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1、 xx學院 《液壓與氣動》課 程 設 計 題 目： 四柱萬能液壓機課程設計 系 、班級：電子信息工程系 姓 名： 指導教師： 二零一二年五月二十二日 目錄 一、設計題目 2 1．設計內(nèi)容 2 2. 設計要求 2 二、主要參數(shù)確定 2 三、確定主液壓缸、頂出液壓缸結構尺寸 3 1. 主液壓缸 3 2. 頂出液壓缸 4 四、液壓缸運動中的供油量計算 5 1．主液壓缸的進出油量 5 2. 頂出液壓缸退回行程的進出油量 5 五、確定快速空程供油方式，液壓泵規(guī)格

2、，驅(qū)動電機功率 5 1．液壓系統(tǒng)快速空程供油方式： 5 2．選定液壓泵的流量及規(guī)格： 6 3．液壓泵的驅(qū)動功率及電動機的選擇： 6 六、選取液壓系統(tǒng)圖 7 1．液壓系統(tǒng)圖: 7 2. 電磁鐵動作表： 7 3．油箱容積： 8 七、液壓系統(tǒng)工作油路分析 8 八、計算和選取液壓元件 10 九、液壓系統(tǒng)穩(wěn)定性論證 11 （一）主液壓缸壓力損失的驗算 11 1、快速空行程時的壓力損失 11 2. 慢速加壓行程的壓力損失 11 3. 快速退回行程的壓力損失 12 （二）頂出液壓缸壓力損失驗算 13 1. 頂出行程的壓力損失 13 2. 頂出液壓缸退回行程的壓力損失 14

3、 （三）液壓系統(tǒng)發(fā)熱和溫升驗算 15 十、設計小結 16 十一、參考文獻 16 一、設計題目 1．設計內(nèi)容 設計一臺四柱萬能液壓機，設該四柱萬能液壓機下行部件G=1.6噸，下行行程1.2m – 1.5m。 2. 設計要求 （1）確定液壓缸的主要結構尺寸D，d (2 ) 繪制正式液壓系統(tǒng)圖，動作表、明細表 (3 ) 確定系統(tǒng)的主要參數(shù) (4 ) 進行必要的性能驗算（壓力損失、熱平衡） 二、主要參數(shù)確定 液壓系統(tǒng)最高工作壓力P=30MPa，在本系統(tǒng)中選用P=25MPa； 主液壓缸公稱噸位3150KN； 主液壓缸用于沖壓的

4、壓制力與回程力之比為8%，塑料制品的壓制力與回程力之比為2%，取800KN； 頂出缸公稱頂出力取主缸公稱噸位的五分之一，取650KN； 頂出缸回程力為主液壓缸公稱噸位的十五分之一，210KN 行程速度 主液壓缸 快速空行程 V=40mm/s 工作行程 V=10mm/s 回程 V=40mm/s 頂出液壓缸 頂出行程 V=50mm/s 回程 V=80mm/s 三、確定主液壓缸、頂出液壓缸結構尺寸 1. 主液壓缸 A. 主液壓缸內(nèi)徑D：

5、 根據(jù)GB/T2346-1993，取標準值 D主=400mm B. 主液壓缸活塞桿徑d: 根據(jù)GB/T2346-1993，取標準值d主=250mm C. 主液壓缸有效面積：（其中A1為無桿腔面積，A2為有桿腔面積） D. 主液壓缸實際壓制力和回程力: E. 主液壓缸的工作力: （1）主液壓缸的平衡壓力 （2）主液壓缸工進工作壓力 （3）液壓缸回程壓力

6、 2. 頂出液壓缸 A. 頂出液壓缸內(nèi)徑: 根據(jù)GB/T2346-1993，取標準值D頂=200mm B. 頂出液壓缸活塞桿徑 根據(jù)GB/T2346-1993，取標準d頂=160mm C. 頂出液壓缸有效面積（其中A3為無桿腔面積，A4為有桿腔面積） D. 頂出液壓缸的實際頂出力和回程力 E. 頂出壓缸的工作力 四、液壓缸運動中的供油量計算 1．主液壓缸的進出油量

7、 A. 主液壓缸空程快速下行的進出油量： B. 主液壓缸工作行程的進出油量： C. 主液壓缸回程進出油量： 2. 頂出液壓缸退回行程的進出油量 A. 頂出液壓缸頂出行程的進出油量： B. 頂出液壓缸退回行程的進出油量： 五、確定快速空程供油方式，液壓泵規(guī)格，驅(qū)動電機功率 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

