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目 錄 摘要………………………………………………………….Ⅱ 第一章 設計課題及主要技術參數(shù)、工作原理………….3 1.1設計課題………………………………………………..3 1.2設計參數(shù)………………………………………………..5 第二章 工況分析…………………………………………..6 2.1繪制液壓缸速度循環(huán)圖、負載圖……………………..6 2.2參數(shù)……………………………………………………..6 第三章 確定液壓缸參數(shù)……………………………………7 第四章 液壓元、輔件的選擇.........................10 4.1液壓元件的選擇……………………………………….10 4.2液壓輔件的選擇………………………………………..11 第五章 液壓系統(tǒng)主要性能驗算…………………………..14 5.1系統(tǒng)壓力損失計算………………………………..…..14 5.2系統(tǒng)效率計算………………………………………….16 5.3系統(tǒng)發(fā)熱與升溫計算………………………………….17 設計心得……………………………………….…………....18 參考文獻 ……………………………………….…………… 19 第一章 設計課題及主要技術參數(shù)、工作原理 1.1設計課題 設計一臺YA32-1000KN型四柱萬能液壓機，設該四柱萬能液壓機下行移動部件重G=1噸，下行行程1.0-1.2m，其液壓系統(tǒng)圖如下 1、 主液壓泵（恒功率輸出液壓泵），2、齒輪泵，3、電機，4、濾油器，5、7、8、22、25、溢流閥，6、18、24、電磁換向閥，9、21、電液壓換向閥，10、壓力繼電器，11、單向閥，12、電接觸壓力表，13、19、液控單向閥，14、液動換向閥，15、順序閥，16上液壓缸，17、順序閥，20、下液壓缸，23節(jié)流器，26、行程開關 A、啟動：電磁鐵全斷電，主泵卸荷。 主泵（恒功率輸出）→電液換向閥9的M型中位→電液換向閥21的K型中位→T B、液壓缸16活塞快速下行： 2YA、5YA通電，電液換向閥9右位工作，道通控制油路經(jīng)電磁換向閥18，打開液控單向閥19，接通液壓缸16下腔與液控單向閥19的通道。 進油路：主泵（恒功率輸出）→電液換向閥9→單向閥11→液壓缸16上腔 回油路：液壓缸16下腔→電液換向閥9→電液換向閥21的K型中位→T 液壓缸活塞依靠重力快速下行：大氣壓油→吸入閥13→液壓缸16上腔的負壓空腔 C.液壓缸16活塞接觸工件，開始慢速下行（增壓下行）： 液壓缸活塞碰行程開關2XK使5YA斷電，切斷液壓缸16下腔經(jīng)液控單向閥19快速回油通路，上腔壓力升高，同時切斷（大氣壓油　→吸入閥13　→上液壓缸16上腔）吸油路。 進油路：主泵（恒功率輸出）→電液換向閥9→單向閥11→液壓缸16上腔 回油路：　液壓缸16下腔→順序閥17→電液換向閥9→電液換向閥21的K型中位→T D、保壓： 液壓缸16上腔壓力升高達到預調(diào)壓力，電接觸壓力表12發(fā)出信息，2YA斷電，液壓缸16進口油路切斷，(單向閥11 和吸入閥13的高密封性能確保液壓缸16活塞對工件保壓，利用液壓缸16上腔壓力很高，推動液動換向閥14下移，打開外控順序閥15，防止控制油路使吸入閥1誤動而造成液壓缸16上腔卸荷) 當液壓缸16上腔壓力降低到低于電接觸壓力表12調(diào)定壓力，電接觸壓力表12又會使2YA通電，動力系統(tǒng)又會再次向液壓缸16上腔供應壓力油……。 