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1、一、液壓傳動課程設計的目的： 1、綜合運用《液壓傳動》課程及其它先修課程的理論和工程實際知識，以課程設計為載體，通過液壓功能原理及液壓裝置的設計實踐，使理論和工程實際知識密切地結合起來，從而使這些知識得到進一步鞏固、加深和擴展，并培養(yǎng)分析和解決工程實際問題的設計計算能力。 2、使學生掌握根據(jù)設計題目搜集有關設計資料和文獻的一般方法和途徑，提高學生綜合利用設計資料的能力，為獨立從事液壓傳動設計建立良好的基礎。 3、在設計實踐中學習和掌握方案論證及擬定方法，掌握液壓回路的組合方法及液壓元件的選用原則、結構形式，深化對液壓系統(tǒng)設計特點的認識和了解。 二、液壓課程設計題目： 數(shù) 參

2、 據(jù) 數(shù) 數(shù) 據(jù) * 滑臺自重（N） 1000 2000 3000 4000 5000 6000 工件自重（N） 5000 5000 5000 7000 7000 7000 快速上升速度（mm/s） 45 45 45 55 55 55 快速上升行程（mm） 350 350 350 450 450 450 慢速上升速度（mm/s） ≤13 ≤13 ≤13 ≤13 ≤13 慢速上升行程（mm） 100 100 100 200 200 200 快速下降速度

3、（mm/s） 55 55 55 55 55 55 快速下降行程（mm） 450 450 450 450 450 450 設計一臺上料機液壓系統(tǒng)，要求驅動它的液壓傳動系統(tǒng)完成快速上升→慢速上升→停留→快速下降的工作循環(huán)。其結構示意圖如圖1所示。其垂直上升工作的重力為，滑臺的重量為，快速上升的行程為，其最小速度為;慢速上升行程為，其最小速度為；快速下降行程為，速度要求。滑臺采用V型導軌，其導軌面的夾角為，滑臺與導軌的最大間隙為，啟動加速與減速時間均為，液壓缸的機械效率（考慮密封阻力）為0.9。 液壓傳動課程設計 目錄 1 前言 1 2 負載分析 2 2

4、.1 負載與運動分析 2 2.2 負載動力分析 2 2.3負載圖和速度圖的繪制 4 3 設計方案擬定 5 3.1液壓系統(tǒng)圖的擬定 5 3.2 液壓系統(tǒng)原理圖 6 3.3 液壓缸的設計 6 4 主要參數(shù)的計算 8 4.1 初選液壓缸的工作壓力 8 4.2 計算液壓缸的主要尺寸 8 4.3活塞桿穩(wěn)定性校核 8 4.4計算循環(huán)中各個工作階段的液壓缸壓力，流量和功率 9 5 液壓元件的選用 10 5.1確定液壓泵的型號及電動機功率 10 5.2選擇閥類元件及輔助元件 11 6 液壓系統(tǒng)的性能驗算 12 6.1壓力損失及調定壓力的確定 12 6.2驗算系統(tǒng)的發(fā)熱與溫升

5、13 致 謝 15 參考文獻 16  20 1 前言 設計一臺上料機液壓系統(tǒng)，要求驅動它的液壓傳動系統(tǒng)完成快速上升→慢速上升→停留→快速下降的工作循環(huán)。其結構示意圖如圖1所示。其垂直上升工作的重力為，滑臺的重量為，快速上升的行程為，其最小速度為;慢速上升行程為，其最小速度為；快速下降行程為，速度要求?；_采用V型導軌，其導軌面的夾角為，滑臺與導軌的最大間隙為，啟動加速與減速時間均為，液壓缸的機械效率（考慮密封阻力）為0.9。 上料機示意圖如下： 圖1 上料機的結構示意圖  2 負載分析 對液壓傳動系統(tǒng)的工況分析就是明確各執(zhí)行元件在工作過程中的速度和負載的變

