小型液压机的液压系统课程设计Word文档下载推荐.docx

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应用文献的能力

5

能独立查阅相关文献和从事其他调研；

能提出并较好地论述课题的实施方案；

有收集、加工各种信息及获取新知识的能力。

06

设计（实验）能力，方案的设计能力

能正确设计实验方案，独立进行装置安装、调试、操作等实验工作，数据正确、可靠；

研究思路清晰、完整。

07

计算及计算机应用能力

具有较强的数据运算与处理能力；

能运用计算机进行资料搜集、加工、处理和辅助设计等。

08

对计算或实验结果的分析能力（综合分析能力、技术经济分析能力）

具有较强的数据收集、分析、处理、综合的能力。

成果

质量

45%

09

插图（或图纸）质量、篇幅、设计（论文）规化程度

符合本专业相关规或规定要求；

规化符合本文件第五条要求。

设计说明书（论文）质量

30

综述简练完整，有见解；

立论正确，论述充分，结论严谨合理；

实验正确，分析处理科学。

11

创新

对前人工作有改进或突破，或有独特见解。

成绩

指导教师评语

指导教师签名：

年　月　日

学院本科学生课程设计任务书

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：

①5000字的课程设计论文；

②液缸CAD图纸2号一；

③三号系统图纸一。

3、主要参考文献

[1]左健民.液压与气压传动.第2版.机械工业2004.

[2]章宏甲.液压与气压传动.第2版.机械工业2001.

[3]许福玲.液压与气压传动.华中科技大学2001.

[4]世伟.《液压传动系统的计算与结构设计》.人民.1987.

[5]液压传动手册.机械工业2004.

4、课程设计工作进度计划

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

液压系统的性能验算

液压装置的结构设计，绘制工作图及编制技术文件

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﹑调速围大﹑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。

一设计题目

小型液压机液压设计

二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=300000N

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=0.01~0.5s，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

18000N

负载循环图如下

图3-2

四拟定液压系统原理

1.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

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

（1）液压缸主要尺寸的确定

1）工作压力P的确定。

工作压力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/[πp1ηcm]}1/2=0.13（m）

根据手册查表取液压缸径直径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

A≥Qmin/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=π（D2－d2）/4=3.14×

（1402－1002）/4=75.36cm2

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）=πd2v（快进）/4=3.14x0.1x0.1x3/4=23.55L/min

Q（工进）=πD2v（工进）/4=3.14x0.14x0.14x0.4/4=6.15L/min

Q（快退）=π（D2-d2）（快退）v/4=22.61L/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，

简单系统可取0.2~~0.5Mpa。

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IGP5-032型的啮合齿轮泵，

nmax=3000r/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0.2－1L/min围时，可取

＝0.03－0.14.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－啮合齿轮泵的限定压力；

Qp－压力为Pb时，泵的输出流量。

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/（0.1x0.1π/4）x10-6+0.3]=1.26MPa

快进时所需电机功率为：

1.26x28.26/60x0.7=0.85kw

工进时所需电机功率为：

P=Ppx6.15/（60x0.7）=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

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（Mpa）

型号选择

1

滤油器

72.4

XU-D32X100

液压泵

49.6

34．5

IGP5-32

3

三位四通电磁阀

60.3

25

34YF30-E20B

4

单向调速阀

40

ADTL-10

二位三通电磁阀

23YF3B-E20B

单向阀

18-1500

31.5

SA10

压力表开关

35

KF-28

5.确定管道尺寸

油管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=47.1L／min压油管的允许流速取V=3m/s则径d为d=4.6（47.1/3）1/2=18.2mm

若系统主油路流量按快退时取Q=22.61L／min，则可算得油管径d=17.9mm.综合d=20mm

吸油管同样可按上式计算（Q=49.6L／min，V=2m／s）现参照YBX-16变量泵吸油口连接尺寸，取吸油管径d为29mm

6.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5—7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，承受压力的圆筒，其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

ζ≥PD/2[σ]=38.25×

140/2×

100=26.78mm（[σ]=100~110MP）

故取ζ=30mm

液压缸壁厚算出后，即可求出缸体的外径D1为

D1≥D+2ζ=140+2×

30=200mm

8.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

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：

t≥0.433D（P／[σ]）=23.2mm

有孔时：

t≥0.433D2（PD2／[σ]（D2－d0）}1/2式中，

t----------缸盖有效厚度

D---------缸盖止口直径

D2----------缸盖孔的直径

10.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=（0.6~1.0）D1=140

11.缸体长度的确定

液压缸体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径地20~30倍

一、液压元件的选择

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1000r/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。

