1、目錄前言 錯誤！未定義書簽。目錄 1一、液壓傳動的發展概況 錯誤！未定義書簽。二、液壓傳動的工作原理和組成. 錯誤！未定義書簽。三、液壓傳動的優缺點 錯誤！未定義書簽。1、優點 錯誤！未定義書簽。2、液壓傳動的缺點： 錯誤！未定義書簽。四、液壓系統的應用領域 錯誤！未定義書簽。1、液壓傳動在機械行業中的應用：錯誤！未定義書簽。2、靜液壓傳動裝置的應用 錯誤！未定義書簽。五、液壓系統工況分析 41、運動分析 4七、擬定液壓系統圖 91、 調速方式的選擇 92、快速回路和速度換接方式的選擇 10液壓工作原理： 11八、液壓元件選擇 141、選擇液壓泵和電機 142、 元、輔件的選擇 19九、液壓系

2、統驗算 221.管路系統壓力損失驗算 222、液壓系統的發熱與溫升驗算 26十、液壓系統最新發展狀況 錯誤！未定義書簽。1、國外液壓系統的發展 錯誤！未定義書簽。2、遠程液壓傳動系統的發展. 錯誤！未定義書簽。十一、注意事項 錯誤！未定義書簽。十二、總結 錯誤！未定義書簽。致謝 28參考文獻 2811 / 28項目6:設計一組合機的液壓系統。組合機床切削過程要求實現： 快進一工進一快退-停止，由動力滑臺驅動工作臺。最大切 削力F=30000N移動部件總重量 G= 3000N;行程長度400mm （工進和快進行程均為200mm，快進、快退的速度均為4m/min,工作臺的工進速度可調（501000

3、） mm/min；啟動、 減速、制動時間 t=0.5s;該動力滑臺采用水平放置的平導 軌。靜摩擦系數fs=0.2;動摩擦系數fd=0.1。組合機床動力滑臺液壓系統的設計畢業設計（論文）要求及原始數據（資料）：一、要求1工作循環為“快進一工進一死擋鐵停留一快退7原位停 止”2采用平導軌二、原始數據：1加工時最大切削力為 28000N2快進、快退速度相等，V=0.1m/s3往復運動加速、減速時間為 0.05s4靜摩擦系數為0.2 ,動摩擦系數為0.15滑臺快進行程長度為100mm工進彳f程為50mm6 滑臺工進速度 50mm/min7運動部件總重 G=14700N五、液壓系統工況分析1、運動分析繪

4、制動力滑臺的工作循環圖螃.I死 璉 襄快退2、負載分析(1)阻力計算1)切削阻力Fq=28000'N2 )摩擦阻力Ud=0.1,則：取靜摩擦系數uj =0.2,動摩擦系數靜摩擦阻力Fuj=0.2 X 14700N=2940N動摩擦阻力Fud =0.1 X 14700N=1470N切削阻力為已知3 )慣性阻力動力滑臺起動加速，反向起動加速和快退減速制動的加速度的絕對值相等，既u=0.1m/s , t=0.05s ,故慣性阻力為：Fa=GAu/g At=14700X 0.1 +9.8 X 0.05=3000N4)由于動力滑臺為臥式放置，所以不考慮重力負載。5)關于液壓缸內部密封裝置摩擦阻力

5、Fm的影響，計入液壓缸的機械效率中。6)背壓力初算時暫不考慮。(2)液壓缸各階段工作負載計算：1)啟動 F1= F"" cm=2940/0.9=3267N2 )力口速 F2= ( Fud + Fa) / n cm=(1470+3000) /0.9=4470N3 )快進 F3= Fud/ t cm=1740/0.9N=1633N4 ) 工進F4 = (Fq + Fud )/ Tcm=(28000+1470)/0.9N=32744N5)快退 F5= Fud/ " cm=1470/0.9N=1633N(3)繪制動力滑臺負載一一位移曲線圖，速度一一位移曲線圖(見圖1)圖1

