液压与传动系统设计三级项目报告

1、液压与传动三级项目 汕 头 大 学 工 学 院(3级)项目报告项目名称： 液压传动课程设计 项目题目： 液压传动课程设计 指导教师： 张兴伟 系 别： 机电系 专 业： 机械设计制造及其自动化 学 号：2014124091 姓 名： 陈家兴 学 号：2014124066姓 名： 莫智斌 学 号：2014124071 姓 名： 吴佳亮 学 号：2014124078 姓 名： 傅华亮 学 号：2014124011姓 名： 纪林源 完成时间： 2016 年 10 月 25 日至 12 月 22 日成绩： 评阅人：一、系统设计要求设计一台液压机，工艺动作为开模-合模快进-合模工进-停止，设加、减速时间

2、不希望超过各开合模总时间的10%，模板与立柱的摩擦系数为 模板对立柱的压力按动模板重量的10%计算，液压缸机械效率其它主要技术参数为：组别公称（工进）压力kN动模板重量T快进行程mm快进速度mm/s工进行程mm工进速度mm/s回程速度mm/s16001.0400140184050025500.9375130173847535000.85350120163545044500.8325110153242554000.75300100143040063000.720080102030072500.651807091928082000.61506081825091500.410055616220101

3、000.31005051520011800.210050512180根据主要技术参数设计液压系统、选择液压元件及其液压装置。其中，我组选择第9组参数进行液压机的设计。组别公称（工进）压力kN动模板重量T快进行程mm快进速度mm/s工进行程mm工进速度mm/s回程速度mm/s91500.410055616220二、方案分析（一）分析系统工况对液压系统进行工况分析，就是要查明它的每个执行元件在各自工作过程中的运动速度和负载的变化规律。这是满足主机规定的动作要求和承载能力所必须具备的。液压系统的负载可由主机的规格规定，由理论分析确定。经过考虑其工作负载、惯性负载和阻力负载等计算绘制成图；同样的，液压

4、执行元件在各自运动阶段内的运动速度也相应的绘制成图。（二）负载分析动模板重力： 工作负载： 惯性负载： 阻力负载： 由此得出液压缸在各工作阶段的负载如表1所示。表1 液压缸在各工作阶段的负载值 （单位：N）工 况负 载 组 成负载值推力 起动 78.487.1加速 839.2932.4快进 39.243.5工进 150039.2166710.2快退39.243.5注：1.液压缸的机械效率为 2.重力加速度取 （三）开合模情况分析设加减过程的加速度恒定，且 那么开合模情况如表2所示。表2 开合模情况表工 况速度（mm/s）时间（s）行程（mm）加速0.0280.784快进（匀速）551.8181

5、00减速0.0200.692工进（匀速）160.3756减速0.0080.064回程减速0.11012.100回程匀速2200.37983.380回程减速0.11012.100总计2.848107.54+107.58其中：加减速总时间：0.276 s，开合模总时间：2.848 s，加减速总时间占开合模总时间的9.691%10%，符合题目要求。（四）负载图和速度图的绘制负载图按上面的表1中数据绘制，如图1-a所示。速度图按上面的表1-b中数据绘制。a） b)图1 液压执行元件的负载图和速度图a) 负载图 b)速度图（五）液压缸主要参数的确定由书上表11-2和表11-3可知，执行元件在最大负载约为

6、150000N时宜取 鉴于快进和快退速度要均匀，这里的液压缸可选用单杆活塞式。为了使系统运行稳定，液压缸回油路上必须具有背压以防动模板突然前冲。根据现代机械设备设计手册（详见参考文献4)中推荐数值，可取 快进时液压缸虽作差动连接，但由于油管中有压降 存在，有杆腔的压力必须大于无杆腔，估算时可取 快退时回游腔中是有背压的，这时可按 估算。设活塞杆的直径为d，缸内径D，差动快进的速度为快退的速度为则 其中： 解得： 由于工进时的推力式计算液压缸面积： 当按 将这些直径圆整为就近标准值时得： 由此求得液压缸两腔的实际有效面积为： 经检验，活塞杆的强度和稳定性均符合要求。根据上述D和d的值，可估算液压

7、缸在各个工作阶段中的压力、流量和功率，如表3所示，并根据此绘出工况图如图2所示。表3 液压缸在不同工作阶段的压力、流量和功率值工况推力F（N）回油腔压力P2（MPa）进油腔压力P1/MPa输入流量qL*min-1输入功率P/kw计算式快进（差动）起动87.100.261加速932.40.393恒速43.50.25420.990.089工进166710.2117.8739.122.718快退起动87.100.028加速932.40.62.111恒速43.51.82841.471.264注： 三、液压系统图的拟定根据上面计算结果可得系统的工况图如下图所示：图2工况图（一）液压回路的选择选择调速方案

