小型液壓機液壓系統(tǒng)課程設計

小型液壓機液壓系統(tǒng)設計作為現(xiàn)代機械設備實現(xiàn)傳動與控制的重要技術手段，液壓技術在國民經濟各領域得到了廣泛的應用。與其他傳動控制技術相比，液壓技術具有能量密度高﹑配置靈活方便﹑調速范圍大﹑工作平穩(wěn)且快速性好﹑易于控制并過載保護﹑易于實現(xiàn)自動化和機電液一體化整合﹑系統(tǒng)設計制造和使用維護方便等多種顯著的技術優(yōu)勢，因而使其成為現(xiàn)代機械工程的基本技術構成和現(xiàn)代控制工程的基本技術要素。液壓壓力機是壓縮成型和壓注成型的主要設備，適用于可塑性材料的壓制工藝。如沖壓、彎曲、翻邊、薄板拉伸等。也可以從事校正、壓裝、砂輪成型、冷擠金屬零件成型、塑料制品及粉末制品的壓制成型。本文根據小型壓力機的用途﹑特點和要求，利用液壓傳動的基本原理，擬定出合理的液壓系統(tǒng)圖，再經過必要的計算來確定液壓系統(tǒng)的參數(shù)，然后按照這些參數(shù)來選用液壓元件的規(guī)格和進行系統(tǒng)的結構設計。小型壓力機的液壓系統(tǒng)呈長方形布置，外形新穎美觀，動力系統(tǒng)采用液壓系統(tǒng)，結構簡單、緊湊、動作靈敏可靠。該機并設有腳踏開關，可實現(xiàn)半自動工藝動作的循環(huán)。目錄前言 1一.工況分析……………3二.負載循環(huán)圖和速度循環(huán)圖的繪制………4三．擬定液壓系統(tǒng)原理圖1.確定供油方式……………42.調速方式的選擇…………43.液壓系統(tǒng)的計算和選擇液壓元件…………54.液壓閥的選擇……………75.確定管道尺寸……………86.液壓油箱容積的確定……………………87.液壓缸的壁厚和外徑的計算………………88.液壓缸工作行程的確定…………………89.缸蓋厚度的確定…………810.最小尋向長度的確定……………………911.缸體長度的確定………………………9四．液壓系統(tǒng)的驗算1.壓力損失的驗算……………92.系統(tǒng)溫升的驗算……………113.螺栓校核…………………12五.參考文獻.…………13技術參數(shù)和設計要求設計一臺小型液壓壓力機的液壓系統(tǒng)，要求實現(xiàn)快速空程下行—慢速加壓—保壓—快速回程—停止的工作循環(huán)，快速往返速度為3m/min，加壓速度40-250mm/min,壓制力為300000N，運動部件總重為25000N,工作行程400m一工況分析1．工作負載工件的壓制抗力即為工作負載：Fw=300000N2.摩擦負載靜摩擦阻力：Ffs=0.2x25000=5000N動摩擦阻力：Ffd=0.1X25000=2500N3.慣性負載Fm=ma=25000/10X3/(0.02X60)=6250N背壓負載Fb=30000N(液壓缸參數(shù)未定，估算)自重：G=mg=25000N4.液壓缸在各工作階段的負載值：其中：——液壓缸的機械效率，一般取=0.9-0.97。表1.1：工作循環(huán)各階段的外負載工況負載組成啟動F=Fb+Ffs-G=10000N加速F=Fb+Ffd+Fm-G=13750N快進F=Fb+Ffd-G=7500N工進F=Fb+Ffd+Fw-G=307500N快退F=Fb+Ffd+G=57500N二．負載循環(huán)圖和速度循環(huán)圖的繪制三．擬定液壓系統(tǒng)原理圖1.確定供油方式考慮到該機床壓力要經常變換和調節(jié)，并能產生較大的壓制力，流量大，功率大，空行程和加壓行程的速度差異大，因此采用一高壓泵供油2.調速方式的選擇工作缸采用活塞式雙作用缸，當壓力油進入工作缸上腔，活塞帶動橫梁向下運動，其速度慢，壓力大，當壓力油進入工作缸下腔，活塞向上運動，其速度較快，壓力較小，符合一般的慢速壓制、快速回程的工藝要求得液壓系統(tǒng)原理圖3.