課程設計：一臺板料折彎機的液壓系統

10另有設計圖紙e.Qq275673028.壓傳動，其工作循環(huán)為快速下降、慢速下壓〔折彎、快速退回。給定條件為：折彎力滑塊重量快速空降下降行程1.7106N1.9104N170mms速度 〔v 〕 23mms1工作壓力〔折彎〕行程 30mm速度 (v) 12mms2快速回程 行程 200mm速度 (v3

) 53mmsV密封圈，其機械效率。要求擬定液壓系統圖，計算和選擇液壓元件。二、分析工況數〔壓力和流量〕的依據。假設液壓執(zhí)行元件動作比較簡潔，也可以不作圖，只需要找出最大負載和最大的速度即可。運動分析依據設備的工藝要求，把所爭論的執(zhí)行元件在完成一個工作循環(huán)時的運動規(guī)律用圖表示出來，即速度圖。為23mms

30mm15mm內等速運動，速度為12mms

5mm53mms

的速度1—1a1—1a負載分析執(zhí)行機構進展直線往復運動時，所受到的外負載為：F F F F F L f a工作負載F 工作負載與設備的工作狀況有關對于折彎機來L說所移動的滑塊的重量就是工作負載，工作負載可以是定量，也可以是變量，可以是正值，也可以是負值，有時還可能是交變的。摩擦阻力負載F f 摩擦阻力是指運動部件與支承面間的摩擦力，它與支承面的外形、放置狀況、潤滑條件以及運動狀態(tài)有關F f 式中，F 為運動部件及外負載對支承的正壓力；F f N N為摩擦系數。慣性負載F a 慣性負載是運動部件的速度變化時由其慣性而產生的負載，可以用牛頓其次定律計算F ma G va g tm(kg);a為運動部件的加速度〔ms2〕;G為運動部件的重量〔N〕;g為重量加速度〔ms2〕;vmsms

〕;t為速度變化所需的時間〔s〕.假設壓頭0.2s內完成，則慣性力Fa為：

Gv1.91040.023223N

g t 9.8 0.2

Gv1.91040.053514NFa2

g t 9.8 0.2折板時壓頭上的工作負載可以分為兩個階段，第一階段負載力緩段負載力急劇上升到最大折彎力，其上升規(guī)律也近似于線性，因此工作負載為：初壓階段上升到：F11.71060.05 85000 NF217106N液壓缸推力液壓缸工作壓力工作階段負載力NFFLL(N)(N液壓缸推力液壓缸工作壓力工作階段負載力NFFLL(N)(N)cm快速下降啟動FLFa1=2232453476等速FL000折彎初壓934001.32106終壓18613026.5106快速回程啟動FLFa2G1951421440106等速FLG19000208790.29106制動制動FLGFa2281061—1b執(zhí)行元件的參數確定〔1〕選定工作壓力當負載確定后，假設工作壓力低，則執(zhí)行元件的尺寸就大，重量也大，完成給定速度所需的流量就大；假設壓力過高，則密封要求就高，元件的制造精度也就更高，容積效率也就降低。所以執(zhí)行元件的工作壓力可以依據總負載值來選取。確定執(zhí)行元件液壓缸尺寸液壓缸的幾何參數就是有效工作面積A 可由下式求得A Fcm P

式中F為液壓缸上的外負載cm 為液壓缸的機P為液壓缸的工作壓力P；A即為所求的液壓缸的有效[2]表12—2，取液壓缸的工作壓力為25MPa。依據最大折彎力要求，液壓缸的工作面積應有：A FL

1.7106

0.075cm2cmP 0.91251064A40.0753.144A40.0753.14

0.309m309mm按標準選取 D=300mm依據快速下降與上升的速比求活塞桿的直徑dV1

D2 D2d2 23

則D

226mm2.32.3D2D22.3液壓缸實際有效面積分別為：

302705cm24 42A 24

(D2d2)4

(302222)327cm2繪制折彎機主缸的工況圖〔1〕工況圖的繪制依據以上所確定的液壓元件的工作面積〔或排量和工作循環(huán)中各階段的負載，即可繪制出壓力循環(huán)圖見附圖1-1c循環(huán)中各段液壓缸中壓力的結果見1—1則可以算出各段的流量分別為：Q

