液壓防溢板的畢業(yè)設計

液壓防溢板的畢業(yè)設計,液壓,防溢板,畢業(yè)設計 學生課程設計（論文） 題 目： 液壓防溢板的設計 前言 現(xiàn)代機械一般多是機械、電氣、液壓三者緊密聯(lián)系，結合的一個綜合體。液壓傳動與機械傳動、電氣傳動并列為三大傳統(tǒng)形式，液壓傳動系統(tǒng)的設計在現(xiàn)代機械的設計工作中占有重要的地位。因此，《液壓傳動》課程是工科機械類各專業(yè)都開設的一門重要課程。它既是一門理論課，也與生產實際有著密切的聯(lián)系。為了學好這樣一門重要課程，除了在教學中系統(tǒng)講授以外，還應設置課程設計教學環(huán)節(jié)，使學生理論聯(lián)系實際，掌握液壓傳動系統(tǒng)設計的技能和方法。 液壓傳動課程設計的目的主要有以下幾點： 1、綜合運用液壓傳動課程及其他有關先修課程的理論知識和生產實際只是，進行液壓傳動設計實踐，是理論知識和生產實踐機密結合起來，從而使這些知識得到進一步的鞏固、加深提高和擴展。 2、在設計實踐中學習和掌握通用液壓元件，尤其是各類標準元件的選用原則和回路的組合方法，培養(yǎng)設計技能，提高學生分析和嫁接生產實際問題的能力，為今后的設計工作打下良好的基礎。 3、通過設計，學生應在計算、繪圖、運用和熟悉設計資料（包括設計手冊、產品樣本、標準和規(guī)范）以及進行估算方面得到實際訓練。 防溢板液壓系統(tǒng)的設計 一、題目的擬定 防溢板的的作用是保護中間罐車在行走過程中以免鋼水的溢出，在中間罐車到達終點時，又要將防溢板提起，以便將鋼水倒出。該系統(tǒng)通常采用雙油缸工作，工況如下：防溢板下降蓋緊中間罐車保壓防溢板升起 工況參數(shù)： 防溢板下降速度：V=30，防溢板的自重：G=11T，防溢板升降行程：H=740mm，最大壓緊力：F=100KN。 要求： 1、升降速度可調，保壓過程中油泵卸荷。 2、設計計算液壓系統(tǒng)。 3、畫出原理圖；選擇液壓元件。 4、畫出集成塊圖。 二、明確系統(tǒng)設計要求 1、主機的用途、主要結構、總體布局；主機對液壓系統(tǒng)執(zhí)行元件在位置布置和空間尺寸以及質量上的限制。 2、主機的工藝流程或工作循環(huán)；液壓執(zhí)行元件的運動方式（移動、轉動或擺動）及其工作范圍。 3、主機各液壓執(zhí)行元件的動作順序或互鎖要求，各動作的同步要求及同步精度。 4、液壓吃性元件的負載和運動速度的大小及其變化范圍。 5、對液壓系統(tǒng)工作性能（如工作平穩(wěn)性、轉換精度等）、工作效率、自動化程度等方面的要求。 6、液壓系統(tǒng)的工作環(huán)境和工作條件，如周圍介質、環(huán)境溫度、濕度、塵埃情況、外界沖擊振動等。 7、其他方面的要求，如液壓裝置在外觀、色彩、經濟性等方面的規(guī)定或限制。 三、設計要求及工況分析 1、 分析系統(tǒng)工況 對液壓系統(tǒng)進行工況分析，就是要查明它的每個執(zhí)行元件在各自工作過程中的運動速度和負載的變化規(guī)律，這是滿足主機規(guī)定的動作要求和承載能力所必須具備的。液壓系統(tǒng)承受的負載可由主機的規(guī)格規(guī)定，可由樣機通過實驗測定，也可以由理論分析確定。當用理論分析確定系統(tǒng)的實際負載時，必須仔細考慮它所有的組成項目，例如：工作負載（切削力、擠壓力、彈性塑性變形抗力、重力等）、慣性負載和阻力負載（摩擦力、背壓力）等，并把他們繪制成圖。 2、負載與運動分析 要求設計的防溢板實現(xiàn)的工作循環(huán)是：快進工進快退停止。主要性能參數(shù)與性能要求如下：最大壓緊力F=100KN；防溢板的自重G=11T；下降速度，工進速度，快退速度，防溢板快降行程，防溢板慢降形成，防溢板上升行程：H=740mm；啟動制動時間，液壓系統(tǒng)執(zhí)行元件選為液壓缸。 