毕业设计（论文）-机座水压机的液压系统设计【全套图纸】.doc

目录全套图纸，加153893706绪论11计算下油缸的外负载31.1工作负载41.2 计算摩擦负载41.3 计算惯性负载52. 绘制负载图和速度图63. 确定液压系统参数83.1 初选液压缸的工作压力83.2计算液压缸的尺寸。83.3 计算液压缸在工作循环中各阶段所需的压力、流量和功率93.4 绘制液压缸的工况图94.计算上油缸的外负载114.1工作负载124.2.计算摩擦负载124.3 计算惯性负载135. 绘制负载图和速度图146. 确定液压系统参数156.1 初选液压缸的工作压力156.2.计算液压缸的尺寸。166.3 计算液压缸在工作循环中各阶段所需的压力、流量和功率176.4 绘制液压缸的工况图177.液压系统图的拟定。207.1调整方式的选择207.2快速回路和速度换接方式的选择207.3速度换接回路207.4 液压系统的组合208. 选择液压元件218.1 选择液压泵和电机218.2选择阀类元件及辅助元件238.3确定管道尺寸238.4确定油箱容积249，管路系统压力损失的验算。249.1压力损失及调定压力的确定249.1沿程压力损失249.2局部压力损失259.3压力阀的调定值2610. 系统的发热与温升26设计小结27参考文献28致 谢29-绪论液压传动的优，缺点及在机床上的应用：液压传动系统中的传动介质是油，油本身的物理特性使液压传动与机械传动，电气传动，气压传动相比，具有以下特点：（1）能方便的实现无级调速，调速范围大。在液压传动中，可以在工作时进行无级调速，调速方便且范围大，可达100：1200：1。（2）运动传递平稳，均匀。液压传动中的工作介质为液体，是无间隙传动且有吸振的能力，使液压传动工作平稳，均匀，不像机械传动装置，由于加工和装备误差总会存在传动间隙，从而会引起震动和冲击。（3）易于获得很大的力或力矩。液压传动的工作压力较高（可达350Pa甚至更高），液压缸或液压马达的有效承压面积亦可取得较大，因此可获得很大的力或力矩。（4）单位功率的重量轻，体积小，结构紧凑，反应灵敏。在同等功率的情况下，液压泵或液压马达的重量为一般电机10%20%，外形尺寸为电机的15%左右。液压马达的运动惯量不能超过同等功率电机的10%，启动中等功率的一般电动机需要1.2 s，而启动同功率的液压马达时间不超过0.1 s。液压传动反应灵敏，易于平稳的实现频繁的启、停、换向或变速。（5）易于实现自动化。液压传动的控制、调节比较简单，操纵比较方便、省力，易于实现自动化。当与电气或气压传动传动相配合使用时，更能实现远距离操纵和自动控制。（6）易于实现过载保护，工作可靠。在液压传动中，作为工作介质的油液压力很容易由压力控制元件来控制。只要设法控制油液压力在规定限度就可达到防止过载及避免事故的目的，使工作可靠。（7）自动润滑，元件寿命长。液压元件相对运动的表面因有液压油，能自行润滑，所以使用寿命较长。（8）液压元件易于实现通用化、标准化、系列化，便于设计、制造和推广使用。液压传动的主要缺点：（9）液压传动以液体作为工作介质，在相对运动的表面间无法避免泄露，再加上液体具有微小的压缩性及油管产生弹性变形等原因，使液压传动不能实现严格的定比传动。泄露使液压系统能量损失增加，效率降低；泄露造成油液的浪费，污染周围环境。（10）温度对液压系统的工作性能影响较大。液体的黏度和温度有密切关系，当黏度因温度的变化而变化时，将直接影响液压系统的泄漏、液压损失和通过节流的流量等。故一般的液压系统不宜用于高温或低温的条件下。（11）传动效率较低。液压传动在能量转换及传动过程中存在着机械摩擦损失、压力损失和泄露损失，传动效率往往较低。这一缺点，使液压传动在大功率系统中的使用受到限制，也不宜作远距离传动。（12）空气混入液压系统后引起工作不良，如发生振动、爬行、噪声等，因此，必须采取措施防止空气渗入。