小型液壓機液壓系統(tǒng)設計

10級液壓傳動課程設計l 重慶大學10級液壓傳動課程設計（說明書）課題22：小型液壓機液壓系統(tǒng)設計學 生：王晨懿 20102868組內任務：繪制主油缸裝配圖，選定主缸零件和裝配小 組：倪穎臻（組長）20102907 夏健 20102899李穗文 20102856周彥杰 20102876指導教師：黃國勤專業(yè)班級：2010級機械電子工程4班重慶大學機械學院二O一三年七月摘 要液壓機是一種以液體為工作介質，根據帕斯卡原理制成的用于傳遞能量以實現各種工藝的機器。液壓機作為一種通用的無削成型加工設備，其工作原理是利用液體的壓力傳遞能量以完成各種壓力加工的。液壓機一般由本機（主機）、動力系統(tǒng)及液壓系統(tǒng)三部分組成。而液壓系統(tǒng)則是以油液作為工作介質，利用油液的壓力能并通過控制閥門等附件操縱液壓執(zhí)行機構工作的整套裝置。一切工程領域，凡是有機械設備的場合，均可采用液壓技術。本說明書主要用于說明根據工作進程和一些工作要求設計出的小型液壓機的液壓系統(tǒng)，包含設計構思，工作原理和過程分析，相關參數計算，元件選型和系統(tǒng)驗算等，并以說明書、原理圖和主油缸裝配圖的方式將最終結果表現出來。關鍵詞：液壓機，元件選型，原理圖，裝配圖，液壓系統(tǒng)設計目 錄摘 要1、工況分析及大致方案的擬定11.1 引言（設計任務書）11.1.1課程設計的目的11.1.2課程設計題目11.1.3課程設計主要內容11.1.4任務分配21.2 液壓機的工作特性21.3 負載分析和運動分析21.3.1 確定執(zhí)行元件的形式21.3.2 負載分析與運動分析21.4 擬定基本方案41.4.1系統(tǒng)原理圖設計41.4.2系統(tǒng)工作過程62、部分液壓元件參數計算與選擇62.1 液壓泵及其驅動電動機的選擇62.1.1確定液壓泵的最大工作壓力62.1.2確定泵的流量72.1.3選擇液壓泵的規(guī)格72.1.4確定液壓泵的驅動功率，驅動電機選型72.2 液壓控制閥的選擇82.3 確定管道尺寸92.4 確定液壓油箱容積93、液壓缸設計93.1 液壓缸的主要參數計算93.1.1 初選液壓缸的工作壓力93.1.2 確定液壓缸的主要結構參數93.1.3 確定液壓缸的流量103.2 液壓缸的選擇103.2.1缸筒和缸蓋組件103.2.2排氣裝置123.3活塞及活塞桿組件123.3.1 確定活塞及活塞桿的連接形式123.3.2 選擇活塞及活塞桿的材料133.3.3 活塞與缸筒的密封結構133.3.4 活塞桿的結構133.3.5 活塞桿的強度校核133.3.6 活塞桿的導向、密封和防塵143.3.7 活塞143.3.8 緩沖裝置153.4 缸體長度的確定154、液壓系統(tǒng)性能的驗算164.1 壓力損失的驗算164.1.1工作進給時進油路壓力損失164.1.2工作進給時間回油路的壓力損失164.1.3變量泵出口處的壓力174.2 系統(tǒng)溫升的驗算185、主油缸裝配體的CAD繪制19結束心得23參考文獻241 工況分析及大致方案的擬定1.1前言（設計任務書）1.1.1課程設計的目的1液壓傳動與控制課程設計是機械電子工程專業(yè)學生在學完流體傳動與控制以及其他有關課程，并經過生產實習后進行的一個重要的實踐性教學環(huán)節(jié)。學生通過本課程設計能夠進一步熟悉并掌握液壓傳動與控制的基本概念、熟悉液壓元件結構原理、熟悉液壓基本回路、掌握液壓系統(tǒng)圖的閱讀方法及基本技能、能夠綜合運用本課程及工程力學、機械設計等有關課程的知識設計一般工程設備液壓系統(tǒng)。同時，學生通過本課程設計可在以下幾方面得到訓練：正確進行工程運算和使用技術文件、技術資料的能力；掌握系統(tǒng)方案設計的一般方法；正確表達設計思想的方法和能力；綜合利用所學知識解決工程實際問題的能力。