小型液壓機的液壓系統(tǒng)課程設(shè)計.doc

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1、 攀枝花學(xué)院 學(xué)生課程設(shè)計（論文） 題 目： 小型液壓機的液壓系統(tǒng) 學(xué)生 姓名： vvvvvv 學(xué) 號： vvvvvvvv 所在院(系)： 機 械 工 程 學(xué) 院 專 業(yè)： 班 級： 指導(dǎo) 教師： vvvvvv 職 稱： vvvv 2014 年 06 月 15 日 攀枝花學(xué)院教務(wù)處制 課程設(shè)計（論文）指導(dǎo)教

2、師成績評定表 題目名稱 專用銑床的液壓系統(tǒng)設(shè)計（按實際替換） 評分項目 分值 得分 評價內(nèi)涵 工作 表現(xiàn) 20% 01 學(xué)習(xí)態(tài)度 6 遵守各項紀(jì)律，工作刻苦努力，具有良好的科學(xué)工作態(tài)度。 02 科學(xué)實踐、調(diào)研 7 通過實驗、試驗、查閱文獻(xiàn)、深入生產(chǎn)實踐等渠道獲取與課程設(shè)計有關(guān)的材料。 03 課題工作量 7 按期圓滿完成規(guī)定的任務(wù)，工作量飽滿。 能力 水平 35% 04 綜合運用知識的能力 10 能運用所學(xué)知識和技能去發(fā)現(xiàn)與解決實際問題，能正確處理實驗數(shù)據(jù)，能對課題進(jìn)行理論分析，得出有價值的結(jié)論。 05 應(yīng)用文獻(xiàn)的能力

3、 5 能獨立查閱相關(guān)文獻(xiàn)和從事其他調(diào)研；能提出并較好地論述課題的實施方案；有收集、加工各種信息及獲取新知識的能力。 06 設(shè)計（實驗）能力，方案的設(shè)計能力 5 能正確設(shè)計實驗方案，獨立進(jìn)行裝置安裝、調(diào)試、操作等實驗工作，數(shù)據(jù)正確、可靠；研究思路清晰、完整。 07 計算及計算機應(yīng)用能力 5 具有較強的數(shù)據(jù)運算與處理能力；能運用計算機進(jìn)行資料搜集、加工、處理和輔助設(shè)計等。 08 對計算或?qū)嶒灲Y(jié)果的分析能力（綜合分析能力、技術(shù)經(jīng)濟分析能力） 10 具有較強的數(shù)據(jù)收集、分析、處理、綜合的能力。 成果 質(zhì)量 45% 09 插圖（或圖紙）質(zhì)量、篇幅、設(shè)計

4、（論文）規(guī)范化程度 5 符合本專業(yè)相關(guān)規(guī)范或規(guī)定要求；規(guī)范化符合本文件第五條要求。 10 設(shè)計說明書（論文）質(zhì)量 30 綜述簡練完整，有見解；立論正確，論述充分，結(jié)論嚴(yán)謹(jǐn)合理；實驗正確，分析處理科學(xué)。 11 創(chuàng)新 10 對前人工作有改進(jìn)或突破，或有獨特見解。 成績 指導(dǎo)教師評語 指導(dǎo)教師簽名： 年　月　日 攀枝花學(xué)院本科學(xué)生課程設(shè)計任務(wù)書 題　目 小型液壓機的液壓系統(tǒng)設(shè)計 1、課程設(shè)計的目的 液壓系統(tǒng)的設(shè)計和計算是機床設(shè)計的一部分。設(shè)計的任務(wù)是根據(jù)機床的功用

5、、運動循環(huán)和性能等要求，設(shè)計出合理的液壓系統(tǒng)圖，再經(jīng)過必要的計算，確定液壓系統(tǒng)的主要參數(shù)，然后根據(jù)計算所得的參數(shù)，來選用液壓元件和進(jìn)行系統(tǒng)的結(jié)構(gòu)設(shè)計。 使學(xué)生在完成液壓回路設(shè)計的過程中，強化對液壓元器件性能的掌握，理解不同回路在系統(tǒng)中的各自作用。能夠?qū)W(xué)生起到加深液壓傳動理論的掌握和強化實際運用能力的鍛煉。 2、課程設(shè)計的內(nèi)容和要求（包括原始數(shù)據(jù)、技術(shù)要求、工作要求等） 要求學(xué)生在完成液壓傳動課程學(xué)習(xí)的基礎(chǔ)上，運用所學(xué)的液壓基本知識，根據(jù)液壓元件、各種液壓回路的基本原理，獨立完成液壓回路設(shè)計任務(wù)。 設(shè)計一臺小型液壓機的液壓系統(tǒng)，要求實現(xiàn)的工作循環(huán)：快速空程下行——慢速加壓——保壓——快

