小型液压机的液压系统优秀课程设计.doc

攀枝花学院
学生课程设计（论文）

题 目： 小型液压机液压系统
学生 姓名： vvvvvv 学 号： vvvvvvvv
所在院(系)： 机 械 工 程 学 院
专 业：
班 级：
指导 老师： vvvvvv 职 称： vvvv

年 06 月 15 日

攀枝花学院教务处制

课程设计（论文）指导老师成绩评定表
题目名称
专用铣床液压系统设计（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，含有良好科学工作态度。
02
科学实践、调研
7

经过试验、试验、查阅文件、深入生产实践等渠道获取和课程设计相关材料。
03
课题工作量
7

按期圆满完成要求任务，工作量饱满。
能力
水平
35%
04
综合利用知识能力
10

能利用所学知识和技能去发觉和处理实际问题，能正确处理试验数据，能对课题进行理论分析，得出有价值结论。
05
应用文件能力
5

能独立查阅相关文件和从事其它调研；能提出并很好地叙述课题实施方案；有搜集、加工多种信息及获取新知识能力。
06
设计（试验）能力，方案设计能力
5

能正确设计试验方案，独立进行装置安装、调试、操作等试验工作，数据正确、可靠；研究思绪清楚、完整。
07
计算及计算机应用能力
5

含有较强数据运算和处理能力；能利用计算机进行资料搜集、加工、处理和辅助设计等。
08
对计算或试验结果分析能力（综合分析能力、技术经济分析能力）
10

含有较强数据搜集、分析、处理、综合能力。
结果
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要求要求；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，叙述充足，结论严谨合理；试验正确，分析处理科学。
11
创新
10

对前人工作有改善或突破，或有独特见解。
成绩

指导老师评语

指导老师署名： 年　月　日

攀枝花学院本科学生课程设计任务书
题　目
小型液压机液压系统设计
1、课程设计目标
液压系统设计和计算是机床设计一部分。设计任务是依据机床功用、运动循环和性能等要求，设计出合理液压系统图，再经过必需计算，确定液压系统关键参数，然后依据计算所得参数，来选择液压元件和进行系统结构设计。
使学生在完成液压回路设计过程中，强化对液压元器件性能掌握，了解不一样回路在系统中各自作用。能够对学生起到加深液压传动理论掌握和强化实际利用能力锻炼。
2、课程设计内容和要求（包含原始数据、技术要求、工作要求等）
要求学生在完成液压传动课程学习基础上，利用所学液压基础知识，依据液压元件、多种液压回路基础原理，独立完成液压回路设计任务。
设计一台小型液压机液压系统，要求实现工作循环：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0N。。设计结束后提交：①5000字课程设计论文；②液缸CAD图纸2号一张；③三号系统图纸一张。
3、关键参考文件
[1]左健民.液压和气压传动.第 2 版.北京 机械工业出版社 .
[2]章宏甲.液压和气压传动.第 2 版.北京 机械工业出版社 .
[3]许福玲. 液压和气压传动. 武汉 华中科技大学出版社 .
[4]张世伟.《液压传动系统计算和结构设计》.宁夏人民出版社.1987.
[5]液压传动手册. 北京 机械工业出版社 .
4、课程设计工作进度计划
内容
课时
明确机床对液压系统要求，进行工作过程分析
2
初步确定液压系统参数，进行工况分析和负载图编制
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辅助装置
8
液压系统性能验算
2
液压装置结构设计，绘制工作图及编制技术文件
8
累计
1周

