液壓與氣壓傳動課程設(shè)計-小型液壓機

1、液壓與氣壓傳動課程設(shè)計計算說明書設(shè)計題目 專 業(yè) 班 級 姓 名 學 號 指導教師 年月日機械電子工程系目錄第一章 緒論- 3 -第二章 工作狀況分析- 4 -2.1 繪制并分析運動部件的速度循環(huán)圖。- 4 -2.2 分析并繪制部件負載圖- 4 -第三章 液壓系統(tǒng)原理圖的擬定- 7 -3.1 液壓缸主要參數(shù)的確定- 7 -3.1.1 工作壓力P的確定- 7 -3.1.2 計算液壓缸內(nèi)徑D和活塞桿直徑d- 7 -3.1.3 計算在各工作階段液壓缸所需的流量- 7 -3.2液壓系統(tǒng)圖分析- 9 -3.3液壓系統(tǒng)原理圖- 9 -第四章 液壓元件的計算與選擇- 11 -4.1液壓泵的選擇- 11 -4

2、. 2閥類元件及輔助元件- 11 -4.2.1油箱的容積計算- 12 -第五章 液壓系統(tǒng)性能的運算- 13 -5.1壓力損失和調(diào)定壓力的確定- 13 -5.1.1進油管中的壓力損失- 13 -5.1.3局部壓力損失- 13 -5.2油液溫升的計算- 14 -5.2.1快進時液壓系統(tǒng)的發(fā)熱量- 14 -5.2.2快退時液壓缸的發(fā)熱量- 15 -5.2.3壓制時液壓缸的發(fā)熱量- 15 -5.3散熱量的計算- 16 -第六章 結(jié)論- 17 -第一章 緒論液壓機是制品成型生產(chǎn)中應(yīng)用最廣的設(shè)備之一，自19世紀問世以來發(fā)展很快，液壓機在工作中的廣泛適應(yīng)性，使其在國民經(jīng)濟各部門獲得了廣泛的應(yīng)用。由于液壓機的

3、液壓系統(tǒng)和整機結(jié)構(gòu)方面，已經(jīng)比較成熟，目前國內(nèi)外液壓機的發(fā)展不僅體現(xiàn)在控制系統(tǒng)方面，也主要表現(xiàn)在高速化、高效化、低能耗；機電液一體化，以充分合理利用機械和電子的先進技術(shù)促進整個液壓系統(tǒng)的完善；自動化、智能化，實現(xiàn)對系統(tǒng)的自動診斷和調(diào)整，具有故障預處理功能；液壓元件集成化、標準化，以有效防止泄露和污染等四個方面。 由于需要進行多種工藝，液壓機具有如下的特點： （1） 工作臺較大，滑塊行程較長，以滿足多種工藝的要求； （2） 有頂出裝置，以便于頂出工件； （3） 液壓機具有點動、手動和半自動等工作方式，操作方便；（4） 液壓機具有保壓、延時和自動回程的功能，并能進行定壓成型和定程成型的操作，特別適

4、合于金屬粉末和非金屬粉末的壓制； （5） 液壓機的工作壓力、壓制速度和行程范圍可隨意調(diào)節(jié)，靈活性大。因此，對液壓系統(tǒng)的研究存在重要的意義。 第二章 工作狀況分析2.1 繪制并分析運動部件的速度循環(huán)圖。圖2-1：速度循環(huán)圖由圖1可知：主液壓缸克服靜摩擦力啟動后，當速度達到快進速度6.5m/min時保持勻速到250mm處，由此轉(zhuǎn)工進速度0.45m/min至380mm處。然后以10m/min的速度快退至原來位置并停止。2.2 分析并繪制部件負載圖a.工作負載=50000 Nb.運動部件由于速度變化引起的慣性負載N(加減速時間取0.05s)c.摩擦負載靜摩擦阻力： =0.2×1000=200

5、 N動摩擦阻力： =0.1×1000=100 Nd.背壓負載為平衡移動部件的自重，取液壓缸的背壓負載1000N。表2-1 工作循環(huán)各階段的外負載工況負載值下降啟動加速壓制保壓返回啟動快退根據(jù)受力分析做出負載圖圖2-2 受力負載圖第三章 液壓系統(tǒng)原理圖的擬定3.1 液壓缸主要參數(shù)的確定3.1.1 工作壓力P的確定工作壓力P可根據(jù)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5MPa。將液壓缸的無桿腔作為主工作腔，考慮到缸下行時，滑塊自重采用液壓方式平衡，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為。3.1.2 計算液壓缸內(nèi)徑D和活塞桿直徑d 由負載圖知最大負載F

6、為50100N，取d/D=0.7按GB/T2348-1993，取標準值D=140mmd=0.7D=98mm由此求得液壓缸的實際有效工作面積無桿腔實際有效面積：有桿腔實際有效面積：3.1.3 計算在各工作階段液壓缸所需的流量快進：壓制：快退：液壓缸在工作循環(huán)中各階段的壓力和流量計算見表3-1。表3-1 液壓缸工作循環(huán)各階段的壓力、流量工作階段負載N工作腔壓力MPa輸入流量L/min快進啟動4210.027快進1000.0064100壓制501003.266.9快退啟動4210.0536恒速1000.012778.5根據(jù)可得液壓缸在工作循環(huán)中各階段的功率，其結(jié)果如表3-2所示。表3-2 液壓缸各工