6、化規(guī)律，也就是進行運動分析和負載分析。 2.1 負載與運動分析 根據(jù)各執(zhí)行在一個工作循環(huán)內各階段的速度，繪制其循環(huán)圖，如下圖所示： 圖2工作循環(huán)圖 2.2 負載動力分析 動力分析就是研究機器在工作中其執(zhí)行機構的受力情況。 2.2.1工作負載 2.2.2摩擦負載 由于工件為垂直起升，所以垂直作用于導軌的載荷可由其間隙和機構尺寸求得 ,取靜摩擦系數(shù)為0.2，動摩擦系數(shù)為0.1則有 靜摩擦負載： 動摩擦負載： 2.2.3慣性負載 慣性負載為運動部件在起動和制動的過程中可按： G---運動部件的重量（N）g---重力加速度， △v---速度變化值（）

7、△t---起動或制動時間（s） 加速： 減速： 制動： 反向加速： 反向制動： 根據(jù)以上的計算，考慮到液壓缸垂直安放，其重量較大，為防止因自重而自行下滑，系統(tǒng)中應設置平衡回路。則液壓缸各階段中的負載如表1所示（） 工 況 計算公式 總負載F/N 缸推力F/N 啟 動 12016.97 13352.19 加 速 12143.45 13492.72 快 上 12008.49 13342.77 減 速 11905.93 13228.81 慢 上 12008.49 13342.7

8、7 制 動 11976.65 13307.39 反向加速 143.18 159.09 快 下 8.49 9.43 制 動 -126.2 -140.22 表1 液壓缸各階段中的負載 2.3負載圖和速度圖的繪制 按照前面的負載分析結果及已知的速度要求、行程限制等，繪制出負載圖及速度圖如圖3所示。 圖3速度負載圖 3 設計方案擬定 3.1液壓系統(tǒng)圖的擬定 液壓系統(tǒng)圖的擬定，主要是考慮以下幾個方面的問題 3.1.1供油方式 從工況圖分析可知，該系統(tǒng)在快上和快下時所需的流量較小，因此從提高系統(tǒng)的效率，節(jié)省能源的角度考慮，采用單個定量泵

9、的供油方式顯然是不適合的，宜選用雙聯(lián)式定量葉片泵作為油源。 3.1.2調速回路 由工況可知可知，該系統(tǒng)在慢速時速度需要調節(jié)，考慮到系統(tǒng)功率小，滑臺運動速度需要調節(jié)，考慮到系統(tǒng)功率小，滑臺運動速度低，工作負載變化小，所以采用調速閥的回油節(jié)流調速回路。 3.1.3速度換接回路 由于快上和慢上之間速度需要換接，但對換接到位置要求不高，所以采用由行程開關發(fā)訊控制二位二通電磁閥來實現(xiàn)速度的換接。 3.1.4平衡及鎖緊 為防止在上端停留時重物下落和在停留期間內保持重物的位置，特在液壓缸的下腔(無桿腔)進油路上設置了液控單向閥；另一方面，為了克服滑臺自重在快下過程中的影響，設置了一單

10、向背壓閥。 3.1.5 電磁閥 本液壓系統(tǒng)的換向采用三位四通Y型中位機能的電磁換向閥。 3.2 液壓系統(tǒng)原理圖 圖4原理圖 3.3 液壓缸的設計 3．3.1液壓缸的分類機組成 液壓缸按其結構形式，可以分為活塞缸、柱塞缸、和擺動缸三類。活塞缸和柱塞剛實現(xiàn)往復運動，輸出推力和速度。擺動缸則能實現(xiàn)小于的往復擺動，輸出轉矩和角速度。液壓缸除單個使用外，還可以幾個組合起來和其他機構組合起來，在特殊場合使用，已實現(xiàn)特殊的功能。 液壓缸的結構基本上可分成缸筒和缸蓋、活塞和活塞桿、密封裝置、緩沖裝置，以及排氣裝置五個部分。 3．3.2液壓缸的結構設計 缸體與缸蓋的連接形式 常

