小型壓力機液壓系統(tǒng)設計.doc

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另附CAD系統(tǒng)原理與裝配圖 如有需要發(fā)電郵至wzhly007163.com 但是不保證及時回信 一般35天收信一次目 錄一 液壓系統(tǒng)原理設計11 工況分析12擬定液壓系統(tǒng)原理圖4二 液壓缸的設計與計算61 液壓缸主要尺寸的確定62 液壓缸的設計7三 液壓系統(tǒng)計算與選擇液壓元件101 計算在各工作階段液壓缸所需的流量102 確定液壓泵的流量,壓力和選擇泵的規(guī)格 103 液壓閥的選擇124 確定管道尺寸 2 液壓缸的設計 125 液壓油箱容積的確定126 液壓系統(tǒng)的驗算127 系統(tǒng)的溫升驗算158 聯(lián)接螺栓強度計算16四 設計心得17五 參考文獻17一 液壓系統(tǒng)原理設計1 工況分析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工作循環(huán)?？焖偻邓俣葹?m/min，加壓速度為40-250mm/min，壓制力為300000N，運動部件總重力為25000N，工作行程400mm，油缸垂直安裝，設計壓力機的液壓傳動系統(tǒng)。液壓缸所受外負載F包括五種類型，即：F= F壓 + F磨 +F慣+F密+G式中：F壓-工作負載，對于液壓機來說，即為壓制力；F慣-運動部件速度變化時的慣性負載；F磨-導軌摩擦阻力負載，啟動時為靜摩擦阻力。液壓缸垂直安裝，摩擦力相對于運動部件自重，可忽略不計；F密-由于液壓缸密封所造成的運動阻力；G- 運動部件自重。液壓缸各種外負載值1) 工作負載：液壓機壓制力F壓=300000N2) 慣性負載：3) 運動部件自重：G=25000N4) 密封阻力F密=0.1F(F為總的負載)5) 摩擦力液壓缸垂直安裝，摩擦力較小，可忽略不計。根據(jù)上述計算結果，列出各工作階段所受的外負載。工作循環(huán)各階段外負載表工況計算公式液壓缸的負載啟動階段：F啟=F密+F慣-G加速階段：F加=F密+F慣-G快進階段：F快=F密-G工進階段：F工=F密+F壓-G快退階段：F退=F密+G按照給定要求與外負載表繪制速度循環(huán)圖與負載循環(huán)圖：速度循環(huán)圖：504000.674.1750L(mm)V (mm/s)負載循環(huán)圖：F(N)27777822500566400L(mm)3055552擬定液壓系統(tǒng)原理圖1) 確定供油方式：考慮到該壓力機在工作進給時需要承受較大的工作壓力，系統(tǒng)功率較大，速度較底。而在快進,快退時負載較小，速度較快。從節(jié)能，減少發(fā)熱，系統(tǒng)結構，效率，工作壓力等方面考慮，泵源系統(tǒng)宜選用軸向柱塞泵。 2) 調速方式的選擇：在小型壓力機液壓系統(tǒng)中，進給速度的控制一般采用節(jié)流閥或者調速閥。在本系統(tǒng)中選用回油節(jié)流調速，這種調速回路受泄漏與發(fā)熱影響小，速度剛性好，由于有背壓存在，起到一定的阻尼作用，提升了運動的平穩(wěn)性，同時空氣也不易滲入。3)速度切換方式的選擇：系統(tǒng)采用由電磁閥控制的快慢速換接回路，它的結構簡單，調節(jié)行程比較方便，閥的安裝也較容易，但速度換接的平穩(wěn)性較差。若要提高系統(tǒng)的速度換接平穩(wěn)性，可改用由行程閥切換速度的換接回路。液壓系統(tǒng)原理圖：二 液壓缸的設計與計算1 液壓缸主要尺寸的確定工作壓力p的確定：工作壓力p可根據(jù)負載大小及機器類型初步確定，先查表取液壓缸工作 壓力為25MPa.設備類型機 床農業(yè)機械或中型工程機械液壓機、重型機械、起重運輸機械磨床組合機床龍門刨床拉床工作壓力P(MPa)0.82.0352881010162032液壓缸缸筒內徑D和液壓缸活塞桿外徑d的確定：由負載圖知最大負載F為305555.56N，按表可取p2為0MPa，cm為0.95，考慮到快進，快退速度相等，取d/D為0.7。將上述數(shù)據(jù)代入液壓缸缸筒內徑計算公式，可得液壓缸缸筒內徑：由液壓缸缸筒內徑（缸徑）尺寸系列表查得D=160mm?；钊睆絛，按d/D=0.7,d=112mm。由液壓缸活塞桿外徑（桿徑）尺寸系列表，取d=125mm。由此求得液壓缸的實際有效面積為：初步計算液壓缸最大工作壓力：按最低工進速度驗算液壓缸的最小穩(wěn)定速度，由式式中Qmin是調速閥的最小穩(wěn)定流量為0.1本次設計中調速閥是安裝在進油路上，故液壓缸節(jié)流腔有效工作面積應取液壓缸無桿腔的實際面積，即200.9625不等式滿足，故液壓缸能夠達到所需穩(wěn)定工進速度。