（13）为了防止泄露以及满足某些性能上的要求，液压元件的制造精度要求高，使成本增加。（14）液压设备故障原因不易查找。液压传动的大部分故障都是由于油液不（15）所造成的，因此要求工作液体清洁、无杂质。液压传动中的工作液体一般为各种矿物油，经过一段时间的使用后会变质，并可能混入铁屑、尘埃等杂物，油液在压力状况下通过液压泵及控制阀的缝隙，分子链被剪断，黏度会逐步下降，因此必须定期换油。液压传动中的各种元件和工作液体都在封闭的油路内工作，故障原因一般较难查找。 总的说来，液压传动的优点较多，随着生产的发展，缺点正在逐步加以克服，因此液压传动有着广阔的发展前途。 本设计根据液压系统的特点，选取机座水压机液压系统设计过程为例，用以阐述其应用与设计过程事项。机座水压机的液压系统的设计某厂自制一台机座水压机进行水压试验，要求驱动上的液压完成对两个液压缸的驱动，其工况要求：（1）工作性能和动作循环：该系统由上下两个液压缸的往复运动实现对工件的夹紧，首先有下缸升起起，将工件托起，然后上缸下行将工件夹紧。上下缸的工作循环为快进，慢进，保压，快退，原位停止。（2）动力和运动参数：下缸完成对工件的垂直升起，其垂直上升工件的重力为。托板的重量为。保压时水压系统的压力是。其快速上升的行程是速度工进的行程是 ，速度，其快退的行程是，速度。上缸完成对工件夹紧，托板的重量为。保压时水压系统的压力是。其快速上升的行程是速度工进的行程是 ，速度，其快退的行程是，速度。（3）自动化程度：采用液压与电气配合，实现工作自动循环。根据上述工况要求和对工件的夹紧要求，应采用液压缸为执行元件，液压缸筒固定在机床上，活塞杆与托板相连接由活塞杆的运动实现对工件的夹紧。液压缸无干腔为高压工作腔，这样能得到较大的输出动力，并可得到较低的稳定工作速度，以便满足精加工的要求。1计算下油缸的外负载下油缸的受力情况如图11所示。（1）为托板对液压缸的压力。（2）为工件对液压缸的压力（3）为保压时水压系统对液压缸的压力图11:下液压缸的受力情况当水压机上的下液压缸做直线往复运动时，液压缸必须克服的外载为; （11）式中 工作负载；摩擦负载； 惯性负载：1.1工作负载 工作负载与机床的工作性质有关，它可能是定值，也可能是変值。一般工作负载是时间的函 即下缸上升时的工作负载为： 即1.2 计算摩擦负载由于工件为垂直升起，且行程不大，故摩擦力相对比较小，所以摩擦力就忽略不计，即: 1.3 计算惯性负载工作部件在启动和制动过程中产生惯性力，可按牛顿第二定律求出，即 式中 g重力加速度； 加（减）速时度的变化量； 启动或制动时间，一般机床的运动取0.20.5s，进给运动取0.10.5s，磨床取0.010.05s，工作部件较轻或速度较低时取小值加速 减速 制动 反向加速 反向制动 根据以上计算，考虑到液压缸垂直安放，其重量较大，为防止因自重而下滑系统中应设置平衡回路，因此在对快速向下运动的负载分析时，就不考虑托板的重量，则液压缸各阶段中的负载如图1-2所示。（）表12 液压缸在各动作阶段的负载工况 计算公式启动16096.217688.2加速16129.0217724.2快上16096.217688.2减速16083.0717673.7慢上16096.217688.2制动16076.517666.5保压596096.2655050.8反向加速45.9450.48快退00反向制动-45.94-50.48注：取液压机械效率2. 绘制负载图和速度图 根据已给的快进、工进、快退的行程和速度配合表12中相应的负载数值，可绘制液压缸的F与v图，或近似计算快上、慢上、快下的时间如下：1. 快上 =2. 慢上 3. 快下 按照前面的负载分析结果及已知的速度要求，行程限制等，配合表12中相应负载值，绘制的Ft和vt图，如图13所示。 