6、 I it(3)、確定缸筒內徑D,活塞中f直徑d4 7276 10"mm = 96mm3.14按 GB/T23481993,取 D=100mmd=0.71D=71mm按 GB/T23481993,取 d=70mm(4)、液壓缸實際有效面積計算無桿腔面積A 產兀 D2/4=3.14 X 1002/4 mm2=7850mm有桿腔面積/4 mm2=4004 mm活塞桿面積A 2=兀(D2-d2) /4=3.14 X (1002 702)A 3=兀 D2/4=3.14 X 702/4 mm2=3846 mm2(5 )、最低穩定速度驗算。最低速度為工進時u=50mm/min 工進采用無桿腔進油

7、，單向行程調速閥調速，查得最小穩定流量 qmin=0.1L/minA 1>qmin/u min=0.1/50=0.002 ml 2=2000 mlm2滿足最低速度要求。(6)、計算液壓缸在工作循環中各階段所需的壓力、流量、 功率列于表(1)表(1)液壓缸壓力、流量、功率計算差動快進p=F/A3q=u3AP=pqP=(F+P2A?) / A 1q=U1 A1P=pqP=(F+P2A1)/ A 2q=u2 A2P=pq速度m/su2=0.1U1=3X 10-45X 10-3U3=0.1工況差動快進工 進快退啟 動加 速何 速啟動加 速何 速有效面積2mA=7850X 10-6A=4004X

8、10-6A3=3846X 10-6負載N32663000163332744326630001633壓力MPa0.850.780.424.41.41.10.99流量L/min230.3924.0功率KW0.161.7550.40取背壓力p2=0.4MP取背壓力p2=0.3MP七、擬定液壓系統圖擬定的液壓系統原理圖1、調速方式的選擇該機床負載變化小，功率中等，且要求低速運動平穩 性好速度負載特性好，因此采用調速閥的進油節流調速回 路，弁在回油路上加背油閥。2、快速回路和速度換接方式的選擇本題已選用差動型液壓缸實現“快、慢、快”的回路。 由于快進轉工進時有平穩性要求，故采用行程閥或電磁閥皆 可來實現

9、（比較表如下表 2）,工進轉快退則利用壓力繼電器 來實現。表2快進工進的控制方法比較項目采用行程閥采用電磁閥轉1 .液壓沖擊小1.液壓沖擊較大換2 .轉換精度高2 .轉換精度較低性3.可靠性好3.可靠性較差能4.控制靈活性小4.控制靈活性大安1.行程閥裝在滑座上1.電磁閥可裝在液壓 站（或控制板）上，裝2.管路較復雜安裝靈活性大特3.須設置液壓撞塊機 構（撞塊長度大于2.管路較簡單占八、工進行程）3.須設置電氣撞塊機 構綜上所述，本系統為進油節流調速回路與差動回路的組 合，為此可以列出不同的方案進行綜合比較后，畫出回路圖, 見圖0號圖縱紙。液壓工作原理：1.快速前進按下起動按鈕，電磁經鐵1YA

10、通電，電磁換向閥A的左拉 接入回路，液動換向閥 B在制油液的作用下其左位接入系統 工作，這時系統中油液的通路為：進油路：過濾器1-變量泵1- 換向閥A-單向閥Cf換 向閥B左端回油路：換向閥右端-節流閥 F-換向閥A-油箱。于是，換向閥B的閥芯右移，使其左位接入系統。主油路進油路：過濾器1-變量泵1-單向閥3-換向閥B-行程 閥11液壓缸左腔?；赜吐罚阂簤焊子仪粨Q向閥 B單向閥6f行程閥11 液壓缸左腔，形成差動連接。此時由于負載較小，液壓系統的工作壓力較低， 所以液控 順序閥5關閉，液壓缸形成差動連接，又因變量泵 2在低壓 下輸出流量為最大，所以動力滑臺完成快速前進。當滑臺運動到預定位置時，

11、控制擋鐵壓下行程閥11。切斷了快進油路，電液動換向閥 7的工作狀態不變（閥B和閥A 的左位仍接入系統工作），壓力油須經調速閥8、二位二通電 磁12才能進入液壓缸的左腔，由于油液流經調速閥而使系統 壓力升高，于是液控順序閥 5打開，單向閥6關閉，使液壓 缸右腔的油液經閥5、背壓閥4流回油箱，使滑臺轉換為工作 進給運動。其主要油路：進油路：過濾器1 -變量泵2-單向閥3-換向閥B -調速閥8- 電磁閥12-液壓缸左腔?；赜吐罚阂簤焊子仪?一換向閥B-順序閥5-背壓閥4f油箱。因為工作進給時系統壓力升高，所以變量泵2的輸出流量 便自動減小，以適應工作進給的城要，進給速率的大小由調 速閥8來調節。3

