组合机床动力滑台液压系统的设计【2013年最新整理毕业论文】

毕 业 设 计（论文） 说 明 书 专业班次： 机电一体化（班 姓 名： 阳泉职业技术学院 毕业设计（论文）题目 机电 系（部） 年级专业 机电一体化 姓名 设计（论文）题目： 组合机床动力滑台液压系统的设计 设计开始时间： 年 月 日 设计结束时间： 年 月 日 设计指导人： 教研室主任： 系 主 任： 阳泉职业技术学院 毕业设计（论文）评阅书 题目： 组合机床动力滑台液压系统的设计 机电 系（部） 年级专业 机电一体化 姓名 评阅意见： 成绩： 指导教师： 职 务： 年 月 日 阳泉职业技术学院 毕业设计（论文）答辩评定书 年级专业班级： 05 机电一体化二班 姓 名： 答辩过程 问题提问 回答情况 记录员： 成绩评定 指导教师 答辩小组 综合成绩 专业答辩组组长： 年 月 日 阳泉职业技术学院 毕业设计（论文）任务 书 毕业设计（论文）题目： 组合机床动力滑台液压系统的设计 毕业设计 （论文）要求及原始数据（资料）： 一、 要求 1 工作循环为“快进工进死挡铁停留快退原位停止” 2 采用平导轨 二、原始数据： 1 加工时最大切削力为 28000N 2 快进、快退速度相等， V=0.1m/s 3 往复运动加速、减速时间为 0.05s 4 静摩擦系数为 0.2，动摩擦系数为 0.1 5 滑台快进行程长度为 100mm，工进行程为 50mm 6 滑台工进速度 50mm/min 7 运动部件总重 G=14700N 毕业设计（论文）主要内容： 1 用简明的文字说明设计的原理、依据。画出设计相关的图形、图标、表格等。 2 用手画图，用 CAD 画图 学生应交出的设计文件（论文）： 说明书，设计的液压系统图、液压缸装配图。 专业班级 学生 要求设计（论文）工作起止日期 指 导 教 师 签 字 日期 教研室主任审查签 字 日期 系主任批准签 字 日期 毕业设计（论文）说明书 1 前言 本设计主要是为机床设计的液压传动系统。液压系统应用在机床中，可以实现机床的 自动进给，刀具的自动转换等。而且可以使机床的运动更平衡，加工精度更高，效率更高，从而实现机床的自动化。为了达到以上效果，我们做了这个设计。 本设计的主要涉及的内容有机床负载的分析，运动特性的分析，液压系统图的设计，液压元件的选择，液压缸的设计等。 毕业设计（论文）说明书 2 目录 前言 . 1 目录 . 2 一、液压传动的发展概况 . 4 二、液压传动的工作原理和组成 . 5 三、液压传动的优缺点 . 5 1、优点 . 6 2、液压传动的缺点： . 6 四、液压系统的应用领域 . 7 1、液压传动在机械行业中的应用： . 7 2、静液压传动装置的应用 . 7 五、液压系统工况分析 . 9 1、运动分析 . 9 七、拟定液压系统图 . 13 1、 调速方式的选择 . 13 2、快速回路和速度换接方式的选择 . 13 液压工作原理： . 14 八、液压元件选择 . 17 1、选择液压泵和电机 . 17 2、 元、辅件的选择 . 21 九、液压系统验算 . 24 1管路系统压力损失验算 . 24 2、液压系统的发热与温升验算 . 27 十、液压系统最新发展状况 . 29 1、国外液压系统的发展 . 29 2、远程液压传动系统的发展 . 30 十一、注意事项 . 32 十二、总结 .错误 !未定义书签。 致谢 . 33 参考文献 . 34 毕业设计（论文）说明书 3 毕业设计（论文）说明书 4 一、液压传动的发展概况 液压传动和气压传动称为流体传动，是根据 17 世纪帕斯卡提出的液体静压力传动原理而发展起来的一门新兴技术，是工农业生产中广为应用的一门技术。如今，流体传动技术水平的高低已成为一个国家工业发展水平的重要标志。 第一个使用液压原理的是 1795 年英国约瑟夫 布拉曼 (Joseph Braman,1749-1814)，在伦敦用水作为工作介质 ,以水压机的形式将其应用于工业上 ,诞生了世界上第一台水压机。 1905 年 他又 将工作介质水改为油 ,进一步得到改善。 第一次世界大战 (1914-1918)后液压传动广泛应用 ,特别是 1920 年以后 ,发展更为迅速。液压元件大约在 19 世纪末 20 世纪初的 20 年间 ,才开始进入正规的工业生产阶段。 1925 年维克斯 (F.Vikers)发明了压力平衡式叶片泵 ,为近代液压元件工业或液压传动 的逐步建立奠定了基础。 20 世纪初康斯坦丁 尼斯克 (GConstantimsco)对能量波动传递所进行的理论及实际研究 ；1910年对液力传动 (液力联轴节、液力变矩器等 )方面的贡献，使这两方面领域得到了发展。 