液压泵设计说明书

液压泵设计说明书（精选6篇）

篇1：液压泵设计说明书

成都纺织高等专科学校

机械制造说明书

机械制造工艺学课程设计任务书

设计题目设计液压泵盖零件的机械加工工艺规程及工艺装置（生

产纲领：4000件）

班级机设081 设计者杨淇茂 指导教师宋老师 评定成绩

设计日期2010年6月2日

目录

设计任务书

课程设计说明书正文 序言

一、零件的工艺分析

二、工艺规程设计

（一）确定毛坯的制造形式

（二）基面的选择

（三）制定工艺路线

（四）机械加工余量、工序尺寸及毛坯尺寸的确定

（五）确定切削用量及基本工时

三、专用夹具设计

（一）设计主旨

（二）夹具设计

四、课程设计心得体会 参考文献

成都纺织高等专科学校 机械制造工艺学课程设计任务书

设计题目设计液压泵盖零件的机械加工工艺

规程及工艺装置（生产纲领：4000件）

设计内容：

1、产品零件图1张

2、产品毛坯图1张

3、机械加工工艺过程卡片1份

4、机械加工工序卡片1套

5、家具设计零件图1~2张

6、课程设计说明书1份

班级机械设计081 设计者杨淇茂 指导教师宋老师 教研室主任

2010年6月2日

序言

机械制造工艺学课程设计是在我们大学的全部基础课程、技术基础课以及大部分专业课之后进行的。这是我们在进行毕业设计之前对所学各课程的一次深入的综合性的链接，也是一次理论联系实际的训练。因此，它在我们的大学习生活中占有十分重要的地位。就我个人而言，我希望能通过这次课程设计对自己将来从事的工作进行一次适应性训练，从中锻炼自己的分析问题、解决问题的能力。为今后参加祖国的现代化建设打下一个良好的基础。

由于能力有限，设计尚有许多不足之处，恳请各位老师给予指教。

一、零件的分析

（一）零件的作用

题目所给定的零件是液压泵盖，他的作用有密封作用。

（二）零件的工业分析

1、以25.5孔位中心的加工表面

这组表面的包括32H8、26H8、66f9及其倒角，还有与25.5孔轴线垂直的液压泵盖左端面，其中，其轴线与左端面有垂直度公差为0.03mm，左端面平面度为0.01/№00

2、液压泵盖右端面上的3个24孔和7个8.5和15的阶梯孔，其中孔与A-A轴有对称关系和角度关系。

3、斜孔4 由以上分析可知，其中加工难度主要集中在1过程中，由于该零件材料是铝合金，在铣床上加工达不到精度要求，因此只能在车床上加工，在加工时必须使用专用夹具，保证它们之间的位置精度和尺寸精度要求。.二、工艺规程设计

（一）、确定毛坯的制造形式

零件材料为ZL106，对于图纸的要求使用硬模铸造，并之前使用热处理，采用铸造。

（二）、基面的选择

基面的选择是工艺规程设计中的重要工作之一。基面选择得正确、合理，可以保证加工质量，提高生产效率看。否则，就会使用加工工艺过程问题百出，严重的还会造成零件大批报废，使生产无法进行。

1、粗基准的选择

根据该零件的结构特点、重量轻，比钢硬度要低，加工难度要增加，但是该材料易于加工磨合低碳钢较类似，因此，对零件要以R39两湖面做四点定位加工液压泵盖右端面，以3个24凸圆做3点定位加工液压泵盖左端面，及钻孔。

2、精基准的选择

精基准的选择主要应该考虑基准重合的问题。当设计基准与工序基准不重合时，应该进行尺寸换算。

（三）、制定工艺路线

制定工艺路线的出发点，应当使零件的几何形状、尺寸精度及位置精度等技术要求能得到合理的保证。在生产纲领已确定为大批生产的条件下，可以采用万能机床配以专用工具，并尽量使工序集中来提高生产率。除此以外，还应考虑经济效果，以便降低生产成本。工艺路线：

工序1：硬膜铸造

工序2：热处理后硬度为90~150HBS 工序3：车液压泵盖左右两端面 工序4：钻两孔Φ25.5至Φ24

工序5：半精车液压泵盖左端面 工序6：粗车Φ66外圆

工序7：精车Φ66外圆和尺寸14右端面 工序8：扩孔、镗孔Φ26

工序9：钻3个孔Φ11钻6个通孔Φ8.5 钻孔6个Φ15

工序10：扩3个孔Φ11扩6个通孔Φ8.5 扩孔6个Φ15倒角C0.5 工序11：扩孔、精镗Φ

32、Φ25.5和Φ26 倒角C1工序2 工序12：超精车液压泵盖左端面 工序13：钻孔Φ4 工序14：送检

以上工艺过程详见以上附表机械加工工艺过程卡片。

（四）机械加工余量、工序尺寸及毛坯尺寸的确定

“液压泵盖”零件材料为ZL106，硬度为90~140HBS，毛坯重量约为kg，生产类型为大批量生产，采用硬模铸造。

根据上述原始资料及加工工艺，分别确定个加工表面的机械加工余量、工序尺寸、及毛坯尺寸如下：

1、液压泵盖两端面轴线长度48mm 查《机械加工工艺手册》，其余量值规定为1~2mm,现取2mm，双边4mm。

2、两内孔25.5mmH8 毛坯为实心，不冲孔，参照《机械制造工艺设计简明手册》表2.3-9及2.3-12（以下简称《工艺手册》）确定工序尺寸及余量为 钻孔

24mm 扩孔

25.2mm

2Z=1.2mm 精铰

25.5mm

2Z=0.3mm

3、外圆表面66f9mm

66f9mm为一凸台，为简化铸造毛坯的外形，限制级铸造成一平面，粗车

f=4mm

余量为20mm 粗车

f=4mm

余量为3mm 精车

f=0.5mm余量为1mm

4、孔324 钻孔23mm 扩孔1mm

5、孔78.5mm和715mm 钻孔的要求不高，经过钻孔和扩孔就可以达到要求。钻孔8mm 钻孔14 mm 扩孔8.5mm

2Z=1.5mm

扩孔15mm

2Z=1mm

6、孔26H8mm 此孔是轴线是基准轴线，要垂直度公差要求。因此要以液压泵盖左端面作为基准。钻孔24mm

扩孔25.8mm

2Z=1.8mm 铰孔26H8mm

2Z=0.2mm

7、孔32H8mm 钻24mm

车300.2mm

2Z=6mm 扩31.80_0.1mm

2Z=1.8mm 精镗32H8mm

2Z=0.2mm

8、钻4mm

由于没有精准的公差要求，用万能钻床一次性加工完成

五、确定切削用量及基本工时

工序三

1、车削液压泵盖左右端面 机床CM6125卧式车床 刀具

YG8N 2计算切削用量 1）、确定最大加工余量

已知毛坯长度方向加工余量为4mm，左右两端面格2mm，粗车两端面的最大加工余量为3mm，ap1.5mm

2)、确定进给量f 根据《切削用量简明手册》（第三版）（以下简称《切削手册》）表1.4

当刀杆尺寸为16mm25mm，ap3mm以及工件直径为110mm，f=0.6~0.9mm/r 按CM6125车床说明书f=0.81mm/r（参见表3-9）3）、计算切削速度

