采用调速阀的速度换接回路实验装置设计本科毕业论文(编辑修改稿)

采用调速阀的速度换接回路实验装置设计本科毕业论文(编辑修改稿)内容摘要：

下面一些缺点。 (1) 由于存在泄露及油的可压缩性，因而不能用于高精 度的定比传动。 (2) 由于油的黏度随温度变化，影响传动系统的工作性能，因而不宜在高温或低温下工作。 (3) 能量损失较大，因而效率较低。 (4) 对油液的污染比较敏感，要求有良好的防护和过滤设施。 (5) 液压元件制造精度要求高，造价高。 (6) 故障诊断及排除比较困难，要求操作维修人员有较高的专业水平。 液压技术的应用和发展状况 液压与气压传动相对于机械传动来说是一门新兴技术。 虽然从 17 世纪中叶帕斯卡提出静压传递原理、 18 世纪末英国制造出世界上第一台水压机算起，已有几百年历史，但液压与气压传动在工 业上被广泛采用和有较大幅度的发展却是 20 世纪中期以后的事情。 近代液压传动是由 19 世纪崛起并蓬勃发展的石油工业推动起来的，最早时间成功的液压传动装置是舰艇上的炮塔转位器，其后才在机床上应用。 第二次世界大战期间，由于军事工业和装备迫切需要反应迅速、动作准确、输出功率大的液压传动及控制装置，促使液压技术迅速发展。 战后，液压技术很快转入民用工业，在机床、工程机械、冶金机械、塑料机械、农林机械、汽车、船舶等行业得到了大幅度的应用和发展。 20 世纪 60 年代以后，随着原子能、空间技术、电子技术等方面的发展，液压技术向更广 阔的领域渗透，发展成为包括传动、控制和检测在内的一门完整的自动化技术。 现今，采用液压传动的程度已成为衡量一个国家工业水平的重要标志之一。 如发达国家生产的 95%的工程机械、 90%的数控加工中心、 95%以上的自动线都采用了液压传动。 随着液压机械自动化程度的不断提高，液压元件应用数量急剧增加，元件小型化、系统集成化是必然的发展趋势。 特别是近十年来，液压技术与传感技术、微电子技术密切结合，出现了许多诸如电液比例控制阀、数字阀、电液伺服液压缸等机（液）电一体化元器件，使液压技术在高压、高速、大功率、节毕业设计（论文） 6 能高效、低噪声 、使用寿命长、高度密集化等方面取得了重大进展。 无疑，液压元件和液压系统的计算机辅助设计（ CAD）、计算机辅助试验（ CAT）和计算机实时控制也是当前液压技术的发展方向。 人们很早就懂得用空气作工作介质传递动力做功，如利用自然风力推动风车、带动水车提水灌田，近代用于汽车的自动开关门、火车的自动抱闸、采矿用风钻等。 因为空气做工作介质具有防火、防爆、防电磁干扰，抗振动、冲击、辐射等优点，近年来气动技术的应用领域已从汽车、采矿、钢铁，机械工业等重工业迅速扩展到化工、轻工、食品、军事工业等各行各业。 和液压技术一样，当今 气动技术亦发展成包含传动、控制与检测在内的自动化技术，作为柔性制造系统（ FMS）在包装设备、自动生产线和机器人等方面成为不可缺少的重要手段。 由于工业自动化以及 FMS 的发展，要求气动技术以提高系统可靠性、降低总成本与电子工业相适应为目标，进行系统控制技术和机电液气综合技术的研究和开发。 显然，气动元件的微型化、节能化、无油化是当前的发展特点，与电子技术相结合产生的自适应元件，如各类比例阀和电气伺服阀，使气动系统从开关控制进入到反馈控制。 计算机的广泛普及与应用为气动技术的发展提供了更广阔的前景。 液压系统设 计要求及流程 液压的设计一般泛指液压传动系统设计。 由于液压传动系统和液压控制系统从结构和工作原理而言，并无本质上的区别。 通常所说的液压系统设计，皆指液压传动系统设计。 液压系统的设计与主机的设计是紧密联系的，当从必要性、可行性和经济性几方面对机械、电气、液压和气动等传动形式进行全面比较和论证，决定应用液压传动之后，二者往往同时进行。 