我国的液压工业开始于 20 世纪 50 年代，液压元件最初应用于机床和锻压设备。 60 年代获得较大发展，已渗透到各个工业部门，在机床、工程机械、冶金、农业机械、汽车、船舶、航空、石油以及军工等工业中都得到了普遍的应用。当前液压技术正向高压、高速、大功率、高效率、低噪声、低能耗、长寿命、高度集成化等方向发展。同时，新元件的应用、系统计算机辅助设计、计算机仿真和优化、微机控制等工作，也取得了显著成果。 目前，我国的液压件已从低压到高压形成系列，并生产出许多新型元件，如插装式锥阀、电液比例阀、电液伺服阀、电业数字控制阀等 。我国机械工业在认真消化、推广国外引进的先进液压技术的同时，大力研制、开发国产液压件新产品，加强产品质量可靠性和新技术应用的研究，积极采用国际标准，合理调整产品结构，对一些性能差而且不符合国家标准的液压件产品，采用逐步淘汰的措施。由此可见，随着科学技术的迅速发展，液压技术将获得进一步发展，在各种机械设备上的应用将更加广泛。 毕业设计（论文）说明书 5 二、液压传动的工作原理和组成 液压传动是以液体为工作介质，利用压力能来驱动执行机构的传动方式。 驱动机床工作台的液压系统是由油箱、过滤器、液压泵、溢流阀、开停阀、节流阀、换向阀、液 压缸以及连接这些元件的油管、接头等组成。 1、工作原理： 1)电动机驱动液压泵经滤油器从油箱中吸油，油液被加压后 ,从泵的输出口输入管路。油液经开停阀、节流阀、换向阀进入液压缸，推动活塞而使工作台左右移动。液压缸里的油液经换向阀和回油管排回油箱。 2)工作台的移动速度是通过节流阀来调节的。当节流阀开大时，进入液压缸的油量增多，工作台的移动速度增大；当节流阀关小时，进入液压缸的油量减少，工作台的移动速度减少。由此可见，速度是由油量决定的。 2、液压系统的基本组成： 1）能源装置 液压泵。它将动力部分（电动机或 其它远动机）所输出的机械能转换成液压能，给系统提供压力油液。 2）执行装置 液压机（液压缸、液压马达）。通过它将液压能转换成机械能，推动负载做功。 3）控制装置 液压阀（流量阀、压力阀、方向阀等）。通过它们的控制和调节，使液流的压力、流速和方向得以改变，从而改变执行元件的力（或力矩）、速度和方向。 4）辅助装置 油箱、管路、蓄能器、滤油器、管接头、压力表开关等 .通过这些元件把系统联接起来，以实现各种工作循环。 5）工作介质 液压油。绝大多数液压油采用矿物油，系统用它来传递能量或信息。 三、液压传 动的优缺点 毕业设计（论文）说明书 6 1、优点 1）在相同的体积下，液压执行装置能比电气装置产生出更大的动力。在同等功率的情况下，液压执行装置的体积小、重量轻、结构紧凑。液压马达的体积重量只有同等功率电动机的 12%左右。 2）液压执行装置的工作比较平稳。由于液压执行装置重量轻、惯性小、反应快，所以易于实现快速起动、制动和频繁地换向。液压装置的换向频率，在实现往复回转运动时可达到每分钟 500 次，实现往复直线运动时可达每分钟 1000 次。 3）液压传动可在大范围内实现无级调速（调速比可达 1： 2000），并可在液压装置运行的过程中进行调速。 4）液压传动容易实现自动化，因为它是对液体的压力、流量和流动方向进行控制或调节，操纵很方便。当液压控制和电气控制或气动控制结合使用时，能实现较复杂的顺序动作和远程控制。 5）液压装置易于实现过载保护且液压件能自行润滑，因此使用寿命长。 6）由于液压元件已实现了标准化、系列化和通用化，所以液压系统的设计、制造和使用都比较方便。 2、液压传动的缺点： 1)液压传动是以液体为工作介质，在相对运动表面间不可避免地要有泄漏，同时，液体又不是绝对不可压缩的，因此不宜在传动比要求严格的场合采用，例如螺纹和齿轮加工机 床的内传动链系统。 2）液压传动在工作过程中有较多的能量损失，如摩擦损失、泄漏损失等，故不宜于远距离传动。 3）液压传动对油温的变化比较敏感，油温变化会影响运动的稳定性。因此，在低温和高温条件下，采用液压传动有一定的困难。 4）为了减少泄露，液压元件的制造精度要求高，因此，液压元件的制造成本高，而且对油液的污染比较敏感。 5）液压系统故障的诊断比较困难，因此对维修人员提出了更高的要求，既要系统地掌握液压传动的理论知识，又要有一定的实践经验。 毕业设计（论文）说明书 7 6）随着高压、高速、高效率和大流量化，液压元件和系统的噪声日益增大，这也是要解决的问题。 总而言之，液压传动的优点是突出的，随着科学技术的进步，液压传动的缺点将得到克服，液压传动将日益完善，液压技术与电子技术及其它传动方式的结合更是前途无量。 