11、用的連接方式法蘭連接、螺紋連接、外半環(huán)連接和內半環(huán)連接，其形式與工作壓力、缸體材料、工作條件有關。 活塞桿與活塞的連接結構 常見的連接形式有：整體式結構和組合式結構。組合式結構又分為螺紋連接、半環(huán)連接和錐銷連接。 活塞桿導向部分的結構 活塞桿導向部分的結構，包括活塞桿與端蓋、導向套的結構，以及密封、防塵、鎖緊裝置等。 活塞及活塞桿處密封圈的選用 活塞及活塞桿處密封圈的選用，應根據(jù)密封部位、使用部位、使用的壓力、溫度、運動速度的范圍不同而選擇不同類型的密封圈。常見的密封圈類型：O型圈，O型圈加擋圈，高底唇Y型圈，Y型圈，奧米加型等。 液壓缸的緩沖裝置 液壓缸帶動工作部件運動

12、時，因運動件的質量大，運動速度較高，則在達到行程終點時，會產生液壓沖擊，甚至使活塞與缸筒端蓋產生機械碰撞。為防止此現(xiàn)象的發(fā)生，在行程末端設置緩沖裝置。常見的緩沖裝置有環(huán)狀間隙節(jié)流緩沖裝置，三角槽式節(jié)流緩沖裝置，可調緩沖裝置。 液壓缸排氣裝置 對于速度穩(wěn)定性要求的機床液壓缸，則需要設置排氣裝置。 3．3.3液壓缸設計需要注意的事項 盡量使液壓缸有不同情況下有不同情況，活塞桿在受拉狀態(tài)下承受最大負載。考慮到液壓缸有不同行程終了處的制動問題和液壓缸的排氣問題，缸內如無緩沖裝置和排氣裝置，系統(tǒng)中需有相應措施。根據(jù)主機的工作要求和結構設計要求，正確確定液壓缸的安裝、固定方式，但液壓缸只能一端定位

13、。液壓缸各部分的結構需根據(jù)推薦結構形式和設計標準比較，盡可能做到簡單、緊湊、加工、裝配和維修方便。 3．3.4液壓缸主要零件的材料和技術要求 缸體材料---灰鑄鐵: HT200,HT350;鑄鋼：ZG25,ZG45 ZG230-450是一種鑄造碳鋼也叫ZG25或者25號鋼。230是指鑄鋼件的屈服強度為230Mpa，450是指鑄鋼件的抗拉強度為450Mpa。ZG代表鑄鋼的拼音縮寫，執(zhí)行GB/T11352標準。以此種材料為原料生產制造的建筑扣件成為鑄鋼扣件。粗糙度---液壓缸內圓柱表面粗糙度為。技術要求：內徑用H8-H9的配合。缸體與端蓋采用螺紋連接，采用6H精度 活塞材料---灰鑄鐵：H

14、T150,HT200。粗糙度---活塞外圓柱粗糙度。技術要求：活塞外徑用橡膠密封即可取f7~f9的配合，內孔與活塞桿的配合可取H8。 活塞桿材料---實心：35鋼，45鋼；空心：35鋼，45鋼無縫鋼管。粗糙度---桿外圓柱粗糙度為。技術要求：a調質20～25HRC。b活塞與導向套用的配合，與活塞的連接可用。 缸蓋材料---35鋼，45鋼；作導向時用（耐磨）鑄鐵。粗糙度---導向表面粗糙度為。技術要求：同軸度不大于。 導向套材料---青銅，球墨鑄鐵，粗糙度---導向表面粗糙度為，技術要求：a導向套的長度一般取活塞桿直徑的60%~80%。 b外徑D內孔的同軸度不大于內孔公差之半 4 主