6、速回程——停止。快速往返速度為4m/min，加壓速度為40-250mm/min，壓制力為300000N，運動部件總重量為20000N。。設(shè)計結(jié)束后提交：①5000字的課程設(shè)計論文；②液缸CAD圖紙2號一張；③三號系統(tǒng)圖紙一張。 3、主要參考文獻(xiàn) [1]左健民.液壓與氣壓傳動.第 2 版.北京 機械工業(yè)出版社 2004. [2]章宏甲.液壓與氣壓傳動.第 2 版.北京 機械工業(yè)出版社 2001. [3]許福玲. 液壓與氣壓傳動. 武漢 華中科技大學(xué)出版社 2001. [4]張世偉.《液壓傳動系統(tǒng)的計算與結(jié)構(gòu)設(shè)計》.寧夏人民出版社.1987. [5]液壓傳動手冊. 北京 機械工業(yè)出

7、版社 2004. 4、課程設(shè)計工作進(jìn)度計劃 內(nèi)容 學(xué)時 明確機床對液壓系統(tǒng)的要求，進(jìn)行工作過程分析 2 初步確定液壓系統(tǒng)的參數(shù)，進(jìn)行工況分析和負(fù)載圖的編制 12 確定液壓系統(tǒng)方案，擬訂液壓系統(tǒng)圖 8 選擇液壓元件和確定輔助裝置 8 液壓系統(tǒng)的性能驗算 2 液壓裝置的結(jié)構(gòu)設(shè)計，繪制工作圖及編制技術(shù)文件 8 合計 1周 指導(dǎo)教師（簽字） 日期 2014年 05月 20 日 教研室意見： 年 月 日 學(xué)生（簽字）： 接受任務(wù)時間： 年 月 日 目錄

8、前言 1 一 設(shè)計題目 2 二 技術(shù)參數(shù)和設(shè)計要求 2 三 工況分析 2 四 擬定液壓系統(tǒng)原理 3 1.確定供油方式 3 2.調(diào)速方式的選擇 3 3.液壓系統(tǒng)的計算和選擇液壓元件 4 4.液壓閥的選擇 6 5.確定管道尺寸 6 6.液壓油箱容積的確定 7 7.液壓缸的壁厚和外徑的計算 7 8.液壓缸工作行程的確定 7 9.缸蓋厚度的確定 7 10.最小尋向長度的確定 7 11.缸體長度的確定 8 五 液壓系統(tǒng)的驗算 9 1 壓力損失的驗算 9 2 系統(tǒng)溫升的驗算 11 3 螺栓校核 11 總結(jié) 13 參考文獻(xiàn) 14 前言 液壓傳動是以流體作為工作介

9、質(zhì)對能量進(jìn)行傳動和控制的一種傳動形式。利用有壓的液體經(jīng)由一些機件控制之后來傳遞運動和動力。相對于電力拖動和機械傳動而言，液壓傳動具有輸出力大，重量輕，慣性小，調(diào)速方便以及易于控制等優(yōu)點，因而廣泛應(yīng)用于工程機械，建筑機械和機床等設(shè)備上。 作為現(xiàn)代機械設(shè)備實現(xiàn)傳動與控制的重要技術(shù)手段，液壓技術(shù)在國民經(jīng)濟各領(lǐng)域得到了廣泛的應(yīng)用。與其他傳動控制技術(shù)相比，液壓技術(shù)具有能量密度高﹑配置靈活方便﹑調(diào)速范圍大﹑工作平穩(wěn)且快速性好﹑易于控制并過載保護(hù)﹑易于實現(xiàn)自動化和機電液一體化整合﹑系統(tǒng)設(shè)計制造和使用維護(hù)方便等多種顯著的技術(shù)優(yōu)勢，因而使其成為現(xiàn)代機械工程的基本技術(shù)構(gòu)成和現(xiàn)代控制工程的基本技術(shù)要素。 液壓壓