7、作循環(huán)中各階段的功率工作階段工率W快進10.67工進374.9快退8.37- 18 -3.2液壓系統(tǒng)圖分析1.考慮到液壓機工作時所需功率較大，固采用變量泵的容積調(diào)速方式。2.為了滿足速度的有極變化，采用壓力補償變量液壓泵供油，即在快速下降的時候，液壓泵以全流量供油。當轉(zhuǎn)化成慢速加壓壓制時，泵的流量減小，最后流量為0。3.當液壓缸反向回程時，泵的流量恢復為全流量供油。液壓缸的運動方向采用三位四通M型電磁換向閥和二位二通電磁換向閥控制。停機時三位四通換向閥處于中位，使液壓泵卸荷。4.為了防止壓力頭在工作過程中因自重而出現(xiàn)自動下降的現(xiàn)象，在液壓缸有桿腔回路上設(shè)置一個單向閥。5.為了實現(xiàn)快速空程下行和

8、慢速加壓，此液壓機液壓系統(tǒng)采用差動連接的調(diào)速回路。6.為了使液壓缸下降過程中壓力頭由于自重使下降速度越來越快，在三位四通換向閥處于左位時，回油路口應(yīng)設(shè)置一個順序閥作背壓閥使回油路有壓力而不至于使速度失控。7.為了實現(xiàn)自動控制，在液壓缸的活塞桿運動方向上安裝了三個接近開關(guān)，使液壓系統(tǒng)能夠自動切換工作狀態(tài)。8.為了使系統(tǒng)工作時壓力恒定，在泵的出口設(shè)置一個溢流閥，來調(diào)定系統(tǒng)壓力。 3.3液壓系統(tǒng)原理圖綜上分析可得小型液壓機液壓系統(tǒng)原理如圖3-1所示。圖3-1 液壓機液壓系統(tǒng)原理圖1-變量泵 2-溢流閥 3-油箱 4-單向閥5-三位四通電磁換向閥 6-單向順3序閥 7-液壓缸8-過濾器 9-調(diào)速閥 1

9、0-二位二通電磁換向閥 第四章 液壓元件的計算與選擇4.1液壓泵的選擇由液壓缸的工況圖，可以看出液壓缸的最高工作壓力出現(xiàn)在加壓壓制階段時P3.26MPa ，此時液壓缸的輸入流量極小，且進油路元件較少故泵到液壓缸的進油壓力損失估計取為=0.2MPa 。所以泵的最高工作壓力=19.78+0.2=3.46MPa 。液壓泵的最大供油量 按液壓缸最大輸入流量（100L/min）計算，取泄漏系數(shù)K=1.1,則=110L/min。根據(jù)以上計算結(jié)果查閱機械設(shè)計手冊，選用YB-C129B YB型葉片泵，其額定壓力P=7MPa，排量為V=133.9mL/r,當轉(zhuǎn)速為1000r/min。 由于液壓缸在工進時輸入功率

10、最大，這時液壓缸的工作壓力為3.46MPa，流量為6.9L/min ,取泵的總效率=0.85，則液壓泵的驅(qū)動電機所要的功率 =468W，根據(jù)此數(shù)據(jù)按JB/T8680.1-1998，選取Y802-4型Y系列小型三相異步電動機，其額定功率P=750W ，額定轉(zhuǎn)速n=1450r/min,按所選電動機的轉(zhuǎn)速和液壓泵的排量，液壓泵最大理論流量，大于計算所需的流量110L/min，滿足使用要求。4. 2閥類元件及輔助元件根據(jù)閥類元件及輔助元件所在油路的最大工作壓力和通過該元件的最大實際流量可選出這些液壓元件的型號及規(guī)格，結(jié)果見表7-1。 表4-1 液壓元件的型號及規(guī)格序號元件名稱額定壓力/Pa排量ml/r

11、型號及規(guī)格說明1變量泵7133.9YB-C129B額定轉(zhuǎn)速1000r/min驅(qū)動電機功率為750W2溢流閥調(diào)壓712C175通徑20mm3三位四通換向閥28160WEH10G通徑20mm4順序閥最大工作壓力32MPa160HCT06L1 (單向行程調(diào)速閥)5調(diào)速閥28160FBG-3-125-106單向閥開啟0.15MPa最大200S20A220通徑20mm7二位二通換向閥281602WE10D10通徑20mm4.2.1油箱的容積計算容量V (單位為L)計算按教材式(7-8) : ，由于液壓機是高壓系統(tǒng)，。所以油箱的容量：。 取V700L第五章 液壓系統(tǒng)性能的運算5.1壓力損失和調(diào)定壓力的確定

