小型液压机液压系统设计说明

1、兰州交通大学博文学院毕业设计说明书题目小型液压机液压系统设计学号:20121651系另H：机电工程系专业：机械设计制造及其自动化班级：12级机机制（6）班指导教师：惠振亮年 月曰兰州交通大学博文学院毕业设计设计任务书小型液压机液压系统设计1、课程设计的目的学生在完成液压传动与控制课程学习的基础上，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；从 而使学生在完成液压回路设计的过程中，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 际应用能力的锻炼。2、课程设计的内容和要求（包括原始数据、技术要求

2、、工作要求等）设计一台小型液压机的液压系统，要求实现快速空程下行一一慢速加压一一保压快速回程一一停止的工作循环。快速往返速度为3m/mi n,加压速度为40250m叶min,压制力为200kN,运动部件总重量为 20kN。3、主要参考文献1 成大先机械设计手册M。北京：化学工业出版社，2004.2 李壮云.中国机械设计大典M。南昌：江西科学技术出版社，2002.13 王文斌.机械设计手册M。北京：机械工业出版社，2004.84 雷天觉液压工程手册。北京。机械工业出版社。1990液压机是一种用静压来加工金属、塑料、橡胶、粉末制品的机械，在许多 工业部门得到了广泛的应用。液压传动系统的设计在现代机

3、械的设计工作中占有 重要的地位。液体传动是以液体为工作介质进行能量传递和控制的一种传动系 统。本文利用液压传动的基本原理， 拟定出合理的液压传动系统图， 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。确保 其实现快速下行、慢速加压、保压、快速回程、停止的工作循环。关键词：液压机、课程设计、液压传动系统设计目录摘 要 1 任务分析 01.1 技术要求 01.2 任务分析 02 方案的确定 12.1 运动情况分析 13 工况分析 23.1 工作负载 23.2 摩擦负载 2其中液压缸 3.3 惯性负载 23.4 自重 23.5 液压缸在各工作阶段的负载值 24 负载图

4、和速度图 35 液压缸主要参数的确定 45.1 液压缸主要尺寸的确定 45.2 计算在各工作阶段液压缸所需的流量 56 液压系统图 66.1 液压系统图分析 66.2 液压系统原理图 77 液压元件的选择 97.1 液压泵的选择 97.2 阀类元件及辅助元件 97.3 油箱的容积计算 108 液压系统性能的运算 108.1 压力损失和调定压力的确定 108.2 油液温升的计算 128.3 散热量的计算 13结论 14参考文献 错误! 未定义书签。1 任务分析1.1 技术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V1 =3 m

5、/min ，加压速度V2 =40-250mm/min, 其往复运动和加速（减速）时间 t=0.02s ，压制力为 200KN， 运动部件总重为20KN,工作行程400mm,静摩擦系数fs=0.2，动摩擦系数fd=0.1 油缸垂直安装，设计该压力机的液压系统传动。1.2 任务分析根据滑块重量为20KN，为了防止滑块受重力下滑，可用液压方式平衡滑 块重量。设计液压缸的启动、制动时间为 t=0.02s 。液压机滑块上下为直线往 复运动，且行程较小 , 故可选单杆液压缸作执行器 , 且液压缸的机械效率 cm 0.9 。因为液压机的工作循环为快速下降、慢速加压、保压、快速回程四个 阶段。各个阶段的转换由

6、一个三位四通的换向阀和一个二位二通的换向阀控制。 当三位四通换向阀工作在左位时实现快速回程。 中位时实现液压泵的卸荷， 亦即 液压机保压。 工作在右位时实现液压泵的快进和工进。 其工进速度由一个调速阀 来控制。 快进和工进之间的转换由二位二通换向阀控制。 液压机快速下降时， 要 求其速度较快，减少空行程时间，液压泵采用全压式供油，且采用差动连接。由 于液压机压力比较大， 所以此时进油腔的压力比较大， 所以在由保压到快速回程 阶段须要一个节流阀， 以防在高压冲击液压元件， 并可使油路卸荷平稳。 为了对 油路压力进行监控， 在液压泵出口安装一个溢流阀， 同时也对系统起过载保护作 用。因为滑块受自身

