液压与气动课程设计说明书.docx

液压与气动课程设计说明书.docx

《液压与气动课程设计说明书.docx》由会员分享，可在线阅读，更多相关《液压与气动课程设计说明书.docx（22页珍藏版）》请在冰点文库上搜索。

液压与气动课程设计说明书

XX学院

《液压与气动》课程设计

题目：

四柱万能液压机的设计

系、班级：

姓名：

指导教师：

2011年6月11日

目录

摘要1

一、设计课题2

（一）设计的目的2

（二）设计内容2

（三）设计要求：

2

（四）主要参数确定2

二、负载——工况分析3

（一）工作负载3

（二）摩擦阻力3

（三）惯性负载3

三、确定主液压缸、顶出液压缸结构尺寸4

（一）主液压缸4

（二）顶出液压缸5

四、液压缸运动中的供油量计算6

（一）主液压缸的进出油量6

（二）顶出液压缸退回行程的进出油量6

五、确定快速空程供油方式，液压泵规格，驱动电机功率7

（一）液压系统快速空程供油方式：

7

（二）选定液压泵的流量及规格：

7

（三）液压泵的驱动功率及电动机的选择：

7

（四）确定油箱容积：

8

六、选取液压系统图8

（一）液压系统图:

8

（二）动作循环及电磁铁动作表：

9

七、液压系统工作油路分析9

八、计算和选取液压元件11

九、液压系统稳定性论证12

（一）主液压缸压力损失的验算12

（二）顶出液压缸压力损失验算15

（三）液压系统发热和温升验算17

设计小结18

参考文献19

摘要

液压系统是以电机提供动力基础，使用液压泵将机械能转化为压力，推动液压油。

通过控制各种阀门改变液压油的流向，从而推动液压缸做出不同行程、不同方向的动作。

液压系统已经在各个工业部门及农林牧渔等许多部门得到愈来愈广泛的应用，而且愈先进的设备，其应用液压系统的部分就愈多。

四柱万能液压机主机采用三梁四柱式结构，适用于各种可塑性材料的压制工艺。

关键词：

液压传动、稳定性、液压系统、四柱万能液压机

Abstract

Hydraulicsystemispoweredmotorbasis,theuseofhydraulicpumpwilltranslateintopressureonthemechanicalenergy,promotethehydraulicoil.Throughvariouscontrolvalvestochangetheflowofhydraulicoil,thuspromotingthehydrauliccylindersmadeofdifferentitinerary,themovementsindifferentdirections.Hydraulicsystemhasbeeninvariousindustrialsectorsandagriculture,forestry,animalhusbandryandfisheries,andmanyotherdepartmentsaremorewidelyused,andmoreadvancedequipment,itsapplicationonthepartofthehydraulicsystemmore.Thefourpillarsuniversalhydraulicpresshostmachineadoptsthreebeamfourpillartypestructure,applicabletoallkindsofpressingtechnologyofplasticitymaterial.

Keywords:

hydraulictransmission,controlsystem,hydraulicsystemfour-columnuniversalhydraulicpress

