小型液壓機(jī)液壓設(shè)計概要

1、M i 液壓傳動課程設(shè)計 題 目 姓 名：學(xué)號： 院 系： 專 業(yè)：指導(dǎo)老師：時間: M 9 刖言 液壓傳動是以流體作為工作介質(zhì)對能量進(jìn)行傳動和控制的一種傳動形式。利用有 壓的液體經(jīng)由一些機(jī)件控制之后來傳遞運(yùn)動和動力。相對于電力拖動和機(jī)械傳動而言， 液壓傳動具有輸出力大，重量輕，慣性小，調(diào)速方便以及易于控制等優(yōu)點(diǎn)，因而廣泛 應(yīng)用于工程機(jī)械，建筑機(jī)械和機(jī)床等設(shè)備上。 作為現(xiàn)代機(jī)械設(shè)備實(shí)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(jì)各領(lǐng)域 得到了廣泛的應(yīng)用。與其他傳動控制技術(shù)相比，液壓技術(shù)具有能量密度高、配置靈活 方便、調(diào)速范圍大、工作平穩(wěn)且快速性好、易于控制并過載保護(hù)、易于實(shí)現(xiàn)自動化和 機(jī)電液一

2、體化整合、系統(tǒng)設(shè)計制造和使用維護(hù)方便等多種顯著的技術(shù)優(yōu)勢，因而使其 成為現(xiàn)代機(jī)械工程的基本技術(shù)構(gòu)成和現(xiàn)代控制工程的基本技術(shù)要素。 液壓壓力機(jī)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(jī)的用途、特點(diǎn)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(jìn)行系統(tǒng)的結(jié)構(gòu)設(shè)計。小型 壓力機(jī)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、 緊湊、動作靈敏

3、可靠。該機(jī)并設(shè)有腳踏開關(guān)，可實(shí)現(xiàn)半自動工藝動作的循環(huán)。 一設(shè)計題目 小型液壓機(jī)液壓系統(tǒng)設(shè)計 二技術(shù)參數(shù)和設(shè)計要求； j液壓機(jī)的工作循環(huán)分別由快速空程下行、減速下行、壓制、保壓、快速回程、停 止的工作循環(huán)，快速往返速度為3.5m/min，加壓速度為 50250mm/min壓制力為 200000N 運(yùn)動部件總重量為 20000N 行程300mm 三工況分析 首先根據(jù)已知條件繪制運(yùn)動部件的速度循環(huán)圖。 V(m/min ) 圖3-1 計算各階段的外負(fù)載并繪制負(fù)載圖 1、 工件的壓制力即為工件的負(fù)載力：Ft=20000N 2、摩擦負(fù)載 靜摩擦系數(shù)取0.2，動摩擦系數(shù)取0.1則 靜摩擦阻力 Ffs=0.2

4、*20000=4000N 動摩擦阻力 Ffd=0.1*20000=2000N 3、慣性負(fù)載 Fm=m(A v/ t) t為加速或減速的時間一般 t=0.010.5s，在這里取 t=0.2s Fm=( 20000*3)/( 9.8*0.2*60)=510N 自重 G=20000N 工作循環(huán) 夕卜負(fù)載F( N) 啟動 F=G+Ffs 24000N 加速 F=G+Fm+Ffd 22510N 快進(jìn) F=G+Ffd 22000N 共進(jìn) F=G+Ft+Ffd 222000N 快退 F=G-Ffd 18000N 負(fù)載循環(huán)圖如下 液壓缸在各工作階段的外負(fù)載 F(N) L(mm) 四擬定液壓系統(tǒng)原理 1. 確定

5、供油方式 考慮到該機(jī)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用缸，當(dāng)壓力油進(jìn)入工作缸上腔，活塞帶動橫梁向下運(yùn)動, 其速度慢，壓力大，當(dāng)壓力油進(jìn)入工作缸下腔，活塞向上運(yùn)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。 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(jù)負(fù)載大小及機(jī)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(nèi)徑D和活塞桿直徑d。由負(fù)載圖

