小型液压机的液压系统课程设计.docx

1、小型液压机的液压系统课程设计小型液压机的液压系统课程设计 学生课程设计（论文）题 目：小型液压机的液压系统 学生 姓名：vvvvvv 学 号：vvvvvvvv 所在院(系)：机 械 工 程 学 院 专 业：班 级：指导 教师：vvvvvv 职 称：vvvv 2014 年 06 月 15 日 课程设计任务书 题 目 小型液压机的液压系统设计 1、课程设计的目的 液压系统的设计和计算是机床设计的一部分。设计的任务是根据机床的功用、运动循环和性能等要求，设计出合理的液压系统图，再经过必要的计算，确定液压系统的主要参数，然后根据计算所得的参数，来选用液压元件和进行系统的结构设计。使学生在完成液压回路设

2、计的过程中，强化对液压元器件性能的掌握，理解不同回路在系统中的各自作用。能够对学生起到加深液压传动理论的掌握和强化实际运用能力的锻炼。2、课程设计的内容和要求（包括原始数据、技术要求、工作要求等）要求学生在完成液压传动课程学习的基础上，运用所学的液压基本知识，根据液压元件、各种液压回路的基本原理，独立完成液压回路设计任务。设计一台小型液压机的液压系统，要求实现的工作循环：快速空程下行慢速加压保压快速回程停止。快速往返速度为 4m/min，加压速度为 40-250mm/min，压制力为 300000N，运动部件总重量为 20000N。设计结束后提交：5000字的课程设计论文；液缸 CAD图纸 2

3、号一张；三号系统图纸一张。3、主要参考文献 1左健民.液压与气压传动.第 2 版.北京 机械工业出版社 2004.2章宏甲.液压与气压传动.第 2 版.北京 机械工业出版社 2001.3许福玲.液压与气压传动.武汉 华中科技大学出版社 2001.4张世伟.液压传动系统的计算与结构设计.宁夏人民出版社.1987.5液压传动手册.北京 机械工业出版社 2004.4、课程设计工作进度计划 内容 学时 明确机床对液压系统的要求，进行工作过程分析 2 初步确定液压系统的参数，进行工况分析和负载图的编制 12 确定液压系统方案，拟订液压系统图 8 选择液压元件和确定辅助装置 8 液压系统的性能验算 2 液

4、压装置的结构设计，绘制工作图及编制技术文件 8 合计 1周 指导教师（签字）日期 2014 年 05月 20 日 教研室意见：年 月 日 学生（签字）：接受任务时间：年 月 日 前言 液压传动是以流体作为工作介质对能量进行传动和控制的一种传动形式。利用有压的液体经由一些机件控制之后来传递运动和动力。相对于电力拖动和机械传动而言，液压传动具有输出力大，重量轻，惯性小，调速方便以及易于控制等优点，因而广泛应用于工程机械，建筑机械和机床等设备上。作为现代机械设备实现传动与控制的重要技术手段，液压技术在国民经济各领域得到了广泛的应用。与其他传动控制技术相比，液压技术具有能量密度高配置灵活方便调速范围大

5、工作平稳且快速性好易于控制并过载保护易于实现自动化和机电液一体化整合系统设计制造和使用维护方便等多种显著的技术优势，因而使其成为现代机械工程的基本技术构成和现代控制工程的基本技术要素。液压压力机是压缩成型和压注成型的主要设备，适用于可塑性材料的压制工艺。如冲压、弯曲、翻边、薄板拉伸等。也可以从事校正、压装、砂轮成型、冷挤金属零件成型、塑料制品及粉末制品的压制成型。本文根据小型压力机的用途特点和要求，利用液压传动的基本原理，拟定出合理的液压系统图，再经过必要的计算来确定液压系统的参数，然后按照这些参数来选用液压元件的规格和进行系统的结构设计。小型压力机的液压系统呈长方形布置，外形新颖美观，动力系

6、统采用液压系统，结构简单、紧凑、动作灵敏可靠。该机并设有脚踏开关，可实现半自动工艺动作的循环。一一 设计题目设计题目 小型液压机液压设计 二二 技术参数和设计要求技术参数和设计要求 设计一台小型液压压力机的液压系统，要求实现快速空程下行、慢速加压、保压、快速回程、停止的工作循环，快速往返速度为 4m/min，加压速度为 40-250mm/min，压制力为 300000N，运动部件总重力为 20000N，油缸垂直安装，设计该压力机的液压传动系统。三三 工况分析工况分析 首先根据已知条件绘制运动部件的速度循环图。图 3-1 计算各阶段的外负载并绘制负载图 1、工件的压制力即为工件的负载力：F=30