1.1.2 課程設計題目設計一臺小型液壓機的液壓系統(tǒng)，要求實現快速空程下行慢速加壓保壓快速回程停止的工作循環(huán)?？焖偻邓俣葹?m/min，加壓速度為50250mmmin，壓制力為250kN，運動部件總重量為25kN。1.1.3課程設計主要內容查閱文獻，了解并熟悉設計工況；確定液壓系統(tǒng)及主油缸的主要參數；繪制系統(tǒng)原理圖；計算選擇各液壓元件；驗算系統(tǒng)性能；繪制主液壓缸裝配圖；編制技術文件，撰寫課程設計說明書；1.1.4任務分配周彥杰：進行工況分析，繪制負載循環(huán)圖、速度循環(huán)圖與液壓系統(tǒng)原理圖，動作順序表；李穗文：計算除主油缸外液壓系統(tǒng)各元件的相關參數，根據技術手冊等相關資料進行選型，并對液壓系統(tǒng)進行驗算；夏 健：計算主液壓缸相關參數，根據技術手冊等相關資料進行選型；王晨懿：繪制主液壓缸裝配圖，選擇零件型號及裝配；倪穎臻（組長）：收集資料，審核數據，并根據其余同學的成果編寫課程設計說明書；1.2液壓機的工作特性一切工程領域，凡是有機械設備的場合，均可采用液壓技術。液壓機采用液壓系統(tǒng)傳動方式的優(yōu)點有：液壓傳動裝置體積小、結構緊湊、布置靈活；易實現無級調速，調速范圍寬，便于與電氣控制相配合實現自動化；易實現過載保護和保壓，安全可靠；元件易于實現系列化、標準化、通用化；液壓易與微機控制等新技術相結合，構成“機-電-液-光”一體化便于實現數字化等等。液壓機作為一種通用的無削成型加工設備，其工作原理是利用液體的壓力傳遞能量以完成各種壓力加工的。其工作特點之一是動力傳動為“ 柔性”傳動, 不象機械加工設備一樣動力傳動系統(tǒng)復雜, 這種驅動原理避免了機器過載的情況。1.3 負載分析和運動分析1.3.1 確定執(zhí)行元件的形式液壓機為立式布置，滑塊做上下直線往復運動，往返速度相同。單桿雙作用活塞式液壓缸 , 是液壓系統(tǒng)中作往復運動的執(zhí)行機構，具有結構簡單，工作可靠，裝拆方便，易于維修，且連接方式多樣等特點，能夠滿足一般小型液壓機的運動要求。故在本次設計中可選缸筒固定的單桿雙作用活塞液壓缸（取缸的機械效率），作為執(zhí)行元件驅動滑塊進行壓制作業(yè)。1.3.2負載分析與運動分析根據已知參數對液壓缸各工況外負載進行計算，其計算結果見下：工作負載 工件的壓制抗力即為工作負載：=250000N 摩擦負載 靜摩擦阻力： =0.225000=5000N 動摩擦阻力： =0.125000=2500N 慣性負載 =ma=25000/103/(0.0260)=6250N背壓負載 = 30000N(液壓缸參數未定，由已知條件估算) 自 重 G=mg=25000N其中： 液壓缸的機械效率，一般取=0.9-0.97。則查找參考文獻1，工作循環(huán)各階段的外負載見下表：工況負載組成啟動F=+ -G=10000N加速F=+-G=13750N快進F=+-G=7500N工進F=+-G=257500N快退F=+G=57500N故可得液壓機的速度循環(huán)圖和負載循環(huán)圖見下：1.4 擬定基本方案1.4.1系統(tǒng)原理圖設計考慮到液壓機工作時所需功率較大，故采用容積調速方式。為滿足速度的有極變化，采用壓力補償變量液壓泵供油。在快速下降時，液壓泵以全流量供油，在慢速加壓到保壓時，泵的流量逐到零。當液壓缸反向回程時，泵的流量恢復到全流量。液壓缸的運動方向采用三位四通M型中位機能電液換向閥控制，停機時換向閥處于中位，使液壓泵卸荷，快速下降時換向閥處于右位，快速上升時換向閥處于左位。在三位四通電磁換向閥與液壓缸之間設置一個液控單向閥，其控油口與液壓缸的出油口管路相接，進油口與三位四通電磁換向閥相接，出油口與液壓缸進油路相接，形成保壓回路。故綜合考慮參考文獻2和參考文獻3可得原理圖見下：系統(tǒng)圖中個電磁閥的動作順序見下表。