7、重力作用， 滑块要产生下滑运动。 所以油路要设计一个单向 阀，以构成一个平衡回路，产生一定大小的背压力，同时也使工进过程平稳。在 液压力泵的出油口设计一个单向阀， 可防止油压对液压泵的冲击， 对泵起到保护 作用。2 方案的确定2.1 运动情况分析由液压机的工作情况来看， 其外负载和工作速度随着时间是不断变化的。 所以设 计液压回路时必须满足随负载和执行元件的速度不断变化的要求。 因此可以选用 变压式节流调速回路和容积式调速回路两种方式。2.1.1 变压式节流调速回路节流调速的工作原理， 是通过改变回路中流量控制元件通流面积的大小来控制流 入执行元件或自执行元件流出的流量来调节其速度。 变压式节

8、流调速的工作压力 随负载而变，节流阀调节排回油箱的流量， 从而对流入液压缸的的流量进行控制。 其缺点： 液压泵的损失对液压缸的工作速度有很大的影响。 其机械特性较软， 当 负载增大到某值时候，活塞会停止运动，低速时泵承载能力很差， 变载下的运动平稳性都比较差， 可使用比例阀、 伺服阀 等来调节其性能，但装置复杂、价格较贵。优点：在主油箱内，节流损失和发热 量都比较小，且效率较高。宜在速度高、负载较大，负载变化不大、对平稳性要 求不高的场合。2.1.2 容积调速回路容积调速回路的工作原理是通过改变回路中变量泵或马达的排量来改变执行元 件的运动速度。优点：在此回路中，液压泵输出的油液直接进入执行元

9、件中，没 有溢流损失和节流损失， 而且工作压力随负载的变化而变化， 因此效率高、 发热 量小。当加大液压缸的有效工作面积， 减小泵的泄露， 都可以提高回路的速度刚 性。综合以上两种方案的优缺点比较， 泵缸开式容积调速回路和变压式节流调回 路相比较，其速度刚性和承载能力都比较好，调速范围也比较宽工作效率更高， 发热却是最小的。考虑到最大压制力为 200KN故选泵缸开式容积调速回路。3 工况分析3.1 工作负载工件的压制抗力即为工作负载： Fw=200000N3.2 摩擦负载静摩擦阻力： Ffs =0.2x20000=4000N动摩擦阻力： Ffd =0.1X20000=2000N其中液压缸 3.

10、3 惯性负载Fm=ma=20000/10X3/(0.02X60)=5000N3.4 自重G=mg=20000N3.5 液压缸在各工作阶段的负载值采用V型密封圈，其机械效率 cm 0.9。另外取液压缸的背压负载 Fb =20000N则液压系统工作循环各阶段的外负载见表 3-1 o表 3-1 工作循环各阶段的外负载工况负载值推力启动F= Fb-G+Ffs=4000N4444加速F= Fb -G+ F fd +Fm=7000N7778快进F=Fb-G+Ffd=2000N2222工进F=Fb -G+Ffd +Fw=202000N224444快退F=G+=fd - Fb =2000N22224 负载图和

11、速度图负载图和速度图绘制如图4-1与4-2所示F/N2244447778s/mm/44442222图一负载图-2222v/(m/mi n)50s/mm图二速度图液压缸主要参数的确定5.1液压缸主要尺寸的确定(1) 确定液压泵的最大工作压力 Pp:Pp Pi S P上式中Pp液压泵最大工作压力；P 执行元件最大工作压力。将液压缸的无杆腔作为主工作腔，考虑到缸下行时，滑块自重采用液压方式平衡，则 可计算出液压缸无杆腔的有效面积，取液压缸的机械效率ncm=0.9。(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224444N取d/D=0.7224444A60.008330 100.9D=

