液壓機液壓系統(tǒng)設(shè)計

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1、6 沈陽理工大學(xué)課程設(shè)計專用紙 摘要： 作為現(xiàn)代機械設(shè)備實現(xiàn)傳動與控制的重要技術(shù)手段，液壓技術(shù)在國民經(jīng)濟各 領(lǐng)域得到了廣泛的應(yīng)用。液壓壓力機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 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(jīng)過 必要的計算來確定液壓系統(tǒng)的參數(shù)，然后按照這些參數(shù)來選用液壓元件的規(guī)格和進行 系統(tǒng)的結(jié)構(gòu)設(shè)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(jié)構(gòu)簡單、

2、緊湊、動作靈敏可靠。該機并設(shè)有腳踏開關(guān)，可實現(xiàn)半自動 工藝動作的循環(huán)。 關(guān)鍵詞：現(xiàn)代機械、液壓技術(shù)、系統(tǒng)設(shè)計、小型液壓機、液壓傳動 沈陽理工大學(xué) 摘要 1 關(guān)鍵詞 1 一.工況分析 3 二?負(fù)載循環(huán)圖和速度循環(huán)圖的繪制 4 三?擬定液壓系統(tǒng)原理圖 5 1?確定供油方式 5 2?調(diào)速方式的選擇 5 3?液壓系統(tǒng)的計算和選擇液壓元件 6 4. 液壓閥的選擇 8 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 9 8. 液壓缸工作行程的確定 9 9. 缸蓋厚度的確定 9 10. 最小尋

3、向長度的確定 9 2. - 11. 缸體長度的確定 10 四?液壓系統(tǒng)的驗算 10 1 - 1. 壓力損失的驗算 10 =■ 2. 系統(tǒng)溫升的驗算 12 1 - 3. 螺栓校核 12 J ' 五.參考文獻 13 技術(shù)參數(shù)和設(shè)計要求 設(shè)計一臺小型液壓壓力機的液壓系統(tǒng)，要求實現(xiàn)快速空程下行一慢速加壓一保 壓一快速回程一停止的工作循環(huán)，快速往返速度為3 m/min,加壓速度40-250mr/min, 壓制力為300000N運動部件總重為25000N,工作行程400mm油缸垂直安裝，設(shè)計改壓 力機的液壓系統(tǒng)傳動。 一工況分析 1?工作負(fù)載 工件的壓制抗

4、力即為工作負(fù)載：Fw=300000N 2.摩擦負(fù)載 靜摩擦阻力：Ffs=0N : 動摩擦阻力：Ffd=0N 3?慣性負(fù)載 Fm= maF25000/10 X 3/(0.02 X 60)=6250N 背壓負(fù)載 Fb二30000N( 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：m 0.9 m ――液壓缸的機械效率，一般取 m =0.9-0.95。 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 F= Fb+ Ffs-G=5000N 加速 F=Fb+Ffd+Fm-G=11250N 快進 F=Fb+Ffd-

5、G=5000N 工進 F=Fb+Ffd+Fw-G=305000N 快退 F=Fb+Ffd+G=55000N .負(fù)載循環(huán)圖和速度循環(huán)圖的繪制 負(fù)載循環(huán)圖如下 L 三.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(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

6、用缸，當(dāng)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(dāng)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 —— 4 ' 0 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(jù)負(fù)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 20MPa 2 )計算液壓缸內(nèi)徑D和活塞桿直徑d。由負(fù)載圖知最大負(fù)載F為305000N按表 9-2取p2可不計，考慮到快進，快退速度相等，取 d/D=0.7 D={4Fw/

7、[冗pl n cn]}1/2= 147 (mm) 根據(jù)手冊查表取液壓缸內(nèi)徑直徑 D=160 (mm)活塞桿直徑系列取d=110 (mm) 取兩液壓缸的D和d分別為160mm和110mm。 按最低工進速度驗算液壓缸的最小穩(wěn)定速度 A 血min/Vmin=0.05 X 1000/3=16.7(cm 2) 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=n( D2-d2) /4=3.14 X( 1602- 1102) /4 =105.98 cm 2 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)=冗 d2v (快進)/4=3.

8、14x0.112x3/4=28.50L/mi n Q (工進)=冗D2v (工進)/4=3.14x0.162x 0.04/4=0.804L/min Q(快退)=n (D2-d2)v (快退)/4=3.14x (0.162 -0.11 2)x3/4=31.79L/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 Pp R p 式中，Pp—液壓泵最大工作壓力； P1 —執(zhí)行元件最大工作壓力(Pa); p —進油管路中的壓力損失(Pa)， 簡單系統(tǒng)可取0.2~~0.5Mpa。故可取壓力損失刀△

9、 P1=0.5Mpa 8 沈陽理工大學(xué)課程設(shè)計專用紙 20+0.5=20.5MPa 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(xiàn)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(yīng)為Pa 1.25Pp-1.6Pp 因此 Pa=1.25Pp=（ 1.25~1.6） 20.5=25.625~32.8MPa。 2. 泵的流量確定，液壓泵的最大流量應(yīng)為 = ; Qp K （刀Q） max Z I K 為系統(tǒng)泄漏系數(shù)，一般取 K=1.1-1.3，大流量取小值；小流量取大值。 油液的泄露系數(shù)K=1.2