6、知最大負(fù)載F為307500N,按. 表2-2取p2可不計，考慮到快進(jìn)，快退速度相等，取 d/D=0.7 D=4Fw/ n1 gm 1/2=0.13 (m) 根據(jù)手冊查表取液壓缸內(nèi)徑直徑 D=140 (mm)活塞桿直徑系列取d=100 (mm). ； 取液壓缸的D和d分別為140mm和100mm。 按最低工進(jìn)速度驗(yàn)算液壓缸的最小穩(wěn)定速度 2 A 血min/Vmin=0.05x1000/3=16.7(cm ) 液壓缸節(jié)流腔有效工作面積選取液壓缸有桿腔的實(shí)際面積，即 2 2 2 2 2 A2=n (D2 d2) /4=3.14X( 1402- 1002) /4 =75.36 cm2 滿足不等式，所以

7、液壓缸能達(dá)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(jìn)）=nd2v （快進(jìn)）/4=3.14x0.1x0.1x3/4=23.55L/mi n 2 Q （工進(jìn)）=D v （工進(jìn)）/4=3.14x0.14x0.14x0.4/4=6.15L/min Q（快退）=n （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(jìn)油管有一定的壓力損失，所以泵的工作壓力為 Pp+送 3 ? 式中，Pp液壓泵最大工作壓力； P1-執(zhí)行元件最大工作壓力； ；Z卻一進(jìn)油管路中的壓力損失， 簡單系統(tǒng)可取0.20.5Mpa

8、。故可取壓力損失刀 P1=0.5Mpa 一 -1-25+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(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 _1.25Pb-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(yīng)為 Q3KL （刀 Q） max 油液的泄露系數(shù)KL=1.2 故 Qp=KL （刀 Q） max=1.2漢 23.55=28.26L/min 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IGP5

9、-032型的內(nèi)嚙合齒輪泵， n max= 3000 r/min n min=400r/min !額定壓力p0=31.5Mpa，每轉(zhuǎn)排量q=33.1L/r，容積效率11 v=85%，總效率口 =0.7. 4. 與液壓泵匹配的電動機(jī)選定 首先分別算出快進(jìn)與工進(jìn)兩種不同工況時的功率，取兩者較大值作為選擇電動機(jī) 規(guī)格的依據(jù)。由于在慢進(jìn)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(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(jī)在 經(jīng)過泵的流量特性曲線最大功率時不至停轉(zhuǎn)，需進(jìn)行演算，即Pax Qp/ - Pd ,式中， Pd所選電動機(jī)額定功率；Pb內(nèi)嚙

10、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(jìn)時的功率，快進(jìn)時的外負(fù)載為7500N,進(jìn)油時的壓力損失定為 0.3MPa。 -6 Pb=7500/(0.1x0.1 (4)x10 6+0.3=1.26MPa 快進(jìn)時所需電機(jī)功率為： 問寸：產(chǎn)-口-1.26x28.26/60 x0.7=0.85kw 工進(jìn)時所需電機(jī)功率為： :P=Ppx6.15/(60 x0.7)=0.18kw 查閱電動機(jī)產(chǎn)品樣本，選用丫90S-4型電動機(jī)，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

11、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 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(diào)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(guān) 35 KF-28 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(jìn) 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=3

12、m/s 1/2 : 則內(nèi)徑 d 為 d=4.6(47.1/3)=18.2mm 若系統(tǒng)主油路流量按快退時取 Q=22.61L/ min,貝U可算得油管內(nèi)徑d=17.9mm.綜 合 d=20mm 吸油管同樣可按上式計算(Q=49.6L/min，V=2r/s)現(xiàn)參照YBX-16變量泵吸油1 口連接尺寸，取吸油管內(nèi)徑d為29mm 6. 液壓油箱容積的確定 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(qiáng)度條件來計算 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

13、各異，一般計算時可分為薄壁圓筒，起重 運(yùn)輸機(jī)械和工程機(jī)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 =38.25 X 140/2 X 100=26.78mm( c =100110MP j 故取 Z =30mm 液壓缸壁厚算出后，即可求出缸體的外徑D1為 D1 D+2Z =140+2X 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(jù)執(zhí)行機(jī)構(gòu)實(shí)際工作煩人最大行程來確定，查表的系 列尺寸選取標(biāo)準(zhǔn)值L=300mm 五液壓系統(tǒng)的驗(yàn)算 已知該液壓系統(tǒng)中進(jìn)回油管的內(nèi)徑均為 12mm各段管道的長度分別為：AB=0.3m AC=1.7