10、力機是壓縮成型和壓注成型的主要設(shè)備，適用于可塑性材料的壓制工藝。如沖壓、彎曲、翻邊、薄板拉伸等。也可以從事校正、壓裝、砂輪成型、冷擠金屬零件成型、塑料制品及粉末制品的壓制成型。本文根據(jù)小型壓力機的用途﹑特點和要求，利用液壓傳動的基本原理，擬定出合理的液壓系統(tǒng)圖，再經(jīng)過必要的計算來確定液壓系統(tǒng)的參數(shù)，然后按照這些參數(shù)來選用液壓元件的規(guī)格和進(jìn)行系統(tǒng)的結(jié)構(gòu)設(shè)計。小型壓力機的液壓系統(tǒng)呈長方形布置，外形新穎美觀，動力系統(tǒng)采用液壓系統(tǒng)，結(jié)構(gòu)簡單、緊湊、動作靈敏可靠。該機并設(shè)有腳踏開關(guān)，可實現(xiàn)半自動工藝動作的循環(huán)。 一 設(shè)計題目 小型液壓機液壓設(shè)計 二 技術(shù)參數(shù)和設(shè)計要求 設(shè)計一臺小型液壓

11、壓力機的液壓系統(tǒng)，要求實現(xiàn)快速空程下行、慢速加壓、保壓、快速回程、停止的工作循環(huán)，快速往返速度為4m/min，加壓速度為40-250mm/min，壓制力為300000N，運動部件總重力為20000N，油缸垂直安裝，設(shè)計該壓力機的液壓傳動系統(tǒng)。 三 工況分析 首先根據(jù)已知條件繪制運動部件的速度循環(huán)圖。 L（mm） V(m/min) -4 4 0.04 圖3-1 計算各階段的外負(fù)載并繪制負(fù)載圖 1、工件的壓制力即為工件的負(fù)載力：F=300000N 2、摩擦負(fù)載 靜摩擦系數(shù)取0.2，動摩擦系數(shù)取0.1則 靜摩擦阻力 Ffs=0.2*20000=4000N

12、 動摩擦阻力 Ffd=0.1*20000=2000N 3、慣性負(fù)載 Fm=m（△v/△t） △t為加速或減速的時間一般△t=0.01~0.5s，在這里取△t=0.2s Fm=（20000*4）/（10*0.2*60）=667N 自重 G=20000N 液壓缸在各工作階段的外負(fù)載 工作循環(huán) 外負(fù)載F（N） 啟動 F=G+Ffs 24000N 加速 F=G+Fm+Ffd 22667N 快進(jìn) F=G+Ffd 22000N 共進(jìn) F=G+Ft+Ffd 322000N 快退 F=G-Ffd 18000N 負(fù)載循環(huán)圖如下 L(mm) F(N)

13、 24000 22667 22000 322000 18000 圖3-2 四 擬定液壓系統(tǒng)原理 1.確定供油方式 考慮到該機床壓力要經(jīng)常變換和調(diào)節(jié)，并能產(chǎn)生較大的壓制力，流量大，功率大，空行程和加壓行程的速度差異大，因此采用一高壓泵供油 2.調(diào)速方式的選擇 工作缸采用活塞式雙作用缸，當(dāng)壓力油進(jìn)入工作缸上腔，活塞帶動橫梁向下運動，其速度慢，壓力大，當(dāng)壓力油進(jìn)入工作缸下腔，活塞向上運動，其速度較快，壓力較小，符合一般的慢速壓制、快速回程的工藝要求 得液壓系統(tǒng)原理圖 3.液壓系統(tǒng)的計算和選擇液壓元件 （1）液壓缸主要尺寸的確定 1）工作壓力P

14、的確定。工作壓力P可根據(jù)負(fù)載大小及機器的類型，來初步確定由手冊查表取液壓缸工作壓力為25MPa。 2）計算液壓缸內(nèi)徑D和活塞桿直徑d。由負(fù)載圖知最大負(fù)載F為320000N，按表2-2取p2可不計,考慮到快進(jìn)，快退速度相等，取d/D=0.7 D={4Fw/[πp1ηcm]}1/2=0.13 (m) 根據(jù)手冊查表取液壓缸內(nèi)徑直徑D=140（mm）活塞桿直徑系列取d=100（mm） 取液壓缸的D和d分別為140mm和100mm。 按最低工進(jìn)速度驗算液壓缸的最小穩(wěn)定速度 A≥Qmin/Vmin=0.05x1000/3=16.7(cm2) 液壓缸節(jié)流腔有效工作面積選取液壓缸有桿腔的

