液压课设金龙Word格式文档下载.docx
《液压课设金龙Word格式文档下载.docx》由会员分享，可在线阅读，更多相关《液压课设金龙Word格式文档下载.docx（21页珍藏版）》请在冰点文库上搜索。
6液压元件选择14
6.1选择液压泵和电机14
6.1.1确定液压泵的工作压力14
6.1.2液压泵的流量14
6.1.3选择电机14
6.2辅件元件的选择15
7液压系统的性能验算16
7.1管路系统压力损失验算16
7.1.1判断油流类型16
7.1.2沿程压力损失∑△P116
7.1.3局部压力损失∑△P216
7.2系统发热与温升验算19
7.2.1回路效率19
7.2.2系统的总效率19
7.2.3工进工况液压泵的输入功率Pi19
7.2.4工进阶段的发热功率19
7.2.5系统温升△t19
8.谢辞20
9.文献20
1液压传动的发展概况和应用
1.1液压传动的发展概况
液压传动和气压传动称为流体传动，是根据17世纪帕斯卡提出的液体静压力传动原理而发展起来的一门新兴技术，是工农业生产中广为应用的一门技术。
如今，流体传动技术水平的高低已成为一个国家工业发展水平的重要标志。
第一个使用液压原理的是1795年英国约瑟夫·
布拉曼（JosephBraman,1749-1814），在伦敦用水作为工作介质,以水压机的形式将其应用于工业上,诞生了世界上第一台水压机。
1905年他又将工作介质水改为油,进一步得到改善。
第一次世界大战（1914-1918）后液压传动广泛应用,特别是1920年以后,发展更为迅速。
液压元件大约在19世纪末20世纪初的20年间,才开始进入正规的工业生产阶段。
1925年维克斯（F.Vikers）发明了压力平衡式叶片泵,为近代液压元件工业或液压传动的逐步建立奠定了基础。
20世纪初康斯坦丁·
尼斯克（G·
Constantimsco）对能量波动传递所进行的理论及实际研究;
1910年对液力传动（液力联轴节、液力变矩器等）方面的贡献，使这两方面领域得到了发展。
我国的液压工业开始于20世纪50年代，液压元件最初应用于机床和锻压设备。
60年代获得较大发展，已渗透到各个工业部门，在机床、工程机械、冶金、农业机械、汽车、船舶、航空、石油以及军工等工业中都得到了普遍的应用。
当前液压技术正向高压、高速、大功率、高效率、低噪声、低能耗、长寿命、高度集成化等方向发展。
同时，新元件的应用、系统计算机辅助设计、计算机仿真和优化、微机控制等工作，也取得了显著成果。
目前，我国的液压件已从低压到高压形成系列，并生产出许多新型元件，如插装式锥阀、电液比例阀、电液伺服阀、电业数字控制阀等。
我国机械工业在认真消化、推广国外引进的先进液压技术的同时，大力研制、开发国产液压件新产品，加强产品质量可靠性和新技术应用的研究，积极采用国际标准，合理调整产品结构，对一些性能差而且不符合国家标准的液压件产品，采用逐步淘汰的措施。
由此可见，随着科学技术的迅速发展，液压技术将获得进一步发展，在各种机械设备上的应用将更加广泛。
1.2液压传动在机械行业中的应用
机床工业——磨床、铣床、刨床、拉床、压力机、自动机床、组合机床、数控机床、加工中心等
工程机械——挖掘机、装载机、推土机等
汽车工业——自卸式汽车、平板车、高空作业车等
农业机械——联合收割机的控制系统、拖拉机的悬挂装置等
轻工机械——打包机、注塑机、校直机、橡胶硫化机、造纸机等
冶金机械——电炉控制系统、轧钢机控制系统等
起重运输机械——起重机、叉车、装卸机械、液压千斤顶等
矿山机械——开采机、提升机、液压支架等
建筑机械——打桩机、平地机等
船舶港口机械——起货机、锚机、舵机等
铸造机械——砂型压实机、加料机、压铸机等
1.3静液压传动装置的应用
静液压传动由于具有无级变速，调速范围宽，可以实现恒扭或恒功率调速，容易实现电控等优点，在工程机械中具有良好的应用前景。
