毕业设计-液压缸试验台设计.docx

XXXXXX大孽毕业设计（论文）任务书1 果名称液压缸试验台液压系统设计学 院机械工程学院专业班级机械设计制造及其自动化姓 名XXXXXXXXXXX毕业设计（论文）的主要内容及要求：（一）设计说明书内容1 .总论局部A.课题的意义与任务，拟订液压传动系统方案，论证所设计液压系统的功能，系统的特点。B.液压设备布置，运行评述，改进意见。C.设计要求，主要技术参数。2 .主体局部A.根据设计要求的技术参数进行负载计算，工况分析。B.系统回路设定论证，液压系统原理 图确定。C.主要元件选择计算，校验。D.压力损失和热量损失的校核。E.确定安装方式，设 计有关阀块、泵站、阀站。3 .专题局部A.对某一方面和自行独立设计的内容进行详细论述。B.说明该液压系统安装调试的要求和步 骤。C.提出该液压系统的日常维护要求。D.说明该液压系统在运行中可能出现的故障及其排 除方法。4 .摘要与翻译.目录与参考资料设计说明书的书写应清楚、工整，有条件的话，全部用电脑打印为佳。（二）图纸内容系统原理图1张、泵站装配图1张、重要部件图、主要零件工作图（包括阀块、油箱、阀块 装配、油泵电机座等），折合不少于3张A0图纸。（三）外文资料翻译（中文译文不少于5000汉字）。指导教师签字：使油液氧化变质。可见油温控制在系统设计中的重要性。在液压系统中，如果油箱内的油液在到达热平衡时的温度不超过允许使用温度, 那么只依靠油箱的自然冷却即可。如果油箱内的油液在到达热平衡时的温度高于允许 使用温度，那么必须设置冷却器辅助冷却。第9页共39页2.液压缸试验台液压系统设计方案2.1 控制系统设计要点本试验台的液压、电气控制系统和工作台采用分体结构，以防止高压负载试 验时液压冲击、振动对液压、电气元件工作稳定性和测试精度的影响。液压系统，采用供油泵、补油泵双泵控制系统，可以单个高压泵进行出厂试验 的常规工程测试。在加载缸和被试缸连接进行运行试验时，由补油泵补油，供油 泵充油，起节能作用。2. 2液压系统的设计要求与部件选用2. 1检验工程（1）试运转：调整系统压力，使被试缸能在无负载工况下启动，斌全程往复数 次，排尽缸内空气。（2）启动压力特性试验：试运转结案后，在无负载工况下，调整溢流阀，事物 感强压力逐渐升高，至液压缸启动时，记录下启动压力即为最低压力。（3）耐压试验：将被试缸活塞分别停在缸两端，分别向工作腔输入公称压力的 1.5倍的油液，保压2min以上。（4）耐久性试验：在额定压力下，将被试缸以设计要求最高速度连续运转，速 度误差上下10%, 一次连续运转8h以上，在试验期间，被试缸的零件均不得进 行调整。记录累计行程。（5）泄漏试验：a.内泄漏：在被试缸工作腔输入公称压力的油液，测定经活塞 泄至未加压腔的泄漏量。b.外泄漏：进行上述实验时，测量活塞杆密封处的泄漏量，各结 合面处不得有渗漏现象。（6）缓冲试验：将被试液压缸的缓冲阀全部松开，调节被试液压缸试验压力为 公称压力的50%,以设计最高速度运行，检测在运行至缓冲阀全部关闭时的缓冲 效果。（7）负载效率：将测力计装在被试液压缸活塞杆上，保持被试缸匀速运行，计 算出在不同压力下负载效率，并绘制负载效率曲线。（8）高温试验：在额定压力下，将被试缸输入温度为90度的油液正常工作一 小时。（9）行程检验：将被试液压缸活塞或柱塞停在两端极限位置测量其行程长度。.液压系统部件设计压力被试缸系统压力：31. 5MPa；内径：220mm,活塞杆直径160mmo接近全行程 时。活塞上的卸荷阀能自动翻开卸荷保证车相不再向上举升，在行程接近零时缓冲, 保证车厢与付车架不产生撞击，各运动部件必须灵活无卡阻现象，因此在出厂前必 须进行出厂试验或型式试验，检验其性能是否到达设计要求和满足行业标准。2. 3液压系统的组成该试验台液压控制系统原理如图2-1所示，主要分为被试缸和传动缸2套独 立液压系统，2个被试缸通过传动缸受力平衡原理到达加载目的，再通过传动缸 运行实现被试缸往复运动和速度调节。第10页共39页被试缸液压系统动力源为2供油泵。初始开启供油泵向被试缸两端同时供 油，当油液充满时泵停止工作，电磁换向阀9换向，供油泵开始向被试缸无杆腔 提供高压油，通过高压溢流阀调节试验压力。