四、液压系统的应用领域 1、液压传动在机械行业中的应用： 机床工业 磨床、铣床、刨床、拉床、压力机、自动机床、组合机床、数控机床、加工中心等 工程机械 挖掘机、装载机、推土机等 汽车工业 自卸式汽车、平板车、高空作业车等 农业机械 联合收割机的控制系统、拖拉机的悬挂装置等 轻工机械 打包机、注塑机、校直机、橡胶硫化 机、造纸机等 冶金机械 电炉控制系统、轧钢机控制系统等 起重运输机械 起重机、叉车、装卸机械、液压千斤顶等 矿山机械 开采机、提升机、液压支架等 建筑机械 打桩机、平地机等 船舶港口机械 起货机、锚机、舵机等 铸造机械 砂型压实机、加料机、压铸机等 2、静液压传动装置的应用 静液压传动由于具有无级变速，调速范围宽，可以实现恒扭或恒功率调速，容易实现电控等优点，在工程机械中具有良好的应用前景。但是在铲土毕业设计（论文）说明书 8 运输机械和起重机械中作为主要传动就用却很少，其主要问题是在于国内液压元件质量差，而国外的液压元件 价格又太高，会造成主同成本过高。 90年代以来，国内已引进了德国林德公司静液压叉车，以及利勃海尔公司静液压推土机的装载机，但在国内市场所占份额很小。从国内工程机械市场的实际出发，本文对静液压传动在国内的推广应用提出探讨性的意见如下： （ 1）静液压传动叉车在发达国家已经被广泛采用，由于国内部分仓库、码头和工厂等使用部门对叉车的机动性能（尤其是低速性能）、噪声已经有较高的要求，因此这些部门正在成为国内静液压叉车用户。国内叉车和液压元件生产企业应该看到静液压叉车的良好前景，联合研究开发适合我国国情的叉车静液压系统， 提供能先进，工作可靠，价格适中的产品。也可以采用与国际静液压元件制造公司联合开发的方式，加快开发的速度。 （ 2）中小型多功能工程机械由于具有挖掘，装载，叉车和起重等多功能，在发达国家已经得到了广泛的应用。随着我国经济建设尤其是城市建设的发展，中小型多功能工程机械也将在我国推广应用，而它们无疑将首先采用静液压传动作为其主要传动装置。国内工程机械企业应该看到中小型多功能工程机械的发前景，联合国内外静液压元件生产企业共同开展对它们的研究开发，以促进中小型多功能工程机械在我国的发展。 （ 3）在国内大型铲土运输和起重 机械中，由于配套的静液压与电子控制元件的技术难度大，价格太高，在国内用户中难以接受。因此，在我国暂时不宜将静液压传动研究开发的重点放在与大型铲土运输和起重机械配套上，而应将重点放在上述两类工程机械上。 毕业设计（论文）说明书 9 五、液压系统工况分析 1、运动分析 绘制动力滑台的工作循环图 2、负载分析 （ 1）阻力计算 1）切削阻力 切削阻力为已知 Fq=28000N 2）摩擦阻力 取静摩擦系数 ju =0.2,动摩擦系数 ud=0.1,则： 静摩擦阻力 ujF =0.2 14700N=2940N 动摩擦阻力 udF =0.1 14700N=1470N 3）惯性阻力 动力滑台起动加速，反向起动加速和快退减速制动的加速度的绝对值相等，既 u=0.1m/s， t=0.05s，故惯性阻力为： aF =G u/g t=14700 0.1 9.8 0.05=3000N 4）由于动力滑台为卧式放置，所以不考虑重力负载。 5）关于液压缸内部密封装置摩擦阻力 Fm 的影响，计入液压缸的机毕业设计（论文）说明书 10 械效率中。 6）背压力 初算时暂不考虑。 （ 2）液压缸各阶段工作负载计算： 1）启动 F1= ujF / cm=2940/0.9=3267N 2）加速 F2=（ udF + aF ） / cm=（ 1470+3000） /0.9=4470N 3）快进 F3= udF / cm=1740/0.9N=1633N 4）工进 F4=( qF + udF )/ cm=(28000+1470)/0.9N=32744N 5）快退 F5= udF / cm=1470/0.9N=1633N （ 3）绘制动力滑台负载 位移曲线图，速度 位移曲线图（见图 1） 图 1 毕业设计（论文）说明书 11 （ 3）、确定缸筒内径 D，活塞杆直径 d D= 64 4 7 2 7 6 1 0 963 . 1 4A m m m m 按 GB/T2348 1993，取 D=100mm d=0.71D=71mm 按 GB/T2348 1993，取 d=70mm （ 4）、液压缸实际有效面积计算 无杆腔面积 A1= D2/4=3.14 1002/4 mm2=7850mm2 毕业设计（论文）说明书 12 有杆腔面积 A2=（ D2 d2） /4=3.14（ 1002 702） /4 mm2=4004 mm2 活塞杆面积 A3= D2/4=3.14 702/4 mm2=3846 mm2 （ 5）、最低稳定速度验算。