14、m AD=1.7m 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(yùn)動粘度 V=150cst=1.5cm /s，油的密度p =920kg/m 1壓力損失的驗(yàn)算 1. 工作進(jìn)給時進(jìn)油路壓力損失，運(yùn)動部件工作進(jìn)給時的最大速度為0.25m/： min，進(jìn)給時的最大流量為23.55L /min，則液壓油在管內(nèi)流速 V為： V1=Q/( n dd/4) = (23.55 X 1000)/( 3.14 X 2.9 X 2. /4 ) =59.45(cm/s) 管道流動雷諾數(shù)Rel為. Rel=59.45X 3.2/1.5=126.8 Relv2300可見油液在管道內(nèi)

15、流態(tài)為層流，其沿程阻力系數(shù)入l=75Rel=0.59 進(jìn)油管道的沿程壓力損失 P為： P1-仁入 l/(l/d) ( p V/2 ) 2 =0.59X( 1.7+0.3)/(0.029X 920X 0.59 /2)=0.2MPa 查得換向閥34YF30-E20B的壓力損失 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(jìn)油路總壓力損失 P為： P1M P1-1 + A P1-2=(0.2X 1000000+0.05X 1000000)=0.25MPa 2. 工作進(jìn)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

16、道的流量為進(jìn)油管的二分之 一，則： V2=V/2=29.7 (cm/s) Rel=V2d/r=29.7X 2/1.5=57.5 入 2=75/Rel=75/57.5=1.3 回油管道的沿程壓力損失A P為： A P2-1=X/( l / d)X( PX VXV /2) =1.3X 2/ 0.029X 920 X 0.5952/2=0.56MPa 查產(chǎn)品樣本知換向閥 23YF3B-E20B的壓力損失A P=0.025MPa=換向閥34YF30-E20B 的壓力損失A P=0.025MPa調(diào)速閥ADTL-10的壓力損失A P=0.5MPa 回油路總壓力損失A P為 A P2=A P2-1 + A

17、P2-2+ A P2-3+A 2-4=0.55+0.025+0.025+0.5=1.1MPa 3. 變量泵出口處的壓力P: Pp= ( F/ n cm+A2 A P2)/( A1+ A P1) =(307500/0.9+0.00785X 1.1 X 100)/ 0.01539+0.15 =22.4MPa 4. 快進(jìn)時的壓力損失，快進(jìn)時液壓缸為差動連接，自會流點(diǎn)A至液壓缸進(jìn)油口 C之 I 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A P1-1為 V仁Q/ ( n dXd/4) =45.22X 1000/(3.14X 2X2/4X 60)=240.02

18、(cm/s) Rel=vld/r=320.03 入 1= 75/rel=0.234 A P1-仁入(l/d )X( p V2) =0.234.X( 1.7/0.02)X( 920X 2.4X2.4X2) =0.2MPa M11 同樣可求管道AB段及AD段的沿程壓力損失 P1-2 P1-3為 V2=Q /( n dxd/4) =295cm/ sRe2=V/d/r=236 V2=75Re2=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： 34YF30-E20B 的壓力損失， P2-1=0.17MPa 23YF3B-E20B的壓力損失， P2

19、-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 =2X 0.2+0.024+0.15+017+0.17+25/0.00785X 0.9 =0.18MPa 快退時壓力損失驗(yàn)算亦是如此，上述驗(yàn)算表明，無需修改遠(yuǎn)設(shè)計。 2系統(tǒng)溫升的驗(yàn)算 在整個工作循環(huán)中，工進(jìn)階段所占的時間最長，為了簡化計算，主要考慮工進(jìn) 時的發(fā)熱量，一般情況下，工進(jìn)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(jìn)行分析 當(dāng) V=4cm / min 時 流量 Q=V ( n DD / 4) =nX 0.14X 0.14/ 4=0.616( L / min) 此時泵的