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沈陽(yáng)理工大學(xué)課程設(shè)計(jì)專(zhuān)用紙
小型液壓機(jī)液壓系統(tǒng)設(shè)計(jì)
前言
作為現(xiàn)代機(jī)械設(shè)備實(shí)現(xiàn)傳動(dòng)與控制的重要技術(shù)手段，液壓技術(shù)在國(guó)民經(jīng)濟(jì)各領(lǐng)域得到了廣泛的應(yīng)用。與其他傳動(dòng)控制技術(shù)相比，液壓技術(shù)具有能量密度高﹑配置靈活方便﹑調(diào)速范圍大﹑工作平穩(wěn)且快速性好﹑易于控制并過(guò)載保護(hù)﹑易于實(shí)現(xiàn)自動(dòng)化和機(jī)電液一體化整合﹑系統(tǒng)設(shè)計(jì)制造和使用維護(hù)方便等多種顯著的技術(shù)優(yōu)勢(shì)，因而使其成為現(xiàn)代機(jī)械工程的基本技術(shù)構(gòu)成和現(xiàn)代控制工程的基本技術(shù)要素。
液壓壓力機(jī)是壓縮成型和壓注成型的主要設(shè)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(jù)小型壓力機(jī)的用途﹑特點(diǎn)和要求，利用液壓傳動(dòng)的基本原理，擬定出合理的液壓系統(tǒng)圖，再經(jīng)過(guò)必要的計(jì)算來(lái)確定液壓系統(tǒng)的參數(shù)，然后按照這些參數(shù)來(lái)選用液壓元件的規(guī)格和進(jìn)行系統(tǒng)的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)。小型壓力機(jī)的液壓系統(tǒng)呈長(zhǎng)方形布置，外形新穎美觀，動(dòng)力系統(tǒng)采用液壓系統(tǒng)，結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單、緊湊、動(dòng)作靈敏可靠。該機(jī)并設(shè)有腳踏開(kāi)關(guān)，可實(shí)現(xiàn)半自動(dòng)工藝動(dòng)作的循環(huán)。
目錄
前言 1
一.工況分析…………………………………………………………………………… 3
二．?dāng)M定液壓系統(tǒng)原理圖
1.確定供油方式…………………………………………………………………………… 4
2.調(diào)速方式的選擇………………………………………………………………………… 4
3.液壓系統(tǒng)的計(jì)算和選擇液壓元件………………………………………………………… 5
4.液壓閥的選擇…………………………………………………………………………… 7
5.確定管道尺寸…………………………………………………………………………… 8
6.液壓油箱容積的確定…………………………………………………………………… 8
7.液壓缸的壁厚和外徑的計(jì)算……………………………………………………………… 8
8.液壓缸工作行程的確定………………………………………………………………… 8
9.缸蓋厚度的確定………………………………………………………………………… 8
10.最小尋向長(zhǎng)度的確定…………………………………………………………………… 9
11.缸體長(zhǎng)度的確定……………………………………………………………………… 9
三．液壓系統(tǒng)的驗(yàn)算
1.壓力損失的驗(yàn)算……………………………………………………………………………9
2.系統(tǒng)溫升的驗(yàn)算……………………………………………………………………………11
3.螺栓校核………………………………………………………………………………… 12
四.參考文獻(xiàn). …………………………………………………………………………13
技術(shù)參數(shù)和設(shè)計(jì)要求
設(shè)計(jì)一臺(tái)小型液壓壓力機(jī)的液壓系統(tǒng)，要求實(shí)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3 m/min，加壓速度40-250m m/min,壓制力為300000N，運(yùn)動(dòng)部件總重為25000N,工作行程400m,油缸垂直安裝，設(shè)計(jì)改壓力機(jī)的液壓系統(tǒng)傳動(dòng)。
一工況分析
1．工作負(fù)載 工件的壓制抗力即為工作負(fù)載：Fw=300000N
2. 摩擦負(fù)載 靜摩擦阻力： Ffs=0.2x25000=5000N
動(dòng)摩擦阻力： Ffd=0.1X25000=2500N
3. 慣性負(fù)載 Fm=ma=25000/10X3/(0.02X60)=6250N
背壓負(fù)載 Fb= 30000N(液壓缸參數(shù)未定，估算)
自 重： G=mg=25000N
4. 液壓缸在各工作階段的負(fù)載值：
其中： ——液壓缸的機(jī)械效率，一般取=0.9-0.97。
表1.1： 工作循環(huán)各階段的外負(fù)載
工況
負(fù)載組成
啟動(dòng)
