小型液壓機液壓系統(tǒng)設計

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1、前言前言.1一工況分析一工況分析.2二負載循環(huán)圖和速度循環(huán)圖的繪制二負載循環(huán)圖和速度循環(huán)圖的繪制.3三擬定液壓系統(tǒng)原理圖三擬定液壓系統(tǒng)原理圖.41.1. 確定供油方式確定供油方式.42.2.調速方式的選擇調速方式的選擇.44 4. .液液壓壓閥閥的的選選擇擇 .75.5.確定管道尺寸確定管道尺寸.86.6.液壓油箱容積的確定液壓油箱容積的確定.87.7.液壓缸的壁厚和外徑的計算液壓缸的壁厚和外徑的計算.88.8.液壓缸工作行程的確定液壓缸工作行程的確定.89.9.缸蓋厚度的確定缸蓋厚度的確定.810.10.最小尋向長度的確定最小尋向長度的確定.911.11.缸體長度的確定缸體長度的確定.9四液

2、壓系統(tǒng)的驗算四液壓系統(tǒng)的驗算.91 1壓力損失的驗算壓力損失的驗算.92.系統(tǒng)溫升的驗算系統(tǒng)溫升的驗算.113.螺栓校核螺栓校核 .12五參考文獻五參考文獻.13前言前言作為現(xiàn)代機械設備實現(xiàn)傳動與控制的重要技術手段，液壓技術在國民經濟各領域得到了廣泛的應用。液壓壓力機是壓縮成型和壓注成型的主要設備，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

3、進行系統(tǒng)的結構設計。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)，結構簡單、緊湊、動作靈敏可靠。該機并設有腳踏開關，可實現(xiàn)半自動工藝動作的循環(huán)。技術參數(shù)和設計要求技術參數(shù)和設計要求 設計一臺小型液壓壓力機的液壓系統(tǒng)，要求實現(xiàn)快速空程下行慢速加壓保壓快速回程停止的工作循環(huán)，快速往返速度為 3 m/min，加壓速度 40-250mm/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，設計改壓力機的液壓系統(tǒng)傳動。 一工況分析一工況分析1工作負載 工件的壓制抗力即為工作負載：Fw=300000N 2. 摩擦負載 靜摩擦阻力： F

4、fs=0N 動摩擦阻力： Ffd=0N 3. 慣性負載 Fm=ma=25000/103/(0.0260)=6250N 背壓負載 Fb= 30000N(液壓缸參數(shù)未定，估算) 自 重： G=mg=25000N4. 液壓缸在各工作階段的負載值：其中： 液壓缸的機械效率，一般取=0.9-0.95。0.9mmm表 1.1： 工作循環(huán)各階段的外負載 工況負載組成啟動F= Fb+ Ffs-G=5000N加速F=Fb+Ffd+Fm-G=11250N快進F=Fb+Ffd-G=5000N工進F=Fb+Ffd+Fw-G=305000N快退F=Fb+Ffd+G=55000N二負載循環(huán)圖和速度循環(huán)圖的繪制二負載循環(huán)圖

5、和速度循環(huán)圖的繪制負載循環(huán)圖如下速度循環(huán)圖三擬定液壓系統(tǒng)原理圖三擬定液壓系統(tǒng)原理圖1.1. 確定供油方式確定供油方式考慮到該機床壓力要經常變換和調節(jié)，并能產生較大的壓制力，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2.2.調速方式的選擇調速方式的選擇工作缸采用活塞式雙作用缸，當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（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 可根據負載大小及機器的類型，來初步確定由手冊查表取液壓

6、缸工作壓力為 20MPa。 2）計算液壓缸內徑 D 和活塞桿直徑 d。由負載圖知最大負載 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/p1cm1/2= 147（mm）根據手冊查表取液壓缸內徑直徑 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AQmin/Vmin=0.051000/3=16.7(cm2)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=（D2d2）/4=3.14（16021102）/4 =1