液壓缸缸筒內徑（缸徑）尺寸系列（GB2348-80）(mm) 810121620253240506380（90）100（110）125（140）160（180）200（220）250(280)320(360)400(450)500液壓缸活塞桿外徑（桿徑）尺寸系列（GB2348-80）(mm) 4568101214161820222528323640455056637080901001101251401601802002202502803203602 液壓缸的設計1) 液壓缸工作壓力的確定：根據(jù)設備的類型有表2-1初選工作壓力P=25MPa2) 液壓缸內徑D和活塞桿d的確定：前面的計算以得出D=16cm,d=12.5cm 3) 液壓缸壁厚的確定和外徑的確定：a. 起重運輸機械的液壓缸，一般采用無縫鋼管制造，無縫鋼管大多屬于薄壁圓筒結構，其壁厚按薄壁圓筒公式計算：式中：液壓缸壁厚(m)D液壓缸的內徑(m)py試驗壓力，一般取最大工作壓力的(1.251.5)倍缸筒材料的許用應力。其值為：鍛鋼：=110120MPa；鑄鋼：=100110MPa；無縫鋼管：=100120MPa；高強度鑄鐵：=60MPa；灰鑄鐵：=25MPa。 現(xiàn)取=100MPa：查無縫鋼管標準系列取。b. 缸體的外徑為：選取D1=200mm，壁厚的無縫鋼管。4)液壓缸工作行程的確定：本執(zhí)行機構要求工作行程為400mm。5)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公式行近似的計算：式中：t缸蓋有效厚度(m)；D2液壓缸缸蓋的止口直徑(m)；d0缸蓋孔直徑。6)最小導向長度的確定：最小導向長度是指從活塞支撐面到缸蓋滑動軸承支撐面中點的距離，如果導向長度過小，將使液壓缸的初始繞度增大影響液壓缸的穩(wěn)定性。對一般液壓缸，要求最小導向長度H應滿足以下要求：式中：l液壓缸的最大行程；D液壓缸的內徑?；钊麑挾菳一般取B=(0.61.0)D，B=96160mm，現(xiàn)取B=130mm。缸蓋的滑動支撐面的長度A，根據(jù)液壓缸內徑D而確定，當D80mm時，取A=(0.61.0)d，因為D=160mm80mm，故A=(0.61.0)d=75125mm，現(xiàn)取A=90mm?？蓾M足導向要求。三 液壓系統(tǒng)計算與選擇液壓元件 1 計算在各工作階段液壓缸所需的流量 2 確定液壓泵的流量,壓力和選擇泵的規(guī)格1) 泵的壓力的確定：考慮到正常工作中進油路有一定的壓力損失,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,初算時簡單系統(tǒng)可取0.8MPa。 pp是靜壓力，考慮到系統(tǒng)在各種工況的過渡階段出現(xiàn)的壓力往往超過靜壓力。另外考慮到低壓系統(tǒng)取小值，高壓系統(tǒng)取大值。在本系統(tǒng)中。取Pn=25MPa2) 泵的流量的確定：液壓泵的最大流量為：L/min取qp=45L/min。式中：qp液壓泵的最大流量；同時作用的各執(zhí)行元件所需流量之和的最大值；KL系統(tǒng)泄漏系數(shù),一般 KL=1.11.3,現(xiàn)取KL=1.2。選擇液壓泵的規(guī)格：根據(jù)以上計算得的qp和pp再查有關手冊，現(xiàn)選擇CY14-1B型斜盤式軸向柱塞泵，該泵的參數(shù)為：每轉的排量，泵的額定壓力，pn=32MPa電動機轉速1470r/min，容積總效率，總效率。與液壓泵匹配的電動機的選定。首先分別算出快進與工進兩種不同工況時的功率，兩者較大者作為電動機規(guī)格的依據(jù)。由于在工進時泵的輸出流量減小，泵的功率急劇下降，一般當流量在0.21L/min的范圍內時，可取，同時還應該注意到，為了使所選擇的電動機在經(jīng)過泵的流量特性曲線的最大功率點時不至電動機停轉需進行驗算即：式中：pn所選電機額定功率；pb限壓式變量泵的限定壓力；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0N，此時快進時進油路的壓力為0，功率為0。工進時所需電動機功率為：由手冊選擇Y100L2-4型三相異步電動機，功率3kw，額定轉速1470r/min 。 3 液壓閥的選擇液壓元件明細表序號元件名稱型號通過的流量工作壓力1過濾器XU-D3210045L/min25MPa2軸向柱塞泵CY14-1B45L/min25MPa3壓力表KF3-EA20B20L/min25MPa4三位四通換向閥4YF30-E20B45L/min25MPa5調速閥AQF3-E20B30L/min25MPa6單向閥AF3-EA20B30L/min25MPa7二位三通換向閥23YF3B-E20345L/min25MPa4 確定管道尺寸油路內徑尺寸一般可參照選用的液壓元件接口尺寸而定，也可按管路允許的流速進行計算。