当到达所需压力值后，传动缸通过独 立液压系统带动被试缸进行运动，运至所要求行程后，通过行程开关使电磁换向 阀9换向，被试缸有杆腔升压，电磁换向阀瞬间换向使回油路开通，被试缸无杆腔 卸压，同时传动缸带动被试缸反向运动，完成一个往复动作的试验。通过控制系统 程序，可实现被试缸的出厂检验工程或型式检验工程的自动试验。与一流io一换位阀 11单位节流版1?一被试射10一加载物14背任冏图2-1液压系统原理图2. 4试验工程的实现方法液压系统控制与工作原理即试验工程的实现方法。介绍了液压系统的控制 方式后，下面介绍液压系统如何进行液压缸检验。进行检验前，首先设定液压系统 溢流阀的工作压力：1泵口压力调节P=3L5MPa,考虑到液压系统存在压力损失，根据实际情况 可稍调高；2被试缸平安压力P=31.5MPa,根据被试缸调节。下面仅就几个液压系统动作较复杂的检验工程进行说明：2. 4. 1启动压力特性试验由于液压缸启动压力与工作压力相比要小得多，选用压力传感器量程过大 时，造成的误差会很大；所以设计了小量程压力传感器1测量被试缸的启动压力。 进行该项试验时，首先使标准缸与被试缸脱离，保证被试缸处在空载状态，使电磁 阀带电，选择泵口压力为16 MPa,同时使电磁阀带电，压力传感器1工作，控 制电液比例阀YA2,使油压缓慢增大，使用压力传感器1记录开始加压到被试缸活 塞杆伸出并稳定运行间的压力，该时段内最大的压力即为启动压力。试验台第11页共39页 进行启动压力特性试验曲线结果显示，为了缩短试验时间，电液比例阀从0.15 MPa开始加压，曲线峰值最高点为启动压力值，该点后的压力曲线基本平稳，说明 了液压缸活塞杆稳定伸出，在平稳运行一定时间后，程序自动停止该项试验，液压 系统卸荷。内泄漏试验液压缸最易出现的问题就是液压油泄漏量过大，泄漏量试验一般分为内泄漏 试验和外泄漏试验，外泄漏试验的液压系统动作比拟简单，只需在公称压力下， 被试缸全行程往复运动20次以上后，检验液压缸各个焊接点、活动面等处的泄漏 是否符合规定即可。内泄漏试验是对缸内部的液压油泄漏量进行测量，方法是在公 称压力下，保压一定时间内，测量液压缸内液压油泄漏量；内泄漏量过大会影响到液 压缸的保压性能，液压缸的内泄漏检验是非常重要的。内泄漏的检验方法一般分为2 种：对无杆腔施加公称压力，标准缸提供背压实现被试缸保压，使用量杯测量 出油口流出的泄漏量，这是直接测量内泄漏量的方法；经试验台实际操作后，经 分析测得的内泄漏量已包含标准缸和液压系统的泄漏量，使用该方法测得的内泄漏 量误差较大，检测效果不理想。间接法测量内泄漏量，即通过测量活塞杆微小位移 量计算出泄漏量。这里果用了这种方法，液压系统工作原理是：程序自动控制被试缸运 动到内泄漏试验点，关闭被试缸进油口处的截止阀，保证液压系统泄漏不影响到被 试缸的内泄漏检验，记录泄漏量。经过实践，该方法所测得泄漏量较准确，值得 推广。在试验过程进行以下检测：1.检查运动过程中液压缸是否振动或爬行；2 .观察活塞杆密封处是否有油液泄漏。当试验结束时，出现在活塞杆上的油 膜应缺乏以形成油滴或油环；3 .检查所有静密封处是否有油液泄漏；4 .检查液压缸安装的节流和（或）缓冲元件是否有油液泄漏；5 .如果液压缸是焊接结构，应检查焊缝处是否有油液泄漏。2. 4. 3负载效率试验负载效率是衡量液压缸综合性能最重要的参数，反映了液压缸生产厂家的质 量水平。试验台进行实验时液压液压系统的工作原理为：电磁阀带电，被试缸活塞 杆伸出，标准缸对被试缸施加16Mpa压力，被试缸在公称压力下运行。在运动过程 中，使用压力传感器实时记录被试缸无杆腔压力P，力传感器实时记录负载力肌 预先设定被试缸径后，即可算出无杆腔面积A,在程序中定义负载效率，由此 可实时计算出并显示负载曲线。图3-1负载效率特性曲线F第12页共39页图3-1负载效率特性曲线2. 4. 4耐压试验耐压试验是活塞分别停在缸两端位置，油缸压力为L5倍公称压力，保压 2min以上，检验缸的工程情况。