所设计的液压系统首先应满足主机的拖动、循环要求，其次还应符合结构组成简单、体积小重量轻、工作安全可靠、 总体看来，液压系统设计的流程是： (1) 明确系统的设计； (2) 分析系统工况； (3) 确定主要参数； (4) 拟定液压系统原理图； (5) 选择液压元件； (6) 验算液压系统性能； (7) 绘制工作图编织技术文件。 3 速度换接回路液压系统的设计 7 3 速度换接回路液压系统的设计 液压系统的工况分析 采用调速阀的速度换接回路实验装置设计主要是利用电磁换向阀的通电与否，不同位的工作控制不同调速阀的工作状态来实现。 首先，液压油液通过液压泵输出，经由未连接调速阀的油路直接工作给液压缸，实现液压缸快进的工作状态，通过控制电磁换向阀的通电，先使某一个调速阀进行工作，控制液压泵输出后的流量的大小，实 现液压缸一工进的任务要求，然后控制不同电磁换向阀的通电，实现液压缸二工进的任务要求。 其中，通过液压回路的设计，实现调速阀之间的串并联要求，以此完成题目中的任务要求。 任务书中给出压力的大小为 左右，液压缸的速度为 1~3m/min。 原理图的拟定 确定液压泵类型 叶片泵具有流量均匀，压力脉动小，运转平稳，噪声小，结构紧凑，体积小，重量轻，而排量较大等优点。 在工程机械、船舶、压铸及冶金设备中得到广泛应用。 工作原理主要是当叶片泵转子旋转时，叶片在离心力和压力油的作用下，尖部紧贴在定子内 表面上。 这样两个叶片与转子和定子内表面所构成的工作容积，先由小到大吸油后再由大到小排油，叶片旋转一周时，完成两次吸油与排油。 单作用叶片泵转自每转一周，吸、压油各一次，故称为单作用。 这次所设计的实验台要求压力不高，单作用泵可以满足回路要求，故选用单作用叶片泵。 原理图的设计 a. 二调速阀串联两工进速度换接回路的设计 (1) 二调速阀串联的两工进速度换接回路 如图 所示为我们教材中常见的二调速阀串联的两工进速度换接回路。 当阀 1 左位工作且阀 3 断开时，控制阀 2 的通断与否，使油路经 调速阀 A 或既经调速阀 A 后又经调速阀 B 才能进入液压缸左腔，从而实现第一次工作进给或第二次工作进给。 这里要求调速阀 B 的开口需要调节的比调速阀 A 的开口小，毕业设计（论文） 8 即第二次工进的速度必须比第一次工进的速度低；此外，第二次工作进给时，油液流经调速阀 A 后又流过调速阀 B，须经过两个调速阀，故液压能量损失较大。 图 二调速阀串联的两工进 图 二调速阀串联的两工进 速度换接回路原有原理图 速度 换接回路新原理图 (2) 新回路的组成与原理 将现有回路图 中阀 3 接在 E 点的油路略略改动，移接到 D 点处，即阀3 的进、出油口分别接到 C、 D 处，只与调速阀 A 并联，另外阀 2 的规格相应加大，而其他部分均无变化。 如图 所示，这就是新回路的组成。 图 则是新回路图 的另一种等效画法。 新回路不但可以完全实现已有回路 所要求的动作循环，而且还具有现有回路不具备的一些新的优点，现分析如下（参考图 ）： 图 二调速阀串联的两工进速度换接回路新原理图 毕业设计（论文） 9 1) 快进 按下启动按钮 ，电磁铁 1TA 通电，三位换向阀 1 左位接入系统工作；电磁铁 3YA 及 4YA 均不带电，阀 2 和阀 3 的右位（常开）接入系统工作；从油泵来的压力经阀 1 左位、阀 3 和阀 2 的右位进入液压缸左腔；液压缸右腔的油经阀 1 回油箱，推动活塞快速右移，实现快进。 2) 一工进 电磁铁 1YA 通电，阀 1 左位接入系统工作，电磁铁 4YA 通电、 3YA 仍不通电，阀 3 左位、阀 2 右位接入系统工作；从油泵来的压力流经流经阀 1 左位后，流过调速阀 A，在流经阀 2 右位而进入液压缸左腔，液压缸右腔油经阀 1回油箱；活塞推动工作台慢速右移，实现了第一次工作进给 ，进给量的大小由调速阀 A 来调节。 