指导老师（签字）

日期
05月 20 日
教研室意见：

年 月 日
学生（签字）： 接收任务时间： 年 月 日
目录
序言 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 确定液压系统原理 3
1.确定供油方法 3
2.调速方法选择 3
3.液压系统计算和选择液压元件 4
4.液压阀选择 6
5.确定管道尺寸 6
6.液压油箱容积确实定 7
7.液压缸壁厚和外径计算 7
8.液压缸工作行程确实定 7
9.缸盖厚度确实定 7
10.最小寻向长度确实定 7
11.缸体长度确实定 8
五 液压系统验算 9
1 压力损失验算 9
2 系统温升验算 11
3 螺栓校核 11
总结 13
参考文件 14
序言
液压传动是以流体作为工作介质对能量进行传动和控制一个传动形式。利用有压液体经由部分机件控制之以后传输运动和动力。相对于电力拖动和机械传动而言，液压传动含有输出力大，重量轻，惯性小，调速方便和易于控制等优点，所以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和控制关键技术手段，液压技术在国民经济各领域得到了广泛应用。和其它传动控制技术相比，液压技术含有能量密度高﹑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个显著技术优势，所以使其成为现代机械工程基础技术组成和现代控制工程基础技术要素。
液压压力机是压缩成型和压注成型关键设备，适适用于可塑性材料压制工艺。如冲压、弯曲、翻边、薄板拉伸等。也能够从事校正、压装、砂轮成型、冷挤金属零件成型、塑料制品及粉末制品压制成型。本文依据小型压力机用途﹑特点和要求，利用液压传动基础原理，确定出合理液压系统图，再经过必需计算来确定液压系统参数，然后根据这些参数来选择液压元件规格和进行系统结构设计。小型压力机液压系统呈长方形部署，外形新奇美观，动力系统采取液压系统，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 技术参数和设计要求
设计一台小型液压压力机液压系统，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0N，油缸垂直安装，设计该压力机液压传动系统。
三 工况分析
首先依据已知条件绘制运动部件速度循环图。
L（mm）
V(m/min)

-4
4
0.04

图3-1
计算各阶段外负载并绘制负载图
1、工件压制力即为工件负载力：F=300000N
2、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*0=4000N
动摩擦阻力 Ffd=0.1*0=N
3、惯性负载 Fm=m（△v/△t）
△t为加速或减速时间通常△t=0.01~0.5s，在这里取△t=0.2s
Fm=（0*4）/（10*0.2*60）=667N
自重 G=0N
液压缸在各工作阶段外负载
工作循环
外负载F（N）
开启
F=G+Ffs
24000N
加速
F=G+Fm+Ffd
22667N
快进
F=G+Ffd
2N
共进
F=G+Ft+Ffd
32N
快退
F=G-Ffd
18000N

负载循环图以下
L(mm)
F(N)

24000
22667
2
32

18000

图3-2
四 确定液压系统原理
1.确定供油方法
考虑到该机床压力要常常变换和调整，并能产生较大压制力，流量大，功率大，空行程和加压行程速度差异大，所以采取一高压泵供油
2.调速方法选择
工作缸采取活塞式双作用缸，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，符合通常慢速压制、快速回程工艺要求

得液压系统原理图

3.液压系统计算和选择液压元件
（1）液压缸关键尺寸确实定
1）工作压力P确实定。工作压力P可依据负载大小及机器类型，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30N，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/[πp1ηcm]}1/2=0.13 (m)
依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D和d分别为140mm和100mm。
按最低工进速度验算液压缸最小稳定速度
A≥Qmin/Vmin=0.05x1000/3=16.7(cm2)
液压缸节流腔有效工作面积选择液压缸有杆腔实际面积，即
A2=π（D2－d2）/4=3.14×（1402－1002）/4 =75.36 cm2
满足不等式，所以液压缸能达成所需低速
（2）计算在各工作阶段液压缸所需流量
Q(快进)= πd2v (快进) /4=3.14x0.1x0.1x3/4=23.55L/min
Q（工进)= πD2v (工进) /4=3.14x0.14x0.14x0.4/4=6.15L/min
Q(快退)= π（D2-d2) (快退) v /4=22.61 L/min
（3）确定液压泵流量，压力和选择泵规格
1.泵工作压力确实定
考虑到正常工作中进油管有一定压力损失，所以泵工作压力为