15、實際面積，即 A2=π（D2－d2）/4=3.14（1402－1002）/4 =75.36 cm2 滿足不等式，所以液壓缸能達(dá)到所需低速 （2）計算在各工作階段液壓缸所需的流量 Q(快進(jìn))= πd2v (快進(jìn)) /4=3.14x0.1x0.1x3/4=23.55L/min Q（工進(jìn))= πD2v (工進(jìn)) /4=3.14x0.14x0.14x0.4/4=6.15L/min Q(快退)= π（D2-d2) (快退) v /4=22.61 L/min （3）確定液壓泵的流量，壓力和選擇泵的規(guī)格 1.泵的工作壓力的確定 考慮到正常工作中進(jìn)油管有一定的壓力損失，所以泵的工作壓力為

16、 式中，Pp－液壓泵最大工作壓力； P1－執(zhí)行元件最大工作壓力； －進(jìn)油管路中的壓力損失， 簡單系統(tǒng)可取0.2~~0.5Mpa。故可取壓力損失∑△P1=0.5Mpa 25+0.5=25.5MP 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(xiàn)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，因此選泵的壓力值Pa應(yīng)為Pa 1.25Pb-1.6Pb 因此Pa=1.25Pp=1.2525.5=31.875MPa 2．泵的流量確定,液壓泵的最大流量應(yīng)為 QKL（∑Q）max

17、 油液的泄露系數(shù)KL=1.2 故Qp=KL（∑Q）max=1.223.55=28.26L/min 3.選擇液壓泵的規(guī)格 根據(jù)以上計算的Pa和Qp查閱相關(guān)手冊現(xiàn)選用IGP5-032型的內(nèi)嚙合齒輪泵， nmax= 3000 r/min nmin=400r/min 額定壓力p0=31.5Mpa，每轉(zhuǎn)排量q=33.1L/r，容積效率=85%，總效率=0.7. 4. 與液壓泵匹配的電動機選定 首先分別算出快進(jìn)與工進(jìn)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(jù)。由于在慢進(jìn)時泵輸出的流量減小，泵的效率急劇降低，一般在流量在0.2－1L/min范圍內(nèi)時，可取＝

18、0.03－0.14.同時還應(yīng)該注意到，為了使所選擇的電動機在經(jīng)過泵的流量特性曲線最大功率時不至停轉(zhuǎn)，需進(jìn)行演算，即PaQp/,式中，Pd－所選電動機額定功率；Pb－內(nèi)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(jìn)時的功率，快進(jìn)時的外負(fù)載為7500N，進(jìn)油時的壓力損失定為0.3MPa。 Pb=[7500/(0.1x0.1π/4)x10-6+0.3]=1.26MPa 快進(jìn)時所需電機功率為： 1.26x28.26/60x0.7=0.85kw 工進(jìn)時所需電機功率為： P=Ppx6.15/(60x0.7)=0.18kw 查閱電動機產(chǎn)品樣

19、本，選用Y90S-4型電動機，其額定功率為1.1KW，額定轉(zhuǎn)速為1400r/min 4.液壓閥的選擇 根據(jù)所擬定的液壓系統(tǒng)圖，按通過各元件的最大流量來選擇液壓元件的規(guī)格。選定的液壓元件如表所示 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 72.4 XU-D32X100 XU-D32X100 2 液壓泵 49.6 34．5 IGP5-32 3 三位四通電磁閥 60.3 25 34YF30-E20B 4 單向調(diào)速閥 30 40 ADTL-10 5 二位三通電磁閥 60.3 23YF3B

