校正压装液压机的液压系统设计.docx
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校正压装液压机的液压系统设计
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液压与气压课程设计说明书
课程名称：
液压与气压课程设计
题目名称：
校正压装液压机的液压系统设计
班 级：
机设5班
姓 名：
何金旭
指导教师：
康辉民
目录
1.1.1设计任务-2-
2.1.1负载分析和速度分析-2-
2.11负载分析-2-
2.12速度分析-2-
3.1.1确定液压缸主要参数-3-
4.1.1拟定液压系统图-5-
4.11选择基本回路-5-
4.12液压回路选择设计-6-
4.13工作原理：
-7-
5.1.1液压元件的选择-7-
5.11液压泵的参数计算-7-
5.12选择电机-8-
6.1.1辅件元件的选择-9-
6.11辅助元件的规格-9-
6.12过滤器的选择-10-
7.1.1油管的选择-10-
8.1.1油箱的设计-11-
8.11油箱长宽高的确定-11-
8.12各种油管的尺寸-12-
9.1.1验算液压系统性能-13-
9.11压力损失的验算及泵压力的调整-13-
9.12液压系统的发热和温升验算-15-
1.1.1设计任务
设计一台校正压装液压机的液压系统。
要求工作循环是快速下行→慢速加压→快速返回→停止。
压装工作速度不超过5mm／s，快速下行速度应为工作速度的８～10倍，工件压力不小于10KN。
2.1.1负载分析和速度分析
2.11负载分析
已知工作负载F=10000N。
惯性负载F=900N，摩擦阻力F=900N.
取液压缸机械效率=0.9，则液压缸工作阶段的负载值如表2-1：
工 况
计 算 公 式
缸的负载f/N
启动加速
F=（F+F）/
2000
快速下行
F=F/
1000
慢速加压
F=（FF）/
12111
快速返回
F=F/
1000
（表2-1）
2.12速度分析
已知工作速度即工进速度为最大5mm/s,快进快退速度为工进速度的8-10倍。
即40-50mm/s.
按上述分析可绘制出负载循环图和速度循环图：
（负载循环图）
（速度循环图）
确定液压缸主要参数
初选液压缸的工作压力
由最大负载值查表9-3，取液压缸工作压力为2Mpa
计算液压缸结构参数
为使液压缸快进和快退速度相等，选用单出杆活塞缸差动连接的方式实现快进，设液压缸两有效面积为A和A，且A=2A
即d=0.707D.为防止钻通时发生前冲现象，液压缸回油腔背压选择p取0.6MPa,而液压缸快退时背压取0.5Mpa
由工进工况下液压缸的平衡力平衡方程PA=PA+F,由此可得
A=F/（P-0.5P）=71.89cm（A取72cm）
液压缸内径D就为
D==9.57cm圆整为10cm
由d=0.707D，圆整d=8cm
工进时采用调速阀调速，其最小稳定流量q=0.05L/min
液压缸实际所需流量计算：
工进时所需流量：
Q==72/100x0.05x60/0.9=2.4L/min
快速空程时所需流量：
Q==72/100x0.05x60x10/0.9=24L/min
（表3-1）液压缸在工作循环各阶段的压力，流量和功率值
工 况
计 算 公 式
负载F（KN）
回油腔压力p2
输入流量
进油腔压力p1
输入功率 P
差动快进
P=
q=（A-A）v
P=Pq
1000
P=P+0.5
10.8
0.81
0.146
工进
P=
q=Av
P=Pq
12111
0.6
2.16
1.98
0.071
快退
P=
q=Av
P=Pq
1000
0.5
10.8
1.28
0.230
拟定液压系统图
2.13选择基本回路
（1）调速回路因为液压系统功率较小，且只有正值负载，所以选用进油节流调速回路。
为有好的低速平稳性和速度负载特性，可选用调速阀调速，并在液压缸回路上设置背压。
（2）泵供油回路由于工进速度和快速运动速度相差悬殊，所以采用双泵供油。
（3）速度换接回路和快速回路由于工进速度和快速运动速度相差悬殊，为了换接平稳，选用行程阀控制的换接回路。
快速运动通过差动回路来实现。
（4）换向回路为了换向平稳，选用电液换向阀。
为实现液压缸中位停止和差动连接，采用三位五通阀。
（5）压力控制回路采用换向阀式低压卸荷回路，减少了能耗，结构也比较简单。
2.14液压回路选择设计
对选定的基本回路合成时，有必要进行整理，修改和归并。
（1）防止工作进给时进油路和回油路相通，并须接入单向阀。
（2）要实现差动快进，必须在回油路上设置液控顺序阀，以防止油液流回油箱。
合并后完整的液压系统工作原理图如图4-1：
（图4-1）
2.15工作原理：
1、快速下行
2、按下起动按钮，电磁铁1Y通电，这时的油路为：