液壓系統(tǒng)的計算和選擇液壓元件（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可根據負載大小及機器的類型，來初步確定由手冊查表取液壓缸工作壓力為25MPa。2）計算液壓缸內徑D和活塞桿直徑d。由負載圖知最大負載F為307500N，按表2-2取p2可不計,考慮到快進，快退速度相等，取d/D=0.7D={4Fw/[πp1ηcm]}1/2=0.13(m)根據手冊查表取液壓缸內徑直徑D=140（mm）活塞桿直徑系列取d=100（mm）取兩液壓缸的D和d分別為140mm和100mm。按最低工進速度驗算液壓缸的最小穩(wěn)定速度A≥Qmin/Vmin=0.05x1000/3=16.7(cm2)液壓缸節(jié)流腔有效工作面積選取液壓缸有桿腔的實際面積，即A2=π（D2－d2）/4=3.14×（1402－1002）/4=75.36cm2滿足不等式，所以液壓缸能達到所需低速（2）計算在各工作階段液壓缸所需的流量Q(快進)=πd2v(快進)/4=3.14x0.1x0.1x3/4=23.55L/minQ（工進)=πD2v(工進)/4=3.14x0.14x0.14x0.4/4=6.15L/minQ(快退)=π（D2-d2)(快退)v/4=22.61L/min(3)確定液壓泵的流量，壓力和選擇泵的規(guī)格1.泵的工作壓力的確定考慮到正常工作中進油管有一定的壓力損失，所以泵的工作壓力為式中，Pp－液壓泵最大工作壓力；P1－執(zhí)行元件最大工作壓力；－進油管路中的壓力損失，簡單系統(tǒng)可取0.2~~0.5Mpa。故可取壓力損失∑△P1=0.5Mpa25+0.5=25.5MP上述計算所得的Pp是系統(tǒng)的靜態(tài)壓力，考慮到系統(tǒng)在各種工況的過度階段出現(xiàn)的動態(tài)壓力往往超出靜態(tài)壓力，另外考慮到一定的壓力儲備量，并確保泵的壽命，因此選泵的壓力值Pa應為Pa1.25Pb-1.6Pb因此Pa=1.25Pp=1.2525.5=31.875MPa2．泵的流量確定,液壓泵的最大流量應為QKL（∑Q）max油液的泄露系數(shù)KL=1.2故Qp=KL（∑Q）max=1.223.55=28.26L/min3.選擇液壓泵的規(guī)格根據以上計算的Pa和Qp查閱相關手冊現(xiàn)選用IGP5-032型的內嚙合齒輪泵，nmax=3000r/minnmin=400r/min額定壓力p0=31.5Mpa，每轉排量q=33.1L/r，容積效率=85%，總效率=0.7.4.與液壓泵匹配的電動機選定首先分別算出快進與工進兩種不同工況時的功率，取兩者較大值作為選擇電動機規(guī)格的依據。由于在慢進時泵輸出的流量減小，泵的效率急劇降低，一般在流量在0.2－1L/min范圍內時，可?。?.03－0.14.同時還應該注意到，為了使所選擇的電動機在經過泵的流量特性曲線最大功率時不至停轉，需進行演算，即Pa×Qp/,式中，Pd－所選電動機額定功率；Pb－內嚙合齒輪泵的限定壓力；Qp－壓力為Pb時，泵的輸出流量。首先計算快進時的功率，快進時的外負載為7500N，進油時的壓力損失定為0.3MPa。Pb=[7500/(0.1x0.1π/4)x10-6+0.3]=1.26MPa快進時所需電機功率為：1.26x28.26/60x0.7=0.85kw工進時所需電機功率為：P=Ppx6.15/(60x0.7)=0.18kw查閱電動機產品樣本，選用Y90S-4型電動機，其額定功率為1.1KW，額定轉速為1400r/min4.液壓閥的選擇根據所擬定的液壓系統(tǒng)圖，按通過各元件的最大流量來選擇液壓元件的規(guī)格。