小型液压机的液压系统课程设计

1、攀枝花学院学生课程设计（论文）题 目： 小型液压机的液压系统 学生 姓名： vvvvvv 学 号： vvvvvvvv 所在院(系)： 机 械 工 程 学 院 专 业： 班 级： 指导 教师： vvvvvv 职 称： vvvv 2014 年 06 月 15 日攀枝花学院教务处制课程设计（论文）指导教师成绩评定表题目名称专用铣床的液压系统设计（按实际替换）评分项目分值得分评价内涵工作表现20%01学习态度6遵守各项纪律，工作刻苦努力，具有良好的科学工作态度。02科学实践、调研7通过实验、试验、查阅文献、深入生产实践等渠道获取与课程设计有关的材料。03课题工作量7按期圆满完成规定的任务，工作量饱满。

2、能力水平35%04综合运用知识的能力10能运用所学知识和技能去发现与解决实际问题，能正确处理实验数据，能对课题进行理论分析，得出有价值的结论。05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5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5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）10具有较强的数据收集、分

3、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）规范化程度5符合本专业相关规范或规定要求；规范化符合本文件第五条要求。10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10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： 年月日攀枝花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

4、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、课程设计的内容和要求（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，要求实现的工作循环：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

5、后提交：5000字的课程设计论文；液缸cad图纸2号一张；三号系统图纸一张。3、主要参考文献1左健民.液压与气压传动.第 2 版.北京 机械工业出版社 2004. 2章宏甲.液压与气压传动.第 2 版.北京 机械工业出版社 2001. 3许福玲. 液压与气压传动. 武汉 华中科技大学出版社 2001.4张世伟.液压传动系统的计算与结构设计.宁夏人民出版社.1987.5液压传动手册. 北京 机械工业出版社 2004.4、课程设计工作进度计划内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

6、辅助装置8液压系统的性能验算2液压装置的结构设计，绘制工作图及编制技术文件8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 日目录前言1一 设计题目2二 技术参数和设计要求2三 工况分析2四 拟定液压系统原理31.确定供油方式32.调速方式的选择33.液压系统的计算和选择液压元件44.液压阀的选择65.确定管道尺寸66.液压油箱容积的确定77.液压缸的壁厚和外径的计算78.液压缸工作行程的确定79.缸盖厚度的确定710.最小寻向长度的确定711.缸体长度的确定8五 液压系统的验算91 压力损失的验算92 系统温升的验算113

7、 螺栓校核11总结13参考文献14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范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

8、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

9、求设计一台小型液压压力机的液压系统，要求实现快速空程下行、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。l（mm）v(m/min)-440.04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=300000n2、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=2000

10、n3、惯性负载 fm=m（v/t）t为加速或减速的时间一般t=0.010.5s，在这里取t=0.2sfm=（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+ffs24000n加速f=g+fm+ffd22667n快进f=g+ffd22000n共进f=g+ft+ffd322000n快退f=g-ffd18000n负载循环图如下l(mm)f(n)24000226672200032200018000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

11、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）计算液压缸内径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/p1cm1

12、/2=0.13 (m)根据手册查表取液压缸内径直径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aqmin/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=（d2d2）/4=3.14×（14021002）/4 =75.36 cm2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)= d2v (快进) /4=3.14x0.1x0.1x3/4=23.55l/minq（工进)= d2v (工进) /4=3

13、.14x0.14x0.14x0.4/4=6.15l/minq(快退)= （d2-d2) (快退) v /4=22.61 l/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0.20.5mpa。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p

14、a 1.25pb-1.6pb 因此pa=1.25pp=1.2525.5=31.875mpa2泵的流量确定,液压泵的最大流量应为 qkl（q）max油液的泄露系数kl=1.2故qp=kl（q）max=1.223.55=28.26l/min3.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型的内啮合齿轮泵， nmax= 3000 r/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

15、。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0.21l/min范围内时，可取0.030.14.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内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/(0.1x0.1/4)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/(

16、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/min4.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72.4xu-d32x100xu-d32x1002液压泵49.6345igp5-323三位四通电磁阀60.32534yf30-e20b4单向调速阀3040adtl-105二位三通电磁阀60.323yf3b-e20b6单向阀18-150031.5sa107压力表开关35kf-285.确定管道尺寸油