图（1-4）液压缸的负载及速度图图中最大负载值是初选液压缸工作压力和确定液压缸结构尺寸的依据。3. 确定液压系统参数3.1 初选液压缸的工作压力1.液压缸工作压力的选择是否合理，直接影响到整个系统设计的合理性，确定时不能只考虑满足负载要求，应全面考虑液压装置的性能要求和经济性。如果液压缸的工作压力选定较高，则泵、缸、阀和管道尺寸可选小些，这样结构较为紧凑、轻巧，加速时惯性负载也小，易于实现高速运动的要求。但工作压力太高，对系统的密封性能要求也相应提高了，制造较困难，同时缩短了液压装置的寿命。此外，高压会使构件弹性变性的影响增大，运动部件容易产生振动。 2.根据分析此设备的负载较大，按类型属机床类，所以初选液压缸的工作压力为。3.2计算液压缸的尺寸。 表15 液压缸内径系列（JB82666） mm20253240505563657075808590951001051101251301401501601802002202502803203604004505005606307108209001000按标准取：根据快上和快下的速度比值来确定活塞杆的直径： 按标准取： 则液压缸的有效面积 无杆腔的面积： 有杆腔的面积： 表16活塞杆外径系列（JB82666） mm101214161820222528303235404550556063657075808590951001051101201251301401501601802002202502602803203603804004204505004. 活塞杆的稳定性校核。 因为活塞杆的总行程是，而活塞杆的直径为200mm。mm.故无需对活塞杆的稳定性进行校核。5. 液压缸的最大流量。 3.3 计算液压缸在工作循环中各阶段所需的压力、流量和功率表中F为液压缸的驱动力，由表12查得。3.4 绘制液压缸的工况图根据表17，即可绘制液压缸的流量图、压力图和功率图，如图15所示。根据工况图的作用原则设计：（1）通过工况图找出最大压力、最大流量点和最大功率点，分析各工作阶段中压力，流量变化的规律，作为选择液压泵和控制阀的依据。 表17各工况所需压力、流量和功率工况压力流量功率快上慢上保压快下由表1-7可绘制液压缸的工况图1-84.计算上油缸的外负载上油缸的受力情况图19所示。（1）为保压时水压系统对液压缸的压力（2）为托板对液压缸的压力。图19上油缸的受力情况当水压机上的下液压缸做直线往复运动时，液压缸必须克服的外载为; （11）式中 工作负载；摩擦负载； 惯性负载：4.1工作负载 工作负载与机床的工作性质有关，它可能是定值，也可能是変值。一般工作负载是时间的函 即上缸下降时的工作负载为： 即4.2.计算摩擦负载由于托板为垂直下降，且无导轨与之接触，故摩擦力只是液压缸与活塞杆之间的摩擦相对比较小，所以摩擦力就忽略不计，即: 4.3 计算惯性负载工作部件在启动和制动过程中产生惯性力，可按牛顿第二定律求出，即 式中 g重力加速度； 加（减）速时度的变化量； 启动或制动时间。这里取0.5s加速 减速 制动 反向加速 反向制动 根据以上计算，考虑到液压缸垂直安放，其重量较大，为防止因自重而下滑系统中应设置平衡回路，则液压缸各阶段中的负载如图1-2所示。（）表110 液压缸在各动作阶段的负载工况计算公式启动12601.213847.45加速12570.3713813.6快上12601.213847.45减速12447.213678.3慢上12601.213847.5制动12447.213678.3保压567398.8623515.2反向加速12637.1713887快退12601.213847.5反向制动-12565.26-13808注：取液压机械效率5. 绘制负载图和速度图 根据已给的快进、工进、快退的行程和速度配合表12中相应的负载数值，可绘制液压缸的F与v图，或近似计算快上、慢上、快下的时间如下：6. 快上 =7. 