10、 T : 故 Qp=K（刀 Q） max=1.2 31.76=38.15L/min I 3. 選擇液壓泵的規(guī)格 - : 根據(jù)以上計算的Pa和Qp查閱相關(guān)手冊現(xiàn)選用63YCY14-1B斜盤式軸向柱塞泵， I ■ n ma= 3000 r/min = : n min=1000r/min 額定壓力p0=32Mpa每轉(zhuǎn)排量q=63mL/r，容積效率 v=85%總效率 =0.7. 1 - 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(jù)。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

11、1 : -1L/min范圍內(nèi)時，可取 =0.03 — 0.14.同時還應(yīng)該注意到，為了使所選擇的電動機 ■ I 在經(jīng)過泵的流量特性曲線最大功率時不至停轉(zhuǎn), 需進行演算,，即 Pax Qp/ Pd ,式中, 沈陽理工大學(xué) 12 沈陽理工大學(xué)課程設(shè)計專用紙 Pd—所選電動機額定功率；Pb—內(nèi)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(fù)載為5000N進油時的壓力損失定為0.3MP& Pb=[5000/(0.11x0.11 n /4)x10 -6+0.3]=0.0.826MPa 快進時所需電機功率為： (0.826x3

12、8.15/60)/0.7=0.75kw 工進時所需電機功率為： P=Ppx0.804/(60x0.7)=0.39kw 查閱電動機產(chǎn)品樣本，選用 丫90S-4型電動機，其額定功率為 1.1KW,額定轉(zhuǎn) 速為 1400r/mi n 4.液壓閥的選擇 根據(jù)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 30 31 ZU-H40X 10S 2 液壓泵 25.05 40 BFW01A 3 三位四通電磁閥 60 31.5

13、 34WE6G50-50/AW220R 4 單向調(diào)速閥 65 31.5 S15A020/5 5 二位三通電磁閥 60 31.5 23WE6G50-50 6 單向閥 65 31.5 S15A020/5 7 壓力表 31.5 AF6EA30/Y400 8 平衡閥 50 14 DZ10-130/210 9 液控單向閥 60 約 31.5 SV15GB230/2 10 溢流閥 2.5 6.3 Y-10B 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 進行計算，本系統(tǒng)主要路流量

14、為差動時流量 Q=57L/ min壓油管的允許流速取V=3m/s 則內(nèi)徑 d 為 d=4.6(57/3) 1/2=20.05mm 若系統(tǒng)主油路流量按快退時取 Q=31.79L/ min,貝U可算得油管內(nèi)徑d=12.96mm.綜 合 d=20mm 吸油管同樣可按上式計算(Q=42.4L/min , V=1.5m/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 I 6. 液壓油箱容積的確定 i ； 根據(jù)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

15、j 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(jié)構(gòu)， 其壁厚按薄壁圓筒公式計算 Z> PD/2[(T]=25.625 X 160/ (2X 100) =20.5mm([ c ]=100~110MP 故取Z =20mm [ 液壓缸壁厚算出后，即可求出缸體的外徑 D1為 D1> D+2Z 160+2X 20=200mm 8. 液壓缸工作行程的確定 液壓缸工作行程長度，可根據(jù)執(zhí)行機構(gòu)實際工作煩人最大行程來確定，查表的 系

16、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按強度要求可用下面兩個公式進行 近似計算 1/2 1/2 無孔時：t > 0.433D (P/[(T ] ) =0.433x160x (25.625/100 ) =35.07 1/2 有孔時：t > 0.433 D2 (P D2 / [(T ] ( D — do) } 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. 最小尋向長度的確定 當(dāng)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(dǎo)向長度過小，將使液壓缸的初試撓度

17、增大，影響液壓缸的穩(wěn)定性，因此，設(shè)計 時必須保證有一定的最小導(dǎo)向長度。 對一般的液壓缸，最小導(dǎo)向長度 H應(yīng)滿足以下要求 Z H>=L/20+D/2=400/20+160/2=100mm 取 H=100mm = 活塞寬度 B= (0.6~1.0 ) D=100 11. 缸體長度的確定 ￥ 液壓缸體內(nèi)部長度應(yīng)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(yīng)大于內(nèi)徑地 20~30倍 T : 四?液壓系統(tǒng)的驗算 已知該液壓系統(tǒng)中進回油管的內(nèi)徑均為 12mm各段管道的長度分別為：AB=0.3m AC=1.7m AD=1.7

18、m DE=2m。選用L-HL32液壓油，考慮到油的最低溫度為 15C查得 15C時該液壓油曲運動粘度 V=150cst=1.5cm /s，油的密度p =920kg/m J 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19.08L /min，則液壓油在管內(nèi)流速 V為： 沈陽理工大學(xué) 沈陽理工大學(xué)課程設(shè)計專用紙 11 V仁Q/(n dd/4) = (19.08 X 1000) /(3.14 X 2.9 X 2/4 ) =69.74(cm/s) 管道流動雷諾數(shù)Rel為 Rel=69.74X