根據(jù)技術要求和已知參數(shù)對液壓缸各工況外負載進行計算，結果如下： 工況 計算公式 外負載（N） 快降 啟動加速 825N 快降 勻速 0 慢降（工進） 2500N 保壓 50000N 快速回退 啟動 55660N 快速回退 勻速 55000N 快速回退 制動 54340N 根據(jù)已知參數(shù)，各工況持續(xù)時間近似計算結果如下： 工況 計算式 時間/S 快降 500/40 12.5（） 慢降 240/25 9.6（） 上升 740/30 25（） 由以上數(shù)據(jù)，并在負載和速度過渡段作粗略的線性處理后，可得到負載循環(huán)圖和速度循環(huán)圖： 負載循環(huán)圖和速度循環(huán)圖 3、確定液壓缸主要參數(shù)，編制工況圖 根據(jù)《液壓傳動系統(tǒng)及設計》可選液壓缸的設計壓力，將液壓缸的無桿腔作為主工作腔，考慮到缸下行時，滑塊自重蠶蛹液壓方式平衡，則可計算出液壓缸無桿腔的有效面積，取液壓缸的機械效率ηcm=0.9。 液壓缸內徑： 按GB/T2348-1993，取標準值D=80mm。 又由，可推出d=46.1，則d=45mm，即為標準值。由此計算兩腔面積： 因此，液壓缸在各階段的壓力和流量計算如下： 工作階段 計算式 負載F/N 工作腔壓力P/ 輸入流量L/min 快降啟動 825 270000 6.12 快降勻速 0 0 慢降 2500 735000 3.06 保壓 50000 16.3 0 上升啟動 55660 12.3MPa 6.0 勻速上升 55000 12.2Mpa 制動 54340 12.0Mpa 液壓缸各階段的壓力和流量（圖） 循環(huán)中各階段的功率計算如下： 快速下行階段： 勻速下行階段： 慢降階段： 保壓階段： 上升啟動階段： 勻速上升階段： 制動階段： 4、液壓泵的選擇 由液壓缸的工況圖，可以得出液壓缸的最高工作壓力在保壓時出現(xiàn)，，考慮泵至缸的進油路壓力損失，由《液壓傳動》第二版P241表11-4估取為，則最高工作壓力實際為。液壓泵的最大供油量按液壓缸的最大輸入流量（）進行估算，若回路中泄漏按液壓缸輸入流量10%估計，則，兩個缸的流量則為根據(jù)以上計算結果查閱手冊或產品樣本，選用規(guī)格相近的，選取CBF-E型齒輪泵，其額定壓力16，最高壓力20，排量10.8，額定轉速2500。最高轉速3000，驅動功率8.5。 5、液壓缸的選擇 由以上第四點計算結果所選泵的參數(shù)情況，及系統(tǒng)各個階段功率計算的結果可知，系統(tǒng)的最大功率出現(xiàn)在防溢板上升階段，此時液壓泵的最大理論功率為：，由表5-13取泵的總效率為，則液壓泵的實際功率即所需電機功率為，查表5-14并考慮液壓泵的驅動功率為8.5，則滿足液壓泵驅動功率的電動機類型為，其額定功率為，轉速為，額定轉矩為。或Y160M1-2其額定功率為，轉速為，額定轉矩為。同時考慮到流量則選電動機Y160M1-2型. 按所選電動機轉速和液壓泵的排量，取液壓泵的容積效率，則液壓泵的最大理論流量為： ，故大于計算所需流量，滿足使用要求。 6、確定油管 各元件間連接管道的規(guī)格按元件接口處尺寸決定，液壓缸進、出油管則按輸入、排出的最大流量計算。由于液壓泵具體選定之后液壓缸在各個階段的進、出油量已與原定數(shù)值不同，所以要重新計算如下表所示。表中數(shù)值說明，液壓缸快進、快退速度與設計要求相近。這表明所選液壓泵的型號、規(guī)格是適宜的。 流量、速度 快進 工進 快退 輸入流量/L 3.06 排出流量/L 運動速度/m 根據(jù)上表中數(shù)值，當油液在壓力管中流速取時，按課本中式（7-9）算得與液壓缸無桿腔和有桿腔相連的油管內徑分別為： 這兩根油管都按GB/T2351-2005選用外徑內徑的無縫鋼管。 7、確定油箱 油箱的容量按式估算，其中為經驗系數(shù)，低壓系統(tǒng)，=2～4；中壓系統(tǒng)，=5～7；高壓系統(tǒng)=6～12?，F(xiàn)取=6，得 按JB/T 7983-1999規(guī)定，取標準值V=100L。 四、確定系統(tǒng)原理圖 系統(tǒng)設計要求： 1、升降速度可調，保壓過程中油泵卸荷。 2、設計計算液壓系統(tǒng)。 3、任意位置可停。 4、要求兩缸同步，但精度要求不高。 