3、双联叶片泵1—单向阀2—三位五通电磁阀3左位—二位二通电磁阀4右位—压力继电器6—液压缸上腔
4、液压缸下腔的回油路
5、液压缸下腔—三位五通电磁阀3左位—单向阀7—二位二通电磁阀4右位—压力继电器6—液压缸上腔
6、慢速加压
7、油路分析：
当上腔快速下降到一定的时候，压力继电器6发出信号，使二位二通电磁阀4的电磁铁3Y得电，换右位。
液压油由调速阀5流入液压缸上腔，流速受调速阀限制，进入工进阶段工作。
8、快速返回
9、液压缸下腔的供油的油路：
10、双联叶片泵1——单向阀2——三位五通电磁阀3右位——液压缸下腔
11、液压缸上腔的回油油路：
12、液压缸上腔——二位二通电磁阀4右位——三位五通电磁阀3右位——单向阀13——副油箱
表4-1电磁铁动作顺序表
—
1Y
2Y
3Y
快进
＋
－
－
工进
＋
－
＋
快退
－
＋
－
停止
－
－
－
液压元件的选择
2.16液压泵的参数计算
由前面可知，液压缸在整个工作循环中的最大工作压力1.98MPa，本系统采用调速阀进油节流调速，选取进油管道压力损失为0.6MPa。
由于采用压力继电器，溢流阀的调整压力一般应比系统最高压力大0.5MPa，故泵的最高压力为
Pp1=（1.98+0.6+0.5）MPa=3.08MPa
这是小流量泵的最高工作压力（稳态），即溢流阀的调整工作压力。
液压泵的公称工作压力Pr为
Pr=1.25Pp1=1.25×3.08MPa=3.85MPa
大流量泵只在快速时向液压缸输油，由压力图可知，液压缸快退时的工作压力比快进时大，这时压力油不通过调速阀，进油路比较简单，但流经管道和阀的油流量较大。
取进油路压力损失为0.5MPa，故快退时泵的工作压力为
Pp2=（1.28+0.5）MPa=1.78MPa
这是大流量泵的最高工作压力。
由表3-1可知，工进时所需流量最小是2.16L/min，设溢流阀最小溢流量为2.5L/min，则小泵的流量按式（8-16）应为
，快进快退时液压缸所需的最大流量是10.8L/min，则泵的总流量为
。
即大流量泵的流量
。
根据上面计算的压力和流量，查产品样本，选用YB-6/9型的双联叶片泵，该泵额定压力7MPa，额定转速1000r/min。
2.17选择电机
系统为双泵供油系统，其中小泵1的流量
大泵流量
。
差动快进，快退时两个泵同时向系统供油，工进时，小泵向系统供油，大泵卸载。
下面分别计算三个阶段所需的电动机功率P。
1、差动快进
差动快进时，大泵2的出口压力油经单向阀10后与小泵1汇合，然后经单向阀2，三位五通阀3，二位二通阀4进入液压缸大腔，大腔的压力,查样本可知，小泵的出口压力损失，大泵出口到小泵出口的压力损失。
于是计算可得小泵的出口压力
，大口出口压力
。
电动机功率
2、工进
考虑到调速阀所需最小压力差。
压力继电器可靠动作需要压力差。
因此工进时小泵的出口压力
。
而大泵的卸载压力取。
（小泵的总效率
）。
电动机功率
3、快退
类似差动快进分析知：
小泵的出口压力；大泵出口压力
。
电动机功率
综合比较，快退时所需功率最大。
据此查样本选用Y90L-6异步电动机，电动机功率1.1KW。
额定转速910r/min。
3.1.1辅件元件的选择
3.11辅助元件的规格
根据液压泵的工作压力和通过阀的实际流量，选择各种液压元件和辅助元件的规格。
表6-1液压元件及型号
序号
元件名称
最大通过流量/
型号
1
双联叶片泵
15
YB-6/9
2
单向阀
15
I-25B
3
三位五通电磁阀
30
35DY—36BY
4
二位二通电磁阀
30
22EF3-E10B
5
调速阀
0.32
Q-10B
6
压力继电器
D505—18D
7
单向阀
16
I-25B
8
背压阀
<1
B—10B
9
液控顺序阀
0.16
XY-25
10
单向阀
16
I-25B
11
溢流阀
6.3
Y—D6B
12
过滤器
28.8
XU—40×200
13
单向阀
16
I-25B
（注：
以上元件除液压泵、滤油器外，均为板式连接。
）
3.12过滤器的选择
按照过滤器的流量至少是液压泵总流量的两倍的原则，取过滤器的流量为泵流量的2.5倍。
由于所设计组合机床液压系统为普通的液压传动系统，对油液的过滤精度要求不高，故有
因此系统选取通用型XU系列线隙式吸油过滤器，参数如表6-2所示。
表6-2通用型XU系列线隙式吸油中过滤器参数
型号
通径
mm
公称流量
过滤精度
尺寸
M（d）
H
D
XU—A40200-J
20
40
200
M272
198
Ø78
—
4.1.1油管的选择
各元件间连接管道的规格可根据元件接口处尺寸来决定，液压缸进、出油管的规格可按照输入、排出油液的最大流量进行计算。
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，所以应对液压缸进油和出油连接管路重新进行计算，如表7-1所示。