式中，Pp－液压泵最大工作压力；
P1－实施元件最大工作压力；
－进油管路中压力损失，
简单系统可取0.2~~0.5Mpa。故可取压力损失∑△P1=0.5Mpa
25+0.5=25.5MP
上述计算所得Pp是系统静态压力，考虑到系统在多种工况过分阶段出现 动态压力往往超出静态压力，另外考虑到一定压力贮备量，并确保泵寿命，所以选泵压力值Pa应为Pa 1.25Pb-1.6Pb
所以Pa=1.25Pp=1.2525.5=31.875MPa
2．泵流量确定,液压泵最大流量应为
QKL（∑Q）max
油液泄露系数KL=1.2
故Qp=KL（∑Q）max=1.223.55=28.26L/min
3.选择液压泵规格
依据以上计算Pa和Qp查阅相关手册现选择IGP5-032型内啮合齿轮泵，
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. 和液压泵匹配电动机选定
首先分别算出快进和工进两种不一样工况时功率，取二者较大值作为选择电动机规格依据。因为在慢进时泵输出流量减小，泵效率急剧降低，通常在流量在0.2－1L/min范围内时，可取＝0.03－0.14.同时还应该注意到，为了使所选择电动机在经过泵流量特征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－内啮合齿轮泵限定压力；Qp－压力为Pb时，泵输出流量。
首先计算快进时功率，快进时外负载为7500N，进油时压力损失定为0.3MPa。
Pb=[7500/(0.1x0.1π/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/(60x0.7)=0.18kw
查阅电动机产品样本，选择Y90S-4型电动机，其额定功率为1.1KW，额定转速为1400r/min
4.液压阀选择
依据所确定液压系统图，按经过各元件最大流量来选择液压元件规格。选定液压元件如表所表示
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
72.4
XU-D32X100
XU-D32X100
2
液压泵
49.6
34．5
IGP5-32
3
三位四通电磁阀
60.3
25
34YF30-E20B
4
单向调速阀
30
40
ADTL-10
5
二位三通电磁阀
60.3

23YF3B-E20B
6
单向阀
18-1500
31.5
SA10
7
压力表开关

35
KF-28
5.确定管道尺寸
油管内径尺寸通常可参考选择液压元件接口尺寸而定，也可接管路许可流速进行计算，本系统关键路流量为差动时流量Q=47.1L／min压油管许可流速取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=22.61L／min，则可算得油管内径d=17.9mm. 综合d=20mm
吸油管一样可按上式计算（Q=49.6L／min ，V=2m／s）现参考YBX-16变量泵吸油口连接尺寸，取吸油管内径d为29mm
6.液压油箱容积确实定
依据液压油箱有效容量按泵流量5—7倍来确定则选择容量为400L。
7.液压缸壁厚和外径计算
液压缸壁厚由液压缸强度条件来计算
液压缸壁厚通常是指缸筒结构中最薄处厚度，从材料力学可知，承受内压力圆筒，其内应力分布规律因壁厚不一样而各异，通常计算时可分为薄壁圆筒，起重运输机械和工程机械液压缸通常见无缝钢管材料，大多属于薄壁圆筒结构，其壁厚按薄壁圆筒公式计算
ζ≥PD/2[σ]=38.25×140/2×100=26.78mm（[σ]=100~110MP）
故取ζ=30mm
液压缸壁厚算出后，即可求出缸体外径D1为
D1≥D+2ζ=140+2×30=200mm
8.液压缸工作行程确实定
液压缸工作行程长度，可依据实施机构实际工作烦人最大行程来确定，查表系列尺寸选择标准值L=300mm。
9.缸盖厚度确实定
通常液压缸多为平底缸盖，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：t≥0.433D（P／[σ]）=23.2mm
有孔时：t≥0.433 D2（P D2／[σ]（D2－d0）}1/2式中，
t----------缸盖有效厚度
D---------缸盖止口内直径
D2----------缸盖孔直径
10.最小寻向长度确实定
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距离H称为最小导向长度过小，将使液压缸初试挠度增大，影响液压缸稳定性，所以，设计时必需确保有一定最小导向长度。
对通常液压缸，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=（0.6~1.0）D1=140
11.缸体长度确实定
液压缸体内部长度应等于活塞行程和活塞宽度之和，缸体外形长度还要考虑到两端端盖厚度，通常液压缸缸体长度不应大于内径地20~30倍
一、 液压元件选择
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，初定上液压泵工作压力取为，考虑到进出油路上阀和管道压力损失为（含回油路上压力损失折算到进油腔），则液压泵最高工作压力为