19、 3.2/1.5=148.8 Relv 2300可見油液在管道內(nèi)流態(tài)為層流，其沿程阻力系數(shù)入1=75 Rel=0.59 進油管道的沿程壓力損失△ P為： △ P1-仁入 l/(l/d) ? (p V/2 ) =0.59X( 1.7+0.3)/ (0.029X 920X 0.592/2)=0.2MPa 查得換向閥34WE6G50-50/AW220的壓力損失厶P=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厶 P為： △ P1M P1-1 + A P1-2=(0.2X 1000000+0.05X 1000000)=0.25MPa 2. 工作進給時間回

20、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=34.87 (cm/s) Rel=V2d/r=34.87 X 2/1.5=46.5 ! ! 入 2=75/Rel=75/46.5=1.6 = ; 回油管道的沿程壓力損失△ P為： = : △ P2-1=X / (l/d) X( PX VXV/2 ) =1.6X 2/0.029X 920X 0.5952/2=0.68MPa 查產(chǎn)品樣本知換向閥 23WE6G50-50的壓力損失△ P=0.025MPa。換向閥. 34WE6G50-

21、50/AW220R勺壓力損失厶 P=0.025MPa ,調(diào)速閥 ADTL-10的壓力損失 △ P=0.5MPa 回油路總壓力損失△ P為 = : △ P2=A P2-1 + A P2-2+ △ P2-3+A 2-4=0.68+0.025+0.025+0.5=1.23MPa 3. 變量泵出口處的壓力P: = : Pp= ( F/n cm+A2 △ P2) / (A1+ △ P1) i =[(305000/0.9+0.00591X 1.1X 100) /0.01539]+0.15 =22.4MPa j 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

22、 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 沈陽理工大學(xué) 17 沈陽理工大學(xué)課程設(shè)計專用紙 損失為△ P1-1為 V仁Q/ (n dx d/4) =45.22X 1000/(3.14X 2X 2/4X 60)=240.02(cm/s) Rel=V1d/r=320.03 入 1=75/Rel=0.234 △ P1-仁入(l/d) X ( p V2) =0.234X (1.7/0.02)X (920X 2.4X 2.4 X 2) =0.2MPa 同樣可求管道AB段及AD段的沿程壓力損失△ P1-2 △ P1-3為 V2

23、=Q/(n dX d/4)=295cm/s Re2=V/d/r=236 V2=75 Re2=0.38 △ P1-2=0.024MPa △ P1-3=0.15MPa 查產(chǎn)品樣本知，流經(jīng)各閥的局部壓力損失為： 34WE6G50-50/AW220的壓力損失，△ P2-1=0.17MPa 23WE6G50-50勺壓力損失，△ P2-1=0.17MPa 據(jù)分析在差動連接中，泵的出口壓力為 P P=2A P1-2+A P1-2+A P2-2+A P2-1 + A P2-2+F/A2 n cm =2 X 0.2+0.024+0.15+017+0.17+25/0.0078X 0.9 =0.

24、18MPa 快退時壓力損失驗算亦是如此，上述驗算表明，無需修改原設(shè)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(shù) 值大者進行分析 當(dāng) V=4cm/min 時 流量 Q=V (n DD/4) = nX 0.125X 0.125/4=0.491 ( 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=22.4X 0.613/ (60 X 0.1) =2.29

25、 ( KW) P 輸出=FV=305000 X 4/60 X 0.01 X 0.00仁0.203 (Kw) 此時的功率損失為 △ P=P 輸入—P 輸出=2.29-0.203=2.09 (Kw) 當(dāng) V=25cm/min 時，Q=3.85L/min 總效率 n =0.8 貝U P 輸入=25X 3.85/ (60 X 0.8) =1.845 (Kw) P 輸出=FV=307500 X 25/60 X 0.01 X 0.001=1.28 (Kw) △ P=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，

26、取 K=10 X 0.001Kw/ (cm「C) 油箱的散熱面積A為A=0.065V2/3=6.5m2 系統(tǒng)的溫升為： △ T= △ P/KA=2.156/ (10 X 0.001 X 6.6)C =33.2C 驗算表明系統(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=305000 取6個普通螺栓，則每個螺栓的工作拉力為 Fo=305000/6=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

27、 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 >{(1.3 X 4F)/ [(T ]舟1/2=22.1mm [(T ]=(T s/S=433MP 材料選用 40Cr 所以取標(biāo)準(zhǔn)值d=24mm 選用螺栓為M24 沈陽理工大學(xué) 五.參考文獻： 1、 成大先主編?！稒C械設(shè)計手冊》［M］第四版第四卷 化學(xué)工業(yè)出版社2002 2、 宋學(xué)義主編?！缎湔湟簤簹鈩邮謨浴?機械工業(yè)出版社1995 3、 左建民主編。《液壓與氣壓傳動》 機械工業(yè)出版社2007 4、 謝群、崔廣臣、王建編著。 《液壓與氣壓傳動》 國防工業(yè)出版社 2011