12、、0.01057 =0.103m按 GB/T2348-1993,取标准值 D=110mm d=0.7D=77mm由此求得液压缸的实际有效工作面积则：无杆腔实际有效面积：A =D2=9498mm24有杆腔实际有效面积：A2 = D2 d2 =4844 mm245.2计算在各工作阶段液压缸所需的流量快进：Q=AM =28.5L/min工进：Q= A1V2 =0.382.37L/min快退：Q= A2V1 =14.5 L/min液压缸在工作循环中各阶段的压力和流量计算见表5-1表5-1液压缸工作循环各阶段的压力、流量工作阶段负载F工作腔压力MPa输入流量L/min快进启动44440.468加速102

13、221.076快进22220.23428.5工进22444423.63一一一保压22444423.63快退启动44440.917加速102222.11恒速22220.45914.52P Q P|23.6328.5Q(l/mi n)P(w) 0.819AP(MPa)0.4680.2340.38 s/mm0 '，0.46814.50.917V1.61图二工况图6液压系统图6.1液压系统图分析（1）考虑到液压机工作时所需功率较大，固采用变量泵的容积调速方式。（2）为了满足速度的有极变化，采用压力补偿变量液压泵供油，即在快速下降 的时候，液压泵以全流量供油。当转化成慢速加压压制时，泵的流量减小

14、，最后 流量为0。（3）当液压缸反向回程时，泵的流量恢复为全流量供油。液压缸的运动方向采用三位四通M型电磁换向阀和二位二通电磁换向阀控制。 停机时三位四通换向阀 处于中位，使液压泵卸荷。（4）为了防止压力头在工作过程中因自重而出现自动下降的现象，在液压缸有 杆腔回路上设置一个单向阀。（5）为了实现快速空程下行和慢速加压，此液压机液压系统采用差动连接的调 速回路。（ 6）为了使液压缸下降过程中压力头由于自重使下降速度越来越快，在三位四 通换向阀处于左位时， 回油路口应设置一个顺序阀作背压阀使回油路有压力而不 至于使速度失控。（7）为了实现自动控制，在液压缸的活塞杆运动方向上安装了三个接近开关，

15、使液压系统能够自动切换工作状态。（8）为了使系统工作时压力恒定，在泵的出口设置一个溢流阀，来调定系统压 力。6.2 液压系统原理图综上分析可得小型液压机液压系统原理如图 6-1 所示卜.IZH 'f jn-)K3CI-0y4I图6-1液压机液压系统原理图1-变量泵2-溢流阀3-油箱4-单向阀5-三位四通电磁换向阀6-单向顺序阀7-液压缸8-过滤器9-调速阀10-二位二通电磁换向阀7液压元件的选择7.1液压泵的选择由液压缸的工况图，可以看出液压缸的最高工作压力出现在加压压制阶段时P=23.63MPa，此时液压缸的输入流量极小，且进油路元件较少故泵到液压缸的进 油压力损失估计取为 P =0

16、.5MPa 。所以泵的最高工作压力Pp=23.63+0.5=24.13MPa。液压泵的最大供油量qp按液压缸最大输入流量(28.5L/min )计算，取泄漏系数 K=1.1,则 qp=31L/min。根据以上计算结果查阅机械设计手册，选用63YCY1 1B压力补偿变量型轴 向柱塞泵，其额定压力 P=30MPa排量为 V=2.5250mL/r,当转速为1500r/min 。由于液压缸在工进时输入功率最大，这时液压缸的工作压力为24.13MPa,流量为2.37L/min ,取泵的总效率=0.85，则液压泵的驱动电机所要的功率 P=1121vy根据此数据按JB/T8680.1-1998，选取丫2-7

17、11-4型电动机，其额定功率P=550W,额定转速n=1500r/min,按所选电动机的转速和液压泵的排量，液压泵最大理论 流量qt nV =120L/min，大于计算所需的流量108L/min，满足使用要求。7.2阀类元件及辅助元件根据阀类元件及辅助元件所在油路的最大工作压力和通过该元件的最大实际流 量可选出这些液压元件的型号及规格，结果见表7-1。序号元件名称额定压力/Pa排量ml/r型号及规格1变量泵308063YCY1 1B2溢流阀调压3012C1753三位四通换向阀32160WEH10G4顺序阀最大工作压力32MPa160HCT06L15调速阀32160FBG-3-125-106单向

