液压项目报告

1、(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： 系 别： 机电系 专 业： 机械设计制造及其自动化 姓 名： 完成时间： 年 月 日至 年 月 日成绩： 评阅人：一、设计任务设计一台液压机，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fs=0.2，fd=0.1，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hm=0.9，其它主要技术参数为：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/s3001.5200801020300

2、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。2、 方案分析（1） 、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，也压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。相面就系统的分析计算以及系统的负载突和速度图：设加速度a=2m/s，开合模的情况如下表：工况速度（mm/s）时间（s）行程（mm）加速0.041.6快进（匀速）802.5200减速0.031.5工

3、进（匀速）200.510减速0.010.1回程加速0.1522.5回程匀速3000.56168回程减速0.1522.5总计3.94213.2+213其中：加减速总时间：0.38s、开合模总时间：3.94s、加减速总时间占开合模总时间9.64%。动模板重力：G=mg=15009.8N=14700N工作负载：Ft =300000N惯性负载：Fm=ma=1.5×1000×2N=3000N阻力负载：Ffs=0.2×1500×0.1×9.8N=294N Ffd=0.1×1500×0.1×9.8N=147N液压缸在各工作阶段的

4、负载：(单位：N) 工况负载组成负载值F推力F/hm启动F=Ffs294327加速F=Ffd+Fm31473496快进F=Ffd147163工进F=Ffd+Ft300147333496快退F=Ffd147163其中液压缸的机械效率取hm=0.9；重力加速度取g=9.8m/s2。执行元件的负载图与速度图： （2） 、液压缸主要参数的确定及其装配图由表11-2和表11-3可知，液压系统在最大负载约为333496N时宜取Pl =20MPa。这里的液压缸选用单杆活塞式的，并在快进时作差动连接。为了使系统运行稳定，液压缸回油路上必须具有背压p2,以防孔滑台突然前冲。根据现代机械设备设计手册（详见参考文献

5、4)中推荐数值，可取p2=1.0MPa。设活塞杆的直径为d，缸内径D，差动快进的速度为V1，快退的速度为V2，则 解得： 当按GB/T 23482001将这些直径圆整成就近标准值时得：D=160mm，d=130mm。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。表：液压缸在不同工作阶段的压力、流量和功率值：工况推力回油腔压力进油腔压力输入流量输入功率计算式快进(差动)起动32700.0246加速34960.5723恒速1630.321263.710.341工进3334961.016.926724.12726.8066快退起动32700.04785加速34960

6、.82.8656恒速1632.3778122.994.8743液压缸的装配图如下图所示： 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：（1） 液压回路的选择首先要选择调速回路。由工况图可知，这液压系统的功率较小，工作负载变化较大，速度变化方位较大，采用液压机属于中高速，再考虑到功率最大为6.8066kW, 在5kW以上，所以选用容积调速回路。如下图所示：从工况图中吋以淸楚地看到，在这个液压系统的工作循环内，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5.1,而快进快退所需的时间t1和工进所需的时间t2分别为 t1=(l1/v1)+(l3/

7、v3)=(60 x 200)/(4.8 x 1000) + (60 x 210)/(18 x 1000)s =3.2st2 = l2/v2 = (60 x 10)/(1.2 x 1000)s = 0.5s 亦即是t2/t1=6.4,因此从提高系统效率、节省能量的角度上来看，采用单个定量泵作为油源 显然是不合适的，而宜选用大、小两个液压泵自动并联供油的油源方案。如下图所示：其次是选择快速运动和换向回路。因为需要快进和快退，同时为了换向平稳起见，所以采用三位五通电液阀来实现3个工作状态（快进，停止，快退）的实现。流速从63.71L/min转换到24.1272L/min再转换到122.99L/min

8、，显然是快速转慢速再转为快速，所以选择行程阀的速度换向回路。其中换向回路及速度换接回路如下图所示：最后考虑压力控制回路，包括系统的调压以及卸荷回路。由于釆用双泵供油回路，故用液控顺序阀实现低压大流量泵卸荷，由于快进快退时大流量泵工作，工进时大流量泵卸荷，所以顺序阀的调定压力必须大于快进时的压力小于工进时的压力。用溢流阀调整髙压小流量泵的供油压力。为了便于观察和调整压力，在液压泵的出口处、背压阀和液压缸无杆腔进口处可以设测压点。其调压回路和卸压回路如下图所示： （二）液压回路的综合把上面选出的各种回路组合画在一起，就可以得到下图所示的液压系统原理图： （三）液压回路各个阶段行程分析： 快进（差动

9、连接）： 进油路：油液经油箱，滤油器18，双联叶片泵1后再经单向阀3,4进入三位五通电液换向阀5的左位，经行程阀8和旁通式调速阀9后进入液压缸11的无杆腔。 回油路：油液从液压缸11的有杆腔流出后经单向阀14和三位五通电液换向阀5的左位，再经单向阀15与进油路上的油液汇合，一起流向液压缸的无杆腔，从而实现差动连接。 工进（大流量泵卸荷）： 进油路：油液经油箱，滤油器18，小流量泵后再经单向阀4进入三位五通电液换向阀5的左位，经调速阀6后进入液压缸11的无杆腔。 回油路：油液从液压缸11的有杆腔流出后经单向阀14，三位五通电液换向阀5的左位，再经单向阀15与进油路上的油液汇合，经过调速阀后一起流