12、5.1.1進油管中的壓力損失由上述計算可知，工進時油液流動速度較小，通過的流量為6.9L/min,主要壓力損失為閥件兩端的壓降可以省略不計。快進時液壓桿的速度，此時油液在進油管的速度。5.1.2沿程壓力損失沿程壓力損失首先要判斷管中的流動狀態(tài)，此系統(tǒng)采用N32號液壓油，室溫為20度時，所以有油液在管中的流動狀態(tài)為層流，則阻力損失系數(shù)=0.113，若取進油和回油的管路長均為4m，油液的密度為=900，則進油路上的沿程壓力損失為5.1.3局部壓力損失 局部壓力損失包括管道安裝和管接頭的壓力損失和通過液壓閥的局部壓力損失，由于管道安裝和管接頭的壓力損失一般取沿程壓力損失的10%，而通過液壓閥的局部壓

13、力損失則與通過閥的流量大小有關(guān)，若閥的額定流量和額定壓力損失分別為，則當通過閥的流量為q時的閥的壓力損失，由算得小于原估算值0.5MPa,所以是安全的。則進油路上的壓力總損失為：0.195+0.0008490.196MPa回油管路上的壓力損失快進時回油路上的流量78.5L/min，則回油管路中的速度：由此可以計算出油液在管中的流動狀態(tài)為層流，則阻力損失系數(shù)0.135所以回油路上的沿程壓力損失為而通過液壓閥的局部壓力損失：則回油路上的壓力總損失為：0.0278+0.12=0.1478MPa由上面的計算所得求出總的壓力損失：=0.268MPa這與估算值相符。5.2油液溫升的計算在整個工作循環(huán)中，工

14、進和快進快退所占的時間相差不大，所以，系統(tǒng)的發(fā)熱和油液溫升可用一個循環(huán)的情況來計算。5.2.1快進時液壓系統(tǒng)的發(fā)熱量快進時液壓缸的有效功率為：10.8W泵的輸出功率為：=因此快進液壓系統(tǒng)的發(fā)熱量為: =1.75W5.2.2快退時液壓缸的發(fā)熱量快退時液壓缸的有效功率為：=16.6W泵的輸出功率為：=快退時液壓系統(tǒng)的發(fā)熱量為：=2.95W5.2.3壓制時液壓缸的發(fā)熱量壓制時液壓缸的有效功率為：=375.75W泵的輸出功率：=441W因此壓制時2.95液壓系統(tǒng)的發(fā)熱量為：=65.25W總的發(fā)熱量為:H=1.75+2.95+65.25=69.95W則求出油液溫升近似值為：溫升沒有超出允許范圍，液壓系統(tǒng)

15、中不需要設(shè)置冷卻器。5.3散熱量的計算當忽略系統(tǒng)中其他地方的散熱，只考慮油箱散熱時，顯然系統(tǒng)的總發(fā)熱功率H全部由油箱來考慮。這時油箱散熱面積A的計算公式為式中 A油箱的散熱面積（）H油箱需要的散熱功率（W） 油溫（一般以考慮）與周圍環(huán)境溫度的溫差 K散熱系數(shù)。與油箱周圍通風條件的好壞而不同，通風很差時K=89，良好時K=1517.5；風扇強行冷卻時K=2023；強迫水冷時K=110175。這里取自然良好的通風散熱，所以油箱散熱面積A為：m2第六章 結(jié)論在設(shè)計過程中主要針對油壓機設(shè)計了其快進、工進、保壓、快退動作過程的原理圖，根據(jù)原理圖及其相關(guān)數(shù)據(jù)設(shè)計選擇了主缸輔助缸輔助元件。 由于油壓機動作過

16、程中壓力控制是個難點問題，在壓頭回程的過程中如何解決壓力的突然釋放將是下一步主要開展的工作。另外控制系統(tǒng)可能的不完善及管路布置、密封件老化、油溫變化引起泄漏問題也是工作的重點。 作為液壓機兩大組成部分的主機和液壓系統(tǒng)，由于技術(shù)發(fā)展趨于成熟，國內(nèi)外機型無較大差距，主要差別在于加工工藝和安裝方面。良好的工藝使機器在過濾、冷卻及防止沖擊和振動方面，有較明顯改善。在油路結(jié)構(gòu)設(shè)計方面，國內(nèi)外液壓機都趨向于集成化、封閉式設(shè)計，插裝閥、疊加閥和復合化元件及系統(tǒng)在液壓系統(tǒng)中得到較廣泛的應(yīng)用。特別是集成塊可以進行專業(yè)化的生產(chǎn)，其質(zhì)量好、性能可靠而且設(shè)計的周期也比較短。 近年來在集成塊基礎(chǔ)上發(fā)展起來的新型液壓元件組成的回路也有其獨特的優(yōu)點，它不需要另外的連接件其結(jié)構(gòu)更為緊湊，體積也相對更小，重量也更輕無需管件連接，從而消除了因油管、接頭引起的泄漏、振動和噪聲。邏輯插裝閥具有體積小、重量輕、密封性能好、功率損失小、動作速度快、易于集成的特點，從70年代初期開始出現(xiàn)，至今已