8、。由工况图可知，这个液压系统的功率相对较少，工作负载变化较大，负载最大为17.873MPa，速度变化方位较大，采用的液压属于中高压系统，综合来说，所选的调速方案是节流调速回路。（注：0-10MPa为低压，10-16MPa为中压，16-25MPa为中高压）选择供油方案。从工况图中可以淸楚地看到，在这个液压系统的工作循环周期内，液压缸要求油源交替地提供低压大流量和高压小流量的油液。最大流量与最小流量之比约为4.54，而快进快退所需的时间t总1和工进所需的时间t总2分别为由于快退时，加速减速的时间较少，计算过程中忽略不计，则 因此，从提高效率、节约能源的角度上来看，采用双作用液压泵自动并联的供油方法

9、是不合适的，而宜选用单个定量泵的供油方案，并且在改油路中设置溢流阀和顺序阀，顺序阀做卸荷作用，控制油路连接到泵出口处，如图3：图3 供油方案图选择换向方法在本系统中，采用旁路式的调速阀液压调速回路后，单杆液压缸作差动连接，因此必须有单独的油路直接通向液压缸两腔。在快进快退时，为了平稳起见，采用三位五通的电夜换向阀，来实现快进，工进，快退的三个工作状态。如图4所示： 图4 选择换向方案选择速度换向方案。由工况图中的曲线可知，当滑块从快进转为工进时，输入液压缸流量从20.99L/min降为9.12L/min，从工进转入快退时，流量又从9.12L/min骤升为41.47L/min，流量的变化大导致了

10、滑块的速度变化大，又液压系统功率小于3Kw，为小功率，故宜采用调速特性好的定压节流调速回路（用调速阀调节），以减少液压油的冲击；同时，为了便于观察和调整压力，在压液泵的出口处，背压阀和液压缸无杠腔进口处可以设测压点，如图5所示图5：速度换向方案（二）液压回路的综合选择旁路式的调速阀液压调速回路，因为液压系统运作时候需要较硬的机械特性，在承受负载的情况下油液的各项液压参数不会发生较大的波动。而且该系统的最大压强为16Mpa，属于中压；另外功率较小，为2kW左右。调速阀旁路的节流调速回路能使到节流阀处的工作压力差在负载变化时候基本而保持稳定。序号1过滤器5顺序阀11.16调速阀2定量叶片泵6背压阀

11、13行程阀3压力表开关7溢流阀14压力继电器4.8.10.12单向阀9三位五通换向阀15液压缸注：液压回路一些辅助器件的作用过滤器1：避免油液在高温氧化后或者尘埃进入等的原因导致堵塞液压元件。顺序阀5：解决系统在快进时候回油路连接通油箱，无法实现液压缸差动连接的问题。背压阀6：作保压的作用，防止油液直接流回油箱导致巨大的压差。溢流阀7：溢流保压，防止系统压力过大还有液压缸在保持状态的油液回路畅通，防止油液堵死。单向阀10：将工进时候的进油路与回油路隔断。液压继电器14：系统发出快进快退信号，或者压力报警信号。（三）液压回路各个阶段分析快进过程（差动连接）： 进油路：油液经油箱，滤油器1，进入三

12、位五通电液换向阀9的左位，其中一部分经过行程阀13直接流入油箱，另外大部分流入进入液压缸15的无杆腔推动活塞进行快进工作。 回油路：油液从有杆腔流出后经过单向阀12，三位五通电液阀9的左位，再经单向阀8与进油路上的油液汇通，经过单向阀10后一起流向液压缸的无杆腔，从而实现差动连接。工进过程（差动连接）：进油路：油液经油箱、滤油器1，进入三位五通电液换向阀9的左位，一部分经过调速阀13进入油箱，另一部分进入液压缸15的无杆腔推动活塞进行快进工作。回油路：油液从有杆腔流出后经过单向阀12，三位五通电液阀9的左位，再经单向阀10与进油路上的油液汇通，一部分经过调速阀13流回油箱，另一部分后流向液压缸

13、15的无杆腔，从而实现差动连接。快退过程（单向阀电液换向）进油路：油液经油箱，过滤器1，定量叶片泵2和单向阀4后再进入三位五通电液换向阀9的右位，然后再经调速阀11，最后进入液压缸15的有杆腔推动活塞进行快退工作。回油路：油液从液压缸15的无杆腔流出经三位五通电液换向阀9的右位后经过单向阀8流回油箱。四、液压元件的选择（1）液压泵液压缸在整个工作循环中的最大工作压力为17.873MPa，如取进油路上的压力损失为0.5Mpa（见表114），压力继电器调整压力高出系统最大工作压力之值为0.5MPa，调速阀的压力损失为0.5MPa，则定量泵的最大工作压力应为快退时液压缸中的工作压力比快进时大，为2.