按《切削手册》表1.27，切削速度的计算公式（寿命选T=60min）

Vc CvTmapfxvyvKv式中Cv=262

yv0.5Xv0.1m=0.28

即KMv=0.8 KMFe=1.0 Vc2620.81.051.4m/min 0.280.120.5601.50.814）、确定主轴转速ns1000Vc100051.4m/min149m/min dw110按机床说明书先选取160r/min，实际切削速度V=55.3m/min 5)、计算切削工时

按《工艺手册》6.2-1，取

L=26.5mmL12mmL20 L30

tmL1L2L3L426.520min0.22min

nwf0.81160工序四

1、钻孔24mm加工条件：加工要求机床Z515刀具

查《切削手册》表2.18 f=0.18~0.25mm/r 综合考虑f=0.2mm/r

V=120~140m/min ns1000Vc10001201592r/min =24dwr/min 按机床选取nw1540所以实际切削速度V=

2、切削工时 dwnw1000=116m/min tLL1L2211.54min0.09min式中L14mmL21.5 mmL21mm

nwf15400.2工序五 半精车液压泵盖左端面

1）、最大加工余量1.3mm，切削进给量为f=0.5mm/r，ap3mm（《机械制造技术基础课程设计指导教程》表5-2），查得V=200~400m/min n=868r/min 查CM6125车床n=1000r/min实际切削速度V=345.4m/min 2)、切削工时 t=LL1L255230.131min

fn0.5900工序六粗车66mm外圆

最大加工余量为44mm，切削进给量f=1mm/r，ap7mm，切削速度V=150~300m/min（《机械制造技术基础课程设计指导教程》表5-2）

速度取V=160m/min n=720r/min

查CM6125车床n=800r/min 实际切削速度V=165.8m/min 切削工时：t=LL1L25230.013min

fn1800工序七 精车Φ66外圆和尺寸14右端面

最大加工余量为1mm，切削进给量f=0.2mm/r，ap0.5mm，切削速度V=300~600m/min（《机械制造技术基础课程设计指导教程》表5-2）

速度取V=300m/min n=1447r/min

查CM6125车床n=2000r/min 实际切削速度V=414.5m/min 切削工时：t=LL1L25230.025min

fn0.22000工序八 扩孔Φ26 查《机械制造技术基础课程设计指导教程》表5-24

切削进给量f=0.9mm/r，ap1.5mm，切削速度V=47.3m/min 则n=579r/min 查CM6125车床n=630r/min 实际切削速度V=51.4m/min 切削工时： t=LL1L29.530.022min

fn0.9630工序九 铰孔Φ26 查《机械制造技术基础课程设计指导教程》表5-24

切削进给量f=0.9mm/r，ap1.5mm，切削速度V=5m/min 则n=61.2r/min 查CM6125车床n=63r/min 实际切削速度V=5.1m/min 切削工时： t=LL1L29.530.992min

fn0.263工序十 钻3个孔Φ11钻6个通孔Φ8.5 钻孔6个Φ15

1、钻孔11mm加工条件：加工要求机床

C3366K-1 刀具

查《切削手册》表2.18 f=0.1~0.18mm/r 综合考虑f=0.15mm/r

V=100~130m/min

ns1000Vc10001002895r/min =11dwr/min 按机床选取nw2000所以实际切削速度V=切削工时： dwnw1000=108.9m/min tLL1L2141.54min0.09min式中L14mmL21.5 mmL14mm

nwf20000.2r/min所以实际切削速度V=

2、钻孔8.5mm按机床选取nw2000tLL1L2481.52min0.128min

nwf20000.2dwnw1000=54m/min，t=

r/min所以实际切削速度V=

3、钻孔8.5mm按机床选取nw2000t=tdwnw1000=94.2m/min，LL1L2401.52min0.109min

nwf20000.2工序十一 铰6个通孔Φ8.5，倒角C0.5 查《切削手册》表2.25 进给量f=0.2mm/rap0.03mm，V=20m/min ns1000Vc=dw100020749r/min

8.5按机床选取800r/min 所以实际切削速度V=dwnw1000=22m/min tLL1L2401.52min0.306min

nwf7100.2工序十二 粗镗Φ32mm、Φ25.5mm 查《机械制造技术课程设计指导教程》表5-2 有f=0.35~0.65mm/r ap2.5~6mm

V=200~400m/min ap3.5mm

f=0.4mm/r

V=250m/min

1）、Φ32mm 计算实际转速ns1000Vc10002502488r/min选n=2500r/min

=dw32实际切削速度V=251.2m/min 切削时间：tLL1L2n31.5.5min0.01min

wf250032）、Φ25.5mm 计算实际转速n1000Vc1000250sd=

2488w25.5r/min选n=2500r/min 实际切削速度V=251.2m/min 切削时间：tLL1L2n11.51.5.5min0.01min

wf25003工序十三 精镗Φ32mm、Φ25.5mm和26mm

查《机械制造技术课程设计指导教程》表5-2 有f=0.1~0.3mm/r V=300~600m/min ap0.5mm

f=0.1mm/r

V=300m/min

1）、精镗Φ32mm 计算实际转速nc1000300s1000Vd=

2985r/minw32选n=3150r/min 实际切削速度V=316.5m/min 切削时间：tLL1L2n31.531500.1min0.02min

wf2）、精镗Φ25.5mm 计算实际转速n1000Vcd=

1000300sw25.53746r/min选n=3150r/min 实际切削速度V=253m/min 切削时间：tLL1L2n11.51.50.1min0.04min

wf31503）、精镗26mm 计算实际转速n300s1000Vc1000d=

2985r/min选n=3150r/min w32实际切削速度V=316.5m/min

ap0.3~2mm

切削时间：tLL1L29.51.5min0.04min

nwf31500.1工序十四

超精车液压泵盖左端面

查《切削手册》表1.15 f=0.075~0.15mm/r 综合考虑f=0.1mm/r

V=915m/min ns1000Vc10009152650r/min =110dwr/min 按机床选取nw2500所以实际切削速度V=切削工时： dwnw=863.5m/min 1000tLL1L20.51.5min0.004min式中L11.5mmL0.5mm

nwf25000.2工序十五

钻孔Φ4 摇臂钻床Z3025B10

f=0.13~0.56mm/r

主轴转速n=500r/min 时间大约t=0.05min

使用刀具YG640

二、专用夹具设计

为了提高劳动生产率，保证加工质量，降低劳动强度，通常需要设计专用夹具。决定设计第四道工序——钻24mm。

（一）、设计主旨

该零件因为是不规则零件，又是大批量生产，两孔之见没有公差要求，只需找准定位中心，粗钻孔，考虑如何提高劳动生产率，降低劳动强度。

（二）、夹具设计

1、定位基准的选择

32mm两孔，由零件图可知，有位置度要求3302、切削力及夹紧力的计算

切削刀具：钻刀E226 该钻床传递扭矩T=95490.1其主要基准选择液压泵盖右端面。mm。

0.6P3.72103Nmm =95491540N0.7kF钻孔时的轴向力F9.8161.2d0f扭矩M9.810.081d0f20.8kM9.8161.2240.020.71.25.39105N