慢上 8. 快下 按照前面的负载分析结果及已知的速度要求，行程限制等，配合表110中相应负载值，绘制的Ft和vt图，如图111所示。 图（1-11）液压缸的负载及速度图图中最大负载值是初选液压缸工作压力和确定液压缸结构尺寸的依据。6. 确定液压系统参数6.1 初选液压缸的工作压力1.液压缸工作压力的选择是否合理，直接影响到整个系统设计的合理性，确定时不能只考虑满足负载要求，应全面考虑液压装置的性能要求和经济性。如果液压缸的工作压力选定较高，则泵、缸、阀和管道尺寸可选小些，这样结构较为紧凑、轻巧，加速时惯性负载也小，易于实现高速运动的要求。但工作压力太高，对系统的密封性能要求也相应提高了，制造较困难，同时缩短了液压装置的寿命。此外，高压会使构件弹性变性的影响增大，运动部件容易产生振动。 2.根据分析此设备的负载较大，按类型属机床类，所以初选液压缸的工作压力为6.2.计算液压缸的尺寸。 表15 液压缸内径系列（JB82666） mm20253240505563657075808590951001051101251301401501601802002202502803203604004505005606307108209001000按标准取：根据快上和快下的速度比值来确定活塞杆的直径：表16活塞杆外径系列（JB82666） mm10121416182022252830323540455055606365707580859095100105110120125130140150160180200220250260280320360380400420450500 按标准取： 则液压缸的有效面积 无杆腔的面积： 有杆腔的面积： 9. 活塞杆的稳定性校核。 因为活塞杆的总行程是，而活塞杆的直径为200mm。mm.故无需对活塞杆的稳定性进行校核。10. 液压缸的最大流量。 6.3 计算液压缸在工作循环中各阶段所需的压力、流量和功率表中F为液压缸的驱动力，由表12查得。6.4 绘制液压缸的工况图根据表17，即可绘制液压缸的流量图、压力图和功率图，如图15所示。根据工况图的作用原则设计：（1） 通过工况图找出最大压力、最大流量点和最大功率点，分析各工作阶段中压力，流量变化的规律，作为选择液压泵和控制阀的依据。 表17各工况所需压力、流量和功率工况压力流量功率快上慢上保压快下由表1-7可绘制液压缸的工况图1-97.液压系统图的拟定。液压系统图的拟订，主要是考虑以下几个主要方面的问题：7.1调整方式的选择供油方式 从工况图分析可知，该系统在快上和快下时所需流量较大，且比较接近。在慢上时所需的流量较小因此从提高系统的效率，节省能源的角度考虑，采用单个定量泵的 供油方式显然是不适合的 ，宜选用双联定量叶片泵作为油源。7.2快速回路和速度换接方式的选择调速回路 由工况图可知，该系统在 慢速时速度需要调节，考虑到速度需要调节，考虑到系统功率小，滑台运动速度低，工作负载变化小，所以采用调速阀的回油节流调速回路。7.3速度换接回路速度换接回路 由于快上和 慢上之间速度需要换接，但对换接的 位置要求不高，所以采用行程开关发讯二位二通电磁阀来实现速度的换接。7.4 液压系统的组合平衡及锁紧 为防止在下端停留时重物下落和在停留期间内保持重物的 位置，特在液压缸的下腔（无干腔）进油路上设置液控单向阀;令一方面，为了克服滑台自重在快下过程中的影响。设置了一单向阀。本液压系统的换向采用三位四通O型中位机能的电磁换向阀，下图为拟定的液压系统原理图， 1-油箱2-二位二通3-益流阀4-三位四通电液换向阀5-二位三通电液换向阀6-节流阀7-上缸缸8-液控单向阀9-下油缸10-减压阀11-压力表12-单向阀13-泵14-电机15-滤油器8. 选择液压元件8.1 选择液压泵和电机（1）确定液压泵的工作压力。液压泵的最大工作压力与执行元件的工作性质有关。