選定的液壓元件如表所示序號元件名稱最大流量（L/min最大工作壓力（Mpa）型號選擇1濾油器72.4XU-D32X100XU-D32X1002液壓泵49.634．5IGP5-323三位四通電磁閥60.32534YF30-E20B4單向調速閥3040ADTL-105二位三通電磁閥60.323YF3B-E20B6單向閥18-150031.5SA107壓力表開關35KF-285.確定管道尺寸油管內徑尺寸一般可參照選用的液壓元件接口尺寸而定，也可接管路允許流速進行計算，本系統(tǒng)主要路流量為差動時流量Q=47.1L／min壓油管的允許流速取V=3m/s則內徑d為d=4.6(47.1/3)1/2=18.2mm若系統(tǒng)主油路流量按快退時取Q=22.61L／min，則可算得油管內徑d=17.9mm.綜合d=20mm吸油管同樣可按上式計算（Q=49.6L／min，V=2m／s）現(xiàn)參照YBX-16變量泵吸油口連接尺寸，取吸油管內徑d為29mm6.液壓油箱容積的確定根據液壓油箱有效容量按泵的流量的5—7倍來確定則選用容量為400L。7.液壓缸的壁厚和外徑的計算液壓缸的壁厚由液壓缸的強度條件來計算液壓缸的壁厚一般是指缸筒結構中最薄處的厚度，從材料力學可知，承受內壓力的圓筒，其內應力分布規(guī)律因壁厚的不同而各異，一般計算時可分為薄壁圓筒，起重運輸機械和工程機械的液壓缸一般用無縫鋼管材料，大多屬于薄壁圓筒結構，其壁厚按薄壁圓筒公式計算ζ≥PD/2[σ]=38.25×140/2×100=26.78mm（[σ]=100~110MP）故取ζ=30mm液壓缸壁厚算出后，即可求出缸體的外徑D1為D1≥D+2ζ=140+2×30=200mm8.液壓缸工作行程的確定液壓缸工作行程長度，可根據執(zhí)行機構實際工作煩人最大行程來確定，查表的系列尺寸選取標準值L=400mm。9.缸蓋厚度的確定一般液壓缸多為平底缸蓋，其有效厚度t按強度要求可用下面兩個公式進行近似計算無孔時：t≥0.433D（P／[σ]）=23.2mm有孔時：t≥0.433D2（PD2／[σ]（D2－d0）}1/2式中，t缸蓋有效厚度D缸蓋止口內直徑D2缸蓋孔的直徑10.最小尋向長度的確定當活塞桿全部外伸時，從活塞支撐面中點到缸蓋滑動支撐面中點的距離H稱為最小導向長度過小，將使液壓缸的初試撓度增大，影響液壓缸的穩(wěn)定性，因此，設計時必須保證有一定的最小導向長度。對一般的液壓缸，最小導向長度H應滿足以下要求H>=L/20+D/2=400/20+140/2=90mm取H=95mm活塞寬度B=（0.6~1.0）D1=11011.缸體長度的確定液壓缸體內部長度應等于活塞的行程與活塞的寬度之和，缸體外形長度還要考慮到兩端端蓋的厚度，一般的液壓缸的缸體長度不應大于內徑地20~30倍四．液壓系統(tǒng)的驗算已知該液壓系統(tǒng)中進回油管的內徑均為12mm，各段管道的長度分別為：AB=0.3mAC=1.7mAD=1.7mDE=2m。選用L-HL32液壓油，考慮到油的最低溫度為15℃查得15℃時該液壓油曲運動粘度V=150cst=1.5cm／s，油的密度ρ=1．壓力損失的驗算1.工作進給時進油路壓力損失，運動部件工作進給時的最大速度為0.25m／min，進給時的最大流量為23.55L／min，則液壓油在管內流速V為：V1=Q／（πdd／4）=（23.55×1000）／（3.14×2.9×2./4）=59.45(cm／s)管道流動雷諾數(shù)Rel為Rel=59.45×3.2／1.5=126.8Rel＜2300可見油液在管道內流態(tài)為層流，其沿程阻力系數(shù)λl=75Rel=0.59進油管道的沿程壓力損失ΔP為：ΔP1-1=λl／（l／d）·（ρV／2﹚=0.59×﹙1.7+0.3﹚／(0.029×920×0.592／2)=0.2MPa查得換向閥34YF30-E20B的壓力損失ΔP=0.05MPa忽略油液通過管接頭、油路板等處的局部壓力損失，則進油路總壓力損失ΔP為：ΔP1=ΔP1-1+ΔP1-2=(0.2×1000000+0.05×1000000)=0.25MPa2.