9.810.0812420.020.81.01.832104Nmm

2M21.832104切向力Fa=470N

d78实际切向力Fa1KFa=4701.4N=658N 由手动夹紧满足要求

在计算切削力时，必须考虑安全系数，安全系数K=K1K2K3K4 式中K1——基本安全系数，K1=1.4 K2——加工安全系数，K2=1.1 K3——刀具钝化安全系数，K3=1.1 K4——断续切削安全系数，K4=1.1 于是F1=KF=1.41.11.11.15.3910N=110N

3、定位误差分析

（1）、已知两圆的240.0.5mm，由于M的作用有转动趋势，因此，零件安装在夹具中的最大间隙为bmax0.05(0.05)0.1mm，因而引起的转角误差为

56=arctan(0.1)0.18由此可知，最大侧系满足零件的精度要求。33（2）、两圆的纵向误差max=0.05-（-0.05）=0.1mm满足两孔位置公差要求。

4、夹具设计及操作的简要说明

如其所述，在设计夹具时，为提高劳动生产率，首先着眼于机动夹紧，本道工序是钻削，需要的水平力不大，选择了手动夹紧。本工序是粗加工，精度要求不是太高，因此只需保证两孔公差。

四、课程设计心得体会

设计，两个字，笔画很简单。但是，在这本该用两个周而用了三周的日子里，我深深的对设计两个字有了重新的感受——不容易，不是一两天功夫就能办好的，它是一个长期积累加总结不断进步的过程，要想是抱佛脚那样三天打渔两天晒网，那么对于这个设计，你根本无法下手，因为这，让我吃尽了苦头。

一开始，拿到一个铝合金材料的，资料找不到，图一开始也没有看清楚，就盲目的在那里胡编乱造，结果是事倍功半，徒劳无功。

搞这个课程设计，涉及的知识面比较广，花费经历多，确实让人累了，但是，却让我从中学到了不少东西，不仅是学习上的，态度上的更是有所提高。对于这次设计，我们只是初步的了解设计过程，真真正正的我们做出的在实际中是

根本不行的，所以，我应该更多的去关注怎样与实践拉近距离，让我更多的接触更多现实的东西，那么相信会做的好的，我还是对自己有信心的。

最后，我衷心的感谢老师，是你严格的要求让我学到了更多的东西。非常感谢！

五、参考文献

1、切削用量简明手册

2、机械制造工艺设计简明手册

3、机械加工工艺手册

4、机械制造工艺与机床夹具课程设计指导

5、机械制造基础课程设计指导教程

篇2：液压泵设计说明书

一、液压千斤顶功能分析。

千斤顶是一种起重高度小(小于1m)的最简单的起重设备。它有机械式和液压式两种。机械式千斤顶又有齿条式与螺旋式两种，由于起重量小，操作费力，一般只用于机械维修工作，在修桥过程中不适用。液压式千斤顶又称油压千斤顶，是一种采用柱塞或液压缸作为刚性顶举件的千斤顶，其结构紧凑，工作平稳，有自锁作用，故使用广泛。其缺点是起重高度有限，起升速度慢。

液压千斤顶充分运用了帕斯卡原理，实现了力的传递和放大，使得用微小的力就可以顶起重量很大的物体。在液压千斤顶中，除了其自身所具有的元件外，还需要一种很重要的介质，即工作介质，又叫液压油。液压油的好坏直接影响到千斤顶能否正常地工作。因此，就需要液压油具有良好的性能。在液压千斤顶中，液压油所应该具备的功能有以下几点：

1．传动，即把千斤顶中活塞赋予的能量传递给执行元件。

2．润滑，对活塞、单向阀、回油阀杆和执行元件等运动元件进行润滑。3．冷却，吸收并带出千斤顶液压装置所产生的热量。

4．防锈，防止对液压千斤顶内的液压元件所用的金属产生锈蚀。除此之外，液压油还需要有以下这些工作性能的要求。1．可压缩性。可压缩性小可以确保传动的准确性。2．粘温特性。要有一个合适的粘度并随温度的变化小。

3．润滑性。油膜对材料表面要有牢固的吸附力，同时油膜的抗挤压强度要高。

4．安定性。油不能因热、氧化或水解而变化，使用的寿命要长。5．相容性。对金属、密封件、橡胶软管、涂料等有良好的相容性。液压千斤顶广泛使用在电力维护，桥梁维修，重物顶升，静力压桩，基础沉降，桥梁及船舶修造，特别在公路铁路建设当中及机械校调、设备拆卸等方面。由于液压用途广泛，所以行程范围也需要比较广。

二、液压千斤顶工作原理

液压千斤顶工作时，扳手往上走带动小活塞向上，油箱里的油通过油管和单向阀门被吸进小活塞下部，扳手往下压时带动小活塞向下，油箱与小活塞下部油路被单向阀门堵上，小活塞下部的油通过内部油路和单向阀门被压进大活塞下部，因杠杆作用小活塞下部压力增大数十倍，大活塞面积又是小活塞面积的数十倍，由手动产生的油压被挤进大活塞，由帕斯卡原理（液压传递压强不变的原理，受力面积越大压力越大，面积越小压力越小）知大小活塞面积比与压力比相同。这样一来，手上的力通过扳手到小活塞上增大了十多倍(暂按15倍)，小活塞到大活塞力有增大十多倍(暂按

图1帕斯卡原理图

15倍)，到大活塞（顶车时伸出的活动部分）力=15X15=225倍的力量了，假若手上用每20公斤力，就可以产生20X225=4500公斤（4.5吨）的力量。工作原理就是如此。当用完后，有一个平时关闭的阀门手动打开，油就靠汽车重量将油挤回油箱。

三、自锁原理

图2单向阀自锁

单向阀自锁：为了能实现千斤顶在支撑中实现自锁，此设计采用单向阀组成设计回路。在液压千斤顶在小油缸与大油缸之间设置有一个单向阀。在手柄向上提升带动小油缸中的小活塞时，由于小油缸与大油缸之间设有单向阀，此时单向阀处于关闭状态，大油缸中的油液并不会回流至小油缸。在手柄下压带动活塞压油液时，小油缸与大油缸之间的单向阀处于开启状态，而小油缸与储油装置之间的单向阀处于关闭状态，油液进入大油缸将负载顶起。将负载顶到目标高度后，大油缸与小油缸之间的单向阀仍处于工作状态，油液只能存在大油缸之中，负载无法下行，形成自锁。