F= Fb+ Ffs-G=10000N
加速
F=Fb+Ffd+Fm-G=13750N
快進(jìn)
F=Fb+Ffd-G=7500N
工進(jìn)
F=Fb+Ffd+Fw-G=307500N
快退
F=Fb+Ffd+G=57500N
二．?dāng)M定液壓系統(tǒng)原理圖
1. 確定供油方式
考慮到該機(jī)床壓力要經(jīng)常變換和調(diào)節(jié)，并能產(chǎn)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(diào)速方式的選擇
工作缸采用活塞式雙作用缸，當(dāng)壓力油進(jìn)入工作缸上腔，活塞帶動(dòng)橫梁向下運(yùn)動(dòng)，其速度慢，壓力大，當(dāng)壓力油進(jìn)入工作缸下腔，活塞向上運(yùn)動(dòng)，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(jì)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(jù)負(fù)載大小及機(jī)器的類(lèi)型，來(lái)初步確定由手冊(cè)查表取液壓缸工作壓力為25MPa。
2）計(jì)算液壓缸內(nèi)徑D和活塞桿直徑d。由負(fù)載圖知最大負(fù)載F為307500N，按表2-2取p2可不計(jì),考慮到快進(jìn)，快退速度相等，取d/D=0.7
D={4Fw/[πp1ηcm]}1/2=0.13 (m)
根據(jù)手冊(cè)查表取液壓缸內(nèi)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(jìn)速度驗(yàn)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(shí)際面積，即
A2=π（D2－d2）/4=3.14×（1402－1002）/4 =75.36 cm2
滿足不等式，所以液壓缸能達(dá)到所需低速
（2）計(jì)算在各工作階段液壓缸所需的流量
Q(快進(jìn))= πd2v (快進(jìn)) /4=3.14x0.1x0.1x3/4=23.55L/min
Q（工進(jìn))= πD2v (工進(jìn)) /4=3.14x0.14x0.14x0.4/4=6.15L/min
Q(快退)= π（D2-d2) (快退) v /4=22.61 L/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(jìn)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(jìn)油管路中的壓力損失，
簡(jiǎn)單系統(tǒng)可取0.2~~0.5Mpa。故可取壓力損失∑△P1=0.5Mpa
25+0.5=25.5MP
上述計(jì)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(guò)度階段出現(xiàn)的 動(dòng)態(tài)壓力往往超出靜態(tài)壓力，另外考慮到一定的壓力儲(chǔ)備量，并確保泵的壽命，因此選泵的壓力值Pa應(yīng)為Pa 1.25Pb-1.6Pb
因此Pa=1.25Pp=1.2525.5=31.875MPa
2．泵的流量確定,液壓泵的最大流量應(yīng)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/min
3.選擇液壓泵的規(guī)格
根據(jù)以上計(jì)算的Pa和Qp查閱相關(guān)手冊(cè)現(xiàn)選用IGP5-032型的內(nèi)嚙合齒輪泵，
nmax= 3000 r/min
nmin=400r/min
額定壓力p0=31.5Mpa，每轉(zhuǎn)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(dòng)機(jī)選定
首先分別算出快進(jìn)與工進(jìn)兩種不同工況時(shí)的功率，取兩者較大值作為選擇電動(dòng)機(jī)規(guī)格的依據(jù)。由于在慢進(jìn)時(shí)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(nèi)時(shí)，可?。?.03－0.14.同時(shí)還應(yīng)該注意到，為了使所選擇的電動(dòng)機(jī)在經(jīng)過(guò)泵的流量特性曲線最大功率時(shí)不至停轉(zhuǎn)，需進(jìn)行演算，即Pa×Qp/,式中，Pd－所選電動(dòng)機(jī)額定功率；Pb－內(nèi)嚙合齒輪泵的限定壓力；Qp－壓力為Pb時(shí)，泵的輸出流量。
首先計(jì)算快進(jìn)時(shí)的功率，快進(jìn)時(shí)的外負(fù)載為7500N，進(jìn)油時(shí)的壓力損失定為0.3MPa。
Pb=[7500/(0.1x0.1π/4)x10-6+0.3]=1.26MPa
快進(jìn)時(shí)所需電機(jī)功率為：
1.26x28.26/60x0.7=0.85kw
工進(jìn)時(shí)所需電機(jī)功率為：
P=Ppx6.15/(60x0.7)=0.18kw