12、.死擋鐵停留當滑臺第二次工作進給完畢， 碰上死擋鐵后停止前進，停 留在死擋鐵處，這時液壓缸左腔油液的壓力升高，當升高到 壓力繼電器13的調整值時，壓力繼電器動作，發出信號給時 間繼電器，其停留時間由時間繼電器控制，經過時間繼電器 的延時，再發出信號使滑臺返回。4 .快速退回時間繼電器延時發出信號，使電磁鐵 YA停電，2YA通電， 這時換向閥A的右位接入回路，控制油液換向閥 B的右位拉 入系統工作，此時，由于滑臺返回的負載小，系統壓力較低， 變量泵2的流量自動增大至最大，所以動力滑臺快速退回。 這時系統油液的通路為：控制油路進油路：過濾器1-變量泵2-換向閥A7單向閥 A換向閥B右回油路：換向閥

13、B左端一節流閥E2換向閥A-油箱。主油路進油路：過濾器1-變量泵2-單向閥3-換向閥B-液壓缸右腔?；赜吐罚阂簤焊鬃笄粏蜗蜷y10r換向閥B油箱。動力滑臺快速后退，當其快退到一定位置（即工進的起始 位置）時，行程閥11復位，使回油路更為暢通，但不影響快 速退回動作。5 .原位停止當滑臺退回到原位時，擋鐵壓下行程開關而發出信號， 使 2YA斷電，換向閥A B都處于中位，液壓缸失去動力源，滑 臺停止運動。變量泵2輸出的油液經單向閥3、換向閥B流回 油箱，液壓泵卸荷。單向閥 3使泵卸荷時，控制油路中仍保 持一定的壓力。這樣，當電磁換向閥A通電時，可保證液動換向閥B能正常工作。3、油源的選擇 由液壓缸工

14、況圖（圖 2）清楚的看出，其 系統特點是快速時低壓、大流量、時間短，工進時高壓、 小流量、時間長，故采用雙聯葉片泵或限壓式變量泵。將 兩者進行比較（見表3）考慮本機床要求系統平穩、工作 可靠。因而采用雙聯葉片泵。表3雙聯葉片泵限壓式變量葉片泵14 / 28雙聯葉片泵限壓式變量葉片泵1 .流量突變時，液壓沖擊取決于溢 流閥的性能，一般沖擊較小1.流量突變時，定子反應滯后，液 壓沖擊大2內部徑向力平衡，壓力平衡，噪聲 小，工作性能較好。2.內部徑向力/、平衡，軸承較大， 壓力波動及噪聲較大，工作平衡性差3.須配有溢流閥、卸載閥組，系統 較復雜3.系統較簡單4.有溢流損失，系統效率較低，溫4.無溢流

15、損失，系統效率較高，溫 升較低系統工作循環表4'''Kg名稱電 磁鐵動作循環'、1Y2Y行程閥壓力繼電器快進十一/一工 進十一壓下十 （工進終 了）快退一十/一停止（或中途停 止）一一/一八、液壓元件選擇1 、選擇液壓泵和電機（1）確定液壓泵的工作壓力由前面可知，液壓缸在整14 / 28個工作循環中的最大工作壓力為4.4MPa,本系統采用調速閥進油節流調速，選取進 油管道壓力損失為0.6MPa。由于采用壓力繼電器，溢流閥的調整壓力一般應比系統最高 壓力大0.5MPa,故泵的最高壓力為Pp1= (4.4+0.6+0.5 ) MPa=5.5MPa這是小流量泵的最高工