液压千斤顶顶起重物后，靠液压单向阀能起锁紧作用，但专业人士都知道，液压系统都有泄漏现象，压力越大泄漏越严重，液压缸内高压油一泄漏液压杆肯定要下行，时间越长下滑越明显。这说明液压千斤顶顶起的重物自锁时间不能过长，这势必对操作者造成一定的心里压力，为了避免液压系统因泄漏而造成的不良后果，消除操作者心里负担，我们的设计除液压自锁外，还设置了机械自锁装置。

机械自锁：在大活塞螺旋杆和液压千斤顶外壳设计锁紧螺母，当液压千斤顶在任意高度顶起重物需要锁紧时，旋紧锁紧螺母，使之与液压千斤顶外壳顶端完全接触，外载荷由锁紧螺母传给液压千斤顶的外壳，液压缸活塞不承受载荷，液压系统可以卸荷。锁紧螺母与螺旋杆采用梯形螺纹传动，顶起重物后，由手动旋合锁紧螺母，达到锁紧目的（如图3）。

四、结构设计

（1）螺旋传动机构，增大起重行程

液压千斤顶中的活塞杆是千斤顶顶起重物的执行部件，液压杆的长度，就是千斤顶顶起重物的最大行程。要增大液压千斤顶顶起重物的行程，就必须增加活塞杆的长度，这势必增大了液压千斤顶的体积和输油量。为了避免这些困惑，将活塞杆进行改良设计，如图4所示，加设螺旋配合机构，采用梯形螺纹传动，能承受较大的载荷，由于螺旋杆能上下螺旋移动，就增大了液压千斤顶的有效行程。螺旋杆顶部设计通孔，可以利用加长杆与之配合，旋转螺杆，便能在顶起重物的状态下增大顶起高度行程，当然也可以在没有顶起重物时预先旋转螺纹提升螺旋杆达到提高行程的目的。在不需要增大起重行程时，螺旋杆旋进活塞杆，保持原

图4

图3螺母锁紧装置

来的起重行程。

（2）扳手省力结构

液压千斤顶虽然能利用帕斯卡原理，利用大油缸面积大于油缸截面面积缩小力。但考虑到材料强度及设备体积原因（小油缸面积不能过小，要保证一定的壁厚及小活塞的压杆

图5油泵扳手

稳定，大油缸面积不能过大），大油缸与小油缸的截面积之比一般设计在10到20 之间（我们设计取15）。我们发现这个面积比只能将力缩小到原载荷的十五分之一。这是远远不够的，所以我们将手动油泵扳手设计成杠杆（如图5）。最左端竖直杆与底座相连，右边与滑套相连的为活塞杆，横杆为扳手。根据杠杆原理，各部分设计合理距离以及杆长设计合理，这个可将力缩小为小活塞受力的十五分之一。这样就可将力缩小至负载的1/225。（3）出油装置

图6底部油通道

上述已阐明如何将负载顶起。在工作结束的时候需要卸载，这就需要一个将大油缸中的油液排除的装置。图6为底部油通道示意图。可以看出，1通道为油液进入手动油泵的通道（油液存储在外油箱中）。图6中的2出口就是工作结束卸载时油液的通道。考虑到千斤顶正常工作时油液不能从大油缸中流出，因此在2通道口装有一个手动阀，在工作结束后打开手动阀，让油在负载的作用下流回外油箱中，完成卸载。

五、设计心得

这次设计的大作业，是现代机械设备中应用较为广泛的一种伸缩传动装置——千斤顶。由于理论知识不足，而且平时几乎没有设计的经验，在一开始的时候有些手忙脚乱，不知道该从什么地方入手。在本次大作业的完成过程中，让我感触最深的就是要不断地查阅资料和修改图纸使得我们的设计更加符合现实生活中的标准。我们作为机械工程专业的学生，最重要的就是要时时刻刻与实际相结合，所设计的每一个机械部件、每一个零件都必须不离实际。与艺术家可以尽情的幻想不同，一切不切实际的构想就永远只能是幻想，永远无法成为设计。与此同时，在设计的过程中，需要用到AutoCAD软件进行制图。因此为了更加有效率地绘制各种零件图、装配图，我们必须学会熟练的掌握它。

篇3：液压泵设计说明书

矿用设备涉及大量齿轮泵、柱塞泵等多种液压泵, 液压泵故障后, 需要更换备件液压泵, 或者对故障的液压泵进行修复后再使用。目前多数煤矿单位在处理液压泵故障过程中, 备件液压泵或者修复后的液压泵不经过仔细的性能测试, 就还原到原来的设备上使用, 致使液压泵故障频发, 设备频繁升井、下井, 造成大量的人力物力浪费。因此, 亟需一种测试系统对备件液压泵、维修后的液压泵进行性能测试, 使性能完好的液压泵装配到设备上使用, 从而大大降低矿用设备的故障率, 提高设备的可靠性, 减少资源浪费。目前, 极少有针对矿用液压泵测试系统的研制, 而通用的液压泵测试系统也大多通过手动操作来实现控制功能, 自动化水平低, 数据记录、处理、绘图麻烦, 工作量大, 效率低[1]。为此, 笔者设计了一种矿用液压泵变频测试系统。该系统以机电液技术为基础, 综合运用多传感器信息融合、系统智能自动化及虚拟仪器等技术, 采用高速分布式IO模块配合PLC实现自动化控制与信号高速采集;利用LabWindows/CVI在工业计算机上开发虚拟仪器系统, 使得用户操作灵活简单, 数据能够自动生成曲线和存储, 能在无人值守的情况下自动完成矿用液压泵的性能试验, 同时也允许用户按照自己的需求进行自由试验。

1 测试系统设计

矿用液压泵变频测试系统按实现功能模块分为液压系统、变频电控系统、信息采集系统和软件系统4个部分。

1.1 液压系统

矿用液压泵性能的好坏需要通过效率试验、空载试验、满载试验、超载试验和冲击试验来验证。完成上述试验需要精确采集液压泵的流量、进口压力、出口压力、转速、转矩、壳体温度、出口油温和油箱油温等数据, 实现对泵的整体性能的综合分析[2,3]。为了完成液压泵的超速试验以及适应不同转速液压泵的试验, 同时为了减小启动过程的机械冲击和电网冲击, 液压泵的驱动单元需要进行变频调速。

根据上述需求设计完成的液压系统原理如图1所示, 将液压系统划分为能量回收单元、加载单元、油液过滤冷却单元和补油单元等。

1-被试双连轴向柱塞泵;2-双轴伸电动机;3-能量回收电动机;4-扭矩转速传感器;5, 27, 33-压力传感器;6, 17, 34-温度传感器;7, 8-溢流阀;9-电磁比例调压阀;10-三位四通电磁换向阀;11-冷却器;12, 13, 19, 26-截止阀;14-电动球阀;15-过滤器;16, 29-流量计;18-不锈钢油箱;20—24-滤油小车;25-油液回收油箱;27-真空度传感器;28, 30-单向阀;31-高压截止阀;32-液位传感器;35-颗粒计数器

