液壓與傳動系統(tǒng)設計三級項目報告

1、液壓與傳動三級項目 汕 頭 大 學 工 學 院(3級)項目報告項目名稱： 液壓傳動課程設計 項目題目： 液壓傳動課程設計 指導教師： 張興偉 系 別： 機電系 專 業(yè)： 機械設計制造及其自動化 學 號：2014124091 姓 名： 陳家興 學 號：2014124066姓 名： 莫智斌 學 號：2014124071 姓 名： 吳佳亮 學 號：2014124078 姓 名： 傅華亮 學 號：2014124011姓 名： 紀林源 完成時間： 2016 年 10 月 25 日至 12 月 22 日成績： 評閱人：一、系統(tǒng)設計要求設計一臺液壓機，工藝動作為開模-合?？爝M-合模工進-停止，設加、減速時間

2、不希望超過各開合模總時間的10%，模板與立柱的摩擦系數(shù)為 模板對立柱的壓力按動模板重量的10%計算，液壓缸機械效率其它主要技術參數(shù)為：組別公稱（工進）壓力kN動模板重量T快進行程mm快進速度mm/s工進行程mm工進速度mm/s回程速度mm/s16001.0400140184050025500.9375130173847535000.85350120163545044500.8325110153242554000.75300100143040063000.720080102030072500.651807091928082000.61506081825091500.410055616220101

3、000.31005051520011800.210050512180根據(jù)主要技術參數(shù)設計液壓系統(tǒng)、選擇液壓元件及其液壓裝置。其中，我組選擇第9組參數(shù)進行液壓機的設計。組別公稱（工進）壓力kN動模板重量T快進行程mm快進速度mm/s工進行程mm工進速度mm/s回程速度mm/s91500.410055616220二、方案分析（一）分析系統(tǒng)工況對液壓系統(tǒng)進行工況分析，就是要查明它的每個執(zhí)行元件在各自工作過程中的運動速度和負載的變化規(guī)律。這是滿足主機規(guī)定的動作要求和承載能力所必須具備的。液壓系統(tǒng)的負載可由主機的規(guī)格規(guī)定，由理論分析確定。經(jīng)過考慮其工作負載、慣性負載和阻力負載等計算繪制成圖；同樣的，液壓

4、執(zhí)行元件在各自運動階段內(nèi)的運動速度也相應的繪制成圖。（二）負載分析動模板重力： 工作負載： 慣性負載： 阻力負載： 由此得出液壓缸在各工作階段的負載如表1所示。表1 液壓缸在各工作階段的負載值 （單位：N）工 況負 載 組 成負載值推力 起動 78.487.1加速 839.2932.4快進 39.243.5工進 150039.2166710.2快退39.243.5注：1.液壓缸的機械效率為 2.重力加速度取 （三）開合模情況分析設加減過程的加速度恒定，且 那么開合模情況如表2所示。表2 開合模情況表工 況速度（mm/s）時間（s）行程（mm）加速0.0280.784快進（勻速）551.8181

5、00減速0.0200.692工進（勻速）160.3756減速0.0080.064回程減速0.11012.100回程勻速2200.37983.380回程減速0.11012.100總計2.848107.54+107.58其中：加減速總時間：0.276 s，開合?？倳r間：2.848 s，加減速總時間占開合?？倳r間的9.691%10%，符合題目要求。（四）負載圖和速度圖的繪制負載圖按上面的表1中數(shù)據(jù)繪制，如圖1-a所示。速度圖按上面的表1-b中數(shù)據(jù)繪制。a） b)圖1 液壓執(zhí)行元件的負載圖和速度圖a) 負載圖 b)速度圖（五）液壓缸主要參數(shù)的確定由書上表11-2和表11-3可知，執(zhí)行元件在最大負載約為

6、150000N時宜取 鑒于快進和快退速度要均勻，這里的液壓缸可選用單桿活塞式。為了使系統(tǒng)運行穩(wěn)定，液壓缸回油路上必須具有背壓以防動模板突然前沖。根據(jù)現(xiàn)代機械設備設計手冊（詳見參考文獻4)中推薦數(shù)值，可取 快進時液壓缸雖作差動連接，但由于油管中有壓降 存在，有桿腔的壓力必須大于無桿腔，估算時可取 快退時回游腔中是有背壓的，這時可按 估算。設活塞桿的直徑為d，缸內(nèi)徑D，差動快進的速度為快退的速度為則 其中： 解得： 由于工進時的推力式計算液壓缸面積： 當按 將這些直徑圓整為就近標準值時得： 由此求得液壓缸兩腔的實際有效面積為： 經(jīng)檢驗，活塞桿的強度和穩(wěn)定性均符合要求。根據(jù)上述D和d的值，可估算液壓