3) 二工进 电磁铁 1YA 仍通电，阀 1 左位仍接入系统工作；此时电磁铁 4YA 失电（与已有回路图 中通电刚好相反，从而可节约用电）、 3YA 通电，阀 3 的右位和阀 2 的左位接入系统工作；从油泵来的压力经过阀 1 左位后，会流过阀 3 的右位，再流经调速阀 B 而进入液压缸左腔；液压缸右腔的油经阀 1 后回油箱；活塞推动工作台慢速右移，实现了第二次工作进给，进给量的大小由调速阀 B 来调节，不受调速阀 A 通流面积大小的限制。 （现有回路图 中，阀 B 的开度需调的比 A 小，即二工进速度必须比一工进速 度低）。 4) 快退 电磁铁 1YA 失电、 2YA 通电，阀 1 的右位接入系统工作；电磁铁 3YA 和4YA 均失电，阀 2 和阀 3 的右位同时接入系统工作。 从油泵来的压力油经阀 1右位流入液压缸右腔；液压缸左腔的油经阀 2 和阀 3 的右位后，再流经阀 1 后位而进入油箱；活塞带动工作台快速左移，实现了快退。 5) 原位停止 工作台快速退回到原位后，工作台上的挡块压下行程开关、发出信号，使电磁铁 2YA 断电，至此全部电磁铁皆断电，阀 1 处于中位，液压缸两腔油路均被切断，活塞与工作台原位停止。 此时，油泵经阀 1 中位卸荷。 综上所述 ，图 和图 所示的新回路不但完全可以实现图 所示现有回路的所有循环动作，而且还具有现有回路不具备的新特点。 b. 二调速阀并联两工进速度换接回路的设计 两个调速阀并联的速度换接回路设计思路与两调速阀串联的原理大同小异，通断电情况、工进情况均相同，原理图如图。 毕业设计（论文） 10 图 二调速阀并联的两工进速度换接回路原理图 c. 实验原理图的完善 在一个液压站的实验装置设计实验中，要求完成两种工进速度换接回路实验装置的设计，可实现两个调速阀的串联、并联换接实验，原理图如图。 图 液压试验原理图 毕业设计（论文） 11 电磁铁动作顺序表如表。 表 电磁铁动作顺序表 1YA 2YA 3YA 4YA 5YA 快进 ＋ － － － － 一工进 ＋ － ＋ － － 二工进 ＋ － ＋ ＋ /－ － /＋ 快退 － ＋ － － － 停止 － － － － － 液压系统的计算和液压元件的选择 液压缸主要尺寸的确定 a. 工作压力 p 的确定 液压缸的工作压力主要根据液压设备的类型来确定，对不同用途的液压设备，由于工作条件不同，通常采用的压力范围也不同。 由表 列出的数据 【 4】 ，可选择工作压力为。 表 液压设备常用的工作压力 设备类型 机 床 农业机械或中型工程机械 液压机、重型机械、起重运输机械 磨床 组合机床 龙门刨床 拉床 工作压力 p/(MPa) ~ 3~5 2~8 8~10 10~16 20~32 b. 计算液压缸内径 D 和活塞杆直径 d。 分析得液压缸所受的外负载： waf FFFF  （ ） 式中 Fw工作负载，为 0； Ff导轨摩擦阻力负载： f 为导轨摩擦系数，其中静摩擦系数为 ，动摩擦系数为。 Ffs=100=20N Ffa=100=10N F运动部件速度变化时的惯性负载： 毕业设计（论文） 12 tvgGFa  （ ） Δt取 ， Δv=3时， Fa 为最大。  NNgFa 8 5 0600 0 0 0 31 0 0  取 Δv=， NNgGFa 4 2 5600 0 0 0  所有液压元器件的尺寸计算由压力最大时的计算， 故： F 最大 =850N+20N=870N cmfcFFF  （ ） 式中 F工作循环中最大的外负载； Ffc液压缸密封处的摩擦力，精确值不易求得，通常由 ηcm进行估算； ηcm液压缸的机械效率，现取值。 解得 Ffc=  F+Ffc= D2= 1)(4 pFF fc  +（ D2d2） 12 pp （ ） 式中 p1液压缸工作压力； p2液压缸回油腔背压力，由表 可知； d/D活塞杆直 径与液压缸内经之比，由表 可知 d=； 带入式（ ）得 D=35mm 表 执行元件背压的估算值 系 统 类 型。