16、作壓力(穩態)，即溢流閥的調 整工作壓力。液壓泵的公稱工作壓力 Pr為Pr=1.25 Pp 1=1.25 X5.5MPa=6.7MPa大流量泵只在快速時向液壓缸輸油，由壓力圖可知，液壓缸快退時的工作壓力比快進時大，這時壓力油不通過調速閥，進油路比較簡單，但流經管道和閥的油流量較大。取進油路壓力損失為0.5MPa,故快退時泵的工作壓力為Pp2= (0.99+0.5 ) MPa=1.49MPa這是大流量泵的最高工作壓力，此值是液控順序閥7和8調整的參考數據。(2)液壓泵的流量由流量圖2 (b)可知，在快進時，最大流量值為23L/min,取K=1.1,則可計算泵的最大流量qvp > K(E q

17、v)maxqvp =1.1 x 23L/min=25.3L/min在工進時，最小流量值為0.39 L /min.為保證工進時系統壓力較穩定，應考慮溢流閥有一定的最小溢流量，取最 小溢流量為 1 L/min (約 0.017 乂 10-3n3/s)故小流量泵應取1.39L /min根據以上計算數值，選用公稱流量分別為18L/ min、12L/min；公稱壓力為70MPaffi力的雙聯葉片泵。(3)選擇電機由功率圖2 (c)可知，最大功率出現在快退階段，其數值按下式計算Pp= Pp 2 (qv1+ qv2)/ t p=1.35 X 106 (0.2+0.3 ) X 10-3 /0.75=993W式

18、中 q v1大泵流量，qv1=18 L/min 0 0.3 x 10-3n/s)q v2小泵流量，qv2=12L/min (約 0.2 X10-3m3/s)i p液壓泵總效率，取 “p =0.75。18 / 2828 / 28M 網 "c根據快退階段所需功率 993W及雙聯葉片泵要求的轉速, 選用功率為1.1KWJ52 6型的異步電機。2、元、輔件的選擇根據液壓泵的工作壓力和通過閥的實際流量，選擇各種液 壓元件和輔助元件的規格。液壓元件說明編元件型號技術數據P(MPa)調整壓力號名稱qv( L /min)p (MPa編 號元件 名稱型 號技術數據P(MPa)qv( L /min)調整

19、壓力p （MPa1葉 片 泵YB- 12/18雙聯 p=7.0, qv=12P=5.382葉 片 泵YB- 12/18雙聯 p=7.0, qv=18P=1.353三位 五通 電磁 換向 閥354 25Bp=6.3, qv=254單向 行程QCI 25p=6.3, qv=25AP=2- 3qvmin =0.035FT溢流 閥Y- 10p=6.3, pmin < 4qv=10,卸荷壓p< 1.56背壓隔B- 10Bp=6.3,qv=10 背壓力 p=0.5 0.6頭際通過流星qv =1.57動序 J閥 1 液順XY- B10Bp=6.3 , qv =10 卸荷壓力 p< 1.5

20、實際通過流量qv =9 （做卸荷閥用）P=1.358液動 順序 閥XY- B10Bp=6.3 , qv =10 卸荷壓力 p< 1.5 實際通過流量qv =1.5P=1.35+ (0.5 0.8)編 號元件 名稱型 號技術數據P(MPa)qv( L /min)調整壓力p (MPa9單 向 閥I 25Bp=6.3, qv=25AP< 2 最大實際通過流量qv =2210單 向 閥I -25Bp=6.3, qv=25AP< 2 實1通過流量qv =10樂11單 向 閥I -25Bp=6.3, qv=25AP< 2 實1通過流量qv =15樂12單 向 閥I -25Bp=6.

21、3, qv=25AP< 2 實1通過流星qv =30樂13壓力 繼電 器DP1- 63BP=16.3 ,反向區間壓力調整范圍為0.50.814壓力 表開 關K 6Bp=6.3,測量6點壓力值,實測4 點壓力值15濾 油 器WUk 25 X 180J型公稱直徑15X 103m公稱流25(0.42 X10-3n3/s)注：以上元件除液壓泵、濾油器外，均為板式連接3、確定管道尺寸由于本系統液壓缸差動連接時，油管內通油量較大，其實 際流量qv =24 L/min(0.5 X10-3m/s),取允許流速 u=0.5m/s,則 主壓力油管d用下式計算d=4qvqv0.5 10 -3= 1.13 %-