但是在铲土运输机械和起重机械中作为主要传动就用却很少，其主要问题是在于国内液压元件质量差，而国外的液压元件价格又太高，会造成主同成本过高。
90年代以来，国内已引进了德国林德公司静液压叉车，以及利勃海尔公司静液压推土机的装载机，但在国内市场所占份额很小。
从国内工程机械市场的实际出发，本文对静液压传动在国内的推广应用提出探讨性的意见如下：
（1）静液压传动叉车在发达国家已经被广泛采用，由于国内部分仓库、码头和工厂等使用部门对叉车的机动性能（尤其是低速性能）、噪声已经有较高的要求，因此这些部门正在成为国内静液压叉车用户。
国内叉车和液压元件生产企业应该看到静液压叉车的良好前景，联合研究开发适合我国国情的叉车静液压系统，提供能先进，工作可靠，价格适中的产品。
也可以采用与国际静液压元件制造公司联合开发的方式，加快开发的速度。
（2）中小型多功能工程机械由于具有挖掘，装载，叉车和起重等多功能，在发达国家已经得到了广泛的应用。
随着我国经济建设尤其是城市建设的发展，中小型多功能工程机械也将在我国推广应用，而它们无疑将首先采用静液压传动作为其主要传动装置。
国内工程机械企业应该看到中小型多功能工程机械的发前景，联合国内外静液压元件生产企业共同开展对它们的研究开发，以促进中小型多功能工程机械在我国的发展。
（3）在国内大型铲土运输和起重机械中，由于配套的静液压与电子控制元件的技术难度大，价格太高，在国内用户中难以接受。
因此，在我国暂时不宜将静液压传动研究开发的重点放在与大型铲土运输和起重机械配套上，而应将重点放在上述两类工程机械上。
2液压传动的工作原理和组成
液压传动是用液体作为工作介质来传递能量和进行控制的传动方式。
液压系统利用液压泵将原动机的机械能转换为液体的压力能，通过液体压力能的变化来传递能量，经过各种控制阀和管路的传递，借助于液压执行元件（缸或马达）把液体压力能转换为机械能，从而驱动工作机构，实现直线往复运动和回转运动。
驱动机床工作台的液压系统是由油箱、过滤器、液压泵、溢流阀、开停阀、节流阀、换向阀、液压缸以及连接这些元件的油管、接头等组成。
2.1工作原理
1）电动机驱动液压泵经滤油器从油箱中吸油，油液被加压后,从泵的输出口输入管路。
油液经开停阀、节流阀、换向阀进入液压缸，推动活塞而使工作台左右移动。
液压缸里的油液经换向阀和回油管排回油箱。
2）工作台的移动速度是通过节流阀来调节的。
当节流阀开大时，进入液压缸的油量增多，工作台的移动速度增大；
当节流阀关小时，进入液压缸的油量减少，工作台的移动速度减少。
由此可见，速度是由油量决定的。
2.2液压系统的基本组成
1）能源装置——液压泵。
它将动力部分（电动机或其它远动机）所输出的机械能转换成液压能，给系统提供压力油液。
2）执行装置——液压机（液压缸、液压马达）。
通过它将液压能转换成机械能，推动负载做功。
3）控制装置——液压阀。
通过它们的控制和调节，使液流的压力、流速和方向得以改变，从而改变执行元件的力（或力矩）、速度和方向，根据控制功能的不同，液压阀可分为村力控制阀、流量控制阀和方向控制阀。
压力控制阀又分为益流阀（安全阀）、减压阀、顺序阀、压力继电器等；
流量控制阀包括节流阀、调整阀、分流集流阀等；
方向控制阀包括单向阀、液控单向阀、梭阀、换向阀等。
根据控制方式不同，液压阀可分为开关式控制阀、定值控制阀和比例控制阀。
4）辅助装置——油箱、管路、蓄能器、滤油器、管接头、压力表开关等.通过这些元件把系统联接起来，以实现各种工作循环。
5）工作介质——液压油。
绝大多数液压油采用矿物油，系统用它来传递能量或信息。
3液压传动的优缺点
3.1液压传动的优点
1）在相同的体积下，液压执行装置能比电气装置产生出更大的动力。
在同等功率的情况下，液压执行装置的体积小、重量轻、结构紧凑。
液压马达的体积重量只有同等功率电动机的12%左右。
2）液压执行装置的工作比较平稳。
由于液压执行装置重量轻、惯性小、反应快，所以易于实现快速起动、制动和频繁地换向。