17、管内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=47.1lmin压油管的允许流速取v=3m/s则内径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=22.61lmin，则可算得油管内径d=17.9mm. 综合d=20mm吸油管同样可按上式计算（q=49.6lmin ，v=2ms）现参照ybx-16变量泵吸油口连接尺寸，取吸油管内径d为29mm6.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57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

18、壁厚一般是指缸筒结构中最薄处的厚度，从材料力学可知，承受内压力的圆筒，其内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pd/2=38.25×140/2×100=26.78mm（=100110mp）故取=30mm液压缸壁厚算出后，即可求出缸体的外径d1为d1d+2=140+2×30=200mm8.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，

19、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：t0.433d（p）=23.2mm有孔时：t0.433 d2（p d2（d2d0）1/2式中， t-缸盖有效厚度d-缸盖止口内直径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=（0.61.0）d1=14011.缸体长度的确定液压缸体内

20、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内径地2030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

21、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/min1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） 流量范围较大。因为只要适当加大柱塞直径或增加柱塞数目，流量变增大。

22、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

23、/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内径均为12mm，各段管道的长度分别为：ab=0.3m ac=1.7m ad=1.7m de=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=1.5cms，油的密度=920kgm1 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0.25mmin ，进给时的最大流量为23.55lmin ，则液压油在管内流速v为：v1=q（dd4）=（23.55×1000）（3.14×2.9

24、×2. /4）=59.45(cms)管道流动雷诺数rel为rel=59.45×3.21.5=126.8rel2300可见油液在管道内流态为层流，其沿程阻力系数l=75 rel=0.59进油管道的沿程压力损失p为：p1-1=l（ld）·（v2 =0.59×1.7+0.3(0.029×920×0.5922)=0.2mpa查得换向阀34yf30-e20b的压力损失p=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p为：p1=p1-1+p1-2=(0.2×1000000+0.05×10000

25、00)=0.25mpa2.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（cms）rel=v2dr=29.7×21.5=57.52=75rel=7557.5=1.3回油管道的沿程压力损失p为：p2-1=（ld）×（p×vxv2）=1.3×20.029×920×0.5952/2=0.56mpa查产品样本知换向阀23yf3b-e20b的压力损失p=0.025mpa。换向阀34yf30-e20b的压力损失p=0.025m

26、pa ,调速阀adtl-10的压力损失 p=0.5mpa回油路总压力损失p为p2=p2-1+p2-2+p2-3+2-4=0.55+0.025+0.025+0.5=1.1mpa3.变量泵出口处的压力p： pp=（fcm+a2p2）（a1+p1） =（3075000.9+0.00785×1.1×100）0.01539+0.15 =22.4mpa4.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p1-1为 v1=q/（dxd/4）=45.22×1000(3.14

27、×2x2/4×60)=240.02(cms) rel=vld/r=320.03 1=75/rel=0.234 p1-1=（l/d）×（v2） =0.234.×（1.70.02）×（920×2.4x2.4x2） =0.2mpa同样可求管道ab段及ad段的沿程压力损失p1-2 p1-3为v2=q（dxd4）=295cms re2=vdr=236v2=75 re2=0.38p1-2=0.024mpap1-3=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，p2-1=0.17mpa 23yf3b-e

28、20b的压力损失，p2-1=0.17mpa据分析在差动连接中，泵的出口压力为pp=2p1-2+p1-2+p2-2+p2-1+p2-2+fa2cm =2×0.2+0.024+0.15+017+0.17+250.00785×0.9 =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=4cmmin时流量q=v（

29、dd4）=×0.14×0.144=0.616lmin）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=307500x460×0.01×0.001=0.21（kw）此时的功率损失为p=p输入p输出=2.464-0.21=2.23 (kw)当v=25cmmin时，q=3.85lmin 总效率=0.8则p输入=25×3.85（60×0.8）=1.845（kw）p输出=fv=307500×2560×0.01×

30、0.001=1.28（kw）p=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：t=pka=2.156（10×0.001×6.6）=33.2验算表明系统的温升在许可范围内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)fo fa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=（1.51.8）f 取fb=1.5f cb/(cb+cm)在无垫片是取0.20.3 去取值为0.3得fa=2.2fo f=2.5 fo 由此求得