AV

2.3cm

97llmin1 11705cm2 s sllminQ AV

1.2cm

846cm3

50.76工作行程時：2

1 2705cm2 s s3 2 3327cm2 s s 快速上升過程時：QAV 5.3cm 17333 2 3327cm2 s s 依據以上所計算的執(zhí)行元件的工作面積以及工作循環(huán)中各階段所1-1d依據所繪制的壓力圖和流量體，即可計算出各段所需的功率，各段所需的功率為：快速下降時〔啟動：N11134761622106W工作行程時初壓階段：223168416111WP在5mm1.32MPa26.5MPa，其變化規(guī)律為：P1.32

26.51.325

S1.325.04S式中S—行程，從壓頭開頭終壓起算。流量Q5mm

cm3s

5NPQ846(1.325.04S)(1S)5得S=2.36，此時功率最大

v0，s)N )

5.9KWmax 5N3”P3”Q30.317330.52KWN3P3Q30.2917330.50KW制動：

N3””P3””Q30.2817330.49KW所以即可繪制出功率循環(huán)圖如圖1—1e三、擬定液壓系統圖液壓系統圖的擬定主要考慮〔1〕供油方式從工況圖分析可以統的效率角度考慮，承受斜盤式軸向柱塞泵。(2)可以知道，該系統在慢速時速度需要調整，由于滑塊的運動速度低，工作負載變化小，所以承受調速閥的回油節(jié)流調速回路。〔CCY型，即在快速下降時，泵以全流量供油，當轉換成工作行程〔折彎5mm內擋塊使泵的流量減到零。本機承受單活塞桿液壓缸，停機時，換向閥處于中位，泵壓力缷荷。換向閥為內控式，即其掌握壓力油來自同一泵。中位時的掌握壓時，可以在回路上增加一背向閥。為防止壓頭在下降過程中，由于自重而消滅速度失控現象，在液壓缸下腔回路上設置了一個單向挨次閥。1—1f。四、計算及選擇液壓元件和電動機液壓泵的規(guī)格的選擇要依據設計要求和系統工況確定液壓泵的類型，然后依據液壓泵的最高供油壓力和最大供油量來選擇。確定液壓泵的最高工作壓力液壓泵的最高工作壓力就是在系統正常工作時泵所能供給的最工作壓力三選擇液壓泵型號的重要依據?！踩缫簤簷C和夾緊機構中的液壓缸；其二是，最高工作壓力是在執(zhí)行機構的運動行程中Pp也就是執(zhí)行機構的所需的最大壓力P1，而此折彎機的液壓系統，就屬于其次種狀況，故液壓泵的最高工作壓力，即為液壓缸行程終了時最大工作壓力。液壓泵的最高工作壓力即為液壓缸行程終了時的最大工作壓力為： F

1.7106Ps

L cmA1

26.5MPa0.91705由資料[3]可知，由P壓力損失，除算時間但系統可取0.2~0.5MPa，簡單系統取0.5~1.5MPa，簡單系統可以取0.5~1.5MPa，由資料[3]的表20—2—14 得泵的工作壓力為：PPPP(26.50.5)27MPaP為液壓泵的出口執(zhí)行機構進口之間的總壓力損失，它包括沿程壓力損失和局部壓力損失兩局部。確定液壓泵的最大供油量：液壓泵的最大供油量Qp依據執(zhí)行元件工況圖上的最大工作流量及回路系統中的泄漏量來確定，即Q Kq 由資料[1]中查得。P max小流量取大值，大流量取小值；故取K=1.1；q 為同時動作的各max缸所需流量之和的最大值。液壓泵的最大流量QpQ11.1971.1106.7Lmin選擇液壓泵的規(guī)格中選擇適宜的液壓泵的型號和規(guī)格。為了使液壓泵的工作安全牢靠，Pp高25%~60%。泵的額定流量則宜與Qp相當，不要超過太多，以免造成過大的功率損失。查資料[3]20—5—40160CCY—14—1B32MPa，排量為160mlr，額定轉

rmin94.5KW92%與液壓泵匹配的電動機的選定依據算出的驅動功率和泵的額定轉速選擇電動機的規(guī)格通常允許電動機短時間在超載25%的狀態(tài)下工作電動機功率依據液壓泵的最大功率選取，在整個工作循環(huán)中，液壓泵的功率變化要求較小，因此可計算液壓泵所需驅動功率：由資料[1]中 從規(guī)格表中查出，液壓泵的總效率 0.85P NNmaxP