最低速度为工进时 u=50mm/min，工进采用 无杆腔进油，单向行程调速阀调速，查 得最小稳定流量 qmin=0.1L/min A1 qmin/umin=0.1/50=0.002 m2=2000 mm2 满足最低速度要求。 （ 6）、计算液压缸在工作循环中各阶段所需的压力、流量、功率列于表（ 1） 表（ 1）液压缸压力、流量、功率计算 工 况 差 动 快 进 工 进 快 退 启 动 加 速 恒 速 启 动 加 速 恒 速 计 算公 式 p= F/A3 q= u3A3 P=pq p=(F+ p2A2) / A1 q= u1 A1 P=pq p=(F+ p2A1) / A2 q= u2 A2 P=pq 速 度m/s u2=0.1 u1=3 10-45 10-3 u3=0.1 有 效面 积m2 A1=7850 10-6 A2=4004 10-6 A3=3846 10-6 负 载N 3266 3000 1633 32744 3266 3000 1633 压 力MPa 0.85 0.78 0.42 4.4 1.4 1.1 0.99 毕业设计（论文）说明书 13 工 况 差 动 快 进 工 进 快 退 启 动 加 速 恒 速 启 动 加 速 恒 速 流 量L/min 23 0.39 24.0 功 率KW 0.16 1.755 0.40 取 背 压 力 p2=0.4MP 取 背 压 力 p2=0.3MP 七、拟定液压系统图 拟定的液压系统原理图 1、 调速方式的选择 该机床负载变化小，功率中等，且要求低速运动平稳性好速度负载特性好，因此采用调速阀的进油节流调速回路，并在回油路上加背油阀。 2、快速回路和速度换接方式的选择 本题已选用差动型液压缸实现“快、慢、快”的回路。由于快进转工进时有平稳性要求，故采用行程阀或电磁阀皆可来实现（比较表如下表 2），工进转快退则利用压力继电器来实现。 毕业设计（论文）说明书 14 表 2 快进工进的控制方法比较 项目 采用行程阀 采用 电磁阀 转 换 性 能 1 液压冲击小 2 转换精度高 3 可靠性好 4 控制灵活性小 1 液压冲击较大 2 转换精度较低 3 可靠性较差 4 控制灵活性大 安 装 特 点 1 行程阀装在滑座上 2 管路较复杂 3 须设置液压撞块机构（撞块长度大于工进行程） 1 电磁阀可装在液压站（或控制板）上，安装灵活性大 2 管路较简单 3 须设置电气撞块机构 综上所述，本系统为进油节流调速回路与差动回路的组合，为此可以列出不同的方案进行综合比较后，画出回路图，见图 0 号图纵纸。 液压工作原理： 1. 快速前进 按下起动按钮，电磁 经铁 1YA 通电，电磁换向阀 A 的左拉 接入回路，液动换向阀 B 在制油液的作用下其左位接入系统工作，这时系统中油液的通路为： 进油路：过滤器 1 变量泵 1 换向阀 A 单向阀 C 换向阀 B 左端 回油路：换向阀右端 节流阀 F 换向阀 A 油箱。 于是，换向阀 B 的阀芯右移，使其左位接入系统。 毕业设计（论文）说明书 15 主油路 进油路：过滤器 1 变量泵 1 单向阀 3 换向阀 B 行程阀 11 液压缸左腔。 回油路：液压缸右腔 换向阀 B 单向阀 6 行程阀 11 液压缸左腔，形成差动连接。 此时由于负载较小，液压系统的工作压力较低，所以液控顺序阀 5 关闭，液压缸形成差动连接，又因变量泵 2 在低压 下输出流量为最大，所以动力滑台完成快速前进。 2.工作进给 当滑台运动到预定位置时，控制挡铁压下行程阀 11。切断了快进油路，电液动换向阀 7 的工作状态不变 (阀 B 和阀 A 的左位仍接入系统工作 )，压力油须经调速阀 8、二位二通电磁 12 才能进入液压缸的左腔，由于油液流经调速阀而使系统压力升高，于是液控顺序阀 5 打开，单向阀 6 关闭，使液压缸右腔的油液经阀 5、背压阀 4 流回油箱，使滑台转换为工作进给运动。其主要油路： 进油路： 过滤器 1 变量泵 2 单向阀 3 换向阀 B 调速阀 8 电磁阀 12 液压缸左腔。 回油路： 液压缸右 腔 换向阀 B 顺序阀 5 背压阀 4 油箱。 因为工作进给时系统压力升高，所以变量泵 2 的输出流量便自动减小，以适应工作进给的城要，进给速率的大小由调速阀 8 来调节。 3.死挡铁停留 当滑台第二次工作进给完毕，碰上死挡铁后停止前进，停留在死挡铁处，这时液压缸左腔油液的压力升高，当升高到压力继电器 13 的调整值时，压力继电器动作，发出信号给时间继电器，其停留时间由时间继电器控制，经过时间继电器的延时，再发出信号使滑台返回。 4.快速退回 时间继电器延时发出信号，使电磁铁 YA 停电， 2YA 通电，这时换向阀A 的右位接入回路 ，控制油液换向阀 B 的右位拉入系统工作，此时，由于滑台返回的负载小，系统压力较低，变量泵 2 的流量自动增大至最大，所以动力滑台快速退回。