进行耐压试验时，压力自动加到PDD （该压力值 可预先设置或根据具体缸型进行人工设置），同时设置保压时间2mino将被试液 压缸活塞分别停在缸两端（单作用液压缸处于行程极限位置）,分别向工作腔输人 压力PDD,保压2min时间。时间到后压力自动卸载。2. 4. 5耐久性试验耐久性试验是在额定压力下，缸以设计要求最高速度一次连续运行8小时以 上。测试缸累计行程。设定一定的速度和行程，使液压缸来回运行，图3-2,图 3-3分别是行程400mm,被测缸速度400mm/ min以及行程500mm,被测缸速 度600mni/ min时的试验曲线。2. 4. 6缓冲试验缓冲试验的B的是测试液压缸的缓冲性能。将被试液压缸工作腔的缓冲阀全 部松开，调节试验压力为公称压力的5000,以设计的最高速度运行，检测当运 行至缓冲阀全部关闭时的缓冲效果。2. 4. 7高温试验在额定压力下，向被试液压缸输人90C的工作油液，全行程往复运行1小 时测试油缸工作的可靠性。2. 4. 8行程检验使被试液压缸的活塞或柱塞分别停在行程两端极限位置，测量其行程长度。第13页共39页3执行元件的工况分析3.1题目及原始数据毕业设计题目：液压缸试验台液压系统设计。3. 2执行元件的工况分析在一般情况下液压传动系统中液压缸承受的负载由六局部组成，即工作负载、 导轨摩擦负载、功率、惯性负载、重力负载、密封负载和背压负载，前五项构成了 液压缸所要克服的机械总负载。1、工作负载不同的液压缸有不同的负载。本液压缸负载已经给出。2、导轨摩擦负载液压系统中没有导轨，导轨摩擦负载也就不存在3、惯性负载惯性负载是运动部件在启动加速时的惯性力，其值可按牛顿第二定律求出: 先对重力进行估算：血 22Tn - 铁 x x /''4= 7.9X 103X4X3. 1= 123.04 kgF=Gm1 gAt N0.1=123. 04X 0,2= 61. 52 N式中：g重力加速度;" 一A%时间内的速度变化值;启动、制动或速度转换时间。可取=0.01-0. 5s4、重力负载Fg垂直或倾斜放置的部件，在没有平衡的情况下，其自重也成为一种负载。1230.4 N5、密封负载Fs； 一般液压缸的机械效率776、背压负载Fb：在未确定系统前无法计算。不同负载情况下的试验分析。a.启动阶段一一加速阶段恒速阶段一一制动阶段液压缸各个主要工作阶段的机械总负载F可按以下公式计算: 1）启动阶段：F = (Fs %)/77cm 二1230.4095 = 1295. 16 N第14页共39页2）加速阶段:尸=（尸尸）/i 典 cm61.25 1230.4095=-1230. 4 N3）恒速阶段:2500-1230.4095=1336.42 N4）制动阶段:F=(Ff二 50000+ 2500 1230.40.95=53968 N1、工作负载Fw不同的液压缸有不同的负载。本液压缸负载已经给出：Fw = 60t KN2、导轨摩擦负载液压系统中没有导轨，导轨摩擦负载也就不存在3、惯性负载惯性负载是运动部件在启动加速时的惯性力，其值可按牛顿第二定律求出: 先对重力进行估算：Tid1m 二夕铁v = p铁x x I'4= 7.9X103X3. 14X0. 112X1.73 = 519. 26 kg0.05t =519. 26X 60 x 0.2 = 2. 16 N 4、重力负载Fg垂直或倾斜放置的部件，在没有平衡的情况下，其自重也成为一种负载。3 mg = 5192.6 N 5、密封负载Fs； 一般液压缸的机械效率cm=0. 90-0.976、背压负载Fb：在未确定系统前无法计算b.启动阶段一一加速阶段恒速阶段一一制动阶段液压缸各个主要工作阶段的机械总负载F可按以下公式计算:1）启动阶段：5192.6F = (Fs-%)/cm=0.95 = 5465. 89 N2)加速阶段:F=（FF且）口F=（FF且）口0.95=-5463. 62 N第15页共39页3)恒速阶段：30000-5192.6/=有一尸g)/7cm=0.95= 26113. 05 N4)制动阶段：30000 + 60000-5192.6P - (Ff + Fw- Fs) /r/cm_0.95二 657692 N 1、工作负载Fw不同的液压缸有不同的负载。