主泵（恒功率輸出）主泵→電液換向閥9的M型中位→電液換向閥21的K型中位→T，主泵卸荷 。 E、保壓結束、液壓缸16上腔卸荷后： 保壓時間到位，時間繼電器發(fā)出信息， 1YA通電（2TA斷電），液壓缸16上腔壓力很高，推動液動換向閥14下移，打開外控順序閥15，主泵1→電液壓換向閥9的大部分油液經(jīng)外控順序閥15流回油箱，壓力不足以立即打開吸入閥13通油箱的通道，只能先打開吸入閥13的卸荷閥（或叫卸荷閥的卸荷口），實現(xiàn)液壓缸16上腔（只有極小部分油液經(jīng)卸荷閥口回油箱）先卸荷，后通油箱的順序動作，此時： 主泵1大部分油液→電液壓換向閥9→外控順序閥15→T F、液壓缸16活塞快速上行： 液壓缸16上腔卸壓達到吸入閥13開啟的壓力值時，液動換向閥14復位，外控制順序閥15關閉，切斷主泵1大部分油液→電液換向閥9→外控順序閥15→T的油路，實現(xiàn)： 進油路：主泵1→電液換向閥9→液控單向閥19→液壓缸16下腔 回油路：液壓缸16上腔→吸入閥13→T G、頂出工件： 液壓缸16活塞快速上行到位，碰行程開關1XK，1YA斷電，電液換向閥9復位，4YA通電，電液換向閥21右位工作 進油路：主泵1→電液換向閥9的M型中位→電液換向閥21→液壓缸20下腔 回油路：液壓缸20上腔→電液換向閥21→T H、頂出活塞退回：3YA通電，4YA斷電，電液換向閥21左位工作 進油路：主泵1→電液換向閥9的M型中位→電液換向閥21→液壓缸20有桿腔 回油路：液壓缸20無桿腔→電液換向閥21→T K、壓邊浮動拉伸： 薄板拉伸時，要求頂出液壓缸20無桿腔保持一定的壓力，以便液壓缸20活塞能隨液壓缸16活塞驅(qū)動動模一同下行對薄板進行拉伸，4YA通電，電液壓換向閥21右位工作，6YA通電，電磁閥24工作，溢流閥25調(diào)節(jié)液壓缸20無桿腔油墊工作壓力。 進油路：主泵1→電液換向閥9的M型中位→電液換向閥21→液壓缸20無桿腔 吸油路：大氣壓油→電液壓換向閥21→填補液壓缸20有桿腔的負壓空腔 1.2設計參數(shù)： 液壓系統(tǒng)最高壓力P=32mPa 一般選用P=20-25mPa 主液壓缸公稱噸位1000KN 主液壓缸用于沖壓的壓制力與回程力之比值為5-10%，塑料制品的壓制力與回程力之比為2%， 頂出缸公稱頂出力取主缸公稱噸位的五分之一 頂出缸回程力為主液壓缸公稱噸位的十五分之一 主液壓缸 快速空行程 V=100mm/s 工作行程 V=10mm/s 回程 V=80mm/s 頂出液壓缸 頂出行程 V=80mm/s 回程 V=120mm/s 設計要求： 設計選擇組成該液壓系統(tǒng)的基本液壓回路并說明液壓系統(tǒng)的工作原理，設計計算選擇液壓元件，進行液壓系統(tǒng)穩(wěn)定性校核，繪液壓系統(tǒng)圖及液壓集成回路圖，設計液壓裝置和液壓集成塊，編寫液壓系統(tǒng)設計說明書。 第二章 工況分析 2.1繪制液壓缸速度循環(huán)圖、負載圖 2.2參數(shù) 1、選取參數(shù) 取動摩擦系數(shù)fd=0.1 ，靜摩擦系數(shù)fj=0.2 ，η缸=0.9 ， V快=100mm/s ， V工=10mm/s，令起動時間不超過0.2秒， 選取工作壓力F=25000N(按負載20000-30000計算得) 選 取P=20-25mPa 取P1=25mPa 2、計算摩擦力 靜摩擦力F2=Gfj=98000.2=1960N 動摩擦力F3=Gfd=98000.1=980N 