20、-E20B 6 單向閥 18-1500 31.5 SA10 7 壓力表開關(guān) 35 KF-28 5.確定管道尺寸 油管內(nèi)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(jìn)行計算，本系統(tǒng)主要路流量為差動時流量Q=47.1L／min壓油管的允許流速取V=3m/s則內(nèi)徑d為 d=4.6(47.1/3)1/2=18.2mm 若系統(tǒng)主油路流量按快退時取Q=22.61L／min，則可算得油管內(nèi)徑d=17.9mm. 綜合d=20mm 吸油管同樣可按上式計算（Q=49.6L／min ，V=2m／s）現(xiàn)參照YBX-16變量泵吸油口連接尺寸，取吸油管內(nèi)徑d為

21、29mm 6.液壓油箱容積的確定 根據(jù)液壓油箱有效容量按泵的流量的5—7倍來確定則選用容量為400L。 7.液壓缸的壁厚和外徑的計算 液壓缸的壁厚由液壓缸的強度條件來計算 液壓缸的壁厚一般是指缸筒結(jié)構(gòu)中最薄處的厚度，從材料力學(xué)可知，承受內(nèi)壓力的圓筒，其內(nèi)應(yīng)力分布規(guī)律因壁厚的不同而各異，一般計算時可分為薄壁圓筒，起重運輸機械和工程機械的液壓缸一般用無縫鋼管材料，大多屬于薄壁圓筒結(jié)構(gòu)，其壁厚按薄壁圓筒公式計算 ζ≥PD/2[σ]=38.25140/2100=26.78mm（[σ]=100~110MP） 故取ζ=30mm 液壓缸壁厚算出后，即可求出缸體的外徑D1為 D1≥D+2ζ

22、=140+230=200mm 8.液壓缸工作行程的確定 液壓缸工作行程長度，可根據(jù)執(zhí)行機構(gòu)實際工作煩人最大行程來確定，查表的系列尺寸選取標(biāo)準(zhǔn)值L=300mm。 9.缸蓋厚度的確定 一般液壓缸多為平底缸蓋，其有效厚度t按強度要求可用下面兩個公式進(jìn)行 近似計算 無孔時：t≥0.433D（P／[σ]）=23.2mm 有孔時：t≥0.433 D2（P D2／[σ]（D2－d0）}1/2式中， t----------缸蓋有效厚度 D---------缸蓋止口內(nèi)直徑 D2----------缸蓋孔的直徑 10.最小尋向長度的確定 當(dāng)活塞桿全部外伸時，從活塞支

23、撐面中點到缸蓋滑動支撐面中點的距離H稱為最小導(dǎo)向長度過小，將使液壓缸的初試撓度增大，影響液壓缸的穩(wěn)定性，因此，設(shè)計時必須保證有一定的最小導(dǎo)向長度。 對一般的液壓缸，最小導(dǎo)向長度H應(yīng)滿足以下要求 H>=L/20+D/2=400/20+140/2=90mm 取H=95mm 活塞寬度B=（0.6~1.0）D1=140 11.缸體長度的確定 液壓缸體內(nèi)部長度應(yīng)等于活塞的行程與活塞的寬度之和，缸體外形長度還要考慮到兩端端蓋的厚度，一般的液壓缸的缸體長度不應(yīng)大于內(nèi)徑地20~30倍 一、 液壓元件的選擇 確定液壓泵規(guī)格和驅(qū)動電機功率 由前面工況分析，由最大壓制力和

24、液壓主機類型，初定上液壓泵的工作壓力取為，考慮到進(jìn)出油路上閥和管道的壓力損失為（含回油路上的壓力損失折算到進(jìn)油腔），則液壓泵的最高工作壓力為 上述計算所得的是系統(tǒng)的靜態(tài)壓力，考慮到系統(tǒng)在各種工況的過渡階段出現(xiàn)的動態(tài)壓力往往超過靜態(tài)壓力，另外考慮到一定壓力貯備量，并確保泵的壽命，其正常工作壓力為泵的額定壓力的80%左右因此選泵的額定壓力應(yīng)滿足： 液壓泵的最大流量應(yīng)為： 式中液壓泵的最大流量 同時動作的各執(zhí)行所需流量之和的最大值，如果這時的溢流閥正進(jìn)行工作，尚須加溢流閥的最小溢流量。 系統(tǒng)泄漏系數(shù)，一般取，現(xiàn)取。 qp=KL(∑q)max+∑△q=1.1*（393+2.5）