本液压缸负载已经给出：Fw = 30t N2、导轨摩擦负载液压系统中没有导轨，导轨摩擦负载也就不存在3、惯性负载惯性负载是运动部件在启动加速时的惯性力，其值可按牛顿第二定律求出: 先对重力进行估算：出2m 二夕铁v = p铢x x I、4= 7.9X103X3. 14X0. 092X0. 95 = 190. 88 kgGAv AvF = = m x _1.5'gAt At = 190. 88 X 60x0.2= 23. 86 N 4、重力负载Fg垂直或倾斜放置的部件，在没有平衡的情况下，其自重也成为一种负载。元=* 1908.8 kg 5、密封负载Fs； 一般液压缸的机械效率cm=0. 90-0.976、背压负载Fb：在未确定系统前无法计算c.启动阶段一一加速阶段一一,恒速阶段一一制动阶段 液压缸各个主要工作阶段的机械总负载F可按以下公式计算: 1）启动阶段：1908.8F =匣一心）/77cm =0.95 = 2009. 26 N2）加速阶段:F=（FFg）lricm=0.95= -1984. 15 N3）恒速阶段：150001908.8一尸g）/77cm=0.95= 13780. 21 N第16页共39页4）制动阶段：300000+ 15000- 1908.8F=（Ff+FwFg）/%m=0.95=329569.68 N1、工作负载Fw不同的液压缸有不同的负载。本液压缸负载已经给出：Fw= 150000 N2、导轨摩擦负载液压系统中没有导轨，导轨摩擦负载也就不存在3、惯性负载惯性负载是运动部件在启动加速时的惯性力，其值可按牛顿第二定律求出: 先对重力进行估算：7id2m =夕铁v 二夕铁x x I'4 二 7.9X103X3. 14X0. 12X1.25= 310. 08 kg GAv Av）LF= = m x 4.5'gAt Z = 310.08X 60 x 0.2 = 116.28 N4、重力负载Fg垂直或倾斜放置的部件，在没有平衡的情况下，其自重也成为一种负载。mg = 3100,8 N5、密封负载Fs； 一般液压缸的机械效率6、背压负载Fb：在未确定系统前无法计算。d.启动阶段一一加速阶段恒速阶段一一制动阶段液压缸各个主要工作阶段的机械总负载F可按以下公式计算:1）启动阶段：3100.8F = （Fs-%）/%m=0.95 = 3263. 95 N2）加速阶段：F=（FFg）"cm=0.95= -3141. 55 N3）恒速阶段:7500-3100.8F=（Ff 一与）/%=0.95= 4630. 79 N4）制动阶段：150000 + 7500-3100.8F=（Ff+FwFg）lrfcm=0.95= 162525.53 N第17页共39页1、工作负载Fw不同的液压缸有不同的负载。本液压缸负载已经给出：Fw = It2、导轨摩擦负载液压系统中没有导轨，导轨摩擦负载也就不存在3、惯性负载惯性负载是运动部件在启动加速时的惯性力，其值可按牛顿第二定律求出: 先对重力进行估算：成2m 二夕铁v =夕铁x x I'4=7. 9 X 103 X 3. 14 X 0. 052 X 0. 27= 16. 74 kg GAy Av7及=mx -皿 2= 16. 74X 60 x 0.2 =9. 77 N4、重力负载Fg垂直或倾斜放置的部件，在没有平衡的情况下，其自重也成为一种负载。几=* 167. 4 N5、密封负载Fs； 一般液压缸的机械效率Zm=0. 90-0.976、背压负载Fb：在未确定系统前无法计算e.启动阶段一一加速阶段恒速阶段一一制动阶段液压缸各个主要工作阶段的机械总负载F可按以下公式计算：1）启动阶段：167.4F = （Fs-歹g）/cm= 0.95 = 176. 21 N2）加速阶段：9.765 157.4F=（F-Fg）/tcm=0.95= -165.93 N3）恒速阶段：500-167.4F=（Ff- Fg） =0.95= 350.11 N4）制动阶段：500+ 10000- 167.4F= （Ff+ Fw- Fg） /r/cm_0.95= 10876. 42 N1、工作负载Fw不同的液压缸有不同的负载。本液压缸负载已经给出：Fw = 2t2、导轨摩擦负载第18页共39页摘 要为控制液压缸产品质量，开发了精度高、功能全的液压缸综合 试验台。