7、缸在各個工作階段中的壓力、流量和功率，如表3所示，并根據(jù)此繪出工況圖如圖2所示。表3 液壓缸在不同工作階段的壓力、流量和功率值工況推力F（N）回油腔壓力P2（MPa）進油腔壓力P1/MPa輸入流量qL*min-1輸入功率P/kw計算式快進（差動）起動87.100.261加速932.40.393恒速43.50.25420.990.089工進166710.2117.8739.122.718快退起動87.100.028加速932.40.62.111恒速43.51.82841.471.264注： 三、液壓系統(tǒng)圖的擬定根據(jù)上面計算結果可得系統(tǒng)的工況圖如下圖所示：圖2工況圖（一）液壓回路的選擇選擇調(diào)速方案

8、。由工況圖可知，這個液壓系統(tǒng)的功率相對較少，工作負載變化較大，負載最大為17.873MPa，速度變化方位較大，采用的液壓屬于中高壓系統(tǒng)，綜合來說，所選的調(diào)速方案是節(jié)流調(diào)速回路。（注：0-10MPa為低壓，10-16MPa為中壓，16-25MPa為中高壓）選擇供油方案。從工況圖中可以淸楚地看到，在這個液壓系統(tǒng)的工作循環(huán)周期內(nèi)，液壓缸要求油源交替地提供低壓大流量和高壓小流量的油液。最大流量與最小流量之比約為4.54，而快進快退所需的時間t總1和工進所需的時間t總2分別為由于快退時，加速減速的時間較少，計算過程中忽略不計，則 因此，從提高效率、節(jié)約能源的角度上來看，采用雙作用液壓泵自動并聯(lián)的供油方法

9、是不合適的，而宜選用單個定量泵的供油方案，并且在改油路中設置溢流閥和順序閥，順序閥做卸荷作用，控制油路連接到泵出口處，如圖3：圖3 供油方案圖選擇換向方法在本系統(tǒng)中，采用旁路式的調(diào)速閥液壓調(diào)速回路后，單桿液壓缸作差動連接，因此必須有單獨的油路直接通向液壓缸兩腔。在快進快退時，為了平穩(wěn)起見，采用三位五通的電夜換向閥，來實現(xiàn)快進，工進，快退的三個工作狀態(tài)。如圖4所示： 圖4 選擇換向方案選擇速度換向方案。由工況圖中的曲線可知，當滑塊從快進轉為工進時，輸入液壓缸流量從20.99L/min降為9.12L/min，從工進轉入快退時，流量又從9.12L/min驟升為41.47L/min，流量的變化大導致了

10、滑塊的速度變化大，又液壓系統(tǒng)功率小于3Kw，為小功率，故宜采用調(diào)速特性好的定壓節(jié)流調(diào)速回路（用調(diào)速閥調(diào)節(jié)），以減少液壓油的沖擊；同時，為了便于觀察和調(diào)整壓力，在壓液泵的出口處，背壓閥和液壓缸無杠腔進口處可以設測壓點，如圖5所示圖5：速度換向方案（二）液壓回路的綜合選擇旁路式的調(diào)速閥液壓調(diào)速回路，因為液壓系統(tǒng)運作時候需要較硬的機械特性，在承受負載的情況下油液的各項液壓參數(shù)不會發(fā)生較大的波動。而且該系統(tǒng)的最大壓強為16Mpa，屬于中壓；另外功率較小，為2kW左右。調(diào)速閥旁路的節(jié)流調(diào)速回路能使到節(jié)流閥處的工作壓力差在負載變化時候基本而保持穩(wěn)定。序號1過濾器5順序閥11.16調(diào)速閥2定量葉片泵6背壓閥

11、13行程閥3壓力表開關7溢流閥14壓力繼電器4.8.10.12單向閥9三位五通換向閥15液壓缸注：液壓回路一些輔助器件的作用過濾器1：避免油液在高溫氧化后或者塵埃進入等的原因?qū)е露氯簤涸?。順序閥5：解決系統(tǒng)在快進時候回油路連接通油箱，無法實現(xiàn)液壓缸差動連接的問題。背壓閥6：作保壓的作用，防止油液直接流回油箱導致巨大的壓差。溢流閥7：溢流保壓，防止系統(tǒng)壓力過大還有液壓缸在保持狀態(tài)的油液回路暢通，防止油液堵死。單向閥10：將工進時候的進油路與回油路隔斷。液壓繼電器14：系統(tǒng)發(fā)出快進快退信號，或者壓力報警信號。（三）液壓回路各個階段分析快進過程（差動連接）： 進油路：油液經(jīng)油箱，濾油器1，進入三