查閱電動(dòng)機(jī)產(chǎn)品樣本，選用Y90S-4型電動(dòng)機(jī)，其額定功率為1.1KW，額定轉(zhuǎn)速為1400r/min
4.液壓閥的選擇
根據(jù)所擬定的液壓系統(tǒng)圖，按通過(guò)各元件的最大流量來(lái)選擇液壓元件的規(guī)格。選定的液壓元件如表所示
序號(hào)
元件名稱(chēng)
最大流量（L/min
最大工作壓力（Mpa）
型號(hào)選擇
1
濾油器
72.4
XU-D32X100
XU-D32X100
2
液壓泵
49.6
34．5
IGP5-32
3
三位四通電磁閥
60.3
25
34YF30-E20B
4
單向調(diào)速閥
30
40
ADTL-10
5
二位三通電磁閥
60.3
23YF3B-E20B
6
單向閥
18-1500
31.5
SA10
7
壓力表開(kāi)關(guān)
35
KF-28
5.確定管道尺寸
油管內(nèi)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(jìn)行計(jì)算，本系統(tǒng)主要路流量為差動(dòng)時(shí)流量Q=47.1L／min壓油管的允許流速取V=3m/s則內(nèi)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(shí)取Q=22.61L／min，則可算得油管內(nèi)徑d=17.9mm. 綜合d=20mm
吸油管同樣可按上式計(jì)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(nèi)徑d為29mm
6.液壓油箱容積的確定
根據(jù)液壓油箱有效容量按泵的流量的5—7倍來(lái)確定則選用容量為400L。
7.液壓缸的壁厚和外徑的計(jì)算
液壓缸的壁厚由液壓缸的強(qiáng)度條件來(lái)計(jì)算
液壓缸的壁厚一般是指缸筒結(jié)構(gòu)中最薄處的厚度，從材料力學(xué)可知，承受內(nèi)壓力的圓筒，其內(nèi)應(yīng)力分布規(guī)律因壁厚的不同而各異，一般計(jì)算時(shí)可分為薄壁圓筒，起重運(yùn)輸機(jī)械和工程機(jī)械的液壓缸一般用無(wú)縫鋼管材料，大多屬于薄壁圓筒結(jié)構(gòu)，其壁厚按薄壁圓筒公式計(jì)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=200mm
8.液壓缸工作行程的確定
液壓缸工作行程長(zhǎng)度，可根據(jù)執(zhí)行機(jī)構(gòu)實(shí)際工作煩人最大行程來(lái)確定，查表的系列尺寸選取標(biāo)準(zhǔn)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(qiáng)度要求可用下面兩個(gè)公式進(jìn)行 近似計(jì)算
無(wú)孔時(shí)：t≥0.433D（P／[σ]）=23.2mm
有孔時(shí)：t≥0.433 D2（P D2／[σ]（D2－d0）}1/2式中，
t----------缸蓋有效厚度
D---------缸蓋止口內(nèi)直徑
D2----------缸蓋孔的直徑
10.最小尋向長(zhǎng)度的確定
當(dāng)活塞桿全部外伸時(shí)，從活塞支撐面中點(diǎn)到缸蓋滑動(dòng)支撐面中點(diǎn)的距離H稱(chēng)為最小導(dǎo)向長(zhǎng)度過(guò)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(shè)計(jì)時(shí)必須保證有一定的最小導(dǎo)向長(zhǎng)度。
對(duì)一般的液壓缸，最小導(dǎo)向長(zhǎng)度H應(yīng)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=110
11.缸體長(zhǎng)度的確定
液壓缸體內(nèi)部長(zhǎng)度應(yīng)等于活塞的行程與活塞的寬度之和，缸體外形長(zhǎng)度還要考慮到兩端端蓋的厚度，一般的液壓缸的缸體長(zhǎng)度不應(yīng)大于內(nèi)徑地20~30倍
三．液壓系統(tǒng)的驗(yàn)算
已知該液壓系統(tǒng)中進(jìn)回油管的內(nèi)徑均為12mm，各段管道的長(zhǎng)度分別為：AB=0.3m AC=1.7m AD=1.7m DE=2m 。選用L-HL32液壓油，考慮到油的最低溫度為15℃查得15℃時(shí)該液壓油曲運(yùn)動(dòng)粘度 V=150cst=1.5cm／s，油的密度ρ=920kg／m
1．壓力損失的驗(yàn)算
1.工作進(jìn)給時(shí)進(jìn)油路壓力損失，運(yùn)動(dòng)部件工作進(jìn)給時(shí)的最大速度為0.25m／min ，進(jìn)給時(shí)的最大流量為23.55L／min ，則液壓油在管內(nèi)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(dòng)雷諾數(shù)Rel為
Rel=59.45×3.2／1.5=126.8
Rel＜2300可見(jiàn)油液在管道內(nèi)流態(tài)為層流，其沿程阻力系數(shù)λl=75 Rel=0.59