综述了液压缸国内外研究进展，提出了课题研究的意义和目的, 简要介绍了论文的主要内容，包括电、液控制系统设计要点，液压系统 的设计要求与部件选用，详细介绍了液压系统的组成。分析了液压系统 控制与工作原理，即介绍了液压缸试验台的工作原理，即试验工程的实 现方法。设计了一台液压缸试验台，设计了其控制系统。同时简单阐述了 测控系统的硬件设计和软件开发；试验证明该试验台工作可靠，性能良好, 可广泛应用于各种型号的液压缸的检验。关键词：液压缸试验台控制系统工作原理 试验工程第1页共39页液压系统中没有导轨，导轨摩擦负载也就不存在3、惯性负载惯性负载是运动部件在启动加速时的惯性力，其值可按牛顿第二定律求出: 先对重力进行估算：7id2m = 铁 v =夕铁 x x I'4= 7. 9 X 103 X 3. 14 X 0. 052 X 0. 27= 16. 74 kg GAv AvF = = m x 'g't 加= 9.765 N4、重力负载Fg垂直或倾斜放置的部件，在没有平衡的情况下，其自重也成为一种负载。与=167, 4 N5、密封负载Fs； 一般液压缸的机械效率776、背压负载Fb：在未确定系统前无法计算f.启动阶段一一加速阶段恒速阶段一一制动阶段液压缸各个主要工作阶段的机械总负载F可按以下公式计算：1）启动阶段：167.4F = （F$-%） /77cm= 0.95 = 176. 21 N2）加速阶段9.765 167.4F=（FF g）l%m=0.95=-165. 93 N3）恒速阶段1000-167.4F=（Ff- Fg）0.95= 876. 42 N4）制动阶段1000 + 20000- 167.4F=（Ff+ Fw- Fg）/rcm=0.95= 21929. 05 N1、工作负载Fw不同的液压缸有不同的负载。本液压缸负载已经给出：Fw = 4t2、导轨摩擦负载液压系统中没有导轨，导轨摩擦负载也就不存在3、惯性负载惯性负载是运动部件在启动加速时的惯性力，其值可按牛顿第二定律求出: 先对重力进行估算：第19页共39页7ld2 j772 p,N p埼.X X /''4= 7. 9 X 103 X 3. 14 X 0. 052 X 0. 27= 16. 74 kg GAv Av卜=m x1 g't Az=9. 765 N4、重力负载Fg垂直或倾斜放置的部件，在没有平衡的情况下，其自重也成为一种负载。%=唯二67.4 N5、密封负载Fs； 一般液压缸的机械效率776、背压负载Fb：在未确定系统前无法计算g.启动阶段一一加速阶段恒速阶段一一制动阶段液压缸各个主要工作阶段的机械总负载F可按以下公式计算：1)启动阶段：167.4F 二呢一 4)/%二 0.95 = 176. 21 N2)加速阶段9.765 - 167.4F=(F(-Fp/77cm=0.95= -165.93 N3)恒速阶段1000-167.4F =(Ff-Fg)/?cm=0.95= 1929. 05 N4)制动阶段1000 + 20000- 167.4F = (Ff+ Fw- Fs) /7cm_0.95= 44034.32 N1、工作负载Fw不同的液压缸有不同的负载。本液压缸负载已经给出：Fw = 30t2、导轨摩擦负载液压系统中没有导轨，导轨摩擦负载也就不存在3、惯性负载惯性负载是运动部件在启动加速时的惯性力，其值可按牛顿第一定律求出: 先对重力进行估算：71d 2m =夕铁v = 0铁x x I'4= 7.9X103X3. 14X0. 112X0. 05= 15 kg第20页共39页 GAv AvF= = mx'g加加=8.75 N4、重力负载Fg垂直或倾斜放置的部件，在没有平衡的情况下，其自重也成为一种负载。片作二150 N 5、密封负载Fs； 一般液压缸的机械效率几m=0. 90-0.97 6、背压负载Fb：在未确定系统前无法计算水平支撑缸的工况分析如下：启动阶段一一加速阶段一一，恒速阶段一一制动阶段液压缸各个主要工作阶段的机械总负载F可按以下公式计算:1）启动阶段：F = £Fg）/77cm 二1500 95 = 157. 