液压装置的换向频率，在实现往复回转运动时可达到每分钟500次，实现往复直线运动时可达每分钟1000次。
3）液压传动可在大范围内实现无级调速（调速比可达1：
2000），并可在液压装置运行的过程中进行调速。
4）液压传动容易实现自动化，因为它是对液体的压力、流量和流动方向进行控制或调节，操纵很方便。
当液压控制和电气控制或气动控制结合使用时，能实现较复杂的顺序动作和远程控制。
5）液压装置易于实现过载保护且液压件能自行润滑，因此使用寿命长。
6）由于液压元件已实现了标准化、系列化和通用化，所以液压系统的设计、制造和使用都比较方便。
3.2液压传动的缺点
1）液压传动是以液体为工作介质，在相对运动表面间不可避免地要有泄漏，同时，液体又不是绝对不可压缩的，因此不宜在传动比要求严格的场合采用，例如螺纹和齿轮加工机床的内传动链系统。
2）液压传动在工作过程中有较多的能量损失，如摩擦损失、泄漏损失等，故不宜于远距离传动。
3）液压传动对油温的变化比较敏感，油温变化会影响运动的稳定性。
因此，在低温和高温条件下，采用液压传动有一定的困难。
4）为了减少泄露，液压元件的制造精度要求高，因此，液压元件的制造成本高，而且对油液的污染比较敏感。
5）液压系统故障的诊断比较困难，因此对维修人员提出了更高的要求，既要系统地掌握液压传动的理论知识，又要有一定的实践经验。
6）随着高压、高速、高效率和大流量化，液压元件和系统的噪声日益增大，这也是要解决的问题。
4液压系统工况分析
4.1运动分析
绘制动力滑台的工作循环图
4.2负载分析
4.2.1负载计算
（1）工作负载
工作负载为已知FL=30000N
（2）摩擦阻力负载
已知采用平导轨，且静摩擦因数
=0.2,动摩擦因数ud=0.1,则：
静摩擦阻力
=0.2×
10000N=2000N
动摩擦阻力
=0.1×
10000N=1000N
（3）惯性负载动力滑台起动加速，反向起动加速和快退减速制动的加速度的绝对值相等，既△u=4.2m/min，△t=0.2s，故惯性阻力为：
=ma=G△u/g△t=（10000×
4.2）÷
（9.8×
0.2×
60）=357.14N
（4）由于动力滑台为卧式放置，所以不考虑重力负载。
（5）关于液压缸内部密封装置摩擦阻力Fm的影响，计入液压缸的机械效率中。
（6）背压负载初算时暂不考虑
（1）启动时F1=
/ηcm=2000/0.9=2223N
（2）加速时F2=（
+
）/ηcm=（1000+357.14）/0.9=1508N
（3）快进时F3=
/ηcm=1000/0.9N=1112N
（4）工进时F4=（
）/ηcm=（30000+1000）/0.9N=34445N
（5）快退时F5=
4.2.3绘制动力滑台负载循环图，速度循环图（见图1）
图1
4.2.4确定液压缸的工作压力
参考课本资料,初选液压缸工作压力p1=4MPa
4.2.5确定缸筒内径D，活塞杆直径d
A=Fmax／pη=9300mm2
D=109m
按GB/T2348——1993，取D=110mm
d=0.71D=78.1mm
按GB/T2348——1993，取d=80mm
4.2.6液压缸实际有效面积计算
无杆腔面积A1=πD2/4=3.14×
1102/4mm2=9500mm2
有杆腔面积A2=π（D2－d2）/4=3.14×
（1102－802）/4mm2=4500mm2
4.2.7液压缸在工作循环中各阶段的压力、流量、功率表
（1）液压缸压力、流量、功率计算
工
况
差动快进
工进
快退
启动
加速
恒速
计算公式
p=F/A3
q=u3A3
P=pq
p=（F+p2A2）/A1
q=u1A1
p=（F+p2A1）/A2
q=u2A2
速度m/min
u2=4.2
u1=0.05
u3=4.2
负载N
2223
1508
1112
34445
压力MPa
0.89
0.75
0.67
3.91
1.97
1.81
1.72
流量L/min