執(zhí)行其動作電磁鐵1YA2YA3YA啟動+-快速下行+-慢速加壓+-+保壓-快速回程-+停止-1.4.2系統(tǒng)工作過程快速空程下行：1YA通電，泵2的流量通過三位四通電磁閥4進入油缸8的上腔，使活塞快速下行。慢速加壓：1YA、3YA通電，液壓缸形成“差動連接”，使液壓缸左右兩腔接通，實現活塞桿的“慢伸”。保壓：當壓力表3達到上限值時，1YA、2YA、3YA均斷電，單向閥、三位四通電磁換向閥與液壓缸形成保壓回路?？焖倩爻蹋?YA斷電、2YA通電、3YA通電，液壓油經過三位四通電磁換向閥4的右位，經過單向閥6、二位三通電磁閥7左位進入液壓缸下腔，實現快速回程。停止：活塞桿回程后1YA、2YA、3YA均斷電，原位停止，油泵卸荷。2 部分液壓元件參數計算與選擇2.1 液壓泵及其驅動電動機的選擇2.1.1確定液壓泵的最大工作壓力 上式中液壓泵最大工作壓力； 執(zhí)行元件最大工作壓力； 從液壓泵出口到液壓缸或液壓馬達入口之間的管路損失。簡單系統(tǒng)可取0.20.5Mpa。故可取壓力損失上述計算所得的Pp是系統(tǒng)的靜態(tài)壓力，考慮到系統(tǒng)在各種工況的過度階段出現的 動態(tài)壓力往往超出靜態(tài)壓力，另外考慮到一定的壓力儲備量，并確保泵的壽命，查找參考文獻4，因此選泵的壓力值應為因此2.1.2確定泵的流量液壓泵工作時，最大流量應該為式中KL油液的泄露系數取同時動作的液壓缸或液壓馬達的最大總流量故2.1.3選擇液壓泵的規(guī)格根據以上求得的和，按照系統(tǒng)中你定的液壓泵的形式，查找參考文獻5，選擇相應的泵CY14-1B型斜盤軸向式柱塞泵。 每轉排量； 額定壓力； 電機轉速1470r/min 容積效率，總效率2.1.4確定液壓泵的驅動功率，驅動電機選型分別算出快進與工進兩種不同工況時的功率，取兩者較大值作為選擇電動機規(guī)格的依據。由于在慢進時泵輸出的流量減小，泵的效率急劇降低，一般在流量在0.21L/min范圍內時，可取。同時還應該注意到，為了使所選擇的電動機在經過泵的流量特性曲線最大功率時不至停轉，需進行驗算，即式中，Pd所選電動機額定功率；Pb內嚙合齒輪泵的限定壓力；Qp壓力為Pb時，泵的輸出流量。 首先計算快進時的功率，快進時的外負載為7500N，進油時的壓力損失定為0.3MPa。 快進是需要的功率為： 工進時需要的電機功率： Y系列電動機是全封閉自冷式鼠籠型三相異步電動機。其具有高效、節(jié)能、起動轉矩高、噪聲小、可靠性高、壽命長等優(yōu)點。安裝尺寸和功率等級完全符合IEC標準。采用B級絕緣，外殼防護等級為IP44，冷卻方式為IC411。Y系列電機用于一般無特殊要求的機械設備，如風機、水泵、機床、攪拌機等Y系列三相異步電動機不僅滿足了國民經濟各部門的配套需要，而且還提高了國內外同類產品的互換性，極大地方便了引進設備的配套和維修。因此根據上述所算參數，查找參考文獻4電動機產品樣本，選用Y系列電動機中的Y90S-4型電動機，其額定功率為1.1KW，額定轉速為1400r/min。2.2 液壓控制閥的選擇根據所擬定的液壓系統(tǒng)原理圖，查找參考文獻5，按通過各元件的最大流量來選擇液壓元件的規(guī)格。則可得所選定的液壓元件如下表所示：序號元件名稱最大流量（L/min）最大工作壓力（Mpa）型號選擇1濾油器4525XU-D32X1002液壓泵4525CY14-1B3壓力表開關2025KF-284三位四通電磁閥452534YF30-E20B5單向調速閥3025AQF3-E20B6單向閥3025AF3-EA20B7二位三通電磁閥452523YF3B-E2032.3 確定管道尺寸 油管內徑尺寸一般可參照選用的液壓元件接口尺寸而定，也可接管路允許流速進行計算，本系統(tǒng)主要路流量為差動時流量Q=38.16Lmin壓油管的允許流速取V=3m/s則內徑d為 若系統(tǒng)主油路流量按快退時取Q=17.72Lmin，則可算得油管內徑d=11.18mm. 綜合上述條件則可得d=18mm。