7、0000N 2、摩擦负载 静摩擦系数取 0.2，动摩擦系数取 0.1 则 静摩擦阻力 Ffs=0.2*20000=4000N 动摩擦阻力 Ffd=0.1*20000=2000N 3、惯性负载 Fm=m（v/t）t 为加速或减速的时间一般t=0.010.5s，在这里取t=0.2s Fm=（20000*4）/（10*0.2*60）=667N 自重 G=20000N 液压缸在各工作阶段的外负载 工作循环 外负载 F（N）启动 F=G+Ffs 24000N 加速 F=G+Fm+Ffd 22667N 快进 F=G+Ffd 22000N 共进 F=G+Ft+Ffd 322000N 快退 F=G-Ffd 1

8、8000N 负载循环图如下 图 3-2 四四 拟定液压系统原理拟定液压系统原理 1.确定供油方式确定供油方式 考虑到该机床压力要经常变换和调节，并能产生较大的压制力，流量大，功率大，空行程和加压行程的速度差异大，因此采用一高压泵供油 2.调速方式的选择调速方式的选择 工作缸采用活塞式双作用缸，当压力油进入工作缸上腔，活塞带动横梁向下运动，其速度慢，压力大，当压力油进入工作缸下腔，活塞向上运动，其速度较快，压力较小，符合一般的慢速压制、快速回程的工艺要求 得液压系统原理图 3.液压系统的计算和选择液压元件液压系统的计算和选择液压元件（1）液压缸主要尺寸的确定 1）工作压力 P 的确定。工作压力

9、P 可根据负载大小及机器的类型，来初步确定由手册查表取液压缸工作压力为 25MPa。2）计算液压缸内径 D和活塞杆直径 d。由负载图知最大负载 F为 320000N，按表2-2 取 p2可不计,考虑到快进，快退速度相等，取 d/D=0.7 D=4Fw/p1cm1/2=0.13(m)根据手册查表取液压缸内径直径 D=140（mm）活塞杆直径系列取 d=100（mm）取液压缸的 D和 d 分别为 140mm 和 100mm。按最低工进速度验算液压缸的最小稳定速度 AQmin/Vmin=0.05x1000/3=16.7(cm2)液压缸节流腔有效工作面积选取液压缸有杆腔的实际面积，即 A2=（D2d2

10、）/4=3.14（14021002）/4=75.36 cm2 满足不等式，所以液压缸能达到所需低速（2）计算在各工作阶段液压缸所需的流量 Q(快进)=d2v(快进)/4=3.14x0.1x0.1x3/4=23.55L/min Q（工进)=D2v(工进)/4=3.14x0.14x0.14x0.4/4=6.15L/min Q(快退)=（D2-d2)(快退)v/4=22.61 L/min（3）确定液压泵的流量，压力和选择泵的规格 1.泵的工作压力的确定 考虑到正常工作中进油管有一定的压力损失，所以泵的工作压力为 式中，Pp液压泵最大工作压力；P1执行元件最大工作压力；进油管路中的压力损失，简单系统可

11、取 0.20.5Mpa。故可取压力损失P1=0.5Mpa 25+0.5=25.5MP 上述计算所得的 Pp 是系统的静态压力，考虑到系统在各种工况的过度阶段出现的 动态压力往往超出静态压力，另外考虑到一定的压力储备量，并确保泵的寿命，因此选泵的压力值 Pa应为 Pa 1.25Pb-1.6Pb 因此 Pa=1.25Pp=1.25 25.5=31.875MPa 2泵的流量确定,液压泵的最大流量应为 Q KL（Q）max 油液的泄露系数 KL=1.2 故 Qp=KL（Q）max=1.2 23.55=28.26L/min 3.选择液压泵的规格 根据以上计算的 Pa和 Qp 查阅相关手册现选用 IGP5

