目錄一、設計任務書 1
二、擬定液壓系統原理圖 1
三、液壓系統的計算和選擇液壓元件 2
四. 液壓系統的驗算 7
五、液壓整合塊結構與設計 9
六、小結 11
七、參考資料 11
一、設計題目：鋼捲運輸液壓系統設計
二、 動作順序要求及工作引數
1 橫移缸前進，至捲取機捲筒下方，行程l1，負載力f1，速度v1。
2 頂伸缸上公升，將鋼捲托住，行程l2，負載力f2，速度v2。
3 橫移缸退回。
4 頂伸缸縮回，將鋼捲擱在小車上，行程l3，負載扭矩t，轉速n。
5 小車由液壓馬達驅動向前進。
6 卸完鋼捲，小車由液壓馬達驅動退回。
以上引數為最大值，應可調。所有動作由行程開關自動控制。頂伸缸下腔須設定背壓，以防下行產生衝擊。
三、設計內容、要求
(一)液壓系統設計
根據裝置的用途、特點和要求，利用液壓傳動的基本原理進行工況分析，擬定合理液壓系統原理圖，電磁鐵通斷表，再經過必要的計算確定液壓有關引數，然後按照所得引數選擇液壓元件、相關裝置的規格型號。
(二)液壓裝置結構設計
液壓裝置包括整合塊、液壓站等，進行結構設計時應考慮元件布局合理、緊湊、美觀、外連管道少，裝卸、除錯方便，整合塊中的油路盡可能簡單、短、交叉少，加工容易、加工工作量盡可能少。
(三)繪製工程圖、編寫設計說明書
繪製液壓系統原理圖(系統總油路、整合塊整合迴路)、液壓裝置工程圖(整合塊結構圖、整合塊元件裝配圖)，圖紙必須按gb要求列印，2張以上的a3圖紙，a4圖紙量根據實際定：編寫設計說明書7頁（1.5萬字）。
參數列1、確定供油方式
該液壓系統工作時負載恆定，速度較低。從節省能量、減少發熱考慮，成本，幫浦源系統宜選葉片幫浦。
2、調速方式的選擇
在該液壓系統中，執行機構需要單方向節流，另乙個方向可自由流動，調速的穩定性要求不高，頂伸缸下腔須設定背壓，以防下行產生衝擊，所以可以選擇單向節流閥調速。
3、方向控制方式的選擇
考慮到鋼捲運輸液壓系統的工作要求，流量不大，本系統用三位四通電磁換向閥方向控制方式，它的特點是結構簡單、調節行程比較方便，閥的安裝也較容易，但速度換接的平穩性較差。
4、確定執行元件
按照設計任務要求所需的執行元件有：兩個液壓缸，乙個液壓馬達。
橫向移動設定為缸1，頂伸缸上公升縮回設定為缸2，小車的向前進退回由液壓馬達驅動。
5、完成順序和迴圈的方式
在執行元件的控制使用行程開關，使用行程開關控制，有使系統簡單，電路控制穩定，易於控制的特點。
6、系統的調壓，保壓方式
在迴路1中ab出口應該設定減壓閥，使壓力降低，缸2應該使用單向順序閥進行保壓。
7、壓力測量點的選擇
在液壓幫浦出口應設定壓力表以測量系統壓力。
8、最後把所選擇的液壓迴路組合起來，即可組合成下圖所示的液壓系統原理圖。
3.1 液壓缸主要尺寸的確定
1）工作壓力p的確定。
工作壓力p根據負載的大小和機器的型別來確定，運輸屬中型機械，工作負載最大為80000n。據此初定工作壓力為10mpa。
2）計算液壓缸內徑d和活塞桿直徑d。
（1）橫移缸
已知橫移缸動作時最大負載為3700n，背壓=0.5mpa，取0.9，根據工作壓力取d/d=0.8，缸進退時的速度相同，則
根據液壓缸內徑的標準表，圓整為標準系列直徑為；則活塞桿直徑為。
（2）頂伸缸
已知缸動作時最大負載力為80000n，根據系統型別為回油路設定有背壓閥的系統，選取背壓值=1.5mpa，為0.9，根據工作壓力取d/d=0.7，則
圓整後取缸的直徑為，活塞桿的直徑為。
3）計算各工作階段液壓缸所需的流量
（1）橫移缸工作時的流量
（2）頂伸缸工作時的流量
4）馬達的計算
（1）馬達的排量為：
式中：t——液壓馬達的負載力矩（m*n）；
——液壓馬達的進出口壓差（pa），設壓降90%；
——液壓馬達的機械效率，一般齒輪和柱塞馬達取0.9~0.95。
（2）液壓馬達的流量：
因此選用型號為：xm-d320f的柱塞馬達，其排量為40ml/r，額定壓力為10mpa，額定轉速為80r/min，額定轉矩為458。
3.2 確定液壓幫浦的規格和電動機功率及型號
1）確定液壓幫浦的壓力
液壓幫浦的工作壓力應當考慮液壓缸的最高有效工作壓力和管路系統的壓力損失。
所以幫浦的工作壓力為：
上得為靜態奪力，考慮到壓力大於靜態壓力和須有壓力儲備，所以因此選被的額定壓力應滿足
2）幫浦的流量確定。液壓幫浦的最大流量應為
式中 ——液壓幫浦的最大流量；
——同時動作的各執行元件所需流量之和的最大值，在本液壓系統中，各元件單獨執行，液壓馬達的流量最大；
——系統洩露係數，一般取=1.1~1.3，本例取。
所以 ：
3）與液壓幫浦匹配的電動機的選定。
分別計算不同工況時的功率，取較大值作為選擇電動機規格的依據。