上述计算所得是系统静态压力，考虑到系统在多种工况过渡阶段出现动态压力往往超出静态压力，另外考虑到一定压力贮备量，并确保泵寿命，其正常工作压力为泵额定压力80%左右所以选泵额定压力应满足：

液压泵最大流量应为：

式中液压泵最大流量
同时动作各实施所需流量之和最大值，假如这时溢流阀正进行工作，尚须加溢流阀最小溢流量。
系统泄漏系数，通常取，现取。
qp=KL(∑q)max+∑△q=1.1*（393+2.5）=395.5L/min
1．选择液压泵规格
因为液压系统工作压力高，负载压力大，功率大。大流量。所以选轴向柱塞变量泵。柱塞变量泵适适用于负载大、功率大机械设备（如龙门刨床、拉床、液压机），柱塞式变量泵有以下特点：
1） 工作压力高。因为柱塞和缸孔加工轻易，尺寸精度及表面质量能够达成很高要求，油液泄漏小，容积效率高，能达成工作压力，通常是（），最高能够达成。
2） 流量范围较大。因为只要合适加大柱塞直径或增加柱塞数目，流量变增大。
3） 改变柱塞行程就能改变流量，轻易制成多种变量型。
4） 柱塞油泵关键零件均受压，使材料强度得到充足利用，寿命长，单位功率重量小。但柱塞式变量泵结构复杂。材料及加工精度要求高，加工量大，价格昂贵。
依据以上算得和在查阅相关手册《机械设计手册》成大先P20-195

得：现选择，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．和液压泵匹配电动机选定
由前面得悉，本液压系统最大功率出现在工作缸压制阶段，这时液压泵供油压力值为26Mpa，流量为已选定泵流量值。液压泵总效率。柱塞泵为，取0.82。
选择1000r/min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 液压系统验算
已知该液压系统中进回油管内径均为12mm，各段管道长度分别为：AB=0.3m AC=1.7m AD=1.7m DE=2m 。选择L-HL32液压油，考虑到油最低温度为15℃查得15℃时该液压油曲运动粘度 V=150cst=1.5cm／s，油密度ρ=920kg／m
1 压力损失验算
1.工作进给时进油路压力损失，运动部件工作进给时最大速度为0.25m／min ，进给时最大流量为23.55L／min ，则液压油在管内流速V为：
V1=Q／（πdd／4）=（23.55×1000）／（3.14×2.9×2. /4）=59.45(cm／s)
管道流动雷诺数Rel为
Rel=59.45×3.2／1.5=126.8
Rel＜2300可见油液在管道内流态为层流，其沿程阻力系数λl=75 Rel=0.59
进油管道沿程压力损失ΔP为：
ΔP1-1=λl／（l／d）·（ρV／2﹚
=0.59×﹙1.7+0.3﹚／(0.029×920×0.592／2)=0.2MPa
查得换向阀34YF30-E20B压力损失ΔP=0.05MPa
忽略油液经过管接头、油路板等处局部压力损失，则进油路总压力损失ΔP为：
ΔP1=ΔP1-1+ΔP1-2=(0.2×1000000+0.05×1000000)=0.25MPa
2.工作进给时间回油路压力损失，因为选择单活塞杆液压缸且液压缸有杆腔工作面积为无杆腔工作面积二分之一，则回油管道流量为进油管二分之一，则：