由于水压机执行元件运动过程中需要最大压力，可按下式计算：液压缸的工作压力为 (17) 式中 P执行元件在稳定工况下的最高工作压力 进油路沿程的局部损失。按经验数据选取：简单管路的节流调速系统取=（25）10Pa；复杂管路，进油路采用调速阀系统，取=（515）10Pa.，并参考同类系统选取。由图15和表17可知，液压缸在整个工作循环中的最大工作压力为6.4。由于该系统结构比较简单,且又因为该执行机构是在运动行程终了是停止时才会出现最高压力的情况.故泵的最高压力也就是执行机构所需的最高压力 此系统中的两个液压缸同时供油,若回路中的泄漏按计算则泵的流量应为: 由于溢流阀的最小定流量为.而工进时两缸所需的流量为.所以高压泵的输出流量不得少于。根据以上压力和流量的数值查产品目录，选用YB1-63型的双联叶片泵，其额定压力为6.3MP,容积效率所以驱动该泵的 电动机的 功率可由泵的 工作压力和输出流量(当电动机转速为) 求出。 查电机产品目录，拟定选用电动机的型号为 Y160L-4额定转速为1200r/min, 额定功率15KW8.2选择阀类元件及辅助元件根据系统的工作压力和通过各个阀元件和辅助元件的流量，可选出这些元件的型号及规格如表9-5（国内新开发的，接口尺寸为国际标准的CE系列）和表96（国内开发 接口尺寸）为国际标准的推广使用的叠加阀）所示。序号名称 通过流量型号及规格1过滤器 120ZL2双作用定泵 81.6YB1-633单向阀 40CIT10-35-504溢流阀 6805减压阀 400DR10DP1-10/25YM6三位四通换向阀 8OO7两位三通换向阀 8O8节流阀 400MG30G1.2/29液控单向阀 2844CT(1-10-(D-B-210二位二通换向阀 8.2122EF-E10B11压力表 Y-100T12压力开关 KF3-E3B13电动机 Y160L-48.3确定管道尺寸 油管：油管内径一般可参观所接元件接口尺寸确定，也可以按管路中允许流速计算。在 本设计中，出油口内径为30mm,外径为36mm的钢管。8.4确定油箱容积油箱：油箱容积根据泵的流量计算，取其体积，即 9，管路系统压力损失的验算。9.1压力损失及调定压力的确定根据计算慢上时管道内的油液流动速度约为,通过的流量为,数值与设计中相比较小，主要压力损失为调速阀两端的压降；此时功率损失最大；而在上缸快下与下缸快下时滑台及活塞组件的重量由背压阀所平衡，系统工作压力很低，所以不必验算，而下缸快上与上缸快上相比，上缸快上时的流量与压力较大所以必须以上缸快下时为依据来计算卸荷阀和溢流阀的调定压力，由于供有流量的变化，其快下时液压缸的速度为； 此时油液在进油管中的流速为； 。 9.1沿程压力损失 首先要判断别管中的流态，设系统采用液压油。室温为时，所以有：，管中为层流，则阻力损失系数，若取进。回油管的长度均为2m，油液的密度为，则其进油路上的沿程压力损失为 ； 9.2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，前者视管道具体安装结构而定，一般取沿程压力损失的10%；而后者则与通过阀的流量大小有关，若阀的额定流量和额定压力损失为和，则当通过阀的流量为时的阀的压力损失，式（1-48）为 : 因为所选阀的额定流量均大于设计中每个阀的 最大流量,所以通过整个阀的压力损失很小，且可以忽略不计。 同理，快上时回油路上的流量:则回油路管中的流速;: 由此可计算出：(层流)由此回油路上的沿程压力损失为 。（3）总的压力损失 由上面的计算所得可求出：原设 ，这与计算结果略有差异，应用计算出的结果来确定系统中压力阀的调定值。9.3压力阀的调定值 双联泵系统中卸荷阀的调定值应该满足快进的要求，保证双泵同时向系统供油，因而卸荷阀的调定值应略大于快进时泵的供油压力: 所以卸荷阀的调定压力应取为宜。 溢流阀的调定压力应大于卸