液压系统设计论文

毕业设计（论文）任务书

填表时间： 年 月 日（自己填表，日期写开学的第一次上课时间） 学生姓名 杨文军 专业班级 机械制造与自动化08-1班 指导教师 马永杰 题目 液压系统的设计 主要研究 目标 (或研 究内容) 液压系统的设计 课题要求、主要任务及数量（指图纸规格、张数，说明书页数、论文字数等） 任务：该系统的工作循环要求为：快进 工进 快退 停止。已知：最大切削力Fw=12 000，运动部件自重Fg=10 000；工作台快进、快退速度相等，v1=0.1m/s；工作进给速度范围为3×10-4～5×10-4m/s；快进的行程为L1=400mm；工作行程长度为L2=10mm。导轨为平导轨，其静摩擦系数为fs=0.2，动摩擦系数为fd=0.1，往复运动的加速、减速时间⊿t=0.2s。该系统采用液压与电气配合，实现自动工作循环控制。 毕业设计工作进度计划： 设计进度安排 1. 2010年9月7日接受任务 2. 2010年11月2日上交初稿 指导教师签字： 教研室主任签字： 年 月 日 第3章 液压系统工况分析 3.1运动分析、负载分析、负载计算

绘制动力滑台的工作循环图，如图1-1（a）所示。

（a）

1

图表 1 (b) (c)

快进

tt?1?Lv1?0.40.1s?4s

1工进

2?Lv222?0.010.00040.410.1s?25s

快退

t3?t?t??v11s?4.1s

3.2液压缸的确定

3.2.1液压缸工作负载的计算

（1）工作负载： （2）摩擦阻力：

静摩擦阻力

Fw?12000N

FFuj?0.2?10000N?2000N

?0.1?10000N?1000N

动摩擦阻力

ui（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，即△v=0.1m/s，△t=0.2m/s,故惯性阻力为：

4

Fa?ma?G?v/g?t?(10000?0.1)?(10?0.2)?500N

根据以上的计算，可得到液压缸各阶段的各各动作负载，见表1所示，并绘制负载循环图，如图1-c所示。

表1液压缸各阶段工作负载计算

工况 起动 计算公式 液压缸负载/N 2 000 液压缸推力F/N 2 222 F?FFfdfg加速 FF?＋F g 1 500 1 667 快进 Fw1 000 1 111 fd工进 F= FF =+Ffgfd 13 000 14 444 反向起动 Ffd 2 000 2 222 加速 F =FF = +F a 1 500 1 667 快退 Ffd1 000 1 111 fd制动 F =F－Fa 500 556 注：液压缸的机械效率取

?m=0.9

3.2.2 确定缸的内径和活塞杆的直径

参见课本资料，初选液压缸的工作压力为p1=25×105 Pa。

液压缸的面积由A=计算，按机床要求选用A1=2A2 的差动连接液压缸，液压缸回油腔的被压取步选定快进、快退时回油压力损失

Pb?0.6Mpa，并初

?p20.7Mpa。

2A?Fmax/Pb?65.65cm

液压缸的内径为：

D?4A1/??4?65.65/3.14cm?9.14cm

圆整取标准直径D=95mm，为实现快进与快退速度相等，采用液压缸差动连接，则d=0.707D，即d=0.707?95=67.165mm，圆整取标准直径d=71mm。液压缸实际有效面积计算