12、-032型的内啮合齿轮泵，nmax=3000 r/min nmin=400r/min 额定压力 p0=31.5Mpa，每转排量 q=33.1L/r，容积效率=85%，总效率=0.7.4.与液压泵匹配的电动机选定 首先分别算出快进与工进两种不同工况时的功率，取两者较大值作为选择电动机规格的依据。由于在慢进时泵输出的流量减小，泵的效率急剧降低，一般在流量在 0.21L/min 范围内时，可取 0.030.14.同时还应该注意到，为了使所选择的电动机在经过泵的流量特性曲线最大功率时不至停转，需进行演算，即 Pa Qp/,式中，Pd所选电动机额定功率；Pb内啮合齿轮泵的限定压力；Qp压力为Pb 时，泵

13、的输出流量。首先计算快进时的功率，快进时的外负载为 7500N，进油时的压力损失定为0.3MPa。Pb=7500/(0.1x0.1/4)x10-6+0.3=1.26MPa 快进时所需电机功率为：1.26x28.26/60 x0.7=0.85kw 工进时所需电机功率为：P=Ppx6.15/(60 x0.7)=0.18kw 查阅电动机产品样本，选用 Y90S-4型电动机，其额定功率为 1.1KW，额定转速为1400r/min 4.液压阀的选择液压阀的选择 根据所拟定的液压系统图，按通过各元件的最大流量来选择液压元件的规格。选定的液压元件如表所示 序号 元件名称 最大流量（L/min 最大工作压力（

14、Mpa）型号选择 1 滤油器 72.4 XU-D32X100 XU-D32X100 2 液压泵 49.6 345 IGP5-32 3 三位四通电磁阀 60.3 25 34YF30-E20B 4 单向调速阀 30 40 ADTL-10 5 二位三通电磁阀 60.3 23YF3B-E20B 6 单向阀 18-1500 31.5 SA10 7 压力表开关 35 KF-28 5.确定管道尺寸确定管道尺寸 油管内径尺寸一般可参照选用的液压元件接口尺寸而定，也可接管路允许流速进行计算，本系统主要路流量为差动时流量 Q=47.1Lmin压油管的允许流速取 V=3m/s则内径 d为 d=4.6(47.1/3)

15、1/2=18.2mm 若系统主油路流量按快退时取 Q=22.61Lmin，则可算得油管内径 d=17.9mm.综合 d=20mm 吸油管同样可按上式计算（Q=49.6Lmin，V=2ms）现参照 YBX-16变量泵吸油口连接尺寸，取吸油管内径 d为 29mm 6.液压油箱容积的确定液压油箱容积的确定 根据液压油箱有效容量按泵的流量的 57 倍来确定则选用容量为 400L。7.液压缸的壁厚和外径的计算液压缸的壁厚和外径的计算 液压缸的壁厚由液压缸的强度条件来计算 液压缸的壁厚一般是指缸筒结构中最薄处的厚度，从材料力学可知，承受内压力的圆筒，其内应力分布规律因壁厚的不同而各异，一般计算时可分为薄壁

16、圆筒，起重运输机械和工程机械的液压缸一般用无缝钢管材料，大多属于薄壁圆筒结构，其壁厚按薄壁圆筒公式计算 PD/2=38.25140/2100=26.78mm（=100110MP）故取=30mm 液压缸壁厚算出后，即可求出缸体的外径 D1 为 D1D+2=140+230=200mm 8.液压缸工作行程的确定液压缸工作行程的确定 液压缸工作行程长度，可根据执行机构实际工作烦人最大行程来确定，查表的系列尺寸选取标准值 L=300mm。9.缸盖厚度的确定缸盖厚度的确定 一般液压缸多为平底缸盖，其有效厚度 t 按强度要求可用下面两个公式进行 近似计算 无孔时：t0.433D（P）=23.2mm 有孔时：

17、t0.433 D2（P D2（D2d0）1/2式中，t-缸盖有效厚度 D-缸盖止口内直径 D2-缸盖孔的直径 10.最小寻向长度的确定最小寻向长度的确定 当活塞杆全部外伸时，从活塞支撑面中点到缸盖滑动支撑面中点的距离 H称为最小导向长度过小，将使液压缸的初试挠度增大，影响液压缸的稳定性，因此，设计时必须保证有一定的最小导向长度。对一般的液压缸，最小导向长度 H应满足以下要求 H=L/20+D/2=400/20+140/2=90mm 取 H=95mm 活塞宽度 B=（0.61.0）D1=140 11.缸体长度的确定缸体长度的确定 液压缸体内部长度应等于活塞的行程与活塞的宽度之和，缸体外形长度还要