工作進給時間回油路的壓力損失，由于選用單活塞桿液壓缸且液壓缸有桿腔的工作面積為無桿腔的工作面積的二分之一，則回油管道的流量為進油管的二分之一，則V2=V/2=29.7（cm／s）Rel=V2d／r=29.7×2／1.5=57.5λ2=75／Rel=75／57.5=1.3回油管道的沿程壓力損失ΔP為：ΔP2-1=λ／（l／d）×（P×VXV／2）=1.3×2／0.029×920×0.5952/2=0.56MPa查產品樣本知換向閥23YF3B-E20B的壓力損失ΔP=0.025MPa。換向閥34YF30-E20B的壓力損失ΔP=0.025MPa,調速閥ADTL-10的壓力損失ΔP=0.5MPa回油路總壓力損失ΔP為ΔP2=ΔP2-1+ΔP2-2+ΔP2-3+Δ2-4=0.55+0.025+0.025+0.5=1.1MPa3.變量泵出口處的壓力P：Pp=（F／ηcm+A2ΔP2）／（A1+ΔP1）=[（307500／0.9+0.00785×1.1×100）／0.01539]+0.15=22.4MPa4.快進時的壓力損失，快進時液壓缸為差動連接，自會流點A至液壓缸進油口C之間的管路AC中，流量為液壓泵出口流量的兩倍即26L/min,AC段管路的沿程壓力損失為ΔP1-1為V1=Q/（πdXd/4）=45.22×1000／(3.14×2X2/4×60)=240.02(cm／s)Rel=vld/r=320.03λ1=75/rel=0.234ΔP1-1=λ（l/d）×（ρV2）=0.234.×（1.7／0.02）×（920×2.4X2.4X2）=0.2MPa同樣可求管道AB段及AD段的沿程壓力損失ΔP1-2ΔP1-3為V2=Q／（πdxd／4）=295cm／sRe2=V／d／r=236V2=75Re2=0.38ΔP1-2=0.024MPaΔP1-3=0.15MPa查產品樣本知，流經各閥的局部壓力損失為：34YF30-E20B的壓力損失，ΔP2-1=0.17MPa23YF3B-E20B的壓力損失，ΔP2-1=0.17MPa據分析在差動連接中，泵的出口壓力為PP=2ΔP1-2+ΔP1-2+ΔP2-2+ΔP2-1+ΔP2-2+F／A2ηcm=2×0.2+0.024+0.15+017+0.17+25／0.00785×0.9=0.18MPa快退時壓力損失驗算亦是如此，上述驗算表明，無需修改遠設計。2.系統(tǒng)溫升的驗算在整個工作循環(huán)中，工進階段所占的時間最長，為了簡化計算，主要考慮工進時的發(fā)熱量，一般情況下，工進速度大時發(fā)熱量較大，由于限壓式變量泵在流量不同時，效率相差極大，所以分別計算最大、最小時的發(fā)熱量，然后加以比較，取數(shù)值大者進行分析當V=4cm／min時流量Q=V（πDD／4）=π×0.14×0.14／4=0.616﹙L／min）此時泵的效率為0.1，泵的出口壓力為22.4MPa則有：P輸入=22.4×0.616／（60×0.1）=2.464（KW）P輸出=FV=307500x4／60×0.01×0.001=0.21（Kw）此時的功率損失為ΔP=P輸入－P輸出=2.464-0.21=2.23(Kw)當V=25cm／min時，Q=3.85L／min總效率η=0.8則P輸入=25×3.85／（60×0.8）=1.845（Kw）P輸出=FV=307500×25／60×0.01×0.001=1.28（Kw）ΔP=P輸入－P輸出=0.565（Kw）可見在工進速