即上面各閥的通徑取，現查找參考文獻5，參照CY14-1B變量泵吸油口連接尺寸，故可取吸油管內徑d為42mm。2.4確定液壓油箱容積 查找參考文獻4可知，根據液壓油箱有效容量按泵的流量的57倍來確定，已知液壓泵的最大流量為45L/min，則為液壓油箱選用容量為400L。3 液壓缸設計3.1 液壓缸的主要參數計算3.1.1 初選液壓缸的工作壓力參考同類型液壓機，預選液壓缸的工作壓力3.1.2 確定液壓缸的主要結構參數將液壓缸的無桿腔作為主工作腔，考慮到液壓缸下行時用液壓方式平衡，則可算出液壓缸無桿腔的有效面積：液壓缸內徑：跟據參考文獻6表3-5，將液壓缸內徑圓整為標準值，。根據快速上升與快速下降的速度相等，采用液壓缸差動連接來實現，從而確定活塞桿直徑，由，得： 跟據參考文獻6表3-5，將活塞桿直徑圓整為標準值，取，從而算得液壓缸有桿腔與無桿腔的實際有效面積為： 3.1.3 確定液壓缸的流量工作缸快速空程時所需流量 工作缸壓制時所需流量 工作缸回程時所需流量 3.2 液壓缸的選擇3.2.1缸筒和缸蓋組件確定液壓缸油口尺寸液壓缸的油口包括油口孔及連接螺紋。油口可布置在缸筒或缸蓋上，油口直徑應根據活塞最大速度和油口最高流速確定，計算公式如下：式中D液壓缸內經，m； 液壓缸最大輸出流速，m/min； 油口流動速度，m/min，一般不大于5m/s。油口連接螺紋尺寸見參考文獻4，表7-20。對于無桿腔部位油口：見參考文獻4，表7-20，選取M502的鏈接螺紋尺寸。對于有桿腔部位油口：見參考文獻4，表7-20，選取M422的螺紋連接尺寸。確定缸筒和缸蓋的連接形式查找參考文獻4表4-5，在本設計中，缸筒和缸蓋的連接形式選用焊接。選擇缸筒和缸蓋材料缸筒選材：鑄鋼45 前缸蓋選材：鑄鋼45后缸蓋選材：鑄鋼45計算缸筒和缸蓋的結構參數1)缸筒壁厚的計算本次設計的液壓系統(tǒng)為高壓系統(tǒng)，因此按厚壁缸筒計算式中p液壓缸工作壓力，MPa；試驗壓力，MPa，工作壓力p16MPa時，=1.5p；工作壓力16MPa時，=1.25p；D液壓缸內徑，m；缸體材料許用應力，MPa，取鑄鋼=120Pa；2)缸筒外徑的計算 見參考文獻6表3-11 標準液壓缸的缸筒外徑系列，選取的液壓缸信息如下表：產品系列代號額定壓力缸筒內徑D/mmE型25125缸筒外徑/mm1603)缸底厚度h的計算 當缸底有油口時式中缸底材料許用應力，MPa；4)液壓缸法蘭安裝根據參考文獻4表5-24，前部，尾部法蘭均取直徑280mm,螺釘孔分布圓直徑235mm，螺釘孔直徑22mm,缸筒與缸蓋的配合根據參考文獻4查得，一般缸蓋與缸筒的配合采用H9/f9的間隙配合；缸筒與導向套采用H7/g6配合；缸底與缸筒采用H7/g6配合。3.2.2排氣裝置排氣裝置用于排除液壓缸內的空氣，使其工作穩(wěn)定，一般把排氣閥安裝在液壓缸兩端的最高位置與壓力腔相通，以便安裝后、調試前排除液壓缸內的空氣。對于運動速度穩(wěn)定性要求較高的機床和大型液壓缸，則需要設置排氣裝置，如排氣閥等。排氣閥的結構有多種形式常用的有如參考文獻4圖5-4所示的幾種結構，該系統(tǒng)中采用參考文獻4圖5-4（a）所示的排氣閥，該排氣閥為整體型排氣閥，其閥體與閥芯合為一體，材料為不銹鋼3cr13，錐面熱處理硬度HRC3844。3.3活塞及活塞桿組件3.3.1 確定活塞及活塞桿的連接形式 活塞與活塞桿的連接結構可分為整體式和裝配式，裝配式又有螺紋連接、半環(huán)連接、彈贊擋圈連接和錐銷連接等類型。液壓缸在一般工作條件下，活塞與活塞桿采用螺紋連接。但當工作壓力較高或載荷較大、活塞桿直徑又較小的情況下，活塞桿的螺紋可能過載。另外工作機械振動較大時，固定活塞的螺母有可能振動，因此需要采用非螺紋連接。活塞及活塞桿的常用連接形式見參考文獻4,表4-10，本設計根據工作壓力及活塞直徑、機械振動的大小，選用螺紋連接。3.3.2 選擇活塞及活塞桿的材料由參考文獻5可選活塞選擇ZQSn6-6-3為材料；活塞的材料通常采用鋼，耐磨鑄鐵，灰鐵HT15-33, HT20-40和鋁合金等。