21
0.475
18.9
功率W
234.5
30.95
541.8
取背压力
p2=0.6MP
p2=0.7MP
5拟定液压系统图
5.1液压泵型式的选择
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组成，而且是顺序进行的。
从提高系统效率考虑，选用限压式变量叶片或双联叶片泵教适宜。
将两者进行比较（见表2）故采用双联叶片泵较好。
表2
双联叶片泵
限压式变量叶片泵
1．流量突变时，液压冲击取决于溢流阀的性能，一般冲击较小
1．流量突变时，定子反应滞后，液压冲击大
2内部径向力平衡，压力平衡，噪声小，工作性能较好。
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．须配有溢流阀、卸载阀组，系统较复杂
3．系统较简单
4．有溢流损失，系统效率较低，温升较高
4．无溢流损失，系统效率较高，温升较低
5.2选择液压回路
（1）选择油源形式从工况图可以清楚看出，在工作循环内，液压缸要求油源提供快进、快退行程的低压大流量和工进行程的高压小流量的油液。
最大流量与最小流量之比qmax/qmin=21/0.475
44；
其相应的时间之比（t1+t3）/t2=（2.14+2.57）/36=0.131。
这表明在一个工作循环中的大部分时间都处于高压小流量工作。
从提高系统效率、节省能量角度来看，选用单定量泵油源显然是不合理的，为此可选用限压式变量泵或双联叶片泵作为油源。
考虑到前者流量突变时液压冲击较大，工作平稳性差，且后者可双泵同时向液压缸供油实现快速运动，最后确定选用双联叶片泵方案，如图2a所示。
（2）选择快速运动和换向回路本系统已选定液压缸差动连接和双泵供油两种快速运动回路实现快速运动。
考虑到从工进转快退时回油路流量较大，故选用换向时间可调的电液换向阀式换向回路，以减小液压冲击。
由于要实现液压缸差动连接，所以选用三位五通电液换向阀，如图2b所示。
（3）选择速度换接回路由于本系统滑台由快进转为工进时，速度变化大，为减少速度换接时的液压冲击，选用行程阀控制的换接回路，如图2c所示。
（4）选择调压和卸荷回路在双泵供油的油源形式确定后，调压和卸荷问题都已基本解决。
即滑台工进时，高压小流量泵的出口压力由油源中的溢流阀调定，无需另设调压回路。
在滑台工进和停止时，低压大流量泵通过液控顺序阀卸荷，高压小流量泵在滑台停止时虽未卸荷，但功率损失较小，故可不需再设卸荷回路。
5.3组成液压系统
将上面选出的液压基本回路组合在一起，并经修改和完善，就可得到完整的液压系统工作原理图，如图3所示。
在图3中，为了解决滑台工进时进、回油路串通使系统压力无法建立的问题，增设了单向阀6。
为了避免机床停止工作时回路中的油液流回油箱，导致空气进入系统，影响滑台运动的平稳性，图中添置了一个单向阀13。
考虑到这台机床用于钻孔（通孔与不通孔）加工，对位置定位精度要求较高，图中增设了一个压力继电器14。
当滑台碰上死挡块后，系统压力升高，它发出快退信号，操纵电液换向阀换向。
6液压元件选择
6.1选择液压泵和电机
6.1.1确定液压泵的工作压力
由前面可知，液压缸在整个工作循环中的最大工作压力为3.91MPa，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0.8MPa。
Pp1=（3.91+0.8）MPa=4.71MPa
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。
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0.4MPa，故快退时泵的工作压力为
Pp2=（1.97+0.4）MPa=2.37MPa
这是大流量泵的最高工作压力，此值是液控顺序阀7和8调整的参考数据。
确定液压泵的流量