（1）計算橫移缸所需的功率。負載為3200n，進油路的壓力損失定為0.3mpa，效率為0.6，由式可得：
橫移缸動作時所需電動機功率為：
（2）計算頂伸缸所需的功率。負載為80000n，進油路壓力損失定為0.5mpa，效率定為0.85，同理可得：
頂伸缸動作所需電動機功率為：
（3）計算馬達所需功率。
綜上可知，馬達所需功率最大，根據最大功率選擇y160l-4型電動機，其額定功率為15kw，額定轉速1460r/min。
4）選擇液壓幫浦的規格。
根據和查閱有關手冊，現選用型號為yb1-e63，該幫浦的基本引數為：每轉排量，幫浦的額定壓力，電動機轉速，驅動功率為20.5kw。
3.3 液壓閥的選擇
根據具體工作需要查閱液壓元件手冊，選擇元件如表3-1所示。
表3-1 液壓元件明細表
3.4 確定管道尺寸
油管內徑尺寸一般可參照選用的液壓元件介面尺寸而定，也可按管路允許流速進行計算。本例根據各油路流量和流速來確定油管直徑。
（1） 橫移缸工作時流量1.4727l/min，壓油管的允許流速取，則內徑d為：
（2）頂伸缸工作時流量，，則內徑d為：
（3）馬達工作時流量，，則內徑d為：
綜合計算結果，與元件實際尺寸的配合，取油管的內徑d為20mm。
3.5 液壓油箱容積的確定
本例為中壓液系統，液壓油箱有效容量按幫浦的流量的5~7倍來確定，所以體積：，圓整後取為。
已知該液壓系統中進，回油管的內徑均為20mm，取油路總長度為2m計算。選用l-hl32液壓油，考慮到油的最低溫度為15℃，查得15℃時該液壓油的運動粘度，油的密度。
4.1 壓力損失的驗算
頂伸缸工作時
（1）進油路壓力損失。運動部件工作進給時的速度為1.2m/min，進給時的最大流量為11.4l/min，則液壓油在管內流速為：
管道流動雷諾數為：
<2300，可見油液在管道內流態為層流，其沿程阻力係數為：。
進油管道bc的沿程壓力損失：
查得換向閥34dyo-b20h-tz的壓力損失為，液控單向閥的壓力損失為，單向節流閥的壓力損失為，忽略油液通過管接頭，油路板等處的區域性壓力損失，則進油路總壓力損失
（2）回油路壓力損失。由於選用單活塞桿液壓缸，由液壓缸無桿腔和有杆腔的工作面積之比，可得
回油管道的沿程壓力損失：
換向閥34dyo-b20h-tz的壓力損失為，單向順序閥的壓力損失為，忽略油液通過管接頭，油路板等處的區域性壓力損失，則回油路總壓力損失：
（3）變數幫浦出口處的壓力：
從上述驗算可以看出，兩個液壓缸所需的壓力都與設計時相符，變數幫浦出口壓力都在變數幫浦額定壓力範圍內，故無需修改原設計。
4.2 系統溫公升的驗算
在乙個工作迴圈中，由於每個動作都是獨立的，因此需單獨驗算每個過程的發熱量。
1）橫移缸
橫移缸工作時的速度為50mm/s，壓力為3700n，而且有3.2中可知橫移缸的輸入功率為，而且輸出功率為：
此時的功率損失為：
2）頂伸缸工作時速度為20mm/s，壓力為80000n，而且有3.2中可知頂伸缸的輸入功率為，而且輸出功率為：
此時的功率損失為：
3）馬達工作時轉速為240r/min，轉矩為t=400n*m，由式，有
由上可見，馬達損失功率最大，則馬達工作時發熱量也最大。假定系統的散熱情況良好，取，油箱的散熱面積為：
系統的溫公升為：
驗算證明系統的溫公升在許可範圍內。
5.1、液壓整合迴路設計
1）把液壓迴路劃分為若干單元迴路，每個單元迴路一般都有三個液壓元件組成，採用通用的壓力油路p和回油路t。設計液壓單元整合油路時，優先選用通用液壓單元整合迴路，以減少整合塊設計工作量，提高通用性。
液壓傳動課程設計 終
學號 0861010509 姓名劉長富年級專業 08級機自 指導教師 錢雪松 內容 設計計算說明書 1份 17 頁 液壓系統原理圖 1張 河海大學機電工程學院2010 2011學年第二學期 液壓與氣壓傳動 課程設計任務書9 授課班號138101 專業年級 2008機自指導教師錢雪松學號姓名 0861...
液壓課程設計說明專科
目錄1 工況分析1 2 擬定液壓系統原理圖2 3 液壓系統的計算和選擇液壓元件8 3.1液壓缸主要尺寸的確定4 3.2確定液壓幫浦的流量 壓力和選擇幫浦的規格5 3.3液壓閥的選擇5 3.4確定管道尺寸6 3.5液壓油箱容積的確定6 4 液壓缸的主要尺寸7 1 工況分析 首先根據已知條件，繪製運動部...
液壓課程設計要求及題目
第一組 題目1 一臥式鑽鏜組合工具機動力頭要完成快進 工進 快退 原位停止的工作迴圈 最大切削力為fl 11500n,動力頭自重fg 19500n 工作進給要求能在0.02 1.2m min範圍內無級調速，快進 快退速度為 6m min 工進行程為100mm，快進行程為300mm 導軌型式式平導軌，...