本設計根據條件選擇45鋼；粗加工后調質到硬度為229285HB，必要時高頻淬火達到4555HRC。3.3.3 活塞與缸筒的密封結構活塞與缸筒之間既有相對運動，有需要使液壓缸兩腔之間不漏油。根據液壓缸的工作壓力及作用選擇Yx型密封圈進行密封。見參考文獻4，表5-8。溝槽的公差選取為h9或H9。3.3.4 活塞桿的結構 活塞桿端部與工作機械的連接結構，主要有以下幾種形式：焊接式單耳環(huán)；整體式單耳環(huán)；光滑端部；雙耳環(huán)；球頭；法蘭結構形式；外螺紋連接；內螺紋連接。液壓缸通常通過活塞桿的端部與其驅動機構相連接。參見參考文獻4，表5-3常用活塞桿端部結構形式，則本設計選用法蘭結構形式。3.3.5活塞桿的強度校核活塞桿只承受軸向力的作用，因此只進行拉壓強度校核，此時3.3.6 活塞桿的導向、密封和防塵活塞桿導向套裝在液壓缸的有桿側端蓋內，用以對活塞桿進行導向，內裝有密封裝置以保證缸筒有桿腔的密封。外側裝有防塵圈，以防止活塞桿在后退時時把雜質、灰塵和水分帶到密封裝置處，損壞密封裝置。導向套的尺寸配置與最小導向長度導向套的主要尺寸時支承長度，通常按活塞桿直徑、導向套的形式、導向套材料承受能力、可能遇到的最大側向負載等因素來考慮。導向套過短將使缸應配合間隙引起初始撓度增大，影響液壓缸工作性能和穩(wěn)定性，因此，設計時必須保證有一定的導向長度，一般液壓缸的最小導向長度應滿足：L液壓缸最大行程，mm；D缸筒內經，mm；其他尺寸見參考文獻4，表5-10導向套的尺寸配置與最小導向長度。其中導向面長度包括了導向套的長度與缸蓋厚度部分，參見參考文獻4，選擇普通導向套。取導向套長度為153mm，端蓋總厚度63mm，防塵圈溝槽寬度為16mm。又因導向面總長度為153+63-16=200mm>187.5mm，故滿足要求。導向套外圓與端蓋內孔的配合采用H7/g6。導向套內徑的配合一般多為H8/f9（或H9/f9），其表面粗糙度為0.631.25。外圓與內孔的同軸度不大于0.03mm，圓度與同柱度公差不大于直徑公差之半，內孔中的環(huán)形油槽要淺而寬，以保證良好潤滑?；钊麠U的密封和防塵參見參考文獻4，表8-57活塞桿常用密封與防塵結構，選用J型防塵圈。3.3.7活塞活塞在液體壓力的作用下沿缸筒往復滑動，因此它于缸筒的配合應適當，即不能過緊，也不能間隙過大。設計活塞時，主要任務就是確定活塞的結構形式，其次還有活塞與活塞桿的連接、活塞材料、活塞尺寸及加工公差等?；钊慕Y構形式：活塞的結構形式分為整體活塞和組合活塞，根據密封裝置形式來選用活塞結構形式，參考文獻4表4-10、4-12與8-50，活塞及活塞桿的密封圈使用，該系統(tǒng)液壓缸中可采用Yx形圈密封。所以，活塞的結構形式可選用組合活塞。3.3.8緩沖裝置液壓缸的行程終端緩沖裝置可使帶著負載的活塞，在到達行程終端減速到零，目的是消除因活塞的慣性力和液壓力所造成的活塞與端蓋的機械撞擊，同時也為了降低活塞在改變運動方向時液體發(fā)出的噪聲，使液壓系統(tǒng)速度換接平穩(wěn)，速度穩(wěn)定。緩沖裝置的工作原理時使缸筒低壓油腔內油液（全部或部分）通過節(jié)流把動能轉化為熱能，熱能則由循環(huán)的油液帶到液壓缸外。液壓缸的活塞速度在0.1m/s時，一般不采用緩沖裝置；在0.2m/s時，則必須采用緩沖裝置。本設計的液壓系統(tǒng)最大速度為3m/min，即0.05m/s小于0.1m/s，但是活塞較大，所以不設置緩沖裝置。3.4 缸體長度的確定液壓缸的缸體內部長度應等于活塞的行程，活塞的寬度和導向套寬度之和，缸體外形長度還要考慮到兩端端蓋的厚度，一般液壓缸缸體長度不大于內徑的2030倍,即在本系統(tǒng)中缸體長度不大于7200010800mm。