这时系统油液的通路为： 控制油路 进油路： 过滤器 1 变量泵 2 换向阀 A 单向阀 D 换向阀 B 右端。 回油路： 换向阀 B 左端 节流阀 E 换向阀 A 油箱。 毕业设计（论文）说明书 16 主油路 进油路： 过滤器 1 变量泵 2 单向阀 3 换向阀 B 液压缸右腔。 回油路： 液压缸左腔 单向阀 10 换向阀 B 油箱。 动力滑台快速后退，当其快退到一定位置 (即工进的起始位置 )时，行程阀 11 复位，使回油路更为畅通 ，但不影响快 速退回动作。 5.原位停止 当滑台退回到原位时，挡铁压下行程开关而发出信号，使 2YA 断电，换向阀 A、 B 都处于中位，液压缸失去动力源，滑台停止运动。变量泵 2 输出的油液经单向阀 3、换向阀 B 流回油箱，液压泵卸荷。单向阀 3 使泵卸荷时，控制油路中仍保持一定的压力。这样，当电磁换向阀 A 通电时，可保证液动换向阀 B 能正常工作。 3、油源的选择 由液压缸工况图（图 2）清楚的看出，其系统特点是快速时低压、大流量、时间短，工进时高压、小流量、时间长，故采用双联叶片泵或限压式变量泵。将两者进行比较（见表 3）考虑本机床要求系统平稳 、工作可靠。因而采用双联叶片泵。 表 3 双联叶片泵 限压式变量叶片泵 1流量突变时，液压冲击取决于溢流阀的性能，一般冲击较小 1流量突变时，定子反应滞后，液压冲击大 2 内部径向力平衡，压力平衡，噪声小，工作性能较好。 2内部径向力不平衡，轴承较大，压力波动及噪声较大，工作平衡性差 3须配有溢流阀、卸载阀组，系统较复杂 3系统较简单 4有溢流损失，系统效率较低，温升较高 4无溢流损失，系统效率较高，温升较低 毕业设计（论文）说明书 17 系统工作循环表 4 元件名称 动作循环 电磁铁 行 程 阀 压力继电器 1Y 2Y 快 进 工 进 压 下 （工进终 了） 快 退 停止（或中途停止） 八、液压元件选择 1、选择液压泵和电机 （ 1）确定液压泵的工作压力 由前面可知，液压缸在整个工作循环中的最大工作 压力为 4.4MPa，本系统采用调速阀进油节流调速，选取进油管道压力损失为 0.6MPa。 由于采用压力继电器，溢流阀的调整压力一般应比系统最高压力大0.5MPa，故泵的 最高压力为 Pp1=（ 4.4+0.6+0.5） MPa=5.5MPa 这是小流量泵的最高工作压力（稳态），即溢流阀的调整工作压力。 液压泵的公称工作压力 Pr 为 Pr=1.25 Pp1 =1.25 5.5MPa=6.7MPa 大流量泵只在快速时向液压缸输油，由压力图可知，液压缸快退时的工毕业设计（论文）说明书 18 作压力比快进时大，这时压力油不通过调速阀，进油路比较简单，但流经管道和阀的油流 量较大。取进油路压力损失为 0.5MPa，故快退时泵的工作压力为 Pp2=（ 0.99+0.5） MPa=1.49MPa 这是大流量泵的最高工作压力，此值是液控顺序阀 7 和 8 调整的参考数据。 （ 2）液压泵的流量 由 流量图 2（ b） 可知，在快进时，最大流量值为23L min, 取 K=1.1，则可计算泵的最大流量 vpq K(vq)max vpq =1.1 23L min=25.3L min 在工进时，最小流量值为 0.39 L min.为保证工进时系统压力较稳定，应考虑 溢流阀有一定的最小溢流量，取最小溢流量为 1 L min（约 0.01710-3m3 s）故 小流量泵应取 1.39L min 根据以上计算数值，选用公称流量分别为 18L min、 12L min；公称压力为 70MPa 压力的双联叶片泵。 （ 3）选择电 机 由功率图 2（ c） 可知，最大功率出现在快退阶段，其数值按下式计算 Pp= Pp2（ qv1+ qv2） p=1.35 106（ 0.2+0.3） 10-3 0.75=993W 式中 qv1 大泵流量， qv1=18 L min（约 0.3 10-3m3 s） qv2 小泵流量， qv2=12L min（约 0.2 10-3m3 s） p 液压泵总效率，取 p =0.75。 毕业设计（论文）说明书 19 图 2 毕业设计（论文）说明书 20 a b 毕业设计（论文）说明书 21 c 根据快退阶段所需功率 993W 及双联叶片泵要求的转速，选用功率为1.1KWJ52 6 型的异步电机。 2、 元、辅件的选择 根据液压泵的工作压力和通过阀的实际流量，选择各种液压元件和辅助元件的规格。 