25、=395.5L/min 1．選擇液壓泵的規(guī)格 由于液壓系統(tǒng)的工作壓力高，負(fù)載壓力大，功率大。大流量。所以選軸向柱塞變量泵。柱塞變量泵適用于負(fù)載大、功率大的機械設(shè)備（如龍門刨床、拉床、液壓機），柱塞式變量泵有以下的特點： 1） 工作壓力高。因為柱塞與缸孔加工容易，尺寸精度及表面質(zhì)量可以達(dá)到很高的要求，油液泄漏小，容積效率高，能達(dá)到的工作壓力，一般是（），最高可以達(dá)到。 2） 流量范圍較大。因為只要適當(dāng)加大柱塞直徑或增加柱塞數(shù)目，流量變增大。 3） 改變柱塞的行程就能改變流量，容易制成各種變量型。 4） 柱塞油泵主要零件均受壓，使材料強度得到充分利用，壽命長，單位功率重量小。但柱

26、塞式變量泵的結(jié)構(gòu)復(fù)雜。材料及加工精度要求高，加工量大，價格昂貴。 根據(jù)以上算得的和在查閱相關(guān)手冊《機械設(shè)計手冊》成大先P20-195 得：現(xiàn)選用，排量63ml/r，額定壓力32Mpa，額定轉(zhuǎn)速1500r/min，驅(qū)動功率59.2KN，容積效率，重量71kg，容積效率達(dá)92%。 2．與液壓泵匹配的電動機的選定 由前面得知，本液壓系統(tǒng)最大功率出現(xiàn)在工作缸壓制階段，這時液壓泵的供油壓力值為26Mpa，流量為已選定泵的流量值。液壓泵的總效率。柱塞泵為，取0.82。 選用1000r/min的電動機，則驅(qū)動電機功率為： 選擇電動機 ，其額定功率為18.5KW。 五 液壓系

27、統(tǒng)的驗算 已知該液壓系統(tǒng)中進(jìn)回油管的內(nèi)徑均為12mm，各段管道的長度分別為：AB=0.3m AC=1.7m AD=1.7m DE=2m 。選用L-HL32液壓油，考慮到油的最低溫度為15℃查得15℃時該液壓油曲運動粘度 V=150cst=1.5cm／s，油的密度ρ=920kg／m 1 壓力損失的驗算 1.工作進(jìn)給時進(jìn)油路壓力損失，運動部件工作進(jìn)給時的最大速度為0.25m／min ，進(jìn)給時的最大流量為23.55L／min ，則液壓油在管內(nèi)流速V為： V1=Q／（πdd／4）=（23.551000）／（3.142.92. /4）=59.45(cm／s) 管道流動雷諾數(shù)Rel

28、為 Rel=59.453.2／1.5=126.8 Rel＜2300可見油液在管道內(nèi)流態(tài)為層流，其沿程阻力系數(shù)λl=75 Rel=0.59 進(jìn)油管道的沿程壓力損失ΔP為： ΔP1-1=λl／（l／d）（ρV／2﹚ =0.59﹙1.7+0.3﹚／(0.0299200.592／2)=0.2MPa 查得換向閥34YF30-E20B的壓力損失ΔP=0.05MPa 忽略油液通過管接頭、油路板等處的局部壓力損失，則進(jìn)油路總壓力損失ΔP為： ΔP1=ΔP1-1+ΔP1-2=(0.21000000+0.051000000)=0.25MPa 2.工作進(jìn)給時間回油路的壓力損失

29、，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(jìn)油管的二分之一，則： V2=V/2=29.7（cm／s） Rel=V2d／r=29.72／1.5=57.5 λ2=75／Rel=75／57.5=1.3 回油管道的沿程壓力損失ΔP為： ΔP2-1=λ／（l／d）（PVXV／2）=1.32／0.0299200.5952/2=0.56MPa 查產(chǎn)品樣本知換向閥23YF3B-E20B的壓力損失ΔP=0.025MPa。換向閥34YF30-E20B的壓力損失ΔP=0.025MPa ,調(diào)速閥ADTL-10的壓力損失Δ P=0.5MPa 回油