89 N2）加速阶段F=（FF g）/%F=（FF g）/%8.75 - 150095= -148. 68 N3）恒速阶段15000150F=（Ff -FQ/r/cm=0.95 二 15631. 58 N15000 + 300000- 1500.95=331421 N15000 + 300000- 1500.95=331421 N4）制动阶段F=（Ff+F、 Fg）/ricm :第21页共39页4执行元件主要参数确实定4.1 初选执行元件的工作压力压力与流量是液压系统的重要参数，是确定系统元件，辅件及动力机构的依 据。系统压力选择是否合理，直接关系到系统设计的合理程度，在设计液压系统 时，最正确的工作压力是在特定条件下，各项设计因素的最好结合。经济和质量因素液压系统中，系统所传递的功率是压力和流量的乘积。如果系统功率一定， 压力值假设选择太小，那么元件的尺寸就较大，设备庞大，不经济。相反，压力过高, 对系统的性能要求也升高，对各元件的要求也提高，也不经济，但以上不是绝对的, 应针对具体系统确定方案。本次课程设计的课题已给出工作压力为31.5Mpa,由于系统存在背压，初选 液压缸工作压力为31.5Mpa.其余因素：1、提高压力值，对密封装置、各元件的精度将提出更高要求2、压力值提高，系统的泄漏量增加，效率下降3、压力值太高，使元件、辅件寿命降低，系统可靠性下降常用系统压力选用主机类型系统压力（MPa）磨床0. 82车、铳、锋床24组合机床35龙门刨床、拉床<=10汽车、矿山机械、农业机械1016液压机、重型机械、起重机2032结合本系统特点，推力一定，并且运动速度也有相应要求，故应考虑各项因素, 使运动速度尽量提高，同时应考虑柱塞的加工，维护本钱，使其较为经济。本次课程设计的课题已给出工作压力为31.5Mpa,由于系统存在背压为，初选液压缸工作压力为31. 5Mpa4. 2确定液压缸主要参数前面工况分析中已对各工况所受负载进行了初步计算。由于采用单活塞杆液压缸，无杆腔为工作腔时，P1 4 P2 A2 = F第22页共39页课题中给出。=220 mm, d= 160mmd_查机械设计手册知活塞杆在受压工作时，一般取，=0.50.7O无杆腔面积当无杆腔为工作腔时，工作负载和有杆腔工作时负载相同，按照有杆腔为工作腔 时计算出来的液压缸的尺寸，可以完全满足无杆腔为工作腔的工作。4. 3计算液压缸的工作压力、流量和功率1）计算工作压力差动快进阶段4 p A-A b124 p A-A b12FP+A A12工作进给阶段F A.P= _± LP_,A A快速回升阶段F 4p二，生I b4 A22）计算液压缸输入流量快进速度和快速回升的速度相同。将以上计算的压力、流量和功率值列于表3. Io第23页共39页原始数据中，给出被试缸和你加载缸的直径是220mm,活塞杆直径为160mmo被试油缸最大流量280L/min；最大压力31. 5MPao测试工程根据GB/T15622-1995液压缸试验方法。液压缸直径D (mm)d(mm)被试缸220160加载缸220160第24页共39页5 .原理图的拟定步骤拟定原理图的步骤原理图是表示系统的组成和工作原理的图样。拟订系统的原理图是设计的关 键，它对系统的性能及设计方案的合理、经济性具有决定性的影响。拟订原理图是整个液压系统设计中重要的一环。它是从油路的结构上具体体 现设计任务中提出的各项性能要求。系统原理图的拟订涉及面较广，要考虑到节 能，提高效率，减少发热，而且系统尽量简单，动作可靠以及经济性等多方面因素。拟订系统原理图一般包括两项内容：一是通过分析，比照选择合适的液压回 1、液压回路的选择选择液压回路最基本的是该设计中提出的设计要求。这一项工作常常出现多 种方案，因此，需要进行选择和分析，选择最正确方案。2、液压系统的合成满足液压系统要求的各个回路选好以后，再配好一些测压、润滑之类的辅助 回路，就可以进行系统的合成了，但需要注意以下几点： a、尽可能选择使用相同或相近的元件，力求系统的结构简单。b、系统中各种元件的安装位置应正确，以便充分发挥其工作性能。c、系统应经济合理，符合实际生产，不可盲目追求先进，脱离实际。5. 