进行满载试验、超载试验、超速试验时, 周期长, 压力高, 能耗大, 能量回收单元采用功率回收电动机进行能量回收[4]。电动机采用双轴伸变频电动机, 应用变频器驱动, 两端分别安装被测试泵和能量回收电动机[5,6]。电动机回收液压泵输出的高压能量作为电动机的输入动力, 从而减少系统能量损耗。进行泵平稳运行试验 (例如满载、超载试验) 且泵出口有一定压力时, 将高压截止阀打开, 液压电动机工作, 从而启用能量回收;进行冲击试验时, 关闭高压截止阀, 并且将回收电动机脱开, 以避免系统对电动机的冲击, 延长电动机使用寿命。

加载单元由主溢流安全阀、加载溢流阀、三位四通电磁换向阀、电磁比例调压阀组成, 被测试泵出口压力达到测试系统设定最高压力时, 主溢流安全阀溢流, 实现超压保护。换向阀用于实现卸荷, 切换加载方式[7]。当换向阀切换到右位, 被测试泵出口压力由电磁比例调压阀控制实现比例加载。当换向阀切换到左位时, 被测试泵出口压力由加载溢流阀控制, 实现手动加载控制。当换向阀切换到左位和中位时循环得电, 加载溢流阀起作用, 可以对泵出口形成压力冲击, 实现冲击试验。而满载和超载的试验既可以用比例加载方式实现, 也可以用手动溢流阀加载实现。

在过滤冷却单元, 通过检测冷却水压力、温度和油液流量、温度, 由计算机自动调节电动球阀开度, 控制冷却水流量, 实现对入口油温的智能调控。液压系统还设计有补油单元, 当油箱液位迅速下降时, 判定系统漏油, 补油单元自动运行, 将位置最低的回收油箱的系统漏油经粗过滤和精过滤后送回油箱。

1.2 变频电控系统

变频电控系统的电气控制原理如图2所示。主回路主要由开关QF0、L01输入电抗器、ACS550变频器和双轴伸变频电动机组成。

在变频电动机的控制回路中, 按下启动按钮SB11, 继电器KA4线圈得电, 常开触点KA4闭合, 变频器启动。KA4常开触点与SB11并联, 实现自保持。按下停止按钮SB10, 常闭触点断开, 实现正常停机。按下急停按钮SBE, 实现紧急停机。将变频器输出继电器RO1常闭触点串入变频器启停控制回路, 当变频故障时, RO1常闭触点断开, 实现变频器故障停机。变频器工作频率通过多圈精密电位器分压方式给定。变频器的启停状态、故障状态通过变频器继电器输出端口RO2, RO3引出至信号采集系统, 由PLC数字量输入通道采集。

变频器ACS550发热功率高达3 850 W·h, 机柜需要散热, 空气流量不小于405 m3/h, 选用了2台送风量为250m3/h, 功耗为40 W的过滤器通风机进行风冷, 由保持继电器KA4的空余常开触点控制过滤器通风机的启停。

1.3 信息采集系统

信息采集系统如图3所示。模拟量信号实时性要求不同, 需分类采集与处理。入口油压、出口油压、输出流量、漏损流量等模拟量信号实时性要求高, 传感器直连高速IO采集模块ADAM4117, 经通信模块ADAM4520上传至工业计算机, 完成信号高速采集;工业计算机与PLC进行以太网通信, 将上述信号传递至PLC, PLC再输出至KST二次仪表, 实现冗余显示。温度、污染度、冷水压力等模拟量信号为大惯量信号, 变化缓慢, 实时性要求不高, 传感器信号通过KST二次仪表采集, 进行直观显示, 二次仪表再将信号变送输出至PLC模拟量采集模块, 经PLC与工业计算机进行以太网通信, 实现信号上传和冗余显示。转速转矩传感器输出双正弦信号, JW3二次仪表对其进行高速采集, 通过与工业计算机进行485通信, 实现信号上传和冗余显示。

对数字量信号, PLC采集主令开关的状态信号, 按照试验要求和试验进程集中调度对应中间继电器动作, 实现变频电动机的自动启停控制、调零电动机正反转控制以及方向阀换向控制等;PLC动态调节电动球阀和电磁比例阀的给定信号, 实现油液的自动温控和液压泵加载压力的自动调节。同时对系统的故障信号进行统一处理, 实现故障报警与停机。

1.4 软件系统

上位机软件在LabWindows/CVI软件环境进行虚拟仪器设计, 采用标准的C语言进行编程, 运用多线程处理技术实现信号的高速采集、试验的自动控制和程序的高效运行。结合工业计算机搭建虚拟仪器面板, 用户只需简单的触摸操作便可以实现对设备的控制[7]。根据液压泵测试需求、液压系统与变频电控系统控制要求, 设计完成的软件系统架构如图4所示。

矿用液压泵测试软件包含参数设置、主控系统、实时数据曲线、自由试验、空载试验、效率试验、满载与超载试验、冲击试验、数据后处理9大模块。参数设置模块进行系统通信参数、传感器参数、报警参数和故障参数设置。主控系统模块用于显示液压系统液压原理与关键点数据。实时数据曲线模块可实时显示系统各测点数据, 绘制及保存数据的实时曲线。自由试验模块允许用户按照自己的需求定制试验。空载试验模块获取液压泵空载排量。效率试验模块完成被试泵的变压力、变转速、变油温效率试验。满载与超载试验模块完成被试泵的满载试验、超载试验和超速试验。冲击试验模块完成被试泵的冲击试验。数据后处理模块将试验过程数据实时存储至数据库, 根据数据库数据生成试验报表。

2 系统应用实例分析

矿用液压泵变频测试系统在某矿机械厂投入使用, 试验对象为轴向柱塞泵, 额定压力为31.5MPa, 额定流量为224L/min。其中冲击试验软件界面及过程数据如图5所示。柱塞泵冲击试验要求高压稳态保压时间不小于周期的1/3, 低压压力不能大于额定压力的10%, 冲击频率为10~30次/min。

本测试系统冲击试验通过三位四通换向阀配合溢流阀实现, 溢流阀调定压力为33MPa。试验前设定的冲击周期为6s, 高压稳态时间和低压稳态时间均为2s。由PLC控制换向阀左位线圈循环得电与失电, 实现液压泵的自动加载与卸载。由试验过程曲线和过程数据可知, 冲击试验过程中, 尖峰压力可达到36MPa, 高压稳态压力维持在33MPa, 低压段压力维持在0.33MPa, 高压稳态段时间大于2s, 低压稳态段时间约为2s, 符合冲击试验要求。