22、v =1.13 . m =11.310 - m圓整化，取d=12mm油管壁厚一般不需計算，根據選用的管材和管內徑查液 壓傳動手冊的有關表格 得管的壁厚5 o選用14mm< 12mn#拔無縫鋼管。其它油管按元件連接口尺寸決定尺寸， 測壓管選用4mm x 3mn<銅管或鋁管。管接頭選用卡套式管接頭，具規格按油 管通徑選取。4、確定油箱容量中壓系統油箱的容量，一般取液壓泵公稱流量qv的57倍V=7qv =7 X30L=210L九、液壓系統驗算1.管路系統壓力損失驗算由于有同類型液壓系統的壓力損失值可以參考，故一般不必驗算壓力損失值。下面以工進時的管路壓力損失為例計算如下：已知：進油管、回

23、油管長約為l=1.5m,油管內徑d=1.2x 10-3 m,通過流量qv =0.39 L /min (0.0065 x 10-3n3/s),選用 LHM3拴損 耗系統用油，考慮最低溫度為 15C , v=1.5 cm 2/s。1)判斷油流類型 利用下式計算出雷諾數Re=1.273qvX104/dv =1.273 X 0.0065 X 10-3 X 104/1.2 x 10-3/1.5弋 66<2000為層流。(2)沿程壓力損失Pi利用公式分別算出進、回油壓力損失，然后相加即得到總的沿程損失。進油路上 R=4.4 x 1012v.l.qv /d4=4.3 X 1012 X 1.5 X 1.

24、5 X0.0065 x 10-3/124Pa=0.0313 x 105Pa回油路上，其流量 qv=0.75 L/min (0.0125 x 10-3吊/s)(差動液壓缸A12A),壓力損失為 Pi=4.3 x 1012v.l.qv /d4=4.3 x 1012 x 1.5 x 1.5 x 0.00325 x 10-3/124Pa=0.01532 x 105Pa由于是差動液壓缸，且 A1=2A,故回油路的損失只有一 半折合到進油腔，所以工進時總的沿程損失為EA P1= ( 0.03103+0.5 X 0.01532 ) x 105Pa=0.039 X 105Pa(3)局部壓力損失P2由于采用液壓

25、裝置為集成塊式，故考慮閥類元件和集成塊內的壓力損失。為方便起見，將工進時油流通過各種閥的流量和壓力損失 列于下閥的流量和壓力損失實際通過流公稱流量公稱壓力損 失編號名稱jmqv (L /min)q, L/min) Pr X510 (Pa)1單向閥0.392522三位五通電磁換向0.39252閥3單向行程調速閥0.392554液動順序閥0.195251.5 (卸荷時壓力損失)5液動順序閥0.195106計算各閥局部壓力損失之和EAPv如下EAPv=2 X 105X ( 0.39/25) 2+2X 105X (0.39/25) +5X 105+0.5 X 1.5 X (0.39 /25) 2+0.

26、5 X 6 x 105Pa=8.1 xi05Pa取油流通過集成塊時的壓力損失為EAPj=0.3 x 105Pa故工進時總的局部壓力損失為EA P2= (8.1+0.3 ) x 105Pa=8.4X 105Pa所以 EA P= (0.5+8.4 ) x 105Pa=9X 105Pa這個數值加上液壓缸的工作壓力(由外負載決定的壓 力)和壓力繼電器要求系統調高的壓力(取其值為5X 105Pa),可作為溢流閥調整壓力的參考數據。其壓力調整值p為5P=EAP+ R+5X10式中P i液壓缸工進時克服外負載所需壓力。P1= Fo/Ai=32744/7850X 10-6Pa=41.7 X 105Pa所以P= (41.7+9+5 ) X 105Pa=55.7 X 105Pa這個值比估算的溢流閥調整壓力值67X 105Pa小。因此，主油路上的元件和油管直徑均可不變。2、液壓系統的發熱與溫升驗算本機床的工作時間主要是工進工況，為簡化計算，主要 考慮工進時的發熱，故按工進工況驗算系統溫開。(1)液壓泵的輸入功率工進時小流量泵的壓力 Pp1=54X105Pa,流量qvp1=12L/min (0.2 x 10-3n3/s)小流量泵的功率為P 1= Pmqvp1/ " p=54X 0.2 X 102/0.75W=1440W式中 “p液壓泵的總效率。工進時大流量泵卸荷，順序閥的壓力損失 P=1.5X