參見參考文獻4，則本系統(tǒng)中：活塞行程L=250mm；活塞寬度B=（0.61）D=75125mm，其中D為液壓缸內經；導向套滑動面的長度A=（0.61）D=75125mm；取活塞寬度B=75mm，導向套滑動面的長度A=75mm，液壓缸缸底厚度H=33mm，液壓缸缸蓋厚度H=30mm液壓缸缸體內部長度為液壓缸行程長度、導向套寬度與活塞寬度之和，即：250+153+75=478mm液壓缸缸體外形長度為液壓缸內部長度與缸蓋厚度之和，即：478+30+33=541mm由于541（10-15）d，所以不需要對活塞桿進行校核。4 液壓系統(tǒng)性能的驗算4.1 壓力損失的驗算已知該液壓系統(tǒng)中進回油管的內徑均為18mm，各段管道的長度分別為：AB=1.5m AC=1m AD=1.5m DE=2m 。選用L-HL32液壓油，考慮到油的最低溫度為15，則查找參考文獻4可查得：15時該液壓油曲運動粘度 V=150cst=1.5cms；該液壓油的密度=920kgm。4.1.1工作進給時進油路壓力損失運動部件工作進給時的最大速度為0.25mmin ，進給時的最大流量為6.13Lmin ，則液壓油在管內流速V為：管道流動雷諾數Rel為：Rel=7.381.81.5=8.86又因Rel2300，可見油液在管道內流態(tài)為層流其沿程阻力系數l=75/8.86=8.47，則進油管道的沿程壓力損失P為：換向閥的壓力損失P=0.05MPa，忽略有野通過管接頭出的油壓損失，則進油路的總壓力損失。4.1.2工作進給時間回油路的壓力損失由于選用單活塞桿液壓缸且液壓缸有桿腔的工作面積為無桿腔的工作面積的二分之一，則回油管道的流量為進油管的二分之一，則 又因Rel2300，可見油液在管道內流態(tài)為層流則其沿程阻力系數為：回油管道的沿程壓力損失換向閥的壓力損失；調速閥的壓力損失；故回油路的總壓力損失為：4.1.3變量泵出口處的壓力由公式可算得 快進時的壓力損失，快進時液壓缸為差動連接，自會流點A至液壓缸進油口D之間的管路DE中，流量為液壓泵出口流量即38.16L/min,DE段管路的沿程壓力損失為P1-1為 又因Rel2300，可見油液在管道內流態(tài)為層流則其沿程阻力系數為： 進油管DE的沿程損失為 同樣可求管道AB段及AD段的沿程壓力損失見下：則可算得管道雷諾數為 故可算得：查找參考文獻5可查得換向閥則綜上可得，泵的出口壓力損失為：4.2 系統(tǒng)溫升的驗算 在整個工作循環(huán)中，工進階段所占的時間最長，因此為了簡化計算，主要考慮工進時的發(fā)熱量。一般情況下，工進速度大時發(fā)熱量較大，由于限壓式變量泵在流量不同時，效率相差極大，所以分別計算最大、最小時的發(fā)熱量，然后加以比較，取數值大者進行分析。當V=5cmmin時 流量Q=V（DD4）=50.1250.1254=0.613Lmin） 此時泵的效率為0.1，泵的出口壓力為22.4MPa 則有：P輸入=22.40.613（600.1）=2.29（KW） P輸出=FV=257500x4600.010.001=0.17（Kw） 此時的功率損失為 P=P輸入P輸出=2.29-0.17=2.12 (Kw)當V=25cmmin時，Q=3.07Lmin 總效率=0.8 則有：P輸入=253.07（600.8）=1.599（Kw） P輸出=FV=25750025600.010.001=1.073（Kw） P=P輸入P輸出=0.526（Kw） 可見在工進速度低時，功率損失為2.12Kw，發(fā)熱最大 假定系統(tǒng)的散熱狀況一般，取K=100.001Kw（cm） 油箱的散熱面積A為 A=0.065V2/3=6.5m2系統(tǒng)的溫升為： T=PKA=2.156（100.0016.6）=33.2驗算表明系統(tǒng)的溫升在許可范圍內。5、 主油缸的裝配圖繪制與選型繪制主油缸裝配圖圖紙選擇A1號圖紙，由于圖紙較大字體較小，所以放大部分字體根據初步設計，整個主油缸大致分為11個主要零件選型：根據計算，確定主油缸各主要尺寸參數，然后需根據書上選型方法進行選型。