7、05.98 cm2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)= d2v (快進) /4=3.14x0.112x3/4=28.50L/minQ（工進)= D2v (工進) /4=3.14x0.162x 0.04/4=0.804L/minQ(快退)= （D2-d2)v (快退) /4=3.14x (0.162 -0.112)x3/4=31.79L/min (3)確定液壓泵的流量，壓力和選擇泵的規(guī)格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pPPp1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)； 進油

8、管路中的壓力損失(Pa)，p簡單系統(tǒng)可取 0.20.5Mpa。故可取壓力損失P1=0.5Mpa 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 應為 Pa 1.25Pp-1.6Pp因此 Pa=1.25Pp=（1.251.6） 20.5=25.62532.8MPa。 泵的流量確定,液壓泵的最大流量應為 QpK（Q）max 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故 Qp=K（Q）ma

9、x=1.2 31.76=38.15L/min選擇液壓泵的規(guī)格根據以上計算的 Pa 和 Qp 查閱相關手冊現(xiàn)選用 BFW01 液壓泵， nmax= 3000 r/min nmin=1000r/min 額定壓力 p0=32Mpa，每轉排量 q=63mL/r，容積效率=85%，總效率=0.7.v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。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0.21L/min 范圍內時，可取0.030.14.同時還應該注意到，為了使所選擇的電動機在經過泵的流量特性曲線最大功率時不至停轉，需進行演算

10、，即 PaQp/,Pd式中，Pd所選電動機額定功率；Pb內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，快進時的外負載為 5000N，進油時的壓力損失定為0.3MPa。 Pb=5000/(0.11x0.11/4)x10-6+0.3=0.0.826MPa 快進時所需電機功率為： (0.826x38.15/60)/0.7=0.75kw 工進時所需電機功率為： P=Ppx0.804/(60 x0.7)=0.39kw查閱電動機產品樣本，選用 Y90S-4 型電動機，其額定功率為 1.1KW，額定轉速為 1400r/min4 4. .液液壓壓閥閥的的選選擇擇 根據所擬

11、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3031ZU-H4010S2液壓泵25.0540BFW01A3三位四通電磁閥6031.534WE6G50-50/AW220R4單向調速閥6531.5S15A020/55二位三通電磁閥6031.523WE6G50-506單向閥6531.5S15A020/57壓力表31.5AF6EA30/Y4008平衡閥5014DZ10-130/2109液控單向閥60約 31.5SV15GB230/210溢流閥2.56.3Y-10B5.5.確定管道尺寸確定管道尺寸

12、油管內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)主要路流量為差動時流量 Q=57Lmin 壓油管的允許流速取V=3m/s 則內徑 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=31.79Lmin，則可算得油管內徑 d=12.96mm. 綜合 d=20mm吸油管同樣可按上式計算（Q=42.4Lmin ，V=1.5ms）現(xiàn)參照 YBX-16 變量泵吸油口連接尺寸，取吸油管內徑 d 為 29mm6.6.液壓油箱容積的確定液壓油箱容積的確定根據液壓油箱有效容量按泵的流量的 57 倍來確定則選用容量為 400L。 7.7.液壓缸的

13、壁厚和外徑的計算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液壓缸的壁厚一般是指缸筒結構中最薄處的厚度，從材料力學可知，承受內壓力的圓筒，其內應力分布規(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構，其壁厚按薄壁圓筒公式計算PD/2=25.625160/（2100）=20.5mm（=100110MP）故取 =20mm液壓缸壁厚算出后，即可求出缸體的外徑 D1 為D1D+2160+220=200mm8.8.液壓缸工作行程的確定液壓缸工作行程的確定 液壓缸工作行程長度，可根據執(zhí)行機構實際工作煩人最大行程來確定

14、，查表的系列尺寸選取標準值 L=400mm。9.9.缸蓋厚度的確定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 近似計算無孔時：t0.433D（P）1/2=0.433x160 x（25.625/100）1/2=35.07有孔時：t0.433 D2（P D2（D2d0）1/2 式中， t-缸蓋有效厚度D-缸蓋止口內直徑D2-缸蓋孔的直徑10.10.最小尋向長度的確定最小尋向長度的確定當活塞桿全部外伸時，從活塞支撐面中點到缸蓋滑動支撐面中點的距離 H 稱為最小導向長度過小，將使液壓缸的初試撓度增大，影響液壓缸的穩(wěn)定性，因此，設計時必須保證有一定的最小導向長度