无杆腔面积

AA1??Dd2/4?70800/4?31300mmmm2

有杆腔面积

2225

3.2.3计算液压缸在工作循环中各个阶段的压力、流量和功率的实际值

结果见表3所示。

表3液压缸各工况所需压力、流量和功率

工况 负载F/N 回油腔压力p2 (△p2)/ (105 Pa) 快进 启动 加速 快速 工进 14 444 1 111 1 667 2 222 进油腔压力p1/(10 Pa) 5输入流量q/(L/min) 输入功率P/kW 计算公式 ???ppppb2?0 ?7 ?7 5.6 ___ ___ p1=(F+△p2 A2)/(A1 -A2) A1 -A2)v1 8.4 ___ q=(P=2p1 q×10-3 23.7 23.7 0.33 2?6 23.1 0.2 0.0077 p1=(F+p2 A2)/ A1 q=P= A1v2 p1q×10-3 快退 启动 加速 快退 制动 2 222 ????pppp2?0 ?7 ?7 ?7 7.1 ___ ___ 1 667 21.1 ___ ___ p1=(F+p2 A1)/ A1 q=2 A2v2 1 111 19.4 0.075 0.024 P=p1q×10-3 2556 17.6 ___ ___ 2

第4章 拟定液压系统图

4.1选择液压泵型式和液压回路

由工况图可知，系统循环主要由低压大流量和高压小流量两个阶段顺序组成。从提高系统的效率考虑，选用限压式变表2

双联叶片泵 限压式变量叶片泵 量叶片泵或双联叶片泵较好。将两者进行比较（见表2）故选用双联叶片泵较好。

1．流量突变时，液压冲击取决于溢流阀的性能，1．流量突变时，定子反应滞后，液压冲击大 一般冲击较小 2内部径向力平衡，压力平衡，噪声小，工作性能较好。 3．须配有溢流阀、卸载阀组，系统较复杂 4．有溢流损失，系统效率较低，温升较高

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．系统较简单 4．无溢流损失，系统效率较高，温升较低 6

4.2选择液压回路和液压系统的合成 1、（1）调速回路的选择

由工况图可知，该液压系统功率较小，工作负载变化不大，故可选用节流调速方式。由于钻孔属连续切削且是正负载，

故采用进口节流调速较好。为防止工件钻通时工作负载突然消失而引起前冲现象，在回油路上加背压阀（见图3-a）。

（2）快速运动回路与速度换接回路的选择

采用液压缸差动连接实现了快进和快退速度相等。在快进转工进是，系统流量变化较大，故选用行程阀，使其速度换接平稳。从工进转快退时，回路中通过的流量很大，为保证换向平稳，选用电液换向阀的换接回路，换向阀为三位五通阀（见图3-b）。

（3）压力控制回路的选择

由于采用双泵供油，故用液控顺序阀实现低压大流量泵的卸荷，用溢流阀调整高压小流量泵的供油压力。为方便观察压力，在液压泵的出口处，背压阀和液压缸无杆腔进口处设置测压点（见图3-c）。 2、液压系统的合成

在选定的基本回路的基础上，综合考虑多种因素得到完整的液压系统，如图 所示。

（1）在液压换向回路中串入一个单向阀6，将工进时的进油路、回油路隔断。可解决滑台工进时进油路、回油路连通而无压力的问题。

（2）在回油路上串入一个液控顺序阀7，以防止油液在快进阶段返回油箱，可解决滑台快速前进时，回油路接通油箱而液压缸无差动连接问题。

（3）在电液换向阀的出口处增设一个单向阀13，可防止机床停止时系统中的油液流回油箱，引起空气进入系统影响滑台运动 平稳性的问题。

（4）在调速阀出口处增设一个压力继电器，可使系统自动发出快速退回信号。

（5）设置一个多点压力计开关口12，可方便观察和调整系统压力。电磁铁和行程阀动作顺序见表4 电磁铁和行程阀动作顺序表4 工况 元件 快进 工进 快退 停止 1YA + + - - 2YA - - + -

行程阀 - + + - 压力继电器 - + - -

图3 a双联叶片泵

b三位五通电液换向阀 c用行程阀控制的换接回路

7

第5章 液压元件的选择

5.1选择液压泵和电机

5.1.1确定液压泵的工作压力、流量

（1）液压泵的工作压力

已确定液压缸的最大工作压力为2.5 MPa。在调速阀进口节流调速回路中，工进是进油管路较复杂，取进油路上的压力损失?