進(jìn)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(guò)管接頭、油路板等處的局部壓力損失，則進(jìn)油路總壓力損失ΔP為：
ΔP1=ΔP1-1+ΔP1-2=(0.2×1000000+0.05×1000000)=0.25MPa
2.工作進(jìn)給時(shí)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(wú)桿腔的工作面積的二分之一，則回油管道的流量為進(jìn)油管的二分之一，則
V2=V/2=29.7（cm／s）
Rel=V2d／r=29.7×2／1.5=57.5
λ2=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(chǎn)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(diào)速閥ADTL-10的壓力損失Δ P=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=1.1MPa
3.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
=22.4MPa
4.快進(jìn)時(shí)的壓力損失，快進(jìn)時(shí)液壓缸為差動(dòng)連接，自會(huì)流點(diǎn)A至液壓缸進(jìn)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=320.03
λ1=75/rel=0.234
ΔP1-1=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ΔP1-2 ΔP1-3為
V2=Q／（πdxd／4）=295cm／s Re2=V／d／r=236
V2=75 Re2=0.38
ΔP1-2=0.024MPa
ΔP1-3=0.15MPa
查產(chǎn)品樣本知，流經(jīng)各閥的局部壓力損失為：
34YF30-E20B的壓力損失，ΔP2-1=0.17MPa
23YF3B-E20B的壓力損失，ΔP2-1=0.17MPa
據(jù)分析在差動(dòng)連接中，泵的出口壓力為P
P=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(shí)壓力損失驗(yàn)算亦是如此，上述驗(yàn)算表明，無(wú)需修改遠(yuǎn)設(shè)計(jì)。
2.系統(tǒng)溫升的驗(yàn)算
在整個(gè)工作循環(huán)中，工進(jìn)階段所占的時(shí)間最長(zhǎng)，為了簡(jiǎn)化計(jì)算，主要考慮工進(jìn)時(shí)的發(fā)熱量，一般情況下，工進(jìn)速度大時(shí)發(fā)熱量較大，由于限壓式變量泵在流量不同時(shí)，效率相差極大，所以分別計(jì)算最大、最小時(shí)的發(fā)熱量，然后加以比較，取數(shù)值大者進(jìn)行分析
當(dāng)V=4cm／min時(shí)
流量Q=V（πDD／4）=π×0.14×0.14／4=0.616﹙L／min）
此時(shí)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(shí)的功率損失為
ΔP=P輸入－P輸出=2.464-0.21=2.23 (Kw)
當(dāng)V=25cm／min時(shí)，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(jiàn)在工進(jìn)速度低時(shí)，功率損失為2.156Kw，發(fā)熱最大
假定系統(tǒng)的散熱狀況一般，取K=10×0.001Kw／（cm·℃）
油箱的散熱面積A為 A=0.065V2/3=6.5m2
系統(tǒng)的溫升為：
ΔT=ΔP／KA=2.156／（10×0.001×6.6）℃=33.2℃
驗(yàn)算表明系統(tǒng)的溫升在許可范圍內(nèi)
3.螺栓校核
液壓缸主要承受軸向載荷Fmax=307500
取6個(gè)普通螺栓，則每個(gè)螺栓的工作拉力為Fo=307500/6=51250N
螺栓總拉力F=Fa+Cb/(Cb+Cm)Fo Fa為螺栓預(yù)緊力Cb為螺栓剛度
Cm為被連接件剛度 又Fa=Fb+【1-Cb/(Cb+Cm)】F
Fb為殘余預(yù)緊力 則Fb=（1.5~1.8）F
取Fb=1.5F
Cb/(Cb+Cm)在無(wú)墊片是取0.2~0.3 去取值為0.3
得Fa=2.2Fo F=2.5 Fo 由此求得F=128125N
螺栓的中徑d≥{(1.3x4F)/ [σ] π}1/2=22.1mm
[σ]=σs/S=433MP 材料選用40Cr
所以取標(biāo)準(zhǔn)值d=24mm 選用螺栓為M24
四.參考文獻(xiàn)：
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《液壓與氣動(dòng)技術(shù)手冊(cè)》 機(jī)械工業(yè)出版社
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沈陽(yáng)理工大學(xué)