2系统原理分析一般的液压传动系统按照工作介质循环方式的不同，可以分为开式系统和闭 式系统。本设计采用开式系统，其特点是：液压泵自油箱中吸油经一系列控制阀到 液压缸，液压缸回油返回油箱，工作介质在油箱中冷却及沉淀之后再进入循环。从控 制方式上本设计采用阀控系统，其工作特点是：靠液压控制阀系统来控制系统的 压力和流量，从而保证油缸输出力的大小、方向和速度。因为系统是间歇性的工作 性质，为了节约能量，采用限压式变量柱塞泵，由于对系统的平安性要求较高，所以 设计两套机泵组，其中一套作为备用。这样就可以在第一套损坏或是检修时使系统 正常工作，从而不影响生产的正常进行。第25页共39页IT呆2 一塌璃3 一供讷泵4 -电动相压力差股7压力房 8鞋阀济.计10换市间 11一单向节流血12-04加货M 14皆氏用该回路控制局部采用阀组，具有限位、卸载、换向功能。它还可以通过对 电磁阀的电气控制，控制液压缸快速（差动）及慢速运动。由于预压缸立式安装， 因此在液压缸下腔装有起平衡支撑作用的单向平衡阀（一般设定为35Mpa）。为 了防止由于液压缸卸压而造成的下腔局部真空，在阀组回油路上装有背压单向 阀。第26页共39页.各种元件的选择及设计计算液压泵站是液压系统的动力源，它向系统提供一定压力、流量和清洁度的 工作介质，是液压系统的重要组成局部。液压泵站通常由以下五个相对独立的单元 组合而成，它们是：泵组、油箱组件、控温组件、蓄能器组件及过滤器组件。实际 上可以根据不同要求进行合理的取舍，设计出工况想适应的液压泵站。泵组由液压泵、原动机、联轴器、传动底座及管路附件等组成；蓄能器组件通常由 蓄能器、控制装置、支承台架等部件组成；过滤器组件的作用是从液体中别离非溶 性固体颗粒，防止颗粒污染物对液压元件的磨损和堵塞小截面流道，防止油液本 身的劣化变质，保持工作介质的清洁度。冷却器和加热器来控制油液的温度使液压 系统能更好的发挥。选择控制阀的依据是系统的最高压力和通过阀的实际流量以及阀的操纵、安装方 式等，需要注意的问题是：(1)确定通过阀的实际流量；(2)注意单活塞杆液压缸两腔回油的差异；(3)控制阀的使用压力、流量，不要超过其额定值；(4)注意单向阀开启压力的合理选用；(5)注意合理选用液控单向阀的泄压方式；(6)注意电磁换向阀和电液换向阀的应用场合；(7)要注意先导式减压阀的泄漏油比其他控制阀大的情况；(8)注意节流阀，调速阀的最小稳定流量符合要求；(9)注意卸荷溢流阀与外控顺序阀作卸荷阀的区别；(10)注意滑阀的过渡状 态机能液压执行元件的选择液压缸的选择：液压缸给定的缸的直径为220mm,活塞杆直径为160mm。根据 机械设计手册，选择HSG L-220/160型。被试缸和加载缸相同。传动缸结构主要包括活塞杆部装、导向套部装、缸筒和活塞部装等，其结构 简图如图3-1.图3-1传动缸6. 2供油泵的选择(1)确定泵的额定压力：系统的最大压力为31.5MPa,所以泵的额定压力设为31.5MPao第27页共39页(2)确定泵的流量：由于是两缸同时动作，此时，液压泵的流量要大于同时动作的几个液压缸的最 大所需量，并要考虑到系统的漏损和液压泵磨损后容积效率的下降，即：qNk (Eq) max式中k为泄漏系数，取为1.2, (Zq) max为同时动作的两个液压缸的最大总流 量。从q-t上可查得为280L/mino对于工作过程中始终用节流调速的系统，在 确定流量时，尚需加上溢流阀最小溢流量，取为3L/mino所以：q 21.2* (280+3) L/min=339. 6 L/min选择供油泵的规格额定压力为3L58MPa,液压泵的流量按系统所需最大流量选取，取为 400L/mino查机械设计手册，选择液压泵的型号为400MCY14-1B定量柱塞泵， 排量是 400mL/min,转速是 100r/min。(4)确定驱动泵的功率工作循环中，液压泵的压力和流量比拟恒定，液压泵的驱动功率Pp二p*q/ n =250KW(5)电动机的选择电动机的额定功率为250KW,额定转速与泵的额定转速相同，为lOOOr/mino 选择Z4 280-42型直流电动机。6.3 补油泵的选择(1)确定泵的额定压力补油泵的额定压力可以设置小一点，设为6. 