液压缸需要的最大流量为21L/min，若取系统泄露系数K为1.1，则两泵的总流量应为
q=1.1×
21=23.1L/min
6.1.2液压泵的流量
在快进时，最大流量值为21L／min,
=21L／min
在工进时，最小流量值为0.475L／min.为保证工进时系统压力较稳定，应考虑溢流阀有一定的最小溢流量，取最小溢流量为2L／min（约0.017×
10-3m3／s）故
小流量泵应取2.475L／min
根据以上计算数值，选用YB1-2.5/32型双联叶片泵。
6.1.3选择电机
最大功率出现在快退阶段，其数值按下式计算
Pp=Pp2（qv1+qv2）／ηp=2.37×
106（2.5+32）×
10-3／0.75×
60×
1000=1817W
式中qv1——大泵流量，qv1=21L／min
qv2——小泵流量，qv2=2.475L／min
ηp——液压泵总效率，取ηp=0.75。
根据快退阶段所需功率1817W及双联叶片泵要求的转速，选用功率为2.2KW的Y112M-6型电动机。
6.2辅件元件的选择
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2液压元件及型号
序号
元件名称
通过的最大流量q/L/min
规格
型号
额定流量qn/L/min
额定压力Pn/MPa
1
—
YB1-2.5/32
2.5/32
6.3
2
三位五通电液换向阀
70
35DY—100BY
100
3
行程阀
62.3
22C—100BH
4
调速阀
<
Q—6B
6
5
单向阀
I—100B
29.3
I—63B
7
液控顺序阀
28.1
XY—63B
63
8
背压阀
B—10B
10
9
溢流阀
5.1
Y—10B
27.9
11
滤油器
36.6
XU—50×
200
80
12
压力表开关
K—6B
13
注：
以上元件除液压泵、滤油器外，均为板式连接。
7液压系统的性能验算
7.1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=2m，油管内径d=16mm，通过最大流量为
=73L／min，油液密度为ρ=900kg/m3,油液的运动黏度取ν=0.0001m2/s。
7.1.1判断油流类型
利用下式计算出雷诺数
Re=4q/πdν=4×
73×
10-3×
104／60×
π×
16×
10-3≈969<
2000
为层流。
7.1.2沿程压力损失∑△P1
管中流速为
v=4q/（πd×
d）=4×
0.073/（60×
0.016×
0.016）=6.05m/s
因此沿程压力损失为
∑△P1=75×
l×
ρ×
v2/（Re×
d×
2）=0.16MPa
7.1.3局部压力损失∑△P2
在管道结构尚未确定的情况下，管道的局部压力损失∆pζ常按下式作经验计算
∆pζ=0.016MPa
各工况下的阀类元件的局部压力损失可根据下式计算
其中的pn由产品样本查出，qn和q数值查表可列出。
滑台在快进、工进和快退工况下的压力损失计算如下：
1．快进
滑台快进时，液压缸通过电液换向阀差动连接。
在进油路上，油液通过单向阀10、电液换向阀2，然后与液压缸有杆腔的回油汇合通过行程阀3进入无杆腔。
在进油路上，压力损失分别为
在回油路上，压力损失分别为
将回油路上的压力损失折算到进油路上去，便得出差动快速运动时的总的压力损失
2．工进
滑台工进时，在进油路上，油液通过电液换向阀2、调速阀4进入液压缸无杆腔，在调速阀4处的压力损失为0.5MPa。
在回油路上，油液通过电液换向阀2、背压阀8和大流量泵的卸荷油液一起经液控顺序阀7返回油箱，在背压阀8处的压力损失为0.6MPa。
若忽略管路的沿程压力损失和局部压力损失，则在进油路上总的压力损失为
此值略小于估计值。
在回油路上总的压力损失为
该值即为液压缸的回油腔压力p2=0.66MPa，可见此值与初算时参考表4选取的背压值基本相符
升级会员 