18、阀开启0.15MPa最大200S20A2207二位二通换向阀321602WE10D107.3油箱的容积计算容量V （单位为L）计算按教材式（7-8） : V qp，由于液压机是高压系统，7所以油箱的容量：V 7 28.5 199.5取 V= 200L液压系统性能的运算8.1压力损失和调定压力的确定（1）进油管中的压力损失由上述计算可知，工进时油液流动速度较小，通过的流量为0.382.23L/min.主要压力损失为阀件两端的压降可以省略不计。快进时液压杆的速度y =3m/min，此时油液在进油管的速度3q28.5 10V=261.25 m/sA 0.25222 10 6 601)沿程压力损失:为

19、20度时1.0 10 4m2/s，所以有沿程压力损失首先要判断管中的流动状态，此系统采用N32号液压油，室温vd1.25 22 1031.0 10275 <2320油液在管中的流动状态为层流，则阻力损失系数 =0.27，若取进油和回油的管路长均为 4m,油液的密度为=900Kg /m3，Re则进油路上的沿程压力损失为24900 1.250.27322 10 20.345 MPa.2)局部压力损失：局部压力损失包括管道安装和管接头的压力损失和通过液压阀的局部压力损失，由于管道安装和管接头的压力损失一般取沿程压力损失的10%而通过液压阀的局部压力损失则与通过阀的流量大小有关，若阀的额定流量和

20、额定压力损失分别为qr和qr，则当通过阀的流量为q时的阀的压力损失，由Pr ()2 算得 P 0.5qr228.51600.016MPS小于原估算值0.5MPa,所以是安全的则进油路上的压力总损失为:P = 0.345+0.0345+0.19 = 0.396MPa(2)回油管路上的压力损失:快进时回油路上的流量q2盼=145L/min，则回油管路中的速度v=qA14.5 100.25302 10 6=0.34m/s，60由此可以计算出R vd O.34 30 1°3=102,1.0 10 4油液在管中的流动状态为层流，则阻力损失系数75 = 0.74,Re所以回油路上的沿程压力损失为

21、2pv20.74900 0.34230 10=0.05MP&而通过液压阀的局部压力损失:0.5214 5=0.004MPa160则回油路上的压力总损失为:P2=0.057MPa由上面的计算所得求出总的压力损失:P AAiP2 =0.396+0.03=0.426MPa这与估算值相符。8.2油液温升的计算在整个工作循环中，工进和快进快退所占的时间相差不大， 所以，系统的发 热和油液温升可用一个循环的情况来计算0.85 60(1)快进时液压系统的发热量快进时液压缸的有效功率为：F0 Fv22226： °9 = 100W泵的输出功率为:Ppq 0.234 10 6 28.5 10 3

22、=131W因此快进液压系统的发热量为Hi P Po=31W(2)快退时液压缸的发热量快退时液压缸的有效功率为：F。 Fv =100W泵的输出功率为：Pi -pq = 0.468106 仏51°3=133W0.85 60快退时液压系统的发热量为：H iPiPo =33W（3）压制时液压缸的发热量压制时液压缸的有效功率为：F。Fv13.5 844 W泵的输出功率R 凹=1761098W因此压制时液压系统的发热量为：Hi R Po=41254W总的发热量为：H=31+33+Hi=105318W则求出油液温升近似值为：HT 1.9 5.8 oC3 4002温升没有超出允许范围，液压系统中不需要设置冷却器8.3散热量的计算当忽略系统中其他地方的散热，只考虑油箱散热时，显然系统的总发热功率H全部由油箱来考虑。这时油箱散热面积 A的计算公式为式中A 油箱的散热面积（m2）H油箱需要的散热功率（Wt 油温（一般以55 C考虑）与周围环境温度的温差K 散热系数。与油箱周围通风