3MPao(2)确定泵的流量补油泵的流量可设为14. 5L/mino(3)选择泵的规格额定压力为6. 3MPa,流量为14. 5L/mino根据机械设计手册，选择YB-10 型叶片泵，排量为10mL/r,转速为1450片min。(4)确定驱动泵的功率所选择的泵的驱动功率由机械机械设计手册可查得为2. 2KWO(5)驱动补油泵的电动机的选择电动机的额定功率为2.2KW,转速为1450r/min。根据机械设计手册选择 一个相近的电动机。Z4112/2-2型电动机。6.4 供油泵出口处溢流阀的选择供油泵的额定压力为31. 5MPa,所以溢流阀的调定压力为泵的供油压力，即 31. 5MPao泵的额定流量为400L/min,溢流阀的流量应大于400L/mino选择 DBDA25K10型直动式溢流阀。6.5 补油泵出口处溢流阀的选择第28页共39页AbstractTo control the quality of Hydraulic cylinders products, a high precision, full-featured integrated test-bed hydraulic cylinder has been developed. An overview of research progress in hydraulic cylinder is made, the significance of the subject and purpose of the study is proposed, the main contents of papers are briefly introduced, including electricity, hydraulic control system design, hydraulic system design requirements and components to choose, detailed information on fluid pressure system. Analysis of the hydraulic system control and operation principle, that is, introduced the hydraulic cylinder test-bed operating principle, namely, the implementation of pilot projects. Design of a hydraulic cylinder test rig, designed their control system. At the same time, simple measurement and control system on the hardware design and software development; test proved reliable in the test bed, a good performance, can be widely used in various models of the hydraulic cylinder test.第2页共39页补油泵的供油压力为6. 3MPa,额定流量为14. 5L/mino溢流阀的调定压力为 6. 3MPa,流量应大于14. 5L/mino选择D系列直动式溢流阀。6.6 单向阀的选择系统的最大压力为31. 5MPa,最大流量为280L/min,根据机械设计手册 选择S6型管式无弹簧单项阀S6A0型。6.7 三位四通换向阀的选择系统的最大流量为280mL/min,最大压力为31. 5MPa0根据机械设计手册,k 可以选择DSHG-04-2N型电磁换向阀。6. 8单向节流阀的选择系统的最大压力为31. 5MPa,最大流量为280mL/niino所以单向节流阀的最大 工作压力设为31.5MPa,额定流量要比最大流量大。根据机械设计手册，可 以选择MK25G1. 2型单向节流阀。6.9背压阀的选择加载缸中油液压力和流量与被试缸相同，被试缸的最大流量为280L/min,被 试缸的压力为