15、要參數(shù)的計算 4.1 初選液壓缸的工作壓力 根據(jù)分析此設備的負載不大，按類型屬機床類，所以初選液壓缸的工作壓力為2.5MPa。 4.2 計算液壓缸的主要尺寸 式中； F---液壓缸上的外負載 p---液壓缸的有效工作壓力 A---所求液壓缸有有效工作面積 按標準?。?0 按標準取。則液壓缸的有效作用面積為： 無桿腔面積 有桿腔面積 4.3活塞桿穩(wěn)定性校核 因為活塞桿總行程為650mm，而活塞桿直徑為45mm，需進行穩(wěn)定性校核， [σ]為材料的許用應力，查材料力學教程用普通碳素鋼 所以，滿足穩(wěn)定性條件。 4.4計算循環(huán)中各個工作階段的液壓缸壓力

16、，流量和功率 求液壓缸的最大流量 工作循環(huán)中各個工作階段的液壓缸壓力、流量和功率如表2所示。 工 況 壓力 流量 功率 快 上 1.89 20.94 659.61 慢 上 1.89 4.96 156.24 快 下 0.0018 15.74 0.47 表2 液壓缸各工作階段的壓力流量和功率  5 液壓元件的選用 5.1確定液壓泵的型號及電動機功率 液壓缸在整個工作循環(huán)中最大工作壓力為，由于該系統(tǒng)比較簡單，所以取其壓力損失，所以液壓泵的工作壓力為 兩個液壓泵同時向系統(tǒng)供油時，若回路中泄漏按10％計算，則兩

17、個泵的總流量應為，由于溢流閥最小穩(wěn)定流量為，而工進時液壓缸所需流量為，所以。高壓泵的輸出流量不得少于。 根據(jù)以上壓力和流量的數(shù)值查產品目錄，選用型的雙聯(lián)葉片泵，其額定壓力為，容積效率，總效率，所以驅動該泵的電動機的功率可由泵的工作壓力（）和輸出流量（當電機轉速為）求出 查電動機產品目錄，擬定選用電動機的型號為Y90L-4,功率為1500W，額定轉速為1400r/min。 5.2選擇閥類元件及輔助元件 根據(jù)系統(tǒng)的工作壓力和通過各個閥類元件和輔助元件的流量，可選出這些元件的型號及規(guī)格如下 序 號 名 稱 估計通過流量 型號及規(guī)格

18、1 濾油器 28.00 XU-63*80-J 2 雙聯(lián)葉片泵 23.52 YB1-10/10 3 單向閥 11.76 I-25B 4 外控順序閥 11.76 XY-B25B 5 溢流閥 3.375 Y-10 6 三位四通電磁換向閥 23.52 34D-25B 7 單向順序閥 28.10 XI-63B 8 液控單向閥 28.10 IY-63B 9 二位二通電磁換向閥 20.74 22D-25B 10 單向調速閥 23.52 AXQF-E10B 11 壓力表 Y—100T 12 壓力表開關 K-3B

19、 13 電動機 Y90L-4 表3各元件初選 油管：油管內徑一般可參照所接元件接口尺寸確定，也可按管路中允許流速計算。 =12.17mm =10.55mm 這兩根油管按GB/T 2351-2005 選用內徑φ15mm的冷拔無縫鋼管。油箱：油箱容積根據(jù)液壓泵的流量計算，取其體積 ,即V= 按JB/T 7938-1999 取標準值V=160L  6 液壓系統(tǒng)的性能驗算 6.1壓力損失及調定壓力的確定 根據(jù)計算慢上時管道內的油液流動速度約,通過的流量為,數(shù)值較小，主要壓力損失為調速閥兩端的壓降；此時功率損失最大；而在快下時滑臺及活塞組件的重量由背壓閥所平衡，系統(tǒng)工