12、位五通電液換向閥9的左位，其中一部分經(jīng)過行程閥13直接流入油箱，另外大部分流入進入液壓缸15的無桿腔推動活塞進行快進工作。 回油路：油液從有桿腔流出后經(jīng)過單向閥12，三位五通電液閥9的左位，再經(jīng)單向閥8與進油路上的油液匯通，經(jīng)過單向閥10后一起流向液壓缸的無桿腔，從而實現(xiàn)差動連接。工進過程（差動連接）：進油路：油液經(jīng)油箱、濾油器1，進入三位五通電液換向閥9的左位，一部分經(jīng)過調(diào)速閥13進入油箱，另一部分進入液壓缸15的無桿腔推動活塞進行快進工作?；赜吐罚河鸵簭挠袟U腔流出后經(jīng)過單向閥12，三位五通電液閥9的左位，再經(jīng)單向閥10與進油路上的油液匯通，一部分經(jīng)過調(diào)速閥13流回油箱，另一部分后流向液壓缸

13、15的無桿腔，從而實現(xiàn)差動連接?？焱诉^程（單向閥電液換向）進油路：油液經(jīng)油箱，過濾器1，定量葉片泵2和單向閥4后再進入三位五通電液換向閥9的右位，然后再經(jīng)調(diào)速閥11，最后進入液壓缸15的有桿腔推動活塞進行快退工作。回油路：油液從液壓缸15的無桿腔流出經(jīng)三位五通電液換向閥9的右位后經(jīng)過單向閥8流回油箱。四、液壓元件的選擇（1）液壓泵液壓缸在整個工作循環(huán)中的最大工作壓力為17.873MPa，如取進油路上的壓力損失為0.5Mpa（見表114），壓力繼電器調(diào)整壓力高出系統(tǒng)最大工作壓力之值為0.5MPa，調(diào)速閥的壓力損失為0.5MPa，則定量泵的最大工作壓力應為快退時液壓缸中的工作壓力比快進時大，為2.

14、111MPa，如取進油路上的壓力損失為0.5MPa，調(diào)速閥的壓力損失為0.5MPa，則定量泵的快退時工作壓力為 液壓泵應向液壓缸提供的最大流量為41.47L/min，若回路中的泄漏按液壓缸輸人流量的10%估計，則泵的總流量應為由于溢流閥的最小穩(wěn)定溢流量為3L/min，而工進時輸人液壓缸的流量為9.12L/min，所以液壓泵的流量規(guī)格最少應為12.12L/min。根據(jù)以上壓力和流量的數(shù)值査閱產(chǎn)品樣本，最后確定選取PV2R2-41型定量葉片泵,其泵的排量為40.5ml/r，若取液壓泵的容積效率 則當泵的轉速 時，液壓泵的實際輸出流量為：由于液壓缸在工進時輸人功率最大，這時液壓泵工作壓力為19.37

15、3MPa，流量為52.488L/min。 取泵的總效率則液壓泵驅(qū)動電動機所需的功率為根據(jù)此數(shù)值按JB/T 96161999，查閱電動機產(chǎn)品樣本選取Y180L-4型電動機，其額定功率額定轉速 （2）閥類元件及輔助元件根據(jù)閥類元件及輔助元件所在油路的最大工作壓力和通過該元件的最大實際流量，從而選出這些液壓元件的型號及規(guī)格，如下表（表中的序號和液壓系統(tǒng)圖中的序號相同）：表4 元件的型號及規(guī)格序號元件名稱估計通過量（L/min）額定流量（L/min）額定壓力（MPa）額定壓降（MPa）型號，規(guī)格1過濾器21630.02XU-6380-J2定量葉片泵5221PV2R2-41型定量葉片泵3壓力表開關214