18、考虑到两端端盖的厚度，一般的液压缸的缸体长度不应大于内径地 2030倍 一、液压元件的选择 确定液压泵规格和驱动电机功率确定液压泵规格和驱动电机功率 由前面工况分析，由最大压制力和液压主机类型，初定上液压泵的工作压力取为，考虑到进出油路上阀和管道的压力损失为（含回油路上的压力损失折算到进油腔），则液压泵的最高工作压力为 上述计算所得的 是系统的静态压力，考虑到系统在各种工况的过渡阶段出现的动态压力往往超过静态压力，另外考虑到一定压力贮备量，并确保泵的寿命，其正常工作压力为泵的额定压力的 80%左右因此选泵的额定压力 应满足：液压泵的最大流量应为：式中 液压泵的最大流量 同时动作的各执行所需流量

19、之和的最大值，如果这时的溢流阀正进行工作，尚须加溢流阀的最小溢流量。系统泄漏系数，一般取，现取。qp=KL(q)max+q=1.1*（393+2.5）=395.5L/min 1选择液压泵的规格 由于液压系统的工作压力高，负载压力大，功率大。大流量。所以选轴向柱塞变量泵。柱塞变量泵适用于负载大、功率大的机械设备（如龙门刨床、拉床、液压机），柱塞式变量泵有以下的特点：1）工作压力高。因为柱塞与缸孔加工容易，尺寸精度及表面质量可以达到很高的要求，油液泄漏小，容积效率高，能达到的工作压力，一般是（），最高可以达到。2）流量范围较大。因为只要适当加大柱塞直径或增加柱塞数目，流量变增大。3）改变柱塞的行程

20、就能改变流量，容易制成各种变量型。4）柱塞油泵主要零件均受压，使材料强度得到充分利用，寿命长，单位功率重量小。但柱塞式变量泵的结构复杂。材料及加工精度要求高，加工量大，价格昂贵。根据以上算得的 和 在查阅相关手册机械设计手册成大先 P20-195 得：现选用，排量 63ml/r，额定压力 32Mpa，额定转速 1500r/min，驱动功率 59.2KN，容积效率，重量 71kg，容积效率达 92%。2与液压泵匹配的电动机的选定 由前面得知，本液压系统最大功率出现在工作缸压制阶段，这时液压泵的供油压力值为 26Mpa，流量为已选定泵的流量值。液压泵的总效率。柱塞泵为，取 0.82。选用 1000

21、r/min 的电动机，则驱动电机功率为：选择电动机 ，其额定功率为 18.5KW。五五 液压系统的验算液压系统的验算 已知该液压系统中进回油管的内径均为 12mm，各段管道的长度分别为：AB=0.3m AC=1.7m AD=1.7m DE=2m。选用 L-HL32 液压油，考虑到油的最低温度为15查得 15时该液压油曲运动粘度 V=150cst=1.5cms，油的密度=920kgm 1 压力损失的验算压力损失的验算 1.工作进给时进油路压力损失，运动部件工作进给时的最大速度为 0.25mmin，进给时的最大流量为 23.55Lmin，则液压油在管内流速 V为：V1=Q（dd4）=（23.55

22、1000）（3.14 2.9 2./4）=59.45(cms)管道流动雷诺数 Rel 为 Rel=59.45 3.21.5=126.8 Rel2300 可见油液在管道内流态为层流，其沿程阻力系数 l=75 Rel=0.59 进油管道的沿程压力损失 P 为：P1-1=l（ld）（V2 =0.59 1.7+0.3(0.029 920 0.5922)=0.2MPa 查得换向阀 34YF30-E20B的压力损失 P=0.05MPa 忽略油液通过管接头、油路板等处的局部压力损失，则进油路总压力损失 P 为：P1=P1-1+P1-2=(0.2 1000000+0.05 1000000)=0.25MPa 2

23、.工作进给时间回油路的压力损失，由于选用单活塞杆液压缸且液压缸有杆腔的工作面积为无杆腔的工作面积的二分之一，则回油管道的流量为进油管的二分之一，则：V2=V/2=29.7（cms）Rel=V2dr=29.7 21.5=57.5 2=75Rel=7557.5=1.3 回油管道的沿程压力损失 P 为：P2-1=（ld）（P VXV2）=1.3 20.029 920 0.5952/2=0.56MPa 查产品样本知换向阀 23YF3B-E20B的压力损失 P=0.025MPa。换向阀 34YF30-E20B的压力损失 P=0.025MPa,调速阀 ADTL-10 的压力损失 P=0.5MPa 回油路总