3、確定液壓缸的推力 啟動推力F啟=F2/η缸=1960÷0.9=2178N,取整為2180N 加速推力F加=（F3+F4）/η缸=1644N，取整為1640N 快進推力F快=F3/η缸=980÷0.9=1089,取整為1090N 工進推力F工=（F1+F3）/η缸=39978N，取整為40000N 第三章 確定液壓缸參數(shù) 1、初選液壓缸工作壓力 按照液壓缸工作時的作用力F工參考課本270頁表9～1，初定工作壓力P1=20～25mpa ,取P1=25mpa；選用A1/2=A2差動液壓缸. 2、計算液壓缸結構尺寸 主缸的內(nèi)徑 根據(jù)GB/T2348－1993，取標準值　D主 =250mm 活塞桿直徑 主缸 根據(jù)GB/T2348－1993，取標準值　 則有液壓缸各部分面積如下： 3 主缸的壓制力 4 實際回程 R主回==190000N=190KN 5 頂出缸的內(nèi)徑 根據(jù)GB/T2348－1993，取標準值　 m 根據(jù)GB/T2348－1993，取標準值　 6 頂出缸的面積 頂出缸的頂出力 7 頂出缸 的回程力 R頂回= 8 .頂出液壓缸的工作壓力和回程工作壓力： Pa 　　 9 液壓缸運動中供油量 （1） 快速空行 （2） 工作進程進出油量 (3) 主缸回程 （4） 頂出缸進排油量 頂出行程 頂出缸退回 第四章 液壓元、輔件的選擇 4.1液壓元件的選擇 1.液壓系統(tǒng)快速空程供油方式： 由于供油量大，不宜采用由液壓泵供油方式，利用主液壓缸活塞等自重快速下行，形成負壓空腔，通過吸入閥從油箱吸油，同時使液壓系統(tǒng)規(guī)格降低檔次。 2.選定液壓泵的流量及規(guī)格： 設計的液壓系統(tǒng)最高工作壓力主液壓缸工作行程，主液壓缸的無桿腔進油量為： 3.主液壓缸的有桿腔進油量為： 4.頂出液壓缸頂出行程的無桿腔進油量為： 設選主液壓缸工作行程和頂出液壓缸頂出行程工作壓力最高（）工件頂出后不需要高壓。主液壓缸工作行程（即壓制）流量為29.46L/min,主液壓缸工作回程流量為4.56L/min,選用160BGY14-1B型電液比例斜盤式軸向變量柱塞泵。雖然在只有156L/min，主液壓缸活塞返回速度有所降低，在工作壓力為時，流量降低40%,仍可獲101L/min的流量，基本滿足主液壓缸工作回程4.56L/min、滿足工進流量29.46L/min的進給設計要求。由于選用電液比例控制，獲節(jié)能高效效益。 5.液壓泵的驅(qū)動功率及電動機的選擇： 主液壓缸的壓制與頂出液壓缸的頂出工作壓力均為P=20×106Pa；主液壓缸回程工作壓力為P=6.64×106Pa頂出液壓缸退回行程工作壓力17.1×106Pa，液壓系統(tǒng)允許短期過載，因此，快速進退選P=6.64×106Pa,q=156L/min, 工進選P=25.12×106Pa,q=101L/min,液壓泵的容積效率ηv=0.92，機械效率ηm=0.95，兩種工況電機驅(qū)動功率為： P工 > P快　　　電動機允許短期過載，選取37KW的Y250M-6型電機。若設定工作壓力在 （25-32）×106Pa, 選取55KW的Y280M-6型電機。 液壓缸的壓制工作壓力為P=25.8mPa；液壓缸回程工作壓力為P=0.64mPa快速進退選P=2.88×106Pa,q=250L/min, 工進選P=25.8×106Pa,q=157.5L/min,液壓泵的容積效率ηv=0.92，機械效率ηm=0.95，兩種工況電機驅(qū)動功率為 （按等值功率計算： 　 　　　 K——電動機過載系數(shù)　直流電動機K=1.8－2.5，若考慮到網(wǎng)絡電壓波動，一般取 K=1.5－2.0 取 選取液壓泵的驅(qū)動電機，首先應考慮等值功率和運動循環(huán)動作階段的最大功率。