试验前, 可设定冲击试验次数, 测试期间系统故障时会自动停机, 故障排除后单击“继续试验”, 测试系统继续完成剩余次数的冲击试验, 试验完成后自动停机。设定采样间隔和记录周期间隔, 数据自动记录, 单击“查看数据”可重新生成冲击波形。单击“保存图形”可将当前数据曲线保存为JPG格式图片。

3 结语

矿用液压泵变频测试系统可高速采集液压泵压力、流量、转速、转矩信号, 能够自动完成液压泵的变压力、变油温、变转速效率试验、冲击试验、满载试验、超载试验、超速试验, 自动化水平高。该系统在满载和超载试验时功率回收率达到60%, 节能效果明显。现场应用结果表明, 该系统可满足煤矿液压泵测试需求。但该测试系统也存在一些问题, 应用过程中系统振动和噪声相对较大, 后期有待改进。

摘要：为满足液压泵故障后对备件液压泵或者修复后的液压泵进行性能测试与调试的需求, 解决通用的液压泵测试系统自动化水平低、数据记录处理工作量大等问题, 提出了一种矿用液压泵变频测试系统, 并详细介绍了其液压系统、变频电控系统、信息采集系统和软件系统的设计。该系统可高速采集液压泵压力、流量、转速、转矩信号, 能够自动完成液压泵的效率试验、冲击试验、满载试验、超载试验、超速试验。该系统在满载和超载试验时功率回收率达到60%, 节能效果明显。

关键词：液压泵,性能测试,变频调速,效率试验,冲击试验,能量回馈

参考文献

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[2]JBT 7043—2006液压轴向柱塞泵[S].

[3]李辉.多功能液压测试试验台的开发和研究[D].武汉:华中科技大学, 2006.

[4]蒋兴方.功率回馈式液压马达耐久性试验系统设计[J].湖南工业职业技术学院学报, 2012, 12 (6) :6-10.

[5]王华兵, 胡军科.功率回馈式液压泵耐久性试验系统设计[J].机床与液压, 2012, 40 (18) :76-78.

[6]沙明元.大型液压试验台功率回收系统研究[J].石家庄铁道学院学报, 2011 (4) :84-87.

[7]杨建和.基于LabWindows/CVI数据采集系统的设计[D].北京:北京邮电大学, 2012.

篇4：液压泵设计说明书

关键词：工况分析；主要参数；结构特点

中图分类号：TH137文献标识码：A文章编号：1006-8937（2011）22-0178-03

1ZDY3200S全液压钻机的主要参数

根据市场调研，用户需求 ZDY3200S全液压钻机的主要技术参数为：

①回转参数。转速范围：50～175 r/ min； 扭矩范围：2300～850 N·m；主轴内径：75 mm。

②进给参数。给进行程：600 mm；给进力：102 kN；给进速度：0～0.22 m/s； 起拔力：70 kN；起拔速度：0～0.32 m/s。

③使用范围。钻孔深度：350/100 m；终孔直径：150/200 mm；钻杆直径：63.5/73 mm。

2液压系统的工况分析 （负载与运动）

ZDY3200S钻机的液压系统需执行三个功能回转、给进、夹持，三个功能分别由三个执行元件。一个执行元件是液压马达，为钻机提供回转部分的转速和转矩；一个执行元件是液压油缸，为钻机提供给进部分的给进力和起拔钻具的起拔力；另一个执行元件也是液压油缸，是夹持器、卡盘部分，提供夹持钻杆的夹紧力。

①钻机的回转部分。ZDY3200S钻机的回转为一档无级变速50～175 r/min，最大扭矩为3200 N·m。在变量泵—定量马达的回路中液压马达的输出转矩为：

Tm=Vm?驻pm?浊mm=Kml?驻pm=T （1）

式中：Tm为液压马达输出转矩；?浊mm为液压马达机械效率；Vm为液压马达排量；?驻pm为液压马达进、出口压力差；Km1=Vm?浊mm常数（认为?浊mm是常数）。

式（1）为变量泵—定量马达容积调速回路的转矩特性方程。因此在液压马达的输出部分连接了变速箱，回转传动经变速后输出。参考西安ZDY3200S钻机可知，变速箱部分是无级一档变速，齿轮箱部分的传动比初步设计分别为i1=2.535和i2=2.56，所以i=i1×i2=6.489，则取i=6.489。推算油马达输出的转速n和最大的转矩T。

n油马达输出=175×6.489=1 135.57 r/min （2）

T最大=3200÷6.489=493.14 N·m （3）

②钻机的给进部分。液压缸的负载，随着钻头的回转供给相应的给进力102 kN，给进速度为0～0.22 m/s；随着钻孔深度的增加,添加钻杆时快速回升卡盘时，所需的起拔速度0.32 m/s，起拔钻具时提供最大的起拔力70 kN。

③钻机的夹持部分。夹持结构为液压打开，碟弹夹紧。液压打开方式为油缸活塞形式。夹持油缸有一定的结构限制，油压只需打开碟形弹簧即可。

3液压系统主要参数

压力和流量是液压系统最主要的两个参数。根据这两个参数来计算和选择液压元件、辅助件和原动机的规格型号。

3.1初选系系统压力

初选系系统压力选定的是否合理，直接关系到整个系统压力统设计的合理性。在液压系统功率一定的情况下，若系统压力选得过低，则液压元、辅件的尺寸和重量就增加，系统造价也相应增加；若系统压力选得较高，则液压设备的重量、尺寸和造价会相应降低。然而,若系统压力选用过高，由于对制造液压元、辅件的材质、密封、制造精度等要求的提高，反而会增大或增加液压设备的尺寸、重量和造价，其系统效率和使用寿命也会相应下降，因此也不能一味追求高压。根据经验本钻机的液压系统工作压力选定为21 MPa。

3.2计算液压马达排量和液压缸尺寸

①计算液压马达排量。

（7）

式中：P1为液压缸的工作腔压力；P2为液压缸的回油腔压力；A1为液压缸无杆腔的有效面积，A1=?仔D2/4；A2为液压缸有杆腔的有效面积，A2=?仔（D2-d2）/4；D为液压缸内径；d为活塞杆直径；F0为液压缸的最大工作力；F为液压缸的最大外负载，无杆腔为工作腔时（起拔），F=70 kN，有杆腔为工作腔时（给进），F=102 kN；?浊nm为液压缸的机械效率，一般取（0.9～0.97），选取?浊nm=0.95。

为调节给进及起拔的速度，本钻机的液压系统回路上分别设有减压阀和节流阀。

根据液压回路特点选取背压的经验数据如表1所示。

选取本钻机的液压缸回路的背压为1 MPa。

杆径比（即活塞杆直径与活塞直径的比）d/D。

一般按下述原则选取：

当活塞杆受拉时，一般取d/D=0.3~0.5，当活塞杆受压时，为保证压杆的稳定性，一般取d/D=0.5~0.7。杆径比d/D还常常按液压缸的往返速比 i=v2 / v1（其中v2 、v1分别为液压缸正反行程速度）的要求来选取。其经验数据如表2所示。