一、设计课题

（一）设计的目的

1.巩固和深化已学知识，掌握液压系统设计计算的一般方法和步骤，培养学生工程设计能力和综合分析问题、解决问题能力；

2.正确合理地确定执行机构，选用标准液压元件；能熟练地运用液压基本回路、组合成满足基本性能要求的液压系统；

3.熟悉并会运用有关的国家标准、设计手册和产品样本等技术资料。

提高学生在计算、制图、运用设计资料以及经验估算、CAD技术等方面的基本技能。

（二）设计内容

设计一台四柱万能液压机，设其下行部件G=1.6吨，下行行程1.2m–1.5m。

（三）设计要求：

1．确定液压缸的主要结构尺寸D，d

2．绘制正式液压系统图，动作表、明细表

3．确定系统的主要参数

4．进行必要的性能验算（压力损失、热平衡）

（四）主要参数确定

液压系统最高工作压力P=30MPa，在本系统中选用P=25MPa；

主液压缸公称吨位3150KN；

主液压缸用于冲压的压制力与回程力之比为8%，塑料制品的压制力与回程力之比为2%，取800KN；

顶出缸公称顶出力取主缸公称吨位的五分之一，取650KN；

顶出缸回程力为主液压缸公称吨位的十五分之一，210KN

行程速度

主液压缸快速空行程V=40mm/s

工作行程V=10mm/s

回程V=40mm/s

顶出液压缸顶出行程V=50mm/s

回程V=80mm/s

二、负载——工况分析

（一）工作负载

工件的压制抗力即为工作负载，此工作负载

（二）摩擦阻力

取动摩擦系数

，静摩擦系数

，

，则

静摩擦阻力

动摩擦阻力

（三）惯性负载

令加速、减速时间为0.2s，则

液压缸各阶段的负载情况

工　况

负载计算公式

液压缸负载

液压缸推力/N

启　　动

3136

3485

加　　速

1888

2030

快　　进

1568

1745

工　　进

3151568

3501745

快　　退

1568

1745

反向启动

18816

20910

加速

17568

19520

快退

17248

19165

根据上述计算结果，可绘制出负载循环图和速度循环图：

三、确定主液压缸、顶出液压缸结构尺寸

（一）主液压缸

1．主液压缸内径D：

根据GB/T2346-1993，取标准值D主=400mm

2．主液压缸活塞杆径d:

根据GB/T2346-1993，取标准值d主=250mm

3．主液压缸有效面积：

（其中A1为无杆腔面积，A2为有杆腔面积）

4．主液压缸实际压制力和回程力:

5．主液压缸的工作力:

（1）主液压缸的平衡压力

（2）主液压缸工进工作压力

（3）液压缸回程压力

（二）顶出液压缸

1.顶出液压缸内径:

根据GB/T2346-1993，取标准值D顶=200mm

2.顶出液压缸活塞杆径

根据GB/T2346-1993，取标准d顶=160mm

3.顶出液压缸有效面积（其中A3为无杆腔面积，A4为有杆腔面积）

4.顶出液压缸的实际顶出力和回程力

5.顶出压缸的工作力

四、液压缸运动中的供油量计算

（一）主液压缸的进出油量

1.主液压缸空程快速下行的进出油量：

2.主液压缸工作行程的进出油量：

3.主液压缸回程进出油量：

（二）顶出液压缸退回行程的进出油量

1.顶出液压缸顶出行程的进出油量：

2.顶出液压缸退回行程的进出油量：

五、确定快速空程供油方式，液压泵规格，驱动电机功率

（一）液压系统快速空程供油方式：

由于供油量大，不宜采用由液压泵供油方式，利用主液压缸活塞等自重快速下行，形成负压空腔，通过吸入阀从油箱吸油，同时使液压系统规格降低档次。

（二）选定液压泵的流量及规格：

设计的液压系统最高工作压力P=25MPa，主液压缸工作行程，主液压缸的无杆腔进油量为：

主液压缸的有杆腔进油量为:

顶出液压缸顶出行程的无杆腔进油量为：

设选主液压缸工作行程和顶出液压缸顶出行程工作压力最高（P=25MPa）工件顶出后不需要高压。

主液压缸工作行程（即压制）流量为75.36L/min，主液压缸工作回程流量为229.6L/min，选用5ZKB732型斜轴式轴向柱塞变量泵，该泵主要技术性能参数如下：

排量234.3ml/r，额定压力16MPa，最大压力25MPa，转速970r/min，容积效率96%。

该液压泵基本能满足本液压系统的要求。

（三）液压泵的驱动功率及电动机的选择：

主液压缸的压制力与顶出液压缸的顶出工作压力均为P=25MPa，主液压缸回程工作压力为10.45MPa，顶出液压缸退回行程工作压力为18.58MPa，液压系统允许短期过载，回此快速进退选10.45MPa，q=200L/min，工进选P=25MPa，q=75.36L/min，液压泵的容积效率ηv=0.96，机械效率ηm=0.95，两种工况电机驱动功率为：