本課題運動循環(huán)動最大功率是終壓功率67.73/0.95×0.92=77.5KW，持續(xù)時間只有2秒鐘時間，不在電動機允許的短期過載范圍內(nèi)，不能按等值功率計值的短期過載處理，也不能按運動循環(huán)選取250BGY14-1B型電液比例斜盤式軸向變量柱塞泵電動機的最大驅(qū)動功率，只能按短折算系數(shù)為1.7的短期過載設計，選取45KWY280M-2型交流異步電動機驅(qū)動液壓泵。） 查手冊選取Y280M-6型電機,其額定功率為37KW。 4.2液壓輔件的選擇 1、根據(jù)系統(tǒng)的工作壓力和通過各元、輔件的實際流量，選擇的元、輔件的規(guī)格如下表所示。 序號 元　件　名　稱 實際流量 規(guī)格 備注 1 斜盤式軸向柱塞泵 160L/min 160BGY14-1B 2 齒輪泵 10L/min CB-10 55KW 3 電動機 Y250M-6 4 濾油器 250L/min WU－250×180F 5 電液比例溢流閥 160L/min YF-B20H 6 直動式溢流閥 10L/min Y-Hb6F 7 三位四通電液換向閥 160L/min 34BYM-H20-T 8 單向閥 160L/min DF-B20K3 9 電接觸壓力表 KF-L8/30E 10 外控順序閥 160L/min X4F-B20F-Y 11 液控單向閥 600L/min 自制 12 二位三通電磁換向閥 10L/min 23D-10B 13 液控單向閥 160L/min DFY-B20H2 14 內(nèi)控外泄式順序閥 160L/min X4F-B20F-Y1 15 主液壓缸 外購 16 頂出液壓缸 外購 17 三位四通電液換向閥 160L/min 34BYK-H20-T 18 阻尼器 25L/min 自制 19 二位二通電磁換向閥 25L/min 22D-10B 20 先導式溢流閥 160L/min YF-B20H 21 直動式溢流閥 25L/min 22 行程開關 Y-Hb6F 外購3個 2、油箱容量：按經(jīng)驗公式計算油箱容量 上油箱容積： 下油箱容積： 液壓缸流量表 動　作　順　序 流進　　L/min 　流出　L/min 主液 壓缸 快速下行 160+694=754 271.2 工作行程 101 36.4 回　　程 160 444.8 頂出 液壓缸 頂出行程 101 61.8 退回行程 160 261.5 第五章 液壓系統(tǒng)主要性能驗算 5.1系統(tǒng)壓力損失計算 管道直徑按選定元件的接口尺寸確定為d=20mm,進、回油管長度都定為L=2m,油液的運動粘度取,油液的密度取。 1、判斷流動狀態(tài) 進、回油管路中所通過的流量以快退時回油量q=444.8L/min為最大，由雷諾數(shù) 可知 因為Re〉2300,故各工況下的進、回油路中油液的流動狀態(tài)為紊流。 2、計算系統(tǒng)壓力損失 由于工進時，油路流量少，可忽略不計；以下只計算快進時的系統(tǒng)壓力損失。 A、進油路中的壓力損失 快進時油液在管道中的流速為 a、計算沿程壓力損失 △P= b、局部壓力損失按經(jīng)驗公式計算 △P1=0.1△P= c、閥類元件產(chǎn)生的局部壓力損失 根據(jù)公式 ，其中為額定壓力損失，由手冊查得電液換向閥9、21單向閥11、行程閥26的額定壓力損失均為，q為實際流量，為標準流量。 △P進=△P+△P1+ B、回油路中的壓力損失 回油路中油液的流速為 回油路的雷諾數(shù)為 沿程壓力損失為△P= 局部壓力損失為△P1=0.1△P沿= 閥類元件損失為△P閥= △P回=△P+△P1+△P閥= C、快進的總的壓力損失 △P總=△P進+△P回= △P總小于工進壓力損失設定值△P1，壓力損失校驗合格。 5.2系統(tǒng)效率計算 在一個工作循環(huán)周期中，工進時間最長，因此，用工進時的效率來代表整個循環(huán)的效率。 1、計算回路效率 按公式來計算，其中 和————液壓缸的工作壓力和流量； 、、和——每個液壓泵的工作壓力和流量； 大流量泵的工作壓力就該泵通過順序閥17卸荷時產(chǎn)生的壓力損失，因此它的的值為 工進時，液壓缸回油腔的壓力為P2=1MPa，進油腔的壓力為 P1= 小流量泵在工進時的工作壓力，等于液壓缸工作腔壓力加上進油路上的壓力損失，即 = 則回路效率為 2、計算系統(tǒng)效率 取雙聯(lián)葉片泵的總效率η泵=0.70，液壓缸的總效率η缸=0.90，則系統(tǒng)效率η為 η=η泵η缸 =0.70.90.35=0.22 5.3系統(tǒng)發(fā)熱與升溫計算 系統(tǒng)發(fā)熱計算和系統(tǒng)效率計算同樣原因，也只考慮工進階段。 工進時，液壓泵的輸入功率為 P入W 此時，系統(tǒng)所產(chǎn)生的熱流量為 Q= P入（1-η）=121 （1-0.22）=94.38W 系統(tǒng)中的油液溫升為 ℃ 其中傳熱系數(shù)K=15W/（㎡·℃）。本系統(tǒng)溫升很小，符合要求 設計心得 我們的設計課題雖然牽涉的知識面相對較窄，但是我們的設計液壓控制系統(tǒng)還是采用近兩年比較興新液壓閥進行設計，所以設計起來不是很簡單，但在黃教授的指導和同學的幫助下完成了設計。這也是我們在畢業(yè)這一段時間里重新的溫習和鞏固以前所學的東西，其體會有以下幾點： 1） 通過設計使所學的液壓傳動以及相關知識得到了進一步的鞏固，加深和擴展，同時也學會了一些怎樣將理論知識運用于生產(chǎn)實際的方法。 2） 在設計實踐中學習和掌握了通用液壓元件的選用，各類閥體的用途、組合方法和設計技能。 3） 在這次的設計中不僅僅是液壓方面的知識，對計算機會圖等各方面的知識、運用于熟悉設計資料以及進行經(jīng)驗估算等放面進行一次調(diào)練，同時，通過設計培養(yǎng)了分析和解決生產(chǎn)實際問題的能力。 4） 通過這次設計使我感到自己掌握的知識和我在生產(chǎn)實踐中的距離，在今后的工作中依然得繼續(xù)學習。 參考文獻 1、《液壓系統(tǒng)設計簡明手冊》，楊培元、朱福元主編，機械工業(yè)出版社。 2、《液壓傳動系統(tǒng)》第三版，官忠范主編，機械工業(yè)出版社。 3、《液壓傳動設計手冊》，煤炭工業(yè)部、煤炭科學研究院上海研究所主編，上?？茖W技術出版社。 4、《袖珍液壓氣動手冊》第二版，劉新德主編，機械工業(yè)出版社。 5、《液壓傳動課程設計指導書》，高等工程?？茖W校機制及液壓教學研究會液壓組主編。 6、《液壓傳動與氣壓傳動》第二版，何存興、張鐵華主編，華中科技大學出版社。 7、《金屬鉆削機床液壓傳動》，章宏甲主編，江蘇科學技術出版社。 8、《工程機械液壓與液力傳動》，李芳民主編，人民交通出版社。 9、《新編液壓工程手冊》，雷天覺主編，北京理工大學出版社。 10、《液壓系統(tǒng)設計圖集》，周士昌主編，機械工業(yè)出版社。 19