8、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P=25MPa，主液壓缸工作行程，主液壓缸的無桿腔進油量為： 主液壓缸的有桿腔進油量為: 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（P=25MPa）工件頂出后不需要高壓。主液壓缸工作行程（即壓制）流量為75.36L/min，主液壓缸工作回程流量為183.69L/min，選用5ZKB732型斜軸式軸向柱塞變量泵，該泵主要技術性能參數(shù)如下：排量 234.3ml/r， 額定壓力 16MPa， 最

9、大壓力 25MPa， 轉(zhuǎn)速 970r/min， 容積效率 96%。該液壓泵基本能滿足本液壓系統(tǒng)的要求。 3．液壓泵的驅(qū)動功率及電動機的選擇： 主液壓缸的壓制力與頂出液壓缸的頂出工作壓力均為P=25MPa，主液壓缸回程工作壓力為10.45MPa，頂出液壓缸退回行程工作壓力為18.58MPa，液壓系統(tǒng)允許短期過載，回此快速進退選10.45MPa，q=200L/min，工進選P=25MPa，q=75.36L/min，液壓泵的容積效率ηv=0.96，機械效率ηm=0.95，兩種工況電機驅(qū)動功率為： 由以上數(shù)據(jù)，查機械設計手冊，選取Y280S-6三相異步電動機驅(qū)動液壓泵，該電動機主要性能

10、參數(shù)如下：額定功率 45KW， 滿載轉(zhuǎn)速 980r/min。 六、選取液壓系統(tǒng)圖 1．液壓系統(tǒng)圖: 2. 電磁鐵動作表： 動 作 順 序 1YA 2YA 3YA 4YA 5YA 6YA 主液壓缸 快速下行 + + 慢速加壓 + 保 壓 卸壓回程 + 停 止 頂出缸 頂 出 + 退 回 + 壓 邊 + 浮動拉伸 +

11、 3．油箱容積： 上油箱容積： 根據(jù)GB2876-81標準，取其標準值630L。 下油箱容積： 根據(jù)GB2876-81標準，取其標準值1600L。 七、液壓系統(tǒng)工作油路分析 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7的M型中位-- 電液換向閥17的K型中位-- 油箱 B．液壓缸15活塞快速下行： 1YA，5YA通電，電液換向閥7右位工作，控制油路經(jīng)電磁換向閥12打開液控單向閥13，接通液壓缸15下腔與液控單向閥13的通道。 進油路：主泵（恒功率

12、輸出）-- 電液換向閥7--單向閥8-- 液壓缸15上腔 回油路：液壓缸15下腔-- 單向閥13-- 電液換向閥7-- 電液換向閥17的K型中位--油箱 液壓缸活塞依靠重力快速下行形成負壓空腔：大氣壓油-- 吸入閥11-- 液壓缸15上腔 C．液壓缸15活塞接觸工件，慢速下行（增壓行程）： 液壓缸活塞碰行程開關2XK使5YA斷電，切斷液壓缸15下腔經(jīng)液控單向閥13快速回油通路，上腔壓力升高，同時切斷（大氣壓油-- 吸入閥11-- 上液壓缸15上腔）吸油路。 進油路：主泵（恒功率輸出）-- 電液換向閥7-- 單向閥8-- 液壓缸15上腔 回油路：液壓缸1

13、5下腔-- 順序閥14-- 電液換向閥7-- 電液換向閥17的K型中位-- 油箱 D. 保壓： 液壓缸15上腔壓力升高達到預調(diào)壓力，電接觸壓力表9發(fā)出信息，1YA斷電，液壓缸15進口油路切斷，（單向閥8和吸入閥11的高密封性能確保液壓缸15活塞對工件保壓，利用液壓缸15上腔壓力很高，打開外控順序閥10的目的是防止控制油路使吸入閥11誤動而造成液壓缸15上腔卸荷）當液壓缸15上腔壓力降低到低于電接觸壓力表9調(diào)定壓力，電接觸壓力表9又會使1YA通電，動力系統(tǒng)又會再次向液壓缸15上腔供應壓力油……。 主泵（恒功率輸出）-- 電液換向閥7的M型中位-- 電液換向閥17的K型中位--