由以上数据，查机械设计手册，选取Y280S-6三相异步电动机驱动液压泵，该电动机主要性能参数如下：

额定功率45KW，满载转速980r/min。

（四）确定油箱容积：

1.上油箱容积：

根据GB2876-81标准，取其标准值630L。

2.下油箱容积：

根据GB2876-81标准，取其标准值1600L。

六、选取液压系统图

（一）液压系统图:

（二）动作循环及电磁铁动作表：

动作顺序

1YA

2YA

3YA

4YA

5YA

6YA

主液压缸

快速下行

+

+

慢速加压

+

保压

卸压回程

+

停止

顶出缸

顶出

+

退回

+

压边

+

浮动拉伸

+

七、液压系统工作油路分析

A．启动：

电磁铁全断电，主泵卸荷。

主泵（恒功率输出）--电液换向阀7的M型中位--电液换向阀17的K型中位--油箱

B．液压缸15活塞快速下行：

1YA，5YA通电，电液换向阀7右位工作，控制油路经电磁换向阀12打开液控单向阀13，接通液压缸15下腔与液控单向阀13的通道。

进油路：

主泵（恒功率输出）--电液换向阀7--单向阀8--液压缸15上腔

回油路：

液压缸15下腔--单向阀13--电液换向阀7--电液换向阀17的K型中位--油箱

液压缸活塞依靠重力快速下行形成负压空腔：

大气压油--吸入阀11--液压缸15上腔

C．液压缸15活塞接触工件，慢速下行（增压行程）：

液压缸活塞碰行程开关2XK使5YA断电，切断液压缸15下腔经液控单向阀13快速回油通路，上腔压力升高，同时切断（大气压油--吸入阀11--上液压缸15上腔）吸油路。

进油路：

主泵（恒功率输出）--电液换向阀7--单向阀8--液压缸15上腔

回油路：

液压缸15下腔--顺序阀14--电液换向阀7--电液换向阀17的K型中位--油箱

D.保压：

液压缸15上腔压力升高达到预调压力，电接触压力表9发出信息，1YA断电，液压缸15进口油路切断，（单向阀8和吸入阀11的高密封性能确保液压缸15活塞对工件保压，利用液压缸15上腔压力很高，打开外控顺序阀10的目的是防止控制油路使吸入阀11误动而造成液压缸15上腔卸荷）当液压缸15上腔压力降低到低于电接触压力表9调定压力，电接触压力表9又会使1YA通电，动力系统又会再次向液压缸15上腔供应压力油……。

主泵（恒功率输出）--电液换向阀7的M型中位--电液换向阀17的K型中位--油箱，主泵卸荷。

E．保压结束，液压缸15上腔卸荷后：

保压时间到位，时间继电器电出信息，2YA通电（1YA断电），液压缸15上腔压力很高，打开外控顺序阀10，大部分油液经外控顺序阀10流回油箱，压力不足以立即打开吸入阀11通油箱的通道，只能先打开吸入11的卸荷阀，实现液压缸15上腔先卸荷，后通油箱的顺序动作，此时：

主泵1大部分油液--电液换向阀7--外控顺序阀10--油箱

F．液压缸15活塞快速上行：

液压缸15上腔卸压达到吸入阀11开启的压力值时，外控顺序阀10关闭。

进油路：

主泵1--电液换向阀7--液控单向阀13--液压缸15下腔

回油路：

液压缸15上腔--吸入阀11--油箱

G．顶出工件

液压缸15活塞快速上行到位，碰行程开关1XK，2YA断电，电液换向阀7复位，3YA通电，电液换向阀17右位工作。

进油路：

主泵1--电液换向阀7的M型中位--电液换向阀17--液压缸16下腔

回油路：

液压缸16上腔--电液换向阀17--油箱

H.顶出活塞退回：

4YA通电，3YA断电，电液换向阀17左位工作

进油路：

主泵1--电液换向阀7的M型中位--电液换向阀17--液压缸16有杆腔

回油路：

液压缸16无杆腔--电液换向阀17--油箱

I.压边浮动拉伸：

薄板拉伸时，要求顶出液压缸16无杆腔保持一定的压力，以便液压缸16活塞能随液压缸15活塞驱动一同下行对薄板进行拉伸，3YA通电，电液换向阀17右位工作，6YA通电，电磁阀19工作，溢流阀21调节液压缸16无杆腔油垫工作压力。