液压元件说明 编号 元 件 名 称 型 号 技术数据 P(MPa) vq( L min) 调整压力 P（ MPa） 1 叶 片 泵 YB 12 18 双联 p=7.0， vq =12 P=5.38 毕业设计（论文）说明书 22 编号 元 件 名 称 型 号 技术数据 P(MPa) vq( L min) 调整压力 P（ MPa） 2 叶 片 泵 YB 12 18 双联 p=7.0， vq =18 P=1.35 3 三位五通电磁换向阀 35D 25B p=6.3， vq =25 4 单向行程调速阀 QCI 25 p=6.3， vq =25 P=2 3 qvmin =0.03 5 溢 流 阀 Y 10 p=6.3， minp 4 vq =10，卸荷压p 1.5 6 背 压 阀 B 10B p=6.3，vq=10 背压力 p=0.5 0.6 实际通过流量 vq 1.5 7 液 动 顺 序 阀 XY B10B p=6.3， qv =10 卸荷压力 p 1.5实际通过流量 qv =9（做卸荷阀用） P=1.35 8 液 动 顺 序 阀 XY B10B p=6.3， qv =10 卸荷压力 p 1.5实际通过流量 qv =1.5 P=1.35+（ 0.50.8） 9 单 向 阀 I 25B p=6.3， qv=25 P 2 最大实际通过流量 qv =22 毕业设计（论文）说明书 23 编号 元 件 名 称 型 号 技术数据 P(MPa) vq( L min) 调整压力 P（ MPa） 10 单 向 阀 I 25B p=6.3， qv=25 P 2 实际通过 流量 qv =10 11 单 向 阀 I 25B p=6.3， qv=25 P 2 实际通过 流量 qv 15 12 单 向 阀 I 25B p=6.3， qv=25 P 2 实际通过 流量 qv 30 13 压 力 继 电 器 DP1 63B P=1 6.3，反向区间压力调整范围为 0.5 0.8 14 压 力 表 开 关 K 6B p=6.3，测量 6 点压力值，实测 4点压力值 15 滤 油 器 WU 25 180J型 公称直径 15 10-3m 公称流 25（ 0.42 10-3m3 s） 注：以上元件除液压泵、滤油器外，均为板式连接。 3、确定管道尺 寸 由于本系统液压缸差动连接时，油管内通油量较大，其 实际流量 qv 24 L min(0.5 10-3m3 s),取允许流速 u=0.5m s,则主压力油管 d 用下式计算 毕业设计（论文）说明书 24 d= 334 0 . 5 1 01 . 1 3 1 . 1 3 1 1 . 3 1 05vvqq mm 圆整化，取 d=12mm。 油管壁厚一般不需计算，根据选用的管材和管内径查液压传动手册的有关表格 得管的壁厚。 选用 14mm 12mm 冷拔无缝钢管。 其它油管按元件连接口尺寸决定尺寸，测压管选用 4mm 3mm 紫铜管或铝管。 管接头选用 卡套式管接头，其规格按油管通径选取。 4、确定油箱容量 中压系统油箱的容量，一般取液压泵公称流量 vq 的5 7 倍 V=7 vq =7 30L=210L 九、液压系统验算 1管路系统压力损失验算 由于有同类型液压系统的压力损失值可以参考，故 一般不必验算压力损失值。下面以工进时的管路压力损失为例计算如下： 已知：进油管、回油管长约为 l=1.5m，油管内径 d=1.2 10-3m，通过流量 vq =0.39 L min（ 0.0065 10-3m3 s），选用 L HM32 全损耗系统用油，考虑最低温度 为 15， v=1.5 2 s。 1）判断油流类型 利用下式计算出雷诺数 Re=1.273 vq 104 dv =1.273 0.0065 10-3 104 1.210-3/1.5 毕业设计（论文）说明书 25 662000 为层流。 （ 2）沿程压力损失 P1 利用公式分别算出进、回油压力损失，然后相加即 得到总的沿程损失。 进油路上 P1=4.4 1012v.l.qv d4=4.3 1012 1.5 1.5 0.0065 10-3 124Pa =0.0313 105Pa 回油路上，其流量 qv=0.75 L min（ 0.0125 10-3m3 s）（差动液压缸A1 2A2） , 压力损失为 P1=4.3 1012v.l.qv d4=4.3 1012 1.5 1.5 0.00325 10-3 124Pa =0.01532 105Pa 由于是差动液压缸，且 A1 2A2，故回油路的损失只有一半折合到进油腔，所以 工进时总的沿程损失为 P1=（ 0.03103+0.5 0.01532） 105Pa=0.039 105Pa （ 3）局部压力损失 P2 由于采用液压装置为集成块式，故考虑阀类元件和集成块内的压力损失。 