由钻机的给进参数可知：

D=81.3 mm，d=44.7 mm。

参考表3、表4液压缸内径和活塞直径系列，选取本钻机的液压缸D/d为：

D=80 mm，d=50 mm （8）

4计算液压马达和液压缸所需流量

液压马达的最大流量为：

qmax=Vm nm max（9）

式中：qmax为液压马达最大流量，单位ml/min；Vm为液压马达排量，单位ml/r；nm max为液压马达最高转速参考工况分析部分，单位r/min。

由式（2）和（5）可得：

qmax=1135.57×163.95=185 767.9 ml/min

液压缸的最大流量为：

qmax=AVmax （10）

式中：A为液压缸的有效面积，A=?仔D2/4（m2）；Vmax为液压缸的最大速度（起拔钻杆时），此时回转器不工作，Vmax=0.32 m/s。

qmax=?仔×0.082/4×0.32=1.608×10-3m3/s

=96509.6 ml/min

在本钻机工作时，液压马达和液压缸是并联连接，而且液压马达和液压缸的流量不是同时达到最大。

在本钻机的液压系统中，由于变量泵产生的流量还将消耗于液压泵、液压马达、液压缸和阀等的内泄上，因而变量泵产生的流量，只有在满足泄漏外尚有多余时，才能使液压马达、液压缸建立起足够的压力、输出转矩和压力。以此来确定液压系统的最小流量qmin。

由于液压缸的最大流量大于液压马达的最大流量，选取液压执行元件的最大流量为96509.6 ml/min。

液压系统的最小流量，根据经验公式可算出：

qmax=96509.6 ml/min×（1+5％）=101335.1 ml/min （11）

5计算出液压马达和液压缸的总功率

液压马达和液压缸在钻机打孔时，给进和回转同时进行。液压系统的功率为：

（12）

式中：P为液压系统压力kgf / cm2；qmin为液压系统的最小流量m3/h。

P总功率=210×101 335.1×1×10-6×60/36.7=34.79 kW。

需要指出的是，式中的P仅是系统的静态压力。系统工作过程中存在过渡过程中的动态压力，其最大值往往比静态压力要大很多。所以选取液压泵的额定压力时应比系统最高压力大25%～60%，使液压泵有一定的压力储备。最高系统的压力储备宜取小值。中、低压系统的压力储备应取大值,本系统压力储备取大值。

6主要液压元件的选择

6.1液压马达

根据式（3）和（5）的计算结果需满足钻机的最大转矩，以液压马达的性能参数转矩、转速、工作压力等为依据进行选择。本钻机选用液压马达的参数为：V=160 ml/r。此马达为斜轴式变量马达。

6.2液压缸

根据式（8）的计算结果，参考液压缸的基本参数（负载、运动方式等）为依据进行选择。本钻机的液压缸选用80/50的车用液压油缸。

6.3液压泵

本钻机采用双泵系统，电动机直接带动主泵，主泵在经过皮带轮带动副泵，为整个系统提供油压。变量油泵和变量马达组合进行无级调速，转速和扭矩可在大范围内调整，提高了钻机对不同钻进工艺的适应能力。

①确定液压泵的工作压力。

PP=P1+?驻P

式中：P1为执行元件（液压马达）的最大工作压力；?驻P为液压泵出口到执行元件入口之间的压力损失。

?驻P=21+1=22 MPa。

②确定液压泵的流量。本钻机液压系统的执行元件液压马达和液压缸同时动作，但流量不同时达到最大。液压马达随着转矩的增大，工作压差随着增大，流量减小。

为液压系统最大工作压力；qp为液压泵流量；?浊P为液压泵总效率；容积效率与机械效率的乘积取0.86。

PP=220×89×10-3×60/46×0.86=26.69 kW

由转速及功率确定电动机的型号：YBK2-225S-4；电动机功率：37 kW；额定转速：1 480 r/min，验算符合假设电机转速的设定值。

7结论

按照选定型号的液压泵、液压马达、液压缸样本上的技术参数进行验算，能够达到本钻机要求的性能参数，系统温升可以得到控制。

参考文献:

篇5：液压泵设计说明书

很多朋友们看到我们双展舞台车液压操作功能后，再看三展流动舞台车液压摇杆操作都会提出一个疑问，为什么三展舞台车四个液压顶不能像双展舞台车一样一个摇杆操作而要二个操作非常麻烦。这个问题就要讲到平衡阀的上面了，如果需要四个液压顶一起升要解决的问题就是四个液压顶能一起升而且顶部需要跟地面平行在一个平面上。这个就要平衡阀来控制了，可平衡阀合适的工作环境就是四个液压缸必须都是承载一样的重量。只有这样平衡阀才能使用长久，如果承载的重量不是相同的，平衡阀用不了几个月就要换很麻烦。平衡阀的价格也不便宜，老是出故障不划算。刚好双展舞台车四个液压缸平均分布在厢体四个边侧承载重量基本是一样的，所以双展舞台车顶部采用的是一个液压操作杆。而三展舞台车因为四个液压在舞台车的前半部分，液压缸承载的重量明量不一样。如果采用平衡阀很容易出故障，所以才放弃了四个液压一起升的想法。我们宁愿让舞台车操作麻烦点，成本提高些，也不会让我们的舞台车故障提高。所以经过我们的改进三展舞台车顶部改成了现在的二个液压摇杆操作。

篇6：液压泵设计说明书

学院：机电工程学院

班级：

姓名：

学号：

液压动力滑台液压传动系统设计

一、设计要求

1.要求的工作循环：快进接近工件、工进加工、快退返回、原位停止。

2.给定的设计参数：快进、快退速度v1＝0.1m/s；工进速度v2＝0.1×10-3m/s；静摩擦力Fs＝1960N；动摩擦力Fd＝980N；启动和制动惯性负载Fi＝500N；工作负载Fe＝32000N；启动、制动时间t＝0.2s；快进行程L1＝100mm；工进行程：L2＝50mm。

二、工况分析

1．由给定的设计参数，计算各工况负载见表1，其中，取液压缸机械效率ηcm＝0.9。

表1液压缸负载的计算

工

况

计算公式

液压缸负载F/N

液压缸驱动力F0/N

启

动

加

速

快

进

工

进

反向启动

加

速

快

退

F＝Fs

F＝Fd＋Fi

F＝Fd

F＝Fe＋Fd

F＝Fs

F＝Fd＋Fi

F＝Fd

1960

1480

980

32000

1960

1480

980

2178

1645

1089

35556

2178

1645

1089

2．计算快进、工进时间和快退时间。

快进

t1＝L1/v1＝100×10-3/0.1＝1s

工进

t2＝L2/v2＝50×10-3/(0.1×10-3)