进油路：

主泵1--电液换向阀7的M型中位--电液换向阀17--液压缸16无杆腔

吸油路:

大气压油--电液换向阀17--填补液压缸16有杆腔的负压空腔

八、计算和选取液压元件

根据上面计算数据，查液压设计手册选取液压元件如下：

序号

元件名称

实际流量

规格

1

斜轴式轴向柱塞变量泵

227L/min

5ZKB732

2

齿轮泵

18L/min

BBXQ

3

电动机

Y802-4三相异步电机

4

滤油器

245L/min

WU-250×F

5

先导式溢流阀

227L/min

CG2V-8FW

6

溢流阀

18L/min

YF-L10B

7

电液换向阀

227L/min

24DY-B32H-Z

8

单向阀

227L/min

DF-L32H2

9

压力继电器

IPD01-H6L-Y

10

外控内泄型顺序阀

227L/min

XD4F-L32H

11

液控单向阀

376L/min

DFY-F50H2

12

两位四通电磁换向阀

18L/min

24D-10H-TZ

13

液控单向阀

227L/min

DFY-F32H2

14

顺序阀

227L/min

XD2F-L32H

15

主液压缸

16

顶出液压缸

17

电液换向阀

227L/min

24DY-B32H-Z

18

节流阀

227L/min

LDF-L32C

19

两位两通电磁换向阀

227L/min

22D-32B

20

先导式溢流阀

227L/min

CG2V-8FW

21

溢流阀

227L/min

YF-L32B

九、液压系统稳定性论证

（一）主液压缸压力损失的验算

1．快速空行程时的压力损失

快速空行程时，由于液压缸进油从吸入阀11吸油，油路很短，因此不考虑进油路上的压力损失，在回油路上，已知油管长度l=2m，油管直径d=32×10-3m，通过的流量q=3.83×10-3m3/s。

液压系统选用N32号液压油，考虑最低工作温度15℃，由手册查出此时油的运动粘度v=1.5cm2/s，油的密度ρ=900kg/m3，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，回油路中液流的雷诺数为

由上可知，回油路中的流动是层流。

（2）沿程压力损失ΕΔpλ

在回油路上，流速

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列于下表中:

元件名称

额定流量

实际流量

额定损失

实际损失

液控单向阀

250

229.8

2

168986

电液换向阀*2

250

229.8

4

675943

若取集成块进油路压力损失为30000Pa，回油路压力损失为50000Pa，则回油路总的压力损失为

2.慢速加压行程的压力损失

在慢速加压行程中，已知油管长度l=2m，油管直径d=32×10-3m，通过的流量进油路q1=1.26×10-3m3/s，回油路q2=0.77×10-3m3/s。

液压系统选用N32号液压油，考虑最低工作温度15℃，由手册查出此时油的运动粘度v=1.5cm2/s，油的密度ρ=900kg/m3，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

进油路中液流的雷诺数为

回油路中液流的雷诺数为

由上可知，进回油路中的流动是层流。

（2）沿程压力损失ΕΔpλ

在进油路上，流速

则压力损失为

在回油路上，流速

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列于下表中:

元件名称

额定流量

实际流量

额定损失

实际损失

单向阀

80

75.6

2

182883

电液换向阀

250

229.8

4

337973

顺序阀

50

46.2

3

256133

若取集成块进油路压力损失为30000Pa，回油路压力损失为50000Pa，则进油路总的压力损失为

回油路总的压力损失为

3.快速退回行程的压力损失

在快速退回行程中，主液压缸从顺序阀10卸荷，油路很短，压力损失忽略不计，已知油管长度l=2m，油管直径d=32×10-3m，通过的流量进油路q1=3.83×10-3m3/s。

液压系统选用N32号液压油，考虑最低工作温度15℃，由手册查出此时油的运动粘度v=1.5cm2/s，油的密度ρ=900kg/m3，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

进油路中液流的雷诺数为

由上可知，进油路中的流动是层流。

（2）沿程压力损失ΕΔpλ

在进油路上，流速

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列于下表中:

元件名称

额定流量

实际流量

额定损失

实际损失

单向阀

250

229.8

2

168986

电液换向阀

250

229.8

4

337973

若取集成块进油路压力损失为30000Pa，回油路压力损失为50000Pa，则进油路总的压力损失为

（二）顶出液压缸压力损失验算

1.顶出行程的压力损失

在顶出液压缸顶出行程中，已知油管长度l=2m，油管直径d=32×10-3m，通过的流量进油路q1=1.57×10-3m3/s，回油路q2=0.57×10-3m3/s。

液压系统选用N32号液压油，考虑最低工作温度15℃，由手册查出此时油的运动粘度v=1.5cm2/s，油的密度ρ=900kg/m3，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

进油路中液流的雷诺数为

回油路中液流的雷诺数为

由上可知，进回油路中的流动是层流。

（2）沿程压力损失ΕΔpλ

在进油路上，流速

则压力损失为

在回油路上，流速

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列于下表中:

元件名称

额定流量

实际流量

额定损失

实际损失

电液换向阀

250

94.2/34.2

4

56791/7486

若取集成块进油路压力损失为30000Pa，回油路压力损失为50000Pa，则进油路总的压力损失为

回油路总的压力损失为

2.顶出液压缸退回行程的压力损失

在慢速加压行程中，已知油管长度l=2m，油管直径d=32×10-3m，通过的流量进油路q1=0.9×10-3m3/s，回油路q2=2.51×10-3m3/s。

液压系统选用N32号液压油，考虑最低工作温度15℃，由手册查出此时油的运动粘度v=1.5cm2/s，油的密度ρ=900kg/m3，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

进油路中液流的雷诺数为

回油路中液流的雷诺数为

由上可知，进回油路中的流动是层流。

（2）沿程压力损失ΕΔpλ

在进油路上，流速

则压力损失为

在回油路上，流速

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列于下表中:

元件名称

额定流量

实际流量

额定损失

实际损失

电液换向阀

250

54/150.6

4

18662/145154

若取集成块进油路压力损失为30000Pa，回油路压力损失为50000Pa，则进油路总的压力损失为

回油路总的压力损失为

从以上验算结果可以看出，各种工况下的实际压力损失都能满足要求，说明液压系统的油路结构、元件的参数是合理的，满足要求。

（三）液压系统发热和温升验算

在整个工作循环中，工进阶段所占用的时间最长，所以系统的发热主要是工进阶段造成的，帮按工进工况验算系统温升。

系统总的发热功率Φ为

Φ=38.65-34.5=4.15KW=4150W

已知油箱容积V=1600L=1.6m3，则油箱的近似散热面积A为

假定通风条件良好，取油箱散热系数Cr=15×10-3KW/（m2·℃），则可得油液温升为

℃

设环境温度T=25℃，则热平均温度为56.14℃，油箱散热基本可达到要求。

设计小结

这次液压系统课程设计，是我们第一次较全面的液压知识的综合运用，通过这次练习，使得我们对液压基础知识有了一个较为系统全面的认识，加深了对所学知识的理解和运用，将原来看来比较抽象的内容实现了具体化，初步掊养了我们理论联系实际的设计思想，训练了综合运用相关课程的理论，结合生产实际分析和解决工程实际问题的能力，巩固、加深和扩展了有关液压系统设计方面的知识。

在课程设计过程中，通过制订设计方案，合理选择各液压零件类型，正确计算零件的工作能力，以及针对课程设计中出现的问题查阅资料，与同学交流讨论，大大扩展了我们的知识面，培养了我们在本学科方面的兴趣及实际动手能力，对将来我们在此方面的发展起了一个重要的作用。

本次课程设计是我们对所学知识运用的一次尝试，是我们在液压知识学习方面的一次有意义的实践。

通过这次设计任务，弄懂了一些以前书本中难以理解的内容，加深了对以前所学知识的巩固。

在设计中，通过自主学习，使自己在设计思想、设计方法和设计技能等方面都得到了一次良好的训练。

参考文献

[1]杨培元，朱福元主编.液压系统设计简明手册.北京：

机械工业