本系統(tǒng)主油路流量為差動時流量q=60.29L/min,壓油管的允許流速取v=5m/s。取d=16mm。綜合諸因素及系統(tǒng)上面各閥的通徑取d=16mm，吸油管的直徑參照CY14-1B變量泵吸油口連接尺寸，取吸油管內徑d=42mm。5 液壓油箱容積的確定本系統(tǒng)為高壓系統(tǒng),液壓油箱有效容量按泵流量的57倍來確定,現(xiàn)選用容量為400L的油箱。6 液壓系統(tǒng)的驗算已知液壓系統(tǒng)中進回油路的內徑為d=16mm，各管道長度分別AB=0.5m,BD=DE=1m,CF=2.5m,DF=1.5m, 選用L-HM32液壓油。設其工作在20，其運動粘度=150cst=1.5cm2/s油液的密度=920kg/m3。1) 工進進油路的壓力損失：運動部件快進時的最大速度為0.25，最大流量為5.02，則液壓油在油管內的流速為：管道的雷諾數(shù)Re1為Re12300，可見油液在管道內流態(tài)為層流，其沿程阻力系數(shù)進油管FC的沿程壓力損失p1-1為換向閥的壓力損失p1-2=0.05MPa，忽略油液通過管接頭，油路板處的局部壓力損失，則進油路的總壓力損失p1為：p1=p1-1+p1-2=0.023+0.05=0.073MPa2)工進回油路的壓力損失： 管道的雷諾數(shù)Re2為Re22300，油液在管道內的流態(tài)為層流，其沿程阻力系數(shù)，回油路管道沿程壓力損失p2-1為：換向閥壓力損失p2-2=0.025MPa；調速閥的壓力損失p2-3=1MPa?；赜吐返目倝毫p失：p2=p2-1+p2-2+p2-3=0.0105+0.025+1=1.036MPa變量泵出口處的壓力Pp： 3) 快進進油路的壓力損失：快進時液壓缸為差動連接，自匯流點D至液壓缸進油口E之間的管路DE中，流量60.29。管道的雷諾數(shù)Re1為：Re12300，可見油液在管道內流態(tài)為層流，其沿程阻力系數(shù)。進油管DE的沿程壓力損失p1-1為：同樣可求管道AD段，DF段的沿程壓力損失p1-2，p1-3。管道的雷諾數(shù)Re2，Re3為：Re2、Re32300，油液在管道內流態(tài)為層流，其沿程阻力系數(shù)：換向閥壓力損失為p1-4=0.17MPa，p1-5=0.17MPa。泵的出口壓力為：pp=p1-1+p1-2+p1-3+p1-4+p1-5=0.101+0.105+0.058+0.17+0.17=0.604MPa快退時壓力損失驗算從略。7 系統(tǒng)的溫升驗算在整個工作循環(huán)中工進時所需的功率最大，為了簡化計算，主要考慮工進時的發(fā)熱量。當以最小工進速度工作時：V=40mm/min流量q：泵的效率0.1泵的出口壓力16.19MPa則有：P=P輸入-P輸出=2.16-0.2=1.96kw 當以最大工進速度V=40mm/min工作時，q=5.02L/min，總效率，P=P輸入-P輸出=1.93-1.25=0.68kw可見在工進速度低時，功率損失為1.96kw,發(fā)熱量最大。假定系統(tǒng)散熱一般取油箱的散熱面積A為：系統(tǒng)的溫升為：驗算表明系統(tǒng)的溫升在許可范圍內。8 聯(lián)接螺栓強度計算缸體與缸蓋之間使用六顆45號鋼螺栓進行連接，且螺栓只受拉應力。則單個螺栓受力：F=305555.56/6=50926N由公式：可確定：取d=16mm式中：d螺栓的危險截面直徑，mm；螺栓材料的許用應力，MPa，=S/S；S螺栓材料的屈服極限，對于45號鋼，S=360MPa；S安全系數(shù)，S在1.21.7。四 設計心得通過本次課程設計，讓我深深的體會到了自身的不足之處，以及平日學習的粗略。這次課程設計，使我對液壓系統(tǒng)有了更加全面的認識和理解，了解了液壓知識在生活中的廣泛應用前景。這次設計增強了自己動手能力與理論結合實際能力，同時提高了自己的獨立思考能力。雖然設計過程并不是一帆風順，但是在老師的指導與鼓勵，同學的幫助下，也算是達成了本次設計的初衷，在這次課程設計中，要運用到多科課程所學知識，在查找資料的同時，復習與鞏固了以前所學習的知識，同時提高了自己綜合運用所學課程知識的能力。最后感謝學校，老師能夠給予我們這么一次提高自身能力的機會。五 參考文獻1. 液壓與氣動傳動 左健民主編 2. 液壓系統(tǒng)設計簡明手冊 楊培元主編3. 液壓系統(tǒng)的計算與結構設計 張世偉主編4. 液壓氣動與液力工程手冊 李壯云主編