p1?30×105 Pa,则小流量泵的最高工作压力为Pp1=(25+30)×105 Pa =55×105 Pa 。

大流量液压泵只在快速时向液压缸供油，由工况图可知，液压缸快退时的进油路比较简单，取其压力损失为 4×105 Pa，（2）液压泵的流量

则大流量泵的最高工作压力为Pp2=(19.4×105+4×105) =23.5×105 Pa。

由工况图可知，进入液压缸的最大流量在快进时，其值为 23.7L/min ，最小流量在快退时，其值为0.075 L/min，若

取系统泄漏系数k=1.2，则液压泵最大流量为

qp=1.2×23.7 L/min=28.44 L/min

由于溢流阀的最小稳定流量为3 L/min，工进时的流量为0.2 L/min，所以小流量泵的流量最小应为3.2 L/min。

5.1.2液压泵的确定

根据以上计算数据，查阅产品目录，选用相近规格YYB-AA36/6B型双联叶片泵。 液压泵电动机功率为：

由工况图可知，液压缸的最大输出功率出现在快进工况，其值为 0.33kW。此时，泵的输出压力应为=8.4×105 Pa ，流量为=(36+6) L/min= 42L/min 。

取泵的总效率ηp= 0.75 ，则电动机所需功率计算为

P? 表5

pq/?p2pp ?0.784kw

有上述计算，可选额定功率为1.1kW的标准型号的电动机。

根据系统的工作压力和通过阀的实际流量就可选择各个阀类元件和辅助元件，其型号可查阅有关液压手册。 液压泵选定后，液压缸在各个阶段的进出流量与原定值不同，需重新计算，见表5。

5.2辅助元件的选择

快进 工进 快退 输入流量/（L/min） q 1??A1?A?/?A21?A??2q1?0.2 q1?qp?28.44 ?70.8?42?/39.5?75.28排出流量/（L/min） q 2??Aq?/A211?q 2?Aq/A211?0.09q 2?Aq/A112?64.33?31.3?75.28?/70.8?33.28?31.3?0.2?/70.8?运动速度/（L/min） ?70.8?28.44?/31.3?v1?q/?Ap1?A?? 2v2?q/A12?0.028?42?10?/39.5?10.6

?0.2?10?/0.8? v 3?q/A11??28.44?10?/31.3?9.098

5.3确定管道尺寸

由于本液压系统的液压缸为差动连接时，油管通油量较大，其实际流量q约为75.28L/min=1.255×10-3 m3/s，取允许

流速v=3m/s。主压力油管根据公式计算：

d=

2q?v?20.2cm

圆整后取d=20mm。 5.4确定油箱容积

按经验公式V=(5～7)qv，选取油箱容积为:

V?6q?6?42L?252L

v第6章 液压系统的性能验

6.1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=5m，油管内径d=20mm，压力有的密度为9000kg/ m3，工作温度下的运动粘度=46 m3／s。选用L－HM32全损耗系统用油，考虑最低温度为15℃，右路总的局部阻力系数为?=7.2。

6.1.1判断液流类型

利用下式计算出雷诺数

R

e?v/ddv?3?20?46?1304?2000

为层流。

6.1.2沿程压力损失

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。 沿程压力损失

△P1=75×5×9000×46×46/1304×20×2=0.058Mpa

局部压力损失

?Pi?9000?v2/2?2.916?1044Pa

工进时总的沿程损失为

??

P1?0.058?2.916?10??Pa?0.0874Pa

6.2 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。

液压系统的发热量:

H= P1(1-η)=0.33×(1-0.9×0.75)KW=0.11KW

散热量:

9

A?0.065?VK取145

23?2.58?10?2m2

当系统达到热平衡时 即H=H0

?t?HA?0.11?2.58?10?2℃=14.5℃

最高温度为△t+15℃=44℃<100℃,故不需采用相应的散热措施。 。附表

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