表7-1液压缸的进、出油流量和运动速度
流量、速度
快进
工进
快退
输入流量
排出流量
运动速度
根据表8中数值，当油液在压力管中流速取3m/s时，可算得与液压缸无杆腔和有杆腔相连的油管内径分别为：
，取标准值20mm；
，取标准值15mm。
因此与液压缸相连的两根油管可以按照标准选用公称通径为和的无缝钢管或高压软管。
如果液压缸采用缸筒固定式，则两根连接管采用无缝钢管连接在液压缸缸筒上即可。
如果液压缸采用活塞杆固定式，则与液压缸相连的两根油管可以采用无缝钢管连接在液压缸活塞杆上或采用高压软管连接在缸筒上。
5.1.1油箱的设计
5.11油箱长宽高的确定
油箱的主要用途是贮存油液，同时也起到散热的作用，参考相关文献及设计资料，油箱的设计可先根据液压泵的额定流量按照经验计算方法计算油箱的体积，然后再根据散热要求对油箱的容积进行校核。
油箱中能够容纳的油液容积按JB/T7938—1999标准估算，取时，求得其容积为
按JB/T7938—1999规定，取标准值V=150L。
依据
如果取油箱内长l1、宽w1、高h1比例为3：
2：
1，可得长为：
=945mm，宽=630mm，高为=315mm。
对于分离式油箱采用普通钢板焊接即可，钢板的厚度分别为：
油箱箱壁厚3mm，箱底厚度5mm，因为箱盖上需要安装其他液压元件，因此箱盖厚度取为10mm。
为了易于散热和便于对油箱进行搬移及维护保养，取箱底离地的距离为160mm。
因此，油箱基体的总长总宽总高为：
长为：
宽为：
高为：
为了更好的清洗油箱，取油箱底面倾斜角度为。
5.12各种油管的尺寸
油箱上回油管直径可根据前述液压缸进、出油管直径进行选取，上述油管的最大内径为20mm，外径取为28mm。
泄漏油管的尺寸远小于回油管尺寸，可按照各顺序阀或液压泵等元件上泄漏油口的尺寸进行选取。
油箱上吸油管的尺寸可根据液压泵流量和管中允许的最大流速进行计算。
取吸油管中油液的流速为1m/s。
可得：
液压泵的吸油管径应尽可能选择较大的尺寸，以防止液压泵内气穴的发生。
因此根据上述数据，按照标准取公称直径为d=32mm，外径为42mm。
6.1.1验算液压系统性能
6.11压力损失的验算及泵压力的调整
已知：
快退时进油管和回油管长度均为l=1.8m，油管直径m，通过的流量为进油路
回油路
。
液压系统选用N32号液压油，考虑最低工作温度为15℃，由手册查出此时油的运动粘度v=1.5st=1.5㎝2／s，油的密度为900kg/m，液压系统元件采用集成块式的配置形式。
1.确定油流的流动状态按式（9-30）经单位换算为
（9-30）
则进油路中液流的雷诺数为
则回油路中液流的雷诺数为
由上可知，进回油路中的流动都是层流。
2.沿程压力损失由式（9-37）可算出进油路和回油路的压力损失。
（9-37）
在进油路上，流速
在回油路上，流速为进油路流速的两倍即v=2.72m/s，则压力损失为
3.局部压力损失由于采用集成块式的液压装置，所以只考虑阀类元件和集成块内油路的压力损失，通过各阀的局部压力损失按式（9-39）计算，结果列于表9-1。
表9-1阀类元件局部压力损失
元件名称
额定流量
实际通过的流量
额定压力损失
实际压力损失
单向阀2
25
14.4
2
0.82
三位五通电磁阀3
63
14.4/28.8
4
0.26/1.03
二位二通电磁阀
63
28.8
4
1.03
单向阀
25
12
2
0.46
注：
快退时经过三位五通阀的两油道流量不同，压力损失也不同。
若取集成块进油路的压力损失，回油路压力损失为则进油路和回油路总的压力损失为
查表1知快退时液压缸负载F=1000N；则快退时液压缸的工作压力为
按（8-5）可算出快退时泵的工作压力为
因此，大流量泵卸载阀10的调整压力应大于
从以上验算结果可以看出，各种工况下的实际压力损失都小于初选的压力损失值，而且比较接近，说明液压系统的油路结构、元件的参数是合理的，满足要求。
6.12液压系统的发热和温升验算
在整个工作循环中，工进阶段所占的时间最长，所以系统的发热主要是工进阶段造成的，故在工进工况验算系统升温。
工进时液压泵的输入功率如前面计算
工进时液压缸的输出功率
系统总的发热功率Φ为
Φ
已知油箱的容量V=150L,则油箱近似散热面积A为
假定通风良好，取油箱散热系数,则利用式（8-11）可得油液温升为
（8-11）
设环境温度，则热平衡温度为
根据《机械设计手册》成大先P20-767：
油箱中温度一般推荐30-50
所以验算表明系统的温升在许可范围内。
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】徐福玲.液压与气压传动.武汉：
华中科技大学出版社，2001
液压系统设计简明手册.北京：
机械工业出版社，2000.
【4】
升级会员 