为方便起见，将工进时油流通过各种阀的流量和压力损失列于下 毕业设计（论文）说明书 26 阀的流量和压力损失 编 号 名 称 实际通过流量 vq (L min) 公 称 流 量 vrqL min) 公称压力损失 Pr105(Pa) 1 单 向 阀 0.39 25 2 2 三位五通电磁换向 阀 0.39 25 2 3 单向行程调速阀 0.39 25 5 4 液 动 顺 序 阀 0.195 25 1.5（卸荷时压力损失） 5 液 动 顺 序 阀 0.195 10 6 计算各阀局部压力损失之和 Pv 如下 Pv=2 105（ 0.39 25） 2+2 105（ 0.39 25） +5 105+0.5 1.5（ 0.39 25） 2+0.5 6 105Pa =8.1 105Pa 取油流通过集成块时的压力损失为 PJ=0.3 105Pa 故工进时总的局部压力损失为 P2=（ 8.1+0.3） 105Pa=8.4 105Pa 毕业设计（论文）说明书 27 所以 P=（ 0.5+8.4） 105Pa=9 105Pa 这个数值加上液压缸的工作压力（由外负载决定的压力）和压力继电器要求系统调高的压力（取其值为 5 105Pa），可作为溢流阀调整压 力的参考数据。其压力调整值 p 为 P= P P1 5 105 式中 P1 液压缸工进时克服外负载所需压力。 而 P1= F0 A1=32744 7850 10-6Pa=41.7 105Pa 所以 P=（ 41.7+9+5） 105Pa=55.7 105Pa 这个值比估算的溢流阀调整压力值 67 105Pa小。因此，主油路上的元件和油管直径均可不变。 2、液压系统的发热与温升验算 本机床的工作时间主要是工进工况，为简化计算，主要考 虑工进时的发热，故按工进工况验算系统温升。 （ 1）液压泵的输入功率 工进时小流量泵的压力 Pp1=54 105Pa，流量 qvp1=12L min (0.2 10-3m3 s)小流量泵的功率为 P1= Pp1qvp1 p=54 0.2 102 0.75W=1440W 式中 p 液压泵的总效率。 工进时大流量泵卸荷，顺序阀的压力损失 P=1.5 105Pa，即大流量泵的工作压力 Pp2=1.5 105Pa，流量 qvp2=18L min (0.3 10-3m3 s)大流量泵的功率P2 为 P2= Pp2qvp2 p=1.5 0.3 102 0.75W=60W 毕业设计（论文）说明书 28 故双联泵的合计输出功率 Pi 为 Pi= P1+ P2=1440+60W=2040W （ 2）有效功率 工进时，液压缸的负载 F=32744N，取工进速度v=0.00083 10-3m s 输出功率 P0 为 P0=Fv=32744 0.00083W=27W （ 3）系统发热功率 Ph 系统总的发热功率 Ph 为 Ph= P i P0=2013W （ 4）散热面积 油箱容积 V=210L，油箱近似散热面积 A 为 A=0.065 332 2 2 20 . 0 6 5 1 0 5 2 . 2 9 6V m m （ 5）油液温升 t 假定采用风冷，取油箱的传热系数 K t =23W ( . ),可得 油液温升为 t= Ph K t A=1198（ 23 2.296） =22.7 设夏天的室温为 30，则油温为（ 30+22.7） =52.7，没有超过最高允许油温（ 50 65）。 毕业设计（论文）说明书 29 十、液压系统最新发 展状况 1、国外液压系统的发展 工程机械主要配套件有动力元件、传动元件、液压元件及电气元件等。目前工程机械动力元件基本上都用内燃式柴油发动机 (简称柴油机 )；传动分机械传动、液力机械传动、静液压传动、电传动等。但目前工程机械用得最多、最普遍的为液力机械传动及静液压传动。整个传动系统还包括传动轴、驱动桥等。静液压传动有多种结构形式，有的有传动轴、驱动桥，有的没有，视情况而定；液压元件主要有缸、泵、阀、密封件及液压附件等。静液压元件的泵 (主要是变量泵 )、马达 (变量与定量 )，以及相应的减速机等；电气元件以前对工程机 械的影响还并不大，最早的工程机械电气系统，主要是起动电路及照明电路，系统及元件都非常简单，起动可以用拖起动，白天干活不用照明，因此，这两个电路系统出了故障也能勉强维持工作。但工程机械发展到今天，电气系统及电气元件已经成了工程机械一个非常关键的部分，可以说今天的绝大多数工程机械，电气系统出了故障根本就不能工作，有的甚至寸步难行，等于一堆废钢铁。因此电气系统、电器元件目前也是工程机械最关键最主要的配套件之一。主要电器元件除传统的元件外，还有各种传感器，各种控制元件及微处理机等等。下面就国际上这些工程机械主要配套 件的基本情况及发展趋势谈谈看法。 目前国外工程机械主要配套件大多数都生产历史悠久，技术成熟、供应充足，生产集中度高，品牌效应突出。