五液压系统的验算

已知该液压系统中进回油管的径均为12mm，各段管道的长度分别为：

AB=0.3mAC=1.7mAD=1.7mDE=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=1.5cm／s，油的密度ρ=920kg／m

1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0.25m／min，进给时的最大流量为23.55L／min，则液压油在管流速V为：

V1=Q／（πdd／4）=（23.55×

1000）／（3.14×

2.9×

2./4）=59.45（cm／s）

管道流动雷诺数Rel为

Rel=59.45×

3.2／1.5=126.8

Rel＜2300可见油液在管道流态为层流，其沿程阻力系数λl=75Rel=0.59

进油管道的沿程压力损失ΔP为：

ΔP1-1=λl／（l／d）·

（ρV／2﹚

=0.59×

﹙1.7+0.3﹚／（0.029×

920×

0.592／2）=0.2MPa

查得换向阀34YF30-E20B的压力损失ΔP=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ΔP为：

ΔP1=ΔP1-1+ΔP1-2=（0.2×

1000000+0.05×

1000000）=0.25MPa

2.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（cm／s）

Rel=V2d／r=29.7×

2／1.5=57.5

λ2=75／Rel=75／57.5=1.3

回油管道的沿程压力损失ΔP为：

ΔP2-1=λ／（l／d）×

（P×

VXV／2）=1.3×

2／0.029×

0.5952/2=0.56MPa

查产品样本知换向阀23YF3B-E20B的压力损失ΔP=0.025MPa。

换向阀34YF30-E20B的压力损失ΔP=0.025MPa,调速阀ADTL-10的压力损失ΔP=0.5MPa

回油路总压力损失ΔP为

ΔP2=ΔP2-1+ΔP2-2+ΔP2-3+Δ2-4=0.55+0.025+0.025+0.5=1.1MPa

3.变量泵出口处的压力P：

Pp=（F／ηcm+A2ΔP2）／（A1+ΔP1）

=[（307500／0.9+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ΔP1-1为

V1=Q/（πdXd/4）=45.22×

1000／（3.14×

2X2/4×

60）=240.02（cm／s）

Rel=vld/r=320.03

λ1=75/rel=0.234

ΔP1-1=λ（l/d）×

（ρV2）

=0.234.×

（1.7／0.02）×

（920×

2.4X2.4X2）

=0.2MPa

同样可求管道AB段及AD段的沿程压力损失ΔP1-2ΔP1-3为

V2=Q／（πdxd／4）=295cm／sRe2=V／d／r=236

V2=75Re2=0.38

ΔP1-2=0.024MPa

ΔP1-3=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，ΔP2-1=0.17MPa

23YF3B-E20B的压力损失，ΔP2-1=0.17MPa

据分析在差动连接中，泵的出口压力为P

P=2ΔP1-2+ΔP1-2+ΔP2-2+ΔP2-1+ΔP2-2+F／A2ηcm

=2×

0.2+0.024+0.15+017+0.17+25／0.00785×

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

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=4cm／min时

流量Q=V（πDD／4）=π×

0.14×

0.14／4=0.616﹙L／min）

此时泵的效率为0.1，泵的出口压力为22.4MPa

则有：

P输入=22.4×

0.616／（60×

0.1）=2.464（KW）

P输出=FV=307500x4／60×

0.01×

0.001=0.21（Kw）

此时的功率损失为

ΔP=P输入－P输出=2.464-0.21=2.23（Kw）

当V=25cm／min时，Q=3.85L／min总效率η=0.8

则P输入=25×

3.85／（60×

0.8）=1.845（Kw）

P输出=FV=307500×

25／60×

0.001=1.28（Kw）

ΔP=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A=0.065V2/3=6.5m2

系统的温升为：

ΔT=ΔP／KA=2.156／（10×

0.001×

6.6）℃=33.2℃

验算表明系统的温升在许可围

3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）FoFa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=（1.5~1.8）F

取Fb=1.5F

Cb/（Cb+Cm）在无垫片是取0.2~0.3去取值为0.3

得Fa=2.2FoF=2.5Fo由此求得F=86250N

螺栓的中径d≥{（1.3x4F）/[σ]π}1/2=22.1mm

[σ]=σs/S=433MP材料选用40Cr

所以取标准值d=24mm选用螺栓为M24

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。