14、油箱，主泵卸荷。 E．保壓結束，液壓缸15上腔卸荷后： 保壓時間到位，時間繼電器電出信息，2YA通電（1YA斷電），液壓缸15上腔壓力很高，打開外控順序閥10，大部分油液經(jīng)外控順序閥10流回油箱，壓力不足以立即打開吸入閥11通油箱的通道，只能先打開吸入11的卸荷閥，實現(xiàn)液壓缸15上腔先卸荷，后通油箱的順序動作，此時： 主泵1大部分油液-- 電液換向閥7-- 外控順序閥10-- 油箱 F．液壓缸15活塞快速上行： 液壓缸15上腔卸壓達到吸入閥11開啟的壓力值時，外控順序閥10關閉。 進油路：主泵1-- 電液換向閥7-- 液控單向閥13-- 液壓缸15下腔

15、 回油路：液壓缸15上腔-- 吸入閥11-- 油箱 G．頂出工件 液壓缸15活塞快速上行到位，碰行程開關1XK，2YA斷電，電液換向閥7復位，3YA通電，電液換向閥17右位工作。 進油路：主泵1-- 電液換向閥7的M型中位-- 電液換向閥17-- 液壓缸16下腔 回油路：液壓缸16上腔-- 電液換向閥17-- 油箱 H. 頂出活塞退回：4YA通電，3YA斷電，電液換向閥17左位工作 進油路：主泵1-- 電液換向閥7的M型中位-- 電液換向閥17-- 液壓缸16有桿腔 回油路：液壓缸16無桿腔-- 電液換向閥17-- 油箱 I. 壓邊浮動拉伸：

16、 薄板拉伸時，要求頂出液壓缸16無桿腔保持一定的壓力，以便液壓缸16活塞能隨液壓缸15活塞驅(qū)動一同下行對薄板進行拉伸，3YA通電，電液換向閥17右位工作，6YA通電，電磁閥19工作，溢流閥21調(diào)節(jié)液壓缸16無桿腔油墊工作壓力。 進油路：主泵1-- 電液換向閥7的M型中位-- 電液換向閥17-- 液壓缸16無桿腔 吸油路: 大氣壓油-- 電液換向閥17-- 填補液壓缸16有桿腔的負壓空腔 八、計算和選取液壓元件 根據(jù)上面計算數(shù)據(jù)，查液壓設計手冊選取液壓元件如下： 序 號 元 件 名 稱 實際流量 規(guī) 格 1 斜軸式軸向柱塞變量泵 227L

17、/min 5ZKB732 2 齒輪泵 18L/min BBXQ 3 電動機 Y802-4三相異步電機 4 濾油器 245L/min WU-250F 5 先導式溢流閥 227L/min CG2V-8FW 6 溢流閥 18L/min YF-L10B 7 電液換向閥 227L/min 24DY-B32H-Z 8 單向閥 227L/min DF-L32H2 9 壓力繼電器 IPD01-H6L-Y 10 外控內(nèi)泄型順序閥 227L/min XD4F-L32H 11 液控單向閥 376L/min DFY-F50H2 1

18、2 兩位四通電磁換向閥 18L/min 24D-10H-TZ 13 液控單向閥 227L/min DFY-F32H2 14 順序閥 227L/min XD2F-L32H 15 主液壓缸 16 頂出液壓缸 17 電液換向閥 227L/min 24DY-B32H-Z 18 節(jié)流閥 227L/min LDF-L32C 19 兩位兩通電磁換向閥 227L/min 22D-32B 20 先導式溢流閥 227L/min CG2V-8FW 21 溢流閥 227L/min YF-L32B 九、液壓系統(tǒng)穩(wěn)定性論證 （一

19、）主液壓缸壓力損失的驗算 1、快速空行程時的壓力損失 快速空行程時，由于液壓缸進油從吸入閥11吸油，油路很短，因此不考慮進油路上的壓力損失，在回油路上，已知油管長度l=2m，油管直徑d=3010-3m，通過的流量q=3.0610-3m3/s。液壓系統(tǒng)選用N32號液壓油，考慮最低工作溫度15℃，由手冊查出此時油的運動粘度v=1.5cm2/s，油的密度ρ=900kg/m3，液壓系統(tǒng)元件采用集成塊式的配置形式。 (1) 確定油流的流動狀態(tài)，回油路中液流的雷諾數(shù)為 由上可知，回油路中的流動是層流。 （2）沿程壓力損失ΕΔpλ