10、向液压缸的无杆腔。 快退（电液阀换向）： 进油路：油液经油箱，滤油器18，双联叶片泵后再经单向阀3,4进入三位五通电液换向阀5的右位，然后再经单向阀13，旁通式调速阀12，最后进入液压缸的有杆腔。 回油路：油液从液压缸的无杆腔流出后经单向阀7，再经三位五通电液换向阀5的右位流回油箱。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16.9267MPa，如取进油路上的压力损失为0.8MPa，压力继电器调整压力高出系统最大工作压力之值为0.5MPa，旁通式调速阀的压力损失为0.5MPa，则小流量泵的最大工作压力应为PP1 = (16.9267 + 0.8 + 0.5+0.5)

11、MPa = 18.7267MPa 大流量泵是在快速运动时才向液压缸输油的，快退时液压缸中的工作压力比快进时大，如取进油路上的压力损失为0.5MPa，旁通式调速阀的压力损失为0.5MPa，则大流量泵的最高工作压力为 PP2 = (2.3778 +0.5+0.5)MPa = 3.3778MPa 两个液压泵应向液压缸提供的最大流量为122.99L/min，若回路中的泄漏按液压缸输人流量的10%估计，则两个泵的总流量应为qP =1.1 x122.99L/min =135. 289L/min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24.13L/min，由小流量液压泵单独供油，

12、所以小液压泵的流量规格最少应为27.13L/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PFED-5141110/029型双联叶片泵,其小泵和大泵的排量分别为29.3mL/r和109.6mL/r，若取液压泵的容积效率=0. 9，则当泵的转速np=1100r/min时，液压泵的实际输出流量为qP= (29.3+ 109.6) x 1100 x 0. 9/1000L/min = (29.007 +108.504)L/min = 137.511L/min 工进时液压泵的实际输出流量为qP= 29.3×1100×0.9/1000L/min= 29L/min由于液压缸在工

13、进时输人功率最大，这时液压泵工作压力为18.7267MPa、流量为29L/min。 取泵的总效率=0. 81，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Y160L-4型电动机，其额定功率 Pn = 15kW,额定转速 nn=1500r/min（2） 阀类元件及辅助元件根据阀类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如下表（表中序号与液压系统图中的元件标号相同）：元件的型号及规格序号元件名称估计通过流量（L/min）额定流量（L/min）额定压力（MPa）额定压降（MPa）型号、规格1双联叶片

14、泵(141+34)21/21PFED-5141110/0292溢流阀56316YF3-E10B3单向阀10615031.50.6S15A204单向阀2915031.50.6S15A205三位五通电液阀135140250.535DYF3Y-E10B6调速阀250.07140250.5QCI-63B7单向阀36245031.50.3S30P308行程阀170300210.3DMT-06-3D-309旁通式调速阀65125250.6FBG-03-125-1010压力继电器10HED1KA/1012旁通式调速阀123125250.6FBG-03-125-1013单向阀12315031.50.6S15A

15、2014单向阀2215031.50.6S15A2015单向阀2215031.50.6S15A2016背压阀0.36316YF3-E10B17外控顺序阀108.516016<0.3XF3-E10B18过滤器135400<0.01XU-400XF80-J（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液压缸在各个阶段的进、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：液压缸的进、出流量和运动速度流量，速度快

16、进工进快退输入流量（L/min）输出流量（L/min)运动速度（m/min）根据表中的数值，当油液在压力管中流速取6m/min时，算得与液压缸无杆腔和有杆腔相连的油管内径分别为根据GB/T 2351-2005 与无杆腔相连的油管为外径28mm，内径20mm钢管与有杆腔相连的油管为外径34mm，内径25mm（四）过滤器：XU-400XF80-J （五）油箱容积估算，取 =6，得到容积为V= q=6x137.5=825L 按JB/T 7938-1999规定，取标准值V=800L5、 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

17、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：（1） 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、 快进快进时是差动连接，进油路上油液通过单向阀3的流量是29L/min,单向阀4的流量是106L/min、三位五通电磁换向阀5的流

18、量是137.5L/min、然后与液压有杆腔的回油汇合，以流量170.96L/min通过行程阀8，再经过调速阀以63.71L/min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，有杆腔出油流经单向阀14和三位五通电磁换向阀5和单向阀15的流量是33.46L/min，后与液压泵供油合并，然后进入行程阀和调速阀，然后进入无杆腔。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0.5Mpa,所以是偏安全的。2、 工进工进时，油液在进油路上先通过单向阀4，流量为29L/min，再通过电液换向阀5，流量为29L/min，在调

19、速阀6的压力损失为0.5 MPa；油液在回油路上先通过单向阀14，流量为8.2L/min，再经过电液换向阀5，流量为8.2L/min，在背压阀9处的压力损失为0.5Mpa,通过顺序阀17的流量为116.7L/min，此时液压缸回油腔的压力p2为：可见此值小于原估计值1Mpa。所以按表中公式计算得工进时液压缸进油腔压力p1，即：计算误差大小：=（16.9267-16.812）/16.9267x100%=0.6776% 误差很小，符合所需要求。3、 快退快退时，油液在进油路上通过单向阀4流量是29L/min,单向阀3的流量是108.5L/min，再通过三位五通电磁换向阀5的流量是137.5L/min，再通过单向阀13，流量为137.5L/min，再经过调速阀12，压降为0.5MPa；油液在回油路上通过单向阀7的流量为404.59L/min，然后经三位五通电磁换向阀5流回油箱。因此进油路上的总压降为所以，快退时液压泵的最大工作压力pp=（2.3778+1.262）MPa=3.640MPa快退是回油路上总压降约为 符合设计要求。（2） 油液温度升验算这项验算是用热平衡原理来对油液的温升值进行计算。对于系统各个阶段的发热和油液温升的情况，具体内容如下：快进时，双泵供油。液压缸的有效功率：Po=Fv=163x0.0815=0.0133kw 两泵输入功率：Pi=