配套件的发展随主机的发展而发展，同时配套件自身的发展反过来又促进主机的发展。目前国外工程机械配套件的发展形势好过主机的发展形势。目前国外工程机械配套件的发展形势比较好。 近些年来国外工程机械有一种发展趋势，主机制造企业逐步向组装企业方向发展，配套件逐步由供应商来提供。比如世界上实力最强的主机制造企业美国的卡特彼勒 (Caterpillar)、凯斯 (Case)、日本的小松 (Komatsu)、瑞典的沃尔沃 (Volvo)等世界上这些大型的工程机械主机制造企业，其配套件的配套能力也是非常强的，它们的配套件外配的数量也是在逐年大幅度地增长，一些中小工程机械企业就更是如此，配套件逐步主要由零部件制造企业来提供。这样做有几大好处，主机企业可集中精力把自己的主机产品作好，减少毕业设计（论文）说明书 30 配套件完全由主机企业自己来承担的风险，而配套件企业作得更强更大，有能力迅速提高配套件的质量、技术水平，同时能为主机企业提供更多的新产品，这样更容易促进主机产品的发展。国外工程机械主机企业从 1988 年达850 亿美元的销 售额以来，基本上没有多大变化，而相反这些年来配套件从150 亿美元，增长到 1000 亿美元，增幅是相当大的。因此，国外工程机械配套件这些年来得到了快速发展。国外工程机械配套件生产历史悠久、技术成熟、 品种齐全，完全能满足各种工程机械的配套需求国外许多工程机械主要配套件企业都有 50 年，甚至 100 年以上的发展历史，企业的规模都相对较大，技术十分成熟，品种也非常齐全，几乎应有尽有。比如目前世界上生产密封件及减振器最大的企业，德国的弗罗伊登贝克 (Freudenberg)公司，成立于 1849 年，生产密封件及减振器已有 100 多年历史，其品种应有尽有，从技术上、品种上完全能满足液压行业对密封件及密封技术的要求。同时还不断推出新的密封材料及新的密封结构，推动液压密封技术不断向更高技术水平发展。目前世界上最大的中大型发动机制造企业，美国的康明斯(Cummins)发动机制造公司，成立于 1919 年，也几乎有近 100 年的历史。37.3kW(50 马力 )以上的柴油机可以全方位为各种工程机械，甚至所有需要柴油机动力的各种机械配套，在技术上可以完全满足最苛刻的欧 II、欧 III 排放标准，甚至可以达到欧 IV、欧 V 排放标准。 在流体产品领域内 ，目前世界上最大的流体产品 (主要是液压件、密封件及液压附件等 )制造企业，美国的派克 (Parket)公司，成立于 1918 年，也有近 100 年历史，可以提供品种齐全的、高技术水平的液压件、密封件及所有的液压附件。目前世界上最大的用于静液压系统的变量液压元件制造企业，德国的博士力士乐公司，已有 200 多年的历史，从 1953 年开始全面制造液压元件，也有 50 年以上历史。其最具特色的产品是用于静液压传动的变量系统液压元件，无论是斜盘式或斜轴式，闭式 (泵控 )或开式 (阀控 )系统液压元件品种都非常齐全，能为各种需要静液压系统 元件的工程机械整个系统成套配套。还有世界上最大的传动部件制造企业，德国的 ZF 公司，成立于1915 年，也有近 100 年历史，能为各种工程机械提供品种齐全的传动部件。在电气配套件方面，世界最大的德国西门子电气公司，以及日本的东芝公司、川崎公司、德国的博士 (Bose)公司等，都有 50 年以上，甚至 100 年以上的悠久历史，能满足工程机械各种高技术水平的电气系统和电气元件的要求。 2、远程液压传动系统的发展 在科学技术迅猛发展的今天，计算机技术、网络技术、通信技术等现代化信息技术正对人类 的生产生活产生着前所未有的影响 。这些信息技术的进步，为今后制造业的发展，设计方法与制造技术模式的改变指明了方向，为数字化设计资源与制造资源的远程共享，进一步提高产品开发效率奠定了毕业设计（论文）说明书 31 基础。这一点已经引起了学术界的广泛关注，并且有很多科研学者已经投入到了这方面的研究。目前在液压领域中，特别是中小企业在进行液压传动系统的设计时，存在着零部件种类繁多、系统集成复杂、参考资料缺乏等一系列困难，而远程设计服务可以解决这些问题。为减轻液压设计人员的工作负担，实现现代化设计模式的转变以及设计资源、技术资源和产品信息的共享，本文提出了建立基于 Web 的远程液 压传动系统设计的新模式。 （ 1）系统的体系结构 基于 Web 的远程液压传动设计系统采用 B S(浏览器服务器 )模式的体系结构，服务器端上存放了所有与设计计算相关的应用程序，以及用户信息数据库、产品信息数据库与专家知识数据库等。用户在使用该设计系统时，只要客户端具备上网功能 (即安装了 IE浏览器并接通网络 )即