20、 在回油路上，流速 則壓力損失為 （3）局部壓力損失 由于采用集成塊式的液壓裝置，所以只考慮閥類元件和集成塊內(nèi)油路的壓力損失。通過各閥的局部壓力損失列于下表中: 元 件 名 稱 額定流量 實際流量 額定損失 實際損失 液控單向閥 250 229.8 2 168986 電液換向閥*2 250 229.8 4 675943 若取集成塊進油路壓力損失為30000Pa，回油路壓力損失為50000Pa，則回油路總的壓力損失為 2. 慢速加壓行程的壓力損失 在慢速加壓行程中，已知油管長度l=2m，油管直徑d=301

21、0-3m，通過的流量進油路q1=1.2610-3m3/s，回油路q2=0.7710-3m3/s。液壓系統(tǒng)選用N32號液壓油，考慮最低工作溫度15℃，由手冊查出此時油的運動粘度v=1.5cm2/s，油的密度ρ=900kg/m3，液壓系統(tǒng)元件采用集成塊式的配置形式。 （1）確定油流的流動狀態(tài) 進油路中液流的雷諾數(shù)為 回油路中液流的雷諾數(shù)為 由上可知，進回油路中的流動是層流。 （2）沿程壓力損失ΕΔpλ 在進油路上，流速 則壓力損失為 在回油路上，流速 則壓力損失為 （3）局部壓力損失 由于

22、采用集成塊式的液壓裝置，所以只考慮閥類元件和集成塊內(nèi)油路的壓力損失。通過各閥的局部壓力損失列于下表中: 元 件 名 稱 額定流量 實際流量 額定損失 實際損失 單向閥 80 75.6 2 182883 電液換向閥 250 229.8 4 337973 順序閥 50 46.2 3 256133 若取集成塊進油路壓力損失為30000Pa，回油路壓力損失為50000Pa，則進油路總的壓力損失為 回油路總的壓力損失為 3. 快速退回行程的壓力損失 在快速退回行程中，主液壓缸從順序閥10卸荷，油路很短，壓力損失忽略不計

23、，已知油管長度l=2m，油管直徑d=3010-3m，通過的流量進油路q1=3.0610-3m3/s。液壓系統(tǒng)選用N32號液壓油，考慮最低工作溫度15℃，由手冊查出此時油的運動粘度v=1.5cm2/s，油的密度ρ=900kg/m3，液壓系統(tǒng)元件采用集成塊式的配置形式。 （1）確定油流的流動狀態(tài) 進油路中液流的雷諾數(shù)為 由上可知，進油路中的流動是層流。 （2）沿程壓力損失ΕΔpλ 在進油路上，流速 則壓力損失為 （3）局部壓力損失 由于采用集成塊式的液壓裝置，所以只考慮閥類元件和集成塊內(nèi)油路的壓力損失。通過各閥的局部壓力損

24、失列于下表中: 元 件 名 稱 額定流量 實際流量 額定損失 實際損失 單向閥 250 229.8 2 168986 電液換向閥 250 229.8 4 337973 若取集成塊進油路壓力損失為30000Pa，回油路壓力損失為50000Pa，則進油路總的壓力損失為 （二）頂出液壓缸壓力損失驗算 1. 頂出行程的壓力損失 在頂出液壓缸頂出行程中，已知油管長度l=2m，油管直徑d=3010-3m，通過的流量進油路q1=1.5710-3m3/s，回油路q2=0.5710-3m3/s。液壓系統(tǒng)選用N32號液壓油，考慮最低工作溫度15

25、℃，由手冊查出此時油的運動粘度v=1.5cm2/s，油的密度ρ=900kg/m3，液壓系統(tǒng)元件采用集成塊式的配置形式。 （1）確定油流的流動狀態(tài) 進油路中液流的雷諾數(shù)為 回油路中液流的雷諾數(shù)為 由上可知，進回油路中的流動是層流。 （2）沿程壓力損失ΕΔpλ 在進油路上，流速 則壓力損失為 在回油路上，流速 則壓力損失為 （3）局部壓力損失 由于采用集成塊式的液壓裝置，所以只考慮閥類元件和集成塊內(nèi)油路的壓力損失。通過各閥的局部壓力損失列于下表中: 元 件 名 稱 額定流量 實際流量