1、根據液壓傳動與控制課程設計指導書表3-1，選定為雙作用液壓缸，且為單活塞桿，其主要特點是活塞可雙向運動，且具有一定的緩沖效果。2、 選擇缸的結構類型：根據液壓傳動與控制課程設計指導書表3-2，分析拉桿型、焊接型、法蘭型液壓缸的特性。由拉桿型特點可知，其結構簡單，制造和安裝均較為方便，缸筒是用內徑經過研磨的無縫鋼管半成品，按行程要求的長度可切割。端蓋與活塞為通用件，但這類缸受行程長度、缸內徑和額定工作壓力的限制。當行程及拉桿長度過長時，安裝時容易偏斜，致使缸筒端部泄露。缸筒內經過大或額定工作壓力過高時，由于徑向尺寸布置和拆裝問題，拉桿直徑尺寸受到限制，只是拉桿的拉應力可能超過屈服極限，因此這類缸適用于行程1.5m，缸內徑250mm，額定工作壓力小于20MPA的。而焊接型缸暴漏在外面的零件較少，外表光潔，外形尺寸小，能承受一定的沖擊負載和惡劣的外界環(huán)境條件。但由于前端蓋螺紋強度和預緊時端蓋該對操作的限制，因此不適用于過大缸內徑和大壓力。而法蘭型由于尺寸較大，適用于大中型液壓缸，能承受較大沖擊負荷和惡劣外界環(huán)境條件，屬于重型缸，多用于重型機械和冶金機械。綜合來看，我們選擇了拉桿型液壓缸，但連接處采用了法蘭連接，前段處采用如液壓傳動與控制課程設計指導書中圖3-1所示前端法蘭安裝方式。3、 選擇安裝方式：由液壓傳動與控制課程設計指導書中表3-3、3-4所示，我們設計的是一臺小型液壓機的液壓系統(tǒng)，由于作用力與支撐中心在同一軸線上，負載導向要求為需要導向，因此選擇了具有導向套的法蘭安裝方式。4、 液壓缸主要技術性能參數計算見夏健同學部分，由他計算可確定液壓缸的各項尺寸參數。5、 缸筒：根據液壓傳動與控制課程設計指導書中表3-9可知，需選擇端蓋與缸筒的連接方式。由于我們是小型液壓裝置，因此選擇了端蓋與缸筒進行焊接的方式，這種方式通常結構簡單、尺寸較小，但缸體容易變形，而我們設計為小型壓力，因此可選擇此方式連接。在選材方面，由于工作溫度、焊接性能、較好的強度和沖擊韌性等性質要求，具體包括要有足夠的強度，能長期承受最高工作壓力及短期動態(tài)試驗壓力而不致產生永久變形；有足夠的剛度，能承受活塞側向力和安裝的反作用力而不致產生彎曲；內表面與活塞密封件寄到想換的摩擦力的作用下，能長期工作而且磨損很少，尺寸公差等級形位公差等級足以保證活塞密封件的密封性；需要焊接的缸筒還要有較良好的可焊性，以便在焊接上法蘭或者管子接頭以后不至于纏身裂紋或過大的變形，因此缸筒和端蓋全部采用45號鋼，且需進行調質處理6、 缸筒加工要求：由于缸筒內徑采用H7或H8級配合，表面粗糙度值應該為0.160.32之間，需要進行研磨。熱處理則應進行調質，缸筒內經的圓度、錐度、圓柱度都要有較高的要求。缸筒的直線度公差在500mm長度上不大于0.03mm。通往油口、排氣閥控的內孔必須要倒角，不允許有飛邊、毛刺，以免劃傷密封件，都必須在半精加工以前進行。7、 活塞的結構與連接：根據以上情況分析，活塞我們選擇了組合式活塞，其結構多樣，主要受密封形式的確定而被影響，組合式活塞大多數可以多次拆裝，密封件使用壽命長。根據液壓傳動與控制課程設計指導書表3-13所示可知，活塞與活塞桿連接形式多樣，包括卡環(huán)型、軸套型、螺母型，卡環(huán)型裝拆方便，低速時使用廣泛，螺釘固定是不便于設計緩沖柱塞，但由于我們的設計不設計緩沖裝置，而螺釘連接較為熟知和常見，因此我們選擇了螺母型鏈接?；钊拿芊馔ㄟ^連著使用3個O型密封圈進行密封，以達到所需的密封效果。 活塞材料選擇了常見的球墨鑄鐵，具有良好的機械性能?；钊耐S度等各項形位公差和尺寸公差都應具有一定的要求，圖上未詳細注明。根據液壓傳動與控制課程設計指導書中表3-15所示，活塞桿外部端頭連接形式包括小螺栓頭、大螺栓頭、螺孔頭、小球頭、大球頭、銷釘聯接、光桿耳環(huán)等方式，由于液壓系統(tǒng)不能允許有較大程度的擺動，因此選用了缸工作時周線固定不動的大螺栓頭連接方式。 