30、路總壓力損失ΔP為 ΔP2=ΔP2-1+ΔP2-2+ΔP2-3+Δ2-4=0.55+0.025+0.025+0.5=1.1MPa 3.變量泵出口處的壓力P： Pp=（F／ηcm+A2ΔP2）／（A1+ΔP1） =[（307500／0.9+0.007851.1100）／0.01539]+0.15 =22.4MPa 4.快進(jìn)時的壓力損失，快進(jìn)時液壓缸為差動連接，自會流點A至液壓缸進(jìn)油口C之間的管路AC中，流量為液壓泵出口流量的兩倍即26L/min,AC段管路的沿程壓力損失為ΔP1-1為 V1=Q/（πdXd/4）=45.221000／(3

31、.142X2/460)=240.02(cm／s) Rel=vld/r=320.03 λ1=75/rel=0.234 ΔP1-1=λ（l/d）（ρV2） =0.234.（1.7／0.02）（9202.4X2.4X2） =0.2MPa 同樣可求管道AB段及AD段的沿程壓力損失ΔP1-2 ΔP1-3為 V2=Q／（πdxd／4）=295cm／s Re2=V／d／r=236 V2=75 Re2=0.38 ΔP1-2=0.024MPa ΔP1-3=0.15MPa 查產(chǎn)品樣本

32、知，流經(jīng)各閥的局部壓力損失為： 34YF30-E20B的壓力損失，ΔP2-1=0.17MPa 23YF3B-E20B的壓力損失，ΔP2-1=0.17MPa 據(jù)分析在差動連接中，泵的出口壓力為P P=2ΔP1-2+ΔP1-2+ΔP2-2+ΔP2-1+ΔP2-2+F／A2ηcm =20.2+0.024+0.15+017+0.17+25／0.007850.9 =0.18MPa 快退時壓力損失驗算亦是如此，上述驗算表明，無需修改遠(yuǎn)設(shè)計。 2 系統(tǒng)溫升的驗算 在整個工作循環(huán)中，工進(jìn)階段所占的時間最長，為了簡化計算，主要考慮工

33、進(jìn)時的發(fā)熱量，一般情況下，工進(jìn)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(shù)值大者進(jìn)行分析 當(dāng)V=4cm／min時 流量Q=V（πDD／4）=π0.140.14／4=0.616﹙L／min） 此時泵的效率為0.1，泵的出口壓力為22.4MPa 則有：P輸入=22.40.616／（600.1）=2.464（KW） P輸出=FV=307500x4／600.010.001=0.21（Kw） 此時的功率損失為 ΔP=P輸入－P輸出=2.464-0.21=2.23 (Kw) 當(dāng)V=25cm／min時，Q=3.85L／m

34、in 總效率η=0.8 則P輸入=253.85／（600.8）=1.845（Kw） P輸出=FV=30750025／600.010.001=1.28（Kw） ΔP=P輸入－P輸出=0.565（Kw） 可見在工進(jìn)速度低時，功率損失為2.156Kw，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： ΔT=ΔP／KA=2.156／（100.0016.6）℃=33.2℃ 驗算表明系統(tǒng)的溫升在許可范圍內(nèi) 3 螺栓校核 液壓缸主要承受軸向載荷Fmax=207000 取

35、6個普通螺栓，則每個螺栓的工作拉力為Fo=207000/6=34500N 螺栓總拉力F=Fa+Cb/(Cb+Cm)Fo Fa為螺栓預(yù)緊力Cb為螺栓剛度 Cm為被連接件剛度 又Fa=Fb+【1-Cb/(Cb+Cm)】F Fb為殘余預(yù)緊力 則Fb=（1.5~1.8）F 取Fb=1.5F Cb/(Cb+Cm)在無墊片是取0.2~0.3 去取值為0.3 得Fa=2.2Fo F=2.5 Fo 由此求得F=86250N 螺栓的中徑d≥{(1.3x4F)/ [σ] π}1/2=22.1mm [σ]=σs/S=433MP 材料選用40Cr 所以取標(biāo)準(zhǔn)值d=24mm 選用螺栓為M24 總結(jié) 經(jīng)過一周的努力我終于完成了這次液壓課設(shè)，期間我有很多不懂的地方通過查找資料虛心地向同學(xué)請教我克服了這些困難，也能過完成基本簡單的項目了，這次課設(shè)于我來說收獲豐富，它不緊使我對液壓這門課的知識有了更深層次的認(rèn)識，也對我的將來有重大的影響，教會了我如何克服困難，我堅信這次課設(shè)對我以后的工作道路影響巨大。