現(xiàn)根據(jù)設計要求確定防溢板液壓系統(tǒng)原理圖如下： 系統(tǒng)原理圖 根據(jù)所選擇的液壓泵規(guī)格及系統(tǒng)工作情況、系統(tǒng)原理圖、系統(tǒng)的最高工作壓力和通過各閥類元件及輔件的實際流量，查閱產品樣本，選出的閥類元件、輔件元件以及其他液壓元件，由于兩條支路上的液壓元件完全相同，所以現(xiàn)只選一條支路即可，一并列入下表中： 序號 元件名稱 型號規(guī)格 額定壓力 額定流量 說明 1 電接點壓力表 KF3-E1B 16 ------- 可測壓力點數(shù)：1 2 壓力繼電器 4~20 50 公稱通徑6mm，靈敏度1.5Mpa。 3 溢流閥 YF-L10H 40 調壓范圍3.5~14Mpa，公稱通徑10mm 4 液控單向閥 20 25 公稱通徑10mm 5 二位二通換向閥 22DF3-E5B 16 25 公稱通徑6mm 6 調速閥 16 25 公稱通徑8mm。公稱流量25L/min 7 三位四通換向閥 34DY-B10H-T 21 30 滑閥機能Y，ABO連通，雙電磁鐵 8 單向閥 21 25 公稱通徑10mm 9 溢流閥 YF3-E10L 63 調壓范圍0.5~16，卸荷壓力0.45 10 換向閥 22DF3-E5B 16 25 公稱通徑6mm 五、驗算液壓系統(tǒng)性能 1．驗算系統(tǒng)壓力損失 由于系統(tǒng)管路布置尚未確定，整個系統(tǒng)的壓力損失無法全面估算，估算閥類元件的壓力損失、待設計好管路布局后，加上管路的沿程損失和局部損失即可。但對于中小型液壓系統(tǒng)，管路的壓力損失甚微，可以不予考慮。壓力損失的驗算應按一個工作循環(huán)中不同階段分別進行。 (1) 快進時 在防溢板快進時，進油路上油液通過換向閥7的流量是9L/min，換向閥5的流量是25L/min，通過液控單向閥4的流量是25L/min，并進入無桿腔。因此進油路上的總壓降為 此值不大，不會使安全閥開啟，故能保證泵的流量全部進入液壓缸。 回油路上液壓缸雙缸有桿腔中的油液通過電磁換向閥7的流量都是29.85L/min，經過換向閥7直接回油箱此時有桿腔和無桿腔的壓力差為： ，因為是1條支路的壓力差，所以需要乘以2，則 此值小于估計值，所以是安全的。 (2) 工進時 工進時，油液在進油路上通過調速閥6的流量是5.05L/min，其流量損失為0.6L/min，通過液控單向閥的流量是5.65L/min，因此在液壓缸回油腔的壓力為： 考慮到壓力繼電器動作需要壓差，故實際回油腔壓力為：，同樣的，兩條支路總共的回油腔壓力為1.01 此值小于原估計值，所以是安全的。 （3）快退時 快退時，在進油路上，電磁換向閥7進無桿腔。在回油路上，油液通過液控單向閥、電磁換向閥5、電磁換向閥7返回油箱。 在進油路上總的壓力損失為： 此值較小，所以所以液壓泵驅動電動機的功率是足夠的。 在回油路上總的壓力損失為： 所以，快退時液壓泵的最大工作壓力應為： 由此可得所選液壓泵的額定工作壓力滿足最大工作壓力，即安全。 2、驗算系統(tǒng)發(fā)熱與溫升 根據(jù)各工況持續(xù)時間近似計算結果表： 工況 計算式 時間/S 快降 500/40 12.5（） 慢降 240/25 9.6（） 上升 740/30 25（） 由上述工況時間表可知，本液壓系統(tǒng)在整個工作循環(huán)持續(xù)時間中，快速回退（即：上升）動作所占時間最多，所以系統(tǒng)效率、發(fā)熱和溫升可用快速回退時的數(shù)值來粗略計算。 快速回退階段的回路效率為： 泵卸荷時通過溢流閥所產生的壓力損失為，因此它的數(shù)值為： 取泵的總效率，現(xiàn)取液壓缸的總效率為，雜可計算本液壓系統(tǒng)的效率為： 可見快速回退時液壓系統(tǒng)的效率比較低，這主要是由于溢流損失造成的。 快速回退工況液壓泵的輸入功率為： 由系統(tǒng)的發(fā)熱量計算式：，可得快速退回階段的發(fā)熱功率： 取散熱系數(shù)，算得系統(tǒng)溫升為： 設防溢板的工作溫度為，加上此溫升后有，對照《液壓傳動系統(tǒng)及設計》表5-53所示，仍在正常工作范圍內，即滿足設計要求。油溫在允許范圍內，油箱散熱面積符合要求，不必設置冷卻器 。 六、參考文獻 1、《液壓傳動》教材 機械工業(yè)出版社 2、《新編液壓件使用與維修技術大全》 中國建材工業(yè)出版社 3、《機械零件設計手冊》（液壓與氣動部分） 冶金出版社 4、《液壓傳動系統(tǒng)及設計》 化學工業(yè)出版社 5、《液壓工程手冊》 機械工業(yè)出版社