活塞桿的粗糙度值選擇為0.2如上圖中所見，因為太光滑或太不光滑會分別導致不能形成油膜或磨損較大。為提高耐磨和防銹性能需要鍍鉻處理。 結 束 心 得這次我們課程設計的內容是小型液壓機液壓系統(tǒng)的設計，對我們來說也是對上一學期流體傳動與控制的實踐應用。在設計程中，我們由于對整體的觀念的欠缺，常常在不經意中，只考慮到滿足一個或幾個性能要求，而沒有以一個整體的思想來考慮問題。比如，我們設計系統(tǒng)圖時，很容易忘記考慮系統(tǒng)保壓和液壓泵卸荷等問題，從而未能實現預定的工作要求。另一方面，我們用到了一些經驗公式以及一些在一定范圍內取值的數據，而不是以前常用的精確公式和數值的計算，而且在查閱工具書方面的能力還不足，還需要在今后的設計中進一步加強。出現以上的種種缺陷的關鍵問題在于我們缺乏這方面專業(yè)能力的鍛煉。通過這次的課程設計，讓我們對液壓系統(tǒng)以及液壓閥件有了更深的認識，大家由于能力所限，在設計過程中都出現了許多不足之處，但大家都在不斷的積極改正，每個人也都有了屬于自己的認識和體會。倪穎臻：在整個課程設計中，各位組員在設計過程中給了我極大的支持與信任，我們一同積極討論，分配任務，并在遇到問題和難點時相互求教和討論結果。在整理其他組員發(fā)來的數據時，我從其中發(fā)現了不少問題，大家都耐心的一一改正；在編寫說明書時，我不斷修正說明書的目錄，格式等細節(jié)問題，以期做到最好。通過這一次課程設計，我付出了不少時間和精力，自身也學到了很多東西，編寫論文，配合協作，統(tǒng)籌全局的能力有了進一步提升。王晨懿：在此次課程設計中，我負責繪制主液壓缸的裝配圖。裝配圖在這次課程設計中所需的所有圖中難度最大，細節(jié)要求最高，因此我花費了極大的時間和精力去繪制。同時，在繪制過程中因為負責計算的同學在不斷地修正數據，我也需配合的同步對裝配圖進行調整。因此，這不僅鍛煉和鞏固了我用CAD繪圖的能力，也提升了我的配合協調的能力。夏 ?。涸诖舜握n程設計中，我負責主液壓缸的相關參數計算和選型。通過這次設計，我對液壓系統(tǒng)中的主液壓缸的設計有了初步的了解，對查找技術手冊進行元件選型也有了進一步的了解。出于認真負責的態(tài)度，我在設計計算的同時也在不斷的進行檢驗和修改，發(fā)現和完善了不少不足和缺漏之處，對自身活學活用的能力也有了提升。李穗文：在此次課程設計中，我負責除主液壓缸以外的相關液壓元件的參數計算和選型，以及對整個液壓系統(tǒng)的壓力和溫升驗算。通過這次設計，我對液壓系統(tǒng)中的相關液壓元件的設計有了初步的了解，對查找技術手冊進行元件選型也有了進一步的認識。我在進行元件設計時也了解和學習了一些液壓元件的結構特點和工作特性，對流體傳動與控制這門課在實際中的應用有了進一步的認識與拓展。周彥杰：在此次課程設計中，我負責進行工況分析，繪制負載循環(huán)圖、速度循環(huán)圖、液壓系統(tǒng)原理圖及其動作順序表。因為我所負責的任務是對設計題目進行最初的分析和計算，因此我對設計題目有著更深的了解。而系統(tǒng)原理圖和動作順序表則是在負責計算和選型任務的同學的成果的基礎上繪制而成的，這鍛煉了我的綜合與實踐能力，以及配合協作能力。參 考 文 獻1 重慶大學機械工程學院.液壓傳動與控制課程指導書M. 2013. 2 李松晶，叢大成，姜洪洲編.液壓系統(tǒng)原理圖分析技巧M北京：化學工業(yè)出版社，2009.3 周憶，于今主編.流體傳動與控制M.北京：科學出版社, 2008. 4 張嵐 弓海霞 劉宇輝編.新編實用液壓手冊M. 北京：人民郵電出版社, 2008.5 成大先主編.機械設計手冊(第五版)第5卷M.北京：化學工業(yè)出版社，2008.6 張仁杰編.液壓缸的設計制造和維修M北京：機械工業(yè)出版社，1989.7 機械工業(yè)部編.液壓元件產品樣本M北京：機械工業(yè)出版社，1985.23