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wzhly007@163.com 但是不保證及時回信 一般3～5天收信一次 目 錄 一 液壓系統(tǒng)原理設計………………………………………………1 1 工況分析……………………………………………………………1 2擬定液壓系統(tǒng)原理圖………………………………………………4 二 液壓缸的設計與計算……………………………………………6 1 液壓缸主要尺寸的確定……………………………………………6 2 液壓缸的設計………………………………………………………7 三 液壓系統(tǒng)計算與選擇液壓元件…………………………………10 1 計算在各工作階段液壓缸所需的流量……………………………10 2 確定液壓泵的流量,壓力和選擇泵的規(guī)格 ………………………10 3 液壓閥的選擇………………………………………………………12 4 確定管道尺寸 2 液壓缸的設計 …………………………………12 5 液壓油箱容積的確定………………………………………………12 6 液壓系統(tǒng)的驗算……………………………………………………12 7 系統(tǒng)的溫升驗算……………………………………………………15 8 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=300000N 2) 慣性負載： 3) 運動部件自重： G=25000N 4) 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(jié)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：50 400 0.67~4.17 50 L(mm) V (mm/s) 負載循環(huán)圖： F(N) 277778 22500 566 400 L(mm) 305555 2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(jié)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(diào)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(diào)速閥。在本系統(tǒng)中選用回油節(jié)流調(diào)速，這種調(diào)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(jié)構簡單，調(diào)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(nóng)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) 0.8～2.0 3～5 2～8 8～10 10～16 20～32 液壓缸缸筒內(nèi)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，ηcm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(nèi)徑計算公式，可得液壓缸缸筒內(nèi)徑： 由液壓缸缸筒內(nèi)徑（缸徑）尺寸系列表查得D=160mm。 活塞直徑d，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(diào)速閥的最小穩(wěn)定流量為0.1 本次設計中調(diào)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 200.96>25 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(nèi)徑（缸徑）尺寸系列（GB2348-80） (mm) 8 10 12 16 20 25 32 40 50 63 80 （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) 4 5 6 8 10 12 14 16 18 20 22 25 28 32 36 40 45 50 56 63 70 80 90 100 110 125 140 160 180 200 220 250 280 320 360 2 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=25MPa 2) 液壓缸內(nèi)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(jié)構，其壁厚按薄壁圓筒公式計算： 式中： δ—液壓缸壁厚(m) D—液壓缸的內(nèi)徑(m) py—試驗壓力，一般取最大工作壓力的(1.25～1.5)倍 [σ]—缸筒材料的許用應力。其值為： 鍛鋼：[σ]=110～120MPa； 鑄鋼：[σ]=100～110MPa； 無縫鋼管：[σ]=100～120MPa； 高強度鑄鐵：[σ]=60MPa； 灰鑄鐵：[σ]=25MPa。 現(xiàn)取[σ]=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(nèi)徑。 活塞寬度B一般取B=(0.6~1.0)D， B=96~160mm， 現(xiàn)取B=130mm。 缸蓋的滑動支撐面的長度A，根據(jù)液壓缸內(nèi)徑D而確定， 當D<80mm時，取A=(0.6~1.0)D， 當D>80mm時，取A=(0.6~1.0)d， 因為D=160mm>80mm， 故A=(0.6~1.0)d=75~125mm， 現(xiàn)取A=90mm。 可滿足導向要求。 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=25MPa 2) 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=1.1～1.3,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(zhuǎn)的排量，泵的額定壓力，pn=32MPa電動機轉(zhuǎn)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0.2～1L/min的范圍內(nèi)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(zhuǎn)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(zhuǎn)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-D32100 45L/min 25MPa 2 軸向柱塞泵 CY14-1B 45L/min 25MPa 3 壓力表 KF3-EA20B 20L/min 25MPa 4 三位四通換向閥 4YF30-E20B 45L/min 25MPa 5 調(diào)速閥 AQF3-E20B 30L/min 25MPa 6 單向閥 AF3-EA20B 30L/min 25MPa 7 二位三通換向閥 23YF3B-E203 45L/min 25MPa 4 確定管道尺寸 油路內(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(nèi)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5～7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(nèi)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υ=150cst=1.5cm2/s油液的密度ρ=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(nèi)的流速為： 管道的雷諾數(shù)Re1為 Re1<2300， 可見油液在管道內(nèi)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Δp1-1為 換向閥的壓力損失Δp1-2=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Δp1為： Δp1=Δp1-1+Δp1-2=0.023+0.05=0.073MPa 2)工進回油路的壓力損失： 管道的雷諾數(shù)Re2為 Re2<2300， 油液在管道內(nèi)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Δp2-1為： 換向閥壓力損失Δp2-2=0.025MPa；調(diào)速閥的壓力損失Δp2-3=1MPa。 回油路的總壓力損失： Δp2=Δp2-1+Δp2-2+Δp2-3=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： Re1<2300， 可見油液在管道內(nèi)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Δp1-1為： 同樣可求管道AD段，DF段的沿程壓力損失Δp1-2，Δp1-3。 管道的雷諾數(shù)Re2，Re3為： Re2、Re3<2300， 油液在管道內(nèi)流態(tài)為層流，其沿程阻力系數(shù)： 換向閥壓力損失為Δp1-4=0.17MPa，Δp1-5=0.17MPa。 泵的出口壓力為： Δpp=Δp1-1+Δp1-2+Δp1-3+Δp1-4+Δp1-5=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： ΔP=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， ΔP=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(nèi)。 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； [σ]—螺栓材料的許用應力，MPa，[σ]=σS/S； σS—螺栓材料的屈服極限，對于45號鋼，σS=360MPa； S—安全系數(shù)，S在1.2～1.7。 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(jié)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(jié)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