＝500s

快退

t3＝(L1＋L2)/v1＝(100＋50)×10-3/0.1＝1.5s

3．根据以上数据绘制液压缸F-t与v-t图，如图1所示。

图1

F-t与v-t图

三、确定液压缸参数

1．初选液压缸工作压力。由工况分析可知，工进阶段的负载最大，所以液压缸的工作压力按此负载计算。查找资料[1]表7-2，选p1=4MPa。为防止工进时突然发生前冲现象，液压缸回油箱应有背压，查找资料[1]表7-3，选背压p2=0.8MPa。为使快进快退速度相等，选用A1=2A2差动油缸。液压缸快进和快退时油管中压力损失设为Δp=0.5MPa。

2．计算液压缸尺寸。

则液压缸缸筒直径

查找[2]表42.4-2，取标准直径

D=110mm

因为A1=A2，所以

则液压缸有效面积为

3．液压缸工况计算。液压缸在工作循环中各阶段压力、流量和功率的计算结果见表2。绘制液压缸工况图，如图2所示。

表2

各工况下的主要参数值

工况

液压缸推力F0/N

回油腔压力p2/MPa

进油腔压力p1/MPa

输入流量q/L·s-1

输入功率P/kW

计算公式

快快进

启动

2178

——

0.88

——

——

p1＝

q＝Av1

P＝p1q

加速

1645

1.27

0.77

——

——

恒速

1089

1.16

0.66

0.5

0.33

工进

35556

0.8

4.12

9.5×10－4

3.9×10－3

p1＝

q＝A1v2

P＝p1q的快退

起动

2178

——

0.88

——

——

p1＝

q＝A2v1

P＝p1q

加速

1645

0.5

1.43

——

——

恒速

1089

0.5

1.30

0.45

0.59

图2

液压缸工况图

四、拟定液压系统图

1.调速方式。该液压系统功率较小，滑台运动速度低，工作负载为阻力负载且工作中变化小，故可选用进口节流调速回路。为防止负载突变，在回油路上加背压阀。

2．液压泵的选择。从液压缸工况图可以看出工作循环主要由快进、快退行程低压大流量和工进行程的高压小流量两个阶段组成，qmax/qmin=0.5/(9.5×10-4)=526.3；其相应的时间之比(t1+t3)/t2=(1+1.5)/500=0.005。因此在一个工作循环中的大部分时间都处于高压小流量工作。从提高系统效率、节省能量角度来看，选用单定量泵油源显然是不合理的，为此可选用限压式变量泵或双联叶片泵作为油源。考虑到前者系统较简单，经济性好，且无溢流损失，系统效率高，温升较小，故选择限压式变量泵。

3．速度换接方式。采用二位二通电磁换向阀，控制由快进转为工进。与行程阀相比，管路较简单，行程大小容易调整。当滑台由工进转为快退时，回路流量较大，为保证换向平稳，可采用电液换向阀。

4.快速回路与工进转快退控制方式的选择。为使快进快退速度相等，选用差动回路作快速回路，换向阀选用三位五通阀。

5.综上所述，拟定液压系统图，如图3所示。

图3

液压系统图

1-限压式变量叶片泵；2-三位五通电液换向阀；3-二位二通电磁阀；4-调速阀；5、7、10-单向阀；6-压力继电器；8-液控顺序阀；9-背压阀；11-溢流阀；12-过滤器

其中，部分元件的作用如下：

压力继电器6：便于系统自动发出快速退回信号。

单向阀7：将工进时的进油路、回油路隔断，防止其相互接通，无法建立压力；

液控顺序阀8：防止滑台快进时回油路接通油箱，无法实现液压缸差动连接，阻止液压油在快进阶段返回油箱；

单向阀10：防止机床停止工作时系统中的液压油流回油箱，导致空气进入系统，影响滑台运动平稳性；

液压系统工作原理：三位五通电液换向阀处于左位，二位二通电磁阀处于右位时，液压缸实现快进；当二位二通电磁阀处于左位时，油液从调速阀4通过，液压缸实现工进；到达终点时，三位五通电液换向阀处于右位，二位二通电磁阀处于右位，液压缸快退。三位五通电液换向阀处于中位时，液压缸停止运动。

五、选择液压元、辅件

1．选择液压泵

由表2可知，工进阶段液压缸压力最大，取进油路总压力损失为0.8MPa，则液压泵最高工作压力

故泵的额定压力

由表2可知，工进时所需流量最小，为9.5×10－4L/s，则变量泵的最小流量为

快进时所需流量最大，为0.5L/s，则变量泵的最大流量为

根据以上计算，查资料[2]表42.3-68，选用YBX-25型限压式变量叶片泵，该泵技术规格如下：

表3

液压泵参数

型号

排量调节范围

mL/r

额定压力

MPa

压力调节范围MPa

额定转速

r/min

YBX-25

0～25

6.3

2.0～6.3

600～1500

2．选择电动机

由表2可知，最大功率出现在快退工况。快退时，取进油路压力损失为0.4MPa,则

取泵的最大流量为q＝35L/min＝5.8×10－4m3/s，查找资料[2]表42.3-68取泵的总效率ηP＝0.72，则

根据以上计算结果，查找资料[3]表16-2，选用与上述功率和液压泵转速相适应的Y90L－4三相异步电动机，额定功率为1.5kW，满载转速为1400r/min。

3．选择其他元、辅件

根据系统的工作压力以及通过阀的实际流量，查找液压技术手册[2]和[4]，选择其他液压元件和辅件，其型号和参数见下表：

表4

其他元、辅件的选择

序号

元件名称

通过阀的最大流量

规格

额定流量

额定压力

MPa

型号

三位五通电液换向阀

6.3

35D-100B

二位二通电磁阀

610

6.3

22D-100BH

调速阀

<1

6.3

Q-6B

单向阀

6.3

I-100B

压力继电器

——

——

0.6~6.3

DP-63B

单向阀

6.3

I-63B

液控顺序阀

<1

6.3

XY-25B

背压阀

<1

6.3

B-10B

单向阀

6.3

I-63B

溢流阀

YF3-E10B

过滤器

6.3

XU-100×100

4．选择油管

管道尺寸根据选定的液压阀的连接油口尺寸确定。液压缸的进出油管按输入、排出的最大流量计算。快进时流量最大，其实际流量为泵的最大供应量的两倍，达到66L/min，则进出油管可选用内径为15mm，外径为18mm的无缝钢管。

5．确定油箱容量

按经验公式计算油箱容量

V＝(5~7)qp＝6×1500r/min×25mL/r＝225L

参考资料

[1]官忠范主编.液压传动系统.北京:机械工业出版社，2004

[2]中国机械工程协会主编.中国机械设计大典.南昌:江西科学技术出版社，2002

[3]程志红，唐大方编著.机械设计课程上机与设计.南京:东南大学出版社，2006