14、111MPa，如取进油路上的压力损失为0.5MPa，调速阀的压力损失为0.5MPa，则定量泵的快退时工作压力为 液压泵应向液压缸提供的最大流量为41.47L/min，若回路中的泄漏按液压缸输人流量的10%估计，则泵的总流量应为由于溢流阀的最小稳定溢流量为3L/min，而工进时输人液压缸的流量为9.12L/min，所以液压泵的流量规格最少应为12.12L/min。根据以上压力和流量的数值査阅产品样本，最后确定选取PV2R2-41型定量叶片泵,其泵的排量为40.5ml/r，若取液压泵的容积效率 则当泵的转速 时，液压泵的实际输出流量为：由于液压缸在工进时输人功率最大，这时液压泵工作压力为19.37

15、3MPa，流量为52.488L/min。 取泵的总效率则液压泵驱动电动机所需的功率为根据此数值按JB/T 96161999，查阅电动机产品样本选取Y180L-4型电动机，其额定功率额定转速 （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，从而选出这些液压元件的型号及规格，如下表（表中的序号和液压系统图中的序号相同）：表4 元件的型号及规格序号元件名称估计通过量（L/min）额定流量（L/min）额定压力（MPa）额定压降（MPa）型号，规格1过滤器21630.02XU-6380-J2定量叶片泵5221PV2R2-41型定量叶片泵3压力表开关214

16、031.50.6KF-L20/144单向阀2130250.35CIT-03-505液控顺序阀2163160.3XF3-Ea10B6背压阀0.56316YF3-E10B7溢流阀5.163160.5YF3-E10B8单向阀158.9200500.3ZDF-42/200-9三位五通电液阀158.920031.50.5ZCF4.02(KJ13)10单向阀2130250.35CIT-03-5011调速阀0.50.075016-AF3-Ea10BQmax=200l/min12单向阀159.9200250.3513行程阀158.9200500.314压力继电器1630210.5HED1kA/1016调速阀2

17、130210.5FG/FCG-02-30-30（3）油管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、出油管则按输人、排出的最大流量计算。由于液压泵具体选定之后，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。表中数值说明，液压缸快进、快退速度V1、V3与设计要求相近。这表明所选液压泵的型号、规格是适宜的。表5：液压缸的进、出流量和运动速度流量速度快进工进快退输入流量（L/min）q1=(A1qp)/( A1-A2)=(95.0352.488)/（95.03-31.42）=78.414q1=9.12q1=qp=52.488输出流量（L/min)q2=（A2q1）/

18、A1=（31.4278.414）/95.03=25.93q2=（A2q1）/A1=（31.429.12）/95.03=3.02q2=（A1q1）/A2=（95.0352.488/31.42=158.75运动速度（m/min）v1=qp/( A1-A2)=（52.48810）/（95.03-31.42）=8.20v2=q1/A1=（9.1210）/95.03=0.960v3=q1/A2=（52.48820）/31.42=16.71据表中的数值，当油液在压力管中流速取3m/min时，按式（7-9）算得与液压缸无杆腔和有杆腔相连的油管内径分别为这两根油管都按GB/T 2351-2005选用外径、内径

19、的无缝钢管。（四）油箱油箱容积估算，取得到容积为 按JB/T 7938-1999规定，取标准值V=400L.五、液压系统性能的验算 验算液压系统性能的目的在于判断设计质量，然而液压系统的性能验算是很复杂的问题，故我们只是采用简单得验算公式近似的估算，以便定性地说明情况。液压系统性能验算的项目有很多，但我们在该项目中主要验算回路压力损失和发热温升验算。具体情况如下： （一）验算系统压力损失并确定压力阀的调整值由于系统的管路布置尚未具体确定，整个系统的压力损失无法全面估算，故只能先估算阀类元件的压力损失，待设计好管路布局图后，加上管路的沿程损失和局部损失即可完成全面的估算校核。但对于我们三级项目的

20、中、大型液压系统，管路的压力损失甚微，可予以不计。压力损失的验算按一个工作循环不同阶段分别进行：1、快进由液压系统图可知，活塞在快进时，液压缸差动连接，三位五通电磁换向阀9工作在左位。由表4和表5可知，进油路上油液通过单向阀4的流量是21L/min，通过三位五通电液换向阀9的流量是52.488L/min，然后与液压缸有杆腔的回油汇合，以流量78.414L/min通过行程阀15并进入无杆腔。因此，进油路上的总压降为：此值不大，不会使压力阀开启，所以能确保流量全部进入无杆腔。回油路上，有杆腔出油流经三位五通电磁换向阀9和单向阀10的流量是25.93L/min，后与液压泵供油合并，然后进入行程阀13

21、和调速阀11，进入无杆腔。由此算出快进的时候有杆腔压力p2与无杆腔压力p1之差。 此值小于原估计值0.393Mpa,所以是偏安全的。2.工进工进时，油液在进油路上先通过电液换向阀9，流量为9.12L/min，在调速阀11的压力损失为0.5 MPa；油液在回油路上先通过电液换向阀11，流量为3.02L/min，在背压阀6处的压力损失为0.5Mpa,通过顺序阀5的流量为（3.02+21）L/min=24.02L/min，此时液压缸回油压力p2为：可见此值小于原估计值0.8Mpa。所以按表中公式计算得工进时液压缸进油腔压力p1，即：此值与前面计算数值17.873MPa接近。考虑到压力继电器可靠动作需要压差