26、 額定損失 實際損失 電液換向閥 250 94.2/34.2 4 56791/7486 若取集成塊進油路壓力損失為30000Pa，回油路壓力損失為50000Pa，則進油路總的壓力損失為 回油路總的壓力損失為 2. 頂出液壓缸退回行程的壓力損失 在慢速加壓行程中，已知油管長度l=2m，油管直徑d=3010-3m，通過的流量進油路q1=0.910-3m3/s，回油路q2=2.5110-3m3/s。液壓系統(tǒng)選用N32號液壓油，考慮最低工作溫度15℃，由手冊查出此時油的運動粘度v=1.5cm2/s，油的密度ρ=900kg/m3，液壓系統(tǒng)元件采用集

27、成塊式的配置形式。 （1）確定油流的流動狀態(tài) 進油路中液流的雷諾數(shù)為 回油路中液流的雷諾數(shù)為 由上可知，進回油路中的流動是層流。 （2）沿程壓力損失ΕΔpλ 在進油路上，流速 則壓力損失為 在回油路上，流速 則壓力損失為 （3）局部壓力損失 由于采用集成塊式的液壓裝置，所以只考慮閥類元件和集成塊內(nèi)油路的壓力損失。通過各閥的局部壓力損失列于下表中: 元 件 名 稱 額定流量 實際流量 額定損失 實際損失 電液換向閥 250 54/150.6 4 18662/14515

28、4 若取集成塊進油路壓力損失為30000Pa，回油路壓力損失為50000Pa，則進油路總的壓力損失為 回油路總的壓力損失為 從以上驗算結果可以看出，各種工況下的實際壓力損失都能滿足要求，說明液壓系統(tǒng)的油路結構、元件的參數(shù)是合理的，滿足要求。 （三）液壓系統(tǒng)發(fā)熱和溫升驗算 在整個工作循環(huán)中，工進階段所占用的時間最長，所以系統(tǒng)的發(fā)熱主要是工進階段造成的，幫按工進工況驗算系統(tǒng)溫升。 系統(tǒng)總的發(fā)熱功率Φ為 Φ=38.65-34.5=4.15KW=4150W 已知油箱容積V=1600L=1.6m3，則油箱的近

29、似散熱面積A為 假定通風條件良好，取油箱散熱系數(shù)Cr=1510-3KW/(m2℃)，則可得油液溫升為 ℃ 設環(huán)境溫度T=25℃，則熱平均溫度為56.14℃，油箱散熱基本可達到要求。 十、設計總結 經(jīng)過這近三個星期的液壓系統(tǒng)課程設計，這也是我第一次較全的運用液壓系統(tǒng)的知識運用到設計。在設計的過程中，雖然遇到了許多問題，但是幸好都能很快的有所改正或有所改良。在設計過程中培養(yǎng)了我的綜合運用液壓與氣壓傳動課程及其他課程理論知識和利用生產(chǎn)時間知識來解決實際問題的能力，真正做到了學以致用。在此期間我我們同學之間互相

30、幫助，共同面對課程設計當中遇到的困難，培養(yǎng)了我們的團隊精神。在這些過程當中我充分的認識到自己在知識理解和接受應用方面的不足，特別是自己的系統(tǒng)的自我學習能力的欠缺，將來要進一步加強，今后的學習還要更加的努力。本次課程設計不僅僅是對自己所學的知識的一次系統(tǒng)總結與應用，還是鍛煉我的耐力和意志力的過程。 另外，通過每天都過得很充實的課程設計，從中得到的收獲還是非常多的。次較全面的液壓知識的綜合運用，通過這次練習，使得我們對液壓基礎知識有了一個較為系統(tǒng)全面的認識，加深了對所學知識的理解和運用，將原來看來比較抽象的內(nèi)容實現(xiàn)了具體化，初步掊養(yǎng)了我們理論聯(lián)系實際的設計思想，訓練了綜合運用相關課程的理論，結合生

31、產(chǎn)實際分析和解決工程實際問題的能力，鞏固、加深了有關液壓系統(tǒng)設計方面知識的了解。 通過設計方案，合理選擇各液壓零件類型，正確計算零件的工作能力，以及針對課程設計中出現(xiàn)的問題查閱相關資料，擴展了我們的知識面，培養(yǎng)了我們在本學科方面的興趣及實際動手能力，對將來我們在此方面的發(fā)展起了一個重要的作用。本次課程設計是我們對所學知識運用，是我們在液壓知識學習方面的有意義的實踐。 十一、參考文獻 1.《液壓傳動與氣壓傳動》第2版，劉延俊主編，機械工業(yè)出版社。 2.《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。 3、《液壓與氣壓傳動學習及實驗指導》，劉延俊、蘇杭主編，機械工業(yè)出版社。 16