16、031.50.6KF-L20/144單向閥2130250.35CIT-03-505液控順序閥2163160.3XF3-Ea10B6背壓閥0.56316YF3-E10B7溢流閥5.163160.5YF3-E10B8單向閥158.9200500.3ZDF-42/200-9三位五通電液閥158.920031.50.5ZCF4.02(KJ13)10單向閥2130250.35CIT-03-5011調(diào)速閥0.50.075016-AF3-Ea10BQmax=200l/min12單向閥159.9200250.3513行程閥158.9200500.314壓力繼電器1630210.5HED1kA/1016調(diào)速閥2

17、130210.5FG/FCG-02-30-30（3）油管各元件間連接管道的規(guī)格按元件接口處尺寸決定，液壓缸進、出油管則按輸人、排出的最大流量計算。由于液壓泵具體選定之后，缸在各個階段的進、出流量已與原定數(shù)值不同，所以要重新計算，如下表所示。表中數(shù)值說明，液壓缸快進、快退速度V1、V3與設計要求相近。這表明所選液壓泵的型號、規(guī)格是適宜的。表5：液壓缸的進、出流量和運動速度流量速度快進工進快退輸入流量（L/min）q1=(A1qp)/( A1-A2)=(95.0352.488)/（95.03-31.42）=78.414q1=9.12q1=qp=52.488輸出流量（L/min)q2=（A2q1）/

18、A1=（31.4278.414）/95.03=25.93q2=（A2q1）/A1=（31.429.12）/95.03=3.02q2=（A1q1）/A2=（95.0352.488/31.42=158.75運動速度（m/min）v1=qp/( A1-A2)=（52.48810）/（95.03-31.42）=8.20v2=q1/A1=（9.1210）/95.03=0.960v3=q1/A2=（52.48820）/31.42=16.71據(jù)表中的數(shù)值，當油液在壓力管中流速取3m/min時，按式（7-9）算得與液壓缸無桿腔和有桿腔相連的油管內(nèi)徑分別為這兩根油管都按GB/T 2351-2005選用外徑、內(nèi)徑

19、的無縫鋼管。（四）油箱油箱容積估算，取得到容積為 按JB/T 7938-1999規(guī)定，取標準值V=400L.五、液壓系統(tǒng)性能的驗算 驗算液壓系統(tǒng)性能的目的在于判斷設計質(zhì)量，然而液壓系統(tǒng)的性能驗算是很復雜的問題，故我們只是采用簡單得驗算公式近似的估算，以便定性地說明情況。液壓系統(tǒng)性能驗算的項目有很多，但我們在該項目中主要驗算回路壓力損失和發(fā)熱溫升驗算。具體情況如下： （一）驗算系統(tǒng)壓力損失并確定壓力閥的調(diào)整值由于系統(tǒng)的管路布置尚未具體確定，整個系統(tǒng)的壓力損失無法全面估算，故只能先估算閥類元件的壓力損失，待設計好管路布局圖后，加上管路的沿程損失和局部損失即可完成全面的估算校核。但對于我們?nèi)夗椖康?/p>

20、中、大型液壓系統(tǒng)，管路的壓力損失甚微，可予以不計。壓力損失的驗算按一個工作循環(huán)不同階段分別進行：1、快進由液壓系統(tǒng)圖可知，活塞在快進時，液壓缸差動連接，三位五通電磁換向閥9工作在左位。由表4和表5可知，進油路上油液通過單向閥4的流量是21L/min，通過三位五通電液換向閥9的流量是52.488L/min，然后與液壓缸有桿腔的回油匯合，以流量78.414L/min通過行程閥15并進入無桿腔。因此，進油路上的總壓降為：此值不大，不會使壓力閥開啟，所以能確保流量全部進入無桿腔?；赜吐飞希袟U腔出油流經(jīng)三位五通電磁換向閥9和單向閥10的流量是25.93L/min，后與液壓泵供油合并，然后進入行程閥13

21、和調(diào)速閥11，進入無桿腔。由此算出快進的時候有桿腔壓力p2與無桿腔壓力p1之差。 此值小于原估計值0.393Mpa,所以是偏安全的。2.工進工進時，油液在進油路上先通過電液換向閥9，流量為9.12L/min，在調(diào)速閥11的壓力損失為0.5 MPa；油液在回油路上先通過電液換向閥11，流量為3.02L/min，在背壓閥6處的壓力損失為0.5Mpa,通過順序閥5的流量為（3.02+21）L/min=24.02L/min，此時液壓缸回油壓力p2為：可見此值小于原估計值0.8Mpa。所以按表中公式計算得工進時液壓缸進油腔壓力p1，即：此值與前面計算數(shù)值17.873MPa接近?？紤]到壓力繼電器可靠動作需要壓差