24、压力损失 P 为 P2=P2-1+P2-2+P2-3+2-4=0.55+0.025+0.025+0.5=1.1MPa 3.变量泵出口处的压力 P：Pp=（Fcm+A2P2）（A1+P1）=（3075000.9+0.00785 1.1 100）0.01539+0.15 =22.4MPa 4.快进时的压力损失，快进时液压缸为差动连接，自会流点 A至液压缸进油口 C之间的管路 AC 中，流量为液压泵出口流量的两倍即 26L/min,AC 段管路的沿程压力损失为 P1-1为 V1=Q/（dXd/4）=45.22 1000(3.14 2X2/4 60)=240.02(cms)Rel=vld/r=320.

25、03 1=75/rel=0.234 P1-1=（l/d）（V2）=0.234.（1.70.02）（920 2.4X2.4X2）=0.2MPa 同样可求管道 AB段及 AD段的沿程压力损失 P1-2 P1-3为 V2=Q（dxd4）=295cms Re2=Vdr=236 V2=75 Re2=0.38 P1-2=0.024MPa P1-3=0.15MPa 查产品样本知，流经各阀的局部压力损失为：34YF30-E20B的压力损失，P2-1=0.17MPa 23YF3B-E20B的压力损失，P2-1=0.17MPa 据分析在差动连接中，泵的出口压力为 P P=2P1-2+P1-2+P2-2+P2-1+

26、P2-2+FA2cm =2 0.2+0.024+0.15+017+0.17+250.00785 0.9 =0.18MPa 快退时压力损失验算亦是如此，上述验算表明，无需修改远设计。2 系统温升的验算系统温升的验算 在整个工作循环中，工进阶段所占的时间最长，为了简化计算，主要考虑工进时的发热量，一般情况下，工进速度大时发热量较大，由于限压式变量泵在流量不同时，效率相差极大，所以分别计算最大、最小时的发热量，然后加以比较，取数值大者进行分析 当 V=4cmmin时 流量 Q=V（DD4）=0.140.144=0.616Lmin）此时泵的效率为 0.1，泵的出口压力为 22.4MPa 则有：P 输入

27、=22.4 0.616（60 0.1）=2.464（KW）P 输出=FV=307500 x460 0.01 0.001=0.21（Kw）此时的功率损失为 P=P 输入P 输出=2.464-0.21=2.23(Kw)当 V=25cmmin时，Q=3.85Lmin 总效率=0.8 则 P 输入=25 3.85（60 0.8）=1.845（Kw）P 输出=FV=307500 2560 0.01 0.001=1.28（Kw）P=P 输入P 输出=0.565（Kw）可见在工进速度低时，功率损失为 2.156Kw，发热最大 假定系统的散热状况一般，取 K=10 0.001Kw（cm）油箱的散热面积 A 为

28、 A=0.065V2/3=6.5m2 系统的温升为：T=PKA=2.156（10 0.001 6.6）=33.2 验算表明系统的温升在许可范围内 3 螺栓校核螺栓校核 液压缸主要承受轴向载荷 Fmax=207000 取 6个普通螺栓，则每个螺栓的工作拉力为 Fo=207000/6=34500N 螺栓总拉力 F=Fa+Cb/(Cb+Cm)Fo Fa 为螺栓预紧力 Cb为螺栓刚度 Cm 为被连接件刚度 又 Fa=Fb+【1-Cb/(Cb+Cm)】F Fb为残余预紧力 则 Fb=（1.51.8）F 取 Fb=1.5F Cb/(Cb+Cm)在无垫片是取 0.20.3 去取值为 0.3 得 Fa=2.2Fo F=2.5 Fo 由此求得 F=86250N 螺栓的中径 d(1.3x4F)/1/2=22.1mm=s/S=433MP 材料选用 40Cr 所以取标准值 d=24mm 选用螺栓为 M24 总结总结 经过一周的努力我终于完成了这次液压课设，期间我有很多不懂的地方通过查找资料虚心地向同学请教我克服了这些困难，也能过完成基本简单的项目了，这次课设于我来说收获丰富，它不紧使我对液压这门课的知识有了更深层次的认识，也对我的将来有重大的影响，教会了我如何克服困难，我坚信这次课设对我以后的工作道路影响巨大。.