5.96.94KW0.85由以上計算結果由資料[4]可得：查電機產品名目，擬選電動機的型號為：YZ160MB選用功率為7.5K，同步轉速為1000rmin3．確定油箱的容量N6QP6160960L由資料［３］得 取油箱的容量為960L４．確定安全閥和平衡閥的調整壓力安全閥的調整壓力：Ps”1.1Ps1.126.529.2MPaP

G 1.9104 0.6MPaA2 327104選擇掌握閥類及關心元件依據系統的工作壓力和通過各個閥類選的液壓元件由資料［３］查得，其值見表１—２1—2：折彎己所用液壓元件一覽表序號元件名稱型號規(guī)格數量１軸向變量柱塞泵160CCY14-1B32MPa,160lmin1２單向閥DF-B20K132MPa,20通經1３電液換向閥34DYM-B20H-732MPa，20通經1４溢流閥YF-B20K32MPa，20通經1５壓力表開關KF-281E8通經1６壓力表Y-1000~40MPa1７單向挨次閥XDF-B20F20通經1８液壓缸1選擇油管依據選定的液壓閥的連接油口的尺寸確定管道的尺寸，液壓缸的進、出油管道按輸入，排量的最大流量來計算，其實際流量為泵的額定流量的兩倍〔106.72213.4lmin〕由《簡明手則》查得鋼管的內徑d=36mm,42mm10紋M42×26mm五液壓系統的驗算在前面確定液壓泵的最高工作壓力時提及壓力損失，當時由于系統還沒有完全設計完畢，管通的設置也沒有確定，因此只能作粗略的估算，現在液壓系統的元件、安裝形式、油管和管接頭均可以確定下來了。所以需要驗算以下管路系統的總壓力損失，看其是否在前面假設的范圍內，借此可以比較準確地確定液壓泵的工作壓力，比較準確地調整變量泵或者是溢流閥，保證系統的工作性能。工作缸進、回油管長度均為l=18md=36103m,選用L-HL32型的液壓油油的最低工作溫度為150c，由資料[2]得：此時油的運動黏度 1.5cm2 ，油的密度s900kg 。m31壓力損失的驗算〔1〕確定油液的流淌狀態(tài)：雷諾數 R

1.2732q104e d式中，v—平均流速〔ms —油的運動黏度〔cm2s

d—油管直徑〕;；q—通過的流量〔m3 。s當快速下降時液流是雷諾數為：

104

1.27321.6221043822320 361031.5當快速上升時液流的雷諾數為：R vd

104

1.27321.7331044092320e2 361031.5因此，工作的快速下降、快速上升油路中的油液流淌都是層流?！?〕計算沿程壓力損失P下降時油路上的流速為： 4q1

41.622103

mV1 d2 3.14362106 s1 64 l v2 64189001.591 P Re1

1 2 382361032

0.95105Pa上升時油路上的流速為：V2

4q2d2

41.7331033.14362106

1.7ms2 2 64 l v22 64189001.72 2P Re1

4093610

1.0105Pa其中式子由資料[1]查得。〔3〕計算局部壓力損失局部壓力損失包括管道安裝和接頭的壓力損失及通過液壓閥的的10%回油路上的流量：qAq p 2

107327

lmin49.6lmin1 A 7051V則回油管中的流速為： 49.6103 0.82mV s60

3621064由此，由資料[1]中的公式可得：vdRe

0.8236103

1972320

故油液為層流。 1.5104 75Re

750.38197所以回路上的沿程壓力損失為：

2

189000.822

0.58105Pad 2〔4〕總壓力損失：

3610

32由上面的計算結果即可求出總的壓力損失。再由資料[1]中的公式得：

P

P

P

90515Pa=2.531032、系統的發(fā)熱和溫升計算下降工況驗算系統的溫升?？焖傧陆禃r液壓泵的輸入功率由前面的計算可得:P1=6.94KW;液壓缸的輸出功率：P2Fv142223

231033271W系統的總的發(fā)熱功率為： P1

P2694032713669W油箱的溶積