V2=V/2=29.7（cm／s）
Rel=V2d／r=29.7×2／1.5=57.5
λ2=75／Rel=75／57.5=1.3
回油管道沿程压力损失ΔP为：
ΔP2-1=λ／（l／d）×（P×VXV／2）=1.3×2／0.029×920×0.5952/2=0.56MPa
查产品样本知换向阀23YF3B-E20B压力损失ΔP=0.025MPa。换向阀34YF30-E20B压力损失ΔP=0.025MPa ,调速阀ADTL-10压力损失Δ P=0.5MPa
回油路总压力损失ΔP为
ΔP2=ΔP2-1+ΔP2-2+ΔP2-3+Δ2-4=0.55+0.025+0.025+0.5=1.1MPa
3.变量泵出口处压力P：
Pp=（F／ηcm+A2ΔP2）／（A1+ΔP1）
=[（307500／0.9+0.00785×1.1×100）／0.01539]+0.15
=22.4MPa
4.快进时压力损失，快进时液压缸为差动连接，自会流点A至液压缸进油口C之间管路AC中，流量为液压泵出口流量两倍即26L/min,AC段管路沿程压力损失为ΔP1-1为
V1=Q/（πdXd/4）=45.22×1000／(3.14×2X2/4×60)=240.02(cm／s)
Rel=vld/r=320.03
λ1=75/rel=0.234
ΔP1-1=λ（l/d）×（ρV2）
=0.234.×（1.7／0.02）×（920×2.4X2.4X2）
=0.2MPa
一样可求管道AB段及AD段沿程压力损失ΔP1-2 ΔP1-3为
V2=Q／（πdxd／4）=295cm／s Re2=V／d／r=236
V2=75 Re2=0.38
ΔP1-2=0.024MPa
ΔP1-3=0.15MPa
查产品样本知，流经各阀局部压力损失为：
34YF30-E20B压力损失，ΔP2-1=0.17MPa
23YF3B-E20B压力损失，ΔP2-1=0.17MPa
据分析在差动连接中，泵出口压力为P
P=2ΔP1-2+ΔP1-2+ΔP2-2+ΔP2-1+ΔP2-2+F／A2ηcm
=2×0.2+0.024+0.15+017+0.17+25／0.00785×0.9
=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 系统温升验算
在整个工作循环中，工进阶段所占时间最长，为了简化计算，关键考虑工进时发烧量，通常情况下，工进速度大时发烧量较大，因为限压式变量泵在流量不一样时，效率相差极大，所以分别计算最大、最小时发烧量，然后加以比较，取数值大者进行分析
当V=4cm／min时
流量Q=V（πDD／4）=π×0.14×0.14／4=0.616﹙L／min）
此时泵效率为0.1，泵出口压力为22.4MPa
则有：P输入=22.4×0.616／（60×0.1）=2.464（KW）
P输出=FV=307500x4／60×0.01×0.001=0.21（Kw）
此时功率损失为
ΔP=P输入－P输出=2.464-0.21=2.23 (Kw)
当V=25cm／min时，Q=3.85L／min 总效率η=0.8
则P输入=25×3.85／（60×0.8）=1.845（Kw）
P输出=FV=307500×25／60×0.01×0.001=1.28（Kw）
ΔP=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，发烧最大
假定系统散热情况通常，取K=10×0.001Kw／（cm·℃）
油箱散热面积A为 A=0.065V2/3=6.5m2
系统温升为：
ΔT=ΔP／KA=2.156／（10×0.001×6.6）℃=33.2℃
验算表明系统温升在许可范围内

3 螺栓校核
液压缸关键承受轴向载荷Fmax=207000
取6个一般螺栓，则每个螺栓工作拉力为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=（1.5~1.8）F
取Fb=1.5F
Cb/(Cb+Cm)在无垫片是取0.2~0.3 去取值为0.3
得Fa=2.2Fo F=2.5 Fo 由此求得F=86250N
螺栓中径d≥{(1.3x4F)/ [σ] π}1/2=22.1mm
[σ]=σs/S=433MP 材料选择40Cr
所以取标准值d=24mm 选择螺栓为M24
总结
经过一周努力我最终完成了这次液压课设，期间我有很多不懂地方经过查找资料虚心地向同学请教我克服了这些困难，也能过完成基础简单项目了，这次课设于我来说收获丰富，它不紧使我对液压这门课知识有了更深层次认识，也对我未来有重大影响，教会了我怎样克服困难，我坚信这次课设对我以后工作道路影响巨大。