20、作壓力很低，所以不必驗算，因而必須以快進位依據(jù)來計算卸荷和溢流閥的調定壓力，由于供油流量的變化，其快上時液壓缸的速度為 此時油液在進油液在進油管的流速為 沿程壓力損失 首先要判別管中的流態(tài)，設系統(tǒng)采用N32液壓油。 室溫為20度時， 所以有：， 管中為層流，則阻力損失系數(shù)， 若取進、回油管長度均為2m，油液的密度為 ，則其進油路上的沿程壓力損失為 局部壓力損失包括管道安裝和管接頭的壓力損失和通過液壓閥的局部壓力損失，前者視管道具體安裝結構而定，一般取沿程壓力損失的10%；而后者則與通過閥的流量大小有關，若閥的額定流量和額定壓力損失為和，則當通過閥的流量為q時的閥

21、的壓力損失。通過整個閥的壓力損失很小，且可以忽略不計。同理，快上時回油路上的流量 ， 則回油路油管中的流速 。 由此可計算出 (層流) 所以回油路上的沿程壓力損失為 ： 總壓力損失 由上面的計算所得可求出 原設，這與計算結果略有差異，應用計算出的結果來確定系統(tǒng)中壓力閥的調定值。 壓力閥的調定值 雙聯(lián)泵系統(tǒng)中卸荷閥的調定值應該滿足快進的要求，保證雙泵同向系統(tǒng)供油，因而卸荷閥的調定值應略大于快進時泵的供油壓力 所以卸荷閥的調壓壓力應取2.2Mpa為宜。 溢流閥的調定壓力應大于卸荷閥調定壓力0.3-0.5Mpa，所以取溢流閥調定壓力為2.7Mpa 背壓閥的調定

22、壓力以平衡滑臺自重為根據(jù)，即 ，取。 6.2驗算系統(tǒng)的發(fā)熱與溫升 根據(jù)以上的計算可知， 在快上時電動機的輸入功率為： ； 慢上時的電動機輸入功率為： ； 快上時其有用功率為：； 慢上時的有用功率為： 所以慢上時的功率損失為657.91W略大于快上時的功率損失614.81W，現(xiàn)以較大的值來校核其熱平衡，求出發(fā)熱溫升。 設油箱的三個邊長在1：1：1~1：2：3范圍內，則散熱面積為， 假設通風良好，取， 所以油液的溫升為。 H為發(fā)熱功率即等于損耗功率； 室溫為，熱平衡溫度為，沒有超出允許范圍。  致 謝 經(jīng)過緊張的課程設計，我如愿地，較圓滿地

23、完成了設計任務。從中得到了以前許多注意的問題。 本次設計培養(yǎng)了我們對課程設計的設計能力，學習和掌握液壓傳動基本基礎知識及應用。通過本次設計，我們把以前在課本中學習到的理論知識在此次設計中加以綜合運用設計資料，并懂得，這樣才不至于在設計過程中出現(xiàn)太多錯誤。 經(jīng)過一周的緊張有序的工作，完成了課程設計，其中我們在設計的過程中遇到很多難題，但是經(jīng)過馬老師的認真講解，使我對其加深了認識。 最后，真誠的感謝輔導老師對我們的指導和幫助。由于我們對所學知識不夠徹底，而且時間較短，又缺乏經(jīng)驗，設計書中難免會存在疏漏和欠缺之處，懇請老師批評指正，以便在以后的工作和學習中不犯類似的錯誤。  參考文獻 [1] ：李新德主編. 《液壓與氣動技術》. 北京. 中國商業(yè)出版社.2006 [2] ：袁承訓主編. 《液壓與氣壓傳動》. 北京. 機械工業(yè)出版社.2000 [3] ：張福臣主編. 《液壓與氣壓傳動》. 北京. 機械工業(yè)出版社.2006 [4] ：陳桂芳主編. 《液壓與氣動技術》. 北京. 北京理工大學出版社.2007 [5] ：張群生主編. 《液壓與氣壓傳動》. 北京. 機械工業(yè)出版社.2004