3.3.2执行元件所需流量
通常按执行元件在工作循环中的最大移动速度（或转速）来计算所需流量。
（1）.油缸的最大流量
（3-18）
式中A——油缸进油腔的有效工作面积（cm2）；
Vmax——油缸活塞最大移动速度（米/分）。
（2）.油马达的最大流量
（6-19）
式中q——油马达的排量（mL/r）；
——油马达的最高转速（mL/r）。
3.3.3作出执行元件工况循环图
根据计算的执行元件几何尺寸参数和工况循环作出压力循环（p-t）、流量循环（Q-t）和功率循环（N-t）图。
分析工况循环图：
1）.找出最高压力点和最大流量点，分析各工作阶段中压力、流量变化的规律，选用合适的油泵型号和规格。
若难以选定，则需修改执行元件的几何尺寸，然后选购相应的油泵型号和规格。
2）.分析功率变化，找出最大功率点，以便选定电动机的功率。
3）.验算各工作阶段所确定参数的合理性。
如在工况范围内，合理地调整各工作阶段的时间。
通过以上分析、难算和调整后，可找出驱动功率小、并效率高、工作性能好和经济合理的方案。
3.3.4选定油泵和确定电动机功率
（1）.计算油泵最高工作压力p泵
（3-20）
式中p泵——泵的最高工作压力。
对定量泵而言，是溢流阀的调整压力值；
P1——执行元件在稳态工况下的最高工作压力。
对压机、夹紧机构等工况，则以行程终点时作为最高工作压力。
这时p泵≈p1。
如是行程过程，需考虑油液流动阻力损失；
△p1——进油路上管路沿程和局部阻力损失。
初算时，对对节流调速及管路简单的系统，△p1取0.2～0.5MPa；管路复杂，进油路采用调速阀的系统，△p1取0.5～1.5MPa。
如需准确计算，应在选定液压元件并绘制管路布置图后进行。
（2）.确定油泵的最大流量p泵
（3-21）
式中K——系统泄漏系数，一般取1.1～1.3；
——执行元件同时工作时系统所需最大流量（L/min）。
对动作较
复杂的系统，将同时工作的执行元件作的执行元件作流量循环图的合成，从中求
得图3-21中所示
图中△Q为系统总的泄漏量。
采用差动回路时，应按差动连接的最大流量进行计算。
采用蓄能器的系统，油泵最大流量Q泵根据系统在整个工作循环中的平均流量先取，即
（3-22）
式中K——系统泄漏系数，一般取1.2；
T——主机整个工作循环的周期（秒）；
Vi——各执行元件在工作循环周期中的总耗油量（升）；
n——执行元件的个数。
（3）.选择油泵规格
参照产品样本，选取额定压力比p泵高25～60%、流量与系统所需的Q泵相当的泵。
（4）.确定油泵电动机功率
1）.在恒压系统中，油泵驱动率N的计算
（3-23）
式中p泵——泵的最高工作压力（MPa）；
Q泵——在p泵压力下，泵的最大实际流量（L/min）；
——泵的总效率，齿轮泵一般取0.06～0.70；柱塞泵取0.80～0.85，泵的规格大时，取大值，规格小时取小值；对变量泵取小值，定量泵取大值。
应该指出，当泵的工作压力为额定压力的10～15%时，泵的总效率将显著下降；限压式变量叶片
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