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12 № 沈陽理工大學課程設計專用紙 小型液壓機液壓系統(tǒng)設計 前言 作為現代機械設備實現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，因而使其成為現代機械工程的基本技術構成和現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，然后按照這些參數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，可實現半自動工藝動作的循環(huán)。 目錄 前言 1 一.工況分析…………………………………………………………………………… 3 二．擬定液壓系統(tǒng)原理圖 1.確定供油方式…………………………………………………………………………… 4 2.調速方式的選擇………………………………………………………………………… 4 3.液壓系統(tǒng)的計算和選擇液壓元件………………………………………………………… 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.最小尋向長度的確定…………………………………………………………………… 9 11.缸體長度的確定……………………………………………………………………… 9 三．液壓系統(tǒng)的驗算 1.壓力損失的驗算……………………………………………………………………………9 2.系統(tǒng)溫升的驗算……………………………………………………………………………11 3.螺栓校核………………………………………………………………………………… 12 四.參考文獻. …………………………………………………………………………13 技術參數和設計要求 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，運動部件總重為25000N,工作行程400m,油缸垂直安裝，設計改壓力機的液壓系統(tǒng)傳動。 一工況分析 1．工作負載 工件的壓制抗力即為工作負載：Fw=300000N 2. 摩擦負載 靜摩擦阻力： Ffs=0.2x25000=5000N 動摩擦阻力： Ffd=0.1X25000=2500N 3. 慣性負載 Fm=ma=25000/10X3/(0.02X60)=6250N 背壓負載 Fb= 30000N(液壓缸參數未定，估算) 自 重： G=mg=25000N 4. 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．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=0.7 D={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 =75.36 cm2 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/min Q（工進)= πD2v (工進) /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=0.5Mpa 25+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為 QKL（∑Q）max 油液的泄露系數KL=1.2 故Qp=KL（∑Q）max=1.223.55=28.26L/min 3.選擇液壓泵的規(guī)格 根據以上計算的Pa和Qp查閱相關手冊現選用IGP5-032型的內嚙合齒輪泵， nmax= 3000 r/min nmin=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/min 4.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 72.4 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 壓力表開關 35 KF-28 5.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）現參照YBX-16變量泵吸油口連接尺寸，取吸油管內徑d為29mm 6.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=200mm 8.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≥0.433 D2（P D2／[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=110 11.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 三．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=0.3m 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℃時該液壓油曲運動粘度 V=150cst=1.5cm／s，油的密度ρ=920kg／m 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Rel為 Rel=59.45×3.2／1.5=126.8 Rel＜2300可見油液在管道內流態(tài)為層流，其沿程阻力系數λl=75 Rel=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)=0.25MPa 2.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=57.5 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=320.03 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=0.17MPa 23YF3B-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） 可見在工進速度低時，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℃ 驗算表明系統(tǒng)的溫升在許可范圍內 3.螺栓校核 液壓缸主要承受軸向載荷Fmax=307500 取6個普通螺栓，則每個螺栓的工作拉力為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為殘余預緊力 則Fb=（1.5~1.8）F 取Fb=1.5F Cb/(Cb+Cm)在無墊片是取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 所以取標準值d=24mm 選用螺栓為M24 四.參考文獻： 《液壓與氣動技術》課程設計指導書 沈陽理工大學 《液壓與氣動傳動》 機械工業(yè)出版社 《液壓與傳動系統(tǒng)及設計》 化學工業(yè)出版社 《液壓與氣動技術手冊》 機械工業(yè)出版社 《現代機械設備設計手冊》 機械工業(yè)出版社 《中國機械設計大典》 江西科學技術出版社 《液壓 傳動》 機械工業(yè)出版社 《新編液壓工程手冊》 北京理工大 沈陽理工大學