15、。對一般的液壓缸，最小導向長度 H 應滿足以下要求 H=L/20+D/2=400/20+160/2=100mm取 H=100mm活塞寬度 B=（0.61.0）D1=10011.11.缸體長度的確定缸體長度的確定液壓缸體內部長度應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大于內徑地 2030 倍四液壓系統(tǒng)的驗算四液壓系統(tǒng)的驗算 已知該液壓系統(tǒng)中進回油管的內徑均為 12mm，各段管道的長度分別為：AB=0.3m AC=1.7m AD=1.7m DE=2m 。選用 L-HL32 液壓油，考慮到油的最低溫度為15查得 15時該液壓油曲運動粘度 V=

16、150cst=1.5cms，油的密度 =920kgm1 1壓力損失的驗算壓力損失的驗算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0.25mmin ，進給時的最大流量為 19.08Lmin ，則液壓油在管內流速 V 為：V1=Q/(dd4）=（19.081000）/(3.142.92/4）=69.74(cms)管道流動雷諾數(shù) Rel 為Rel=69.743.21.5=148.8Rel2300 可見油液在管道內流態(tài)為層流，其沿程阻力系數(shù) l=75 Rel=0.59進油管道的沿程壓力損失 P 為：P1-1=l（ld）（V2 =0.591.7+0.3(0.0299200.5922)=0.

17、2MPa查得換向閥 34WE6G50-50/AW220R 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，則進油路總壓力損失 P 為：P1=P1-1+P1-2=(0.21000000+0.051000000)=0.25MPa工作進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=34.872/1.5=46.52=75/Rel=75/46.5=1.6回油管道的沿程壓力損失 P 為：P2-1=/（l/d）（PVXV/2）=1.6

18、2/0.0299200.5952/2=0.68MPa查產品樣本知換向閥 23WE6G50-50 的壓力損失 P=0.025MPa。換向閥 34WE6G50-50/AW220R 的壓力損失 P=0.025MPa ,調速閥 ADTL-10 的壓力損失 P=0.5MPa回油路總壓力損失 P 為P2=P2-1+P2-2+P2-3+2-4=0.68+0.025+0.025+0.5=1.23MPa變量泵出口處的壓力 P： Pp=（F/cm+A2P2）/（A1+P1） =（305000/0.9+0.005911.1100）/0.01539+0.15=22.4MPa快進時的壓力損失，快進時液壓缸為差動連接，自

19、會流點 A 至液壓缸進油口 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 段管路的沿程壓力損失為 P1-1 為 V1=Q/（dd/4）=45.221000/(3.1422/460)=240.02(cm/s) Rel=V1d/r=320.03 1=75/Rel=0.234 P1-1=(l/d)(V2) =0.234(1.7/0.02)(9202.42.42) =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=Q/（dd/4）=295cm/s Re2=V/d/r=236V2=75 Re2=0.38P1-2=0.024MPaP1

20、-3=0.15MPa 查產品樣本知，流經各閥的局部壓力損失為： 34WE6G50-50/AW220R 的壓力損失，P2-1=0.17MPa 23WE6G50-50 的壓力損失，P2-1=0.17MPa據分析在差動連接中，泵的出口壓力為 PP=2P1-2+P1-2+P2-2+P2-1+P2-2+F/A2cm =20.2+0.024+0.15+017+0.17+25/0.007850.9 =0.18MPa快退時壓力損失驗算亦是如此，上述驗算表明，無需修改原設計。2.系統(tǒng)溫升的驗算系統(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

21、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 V=4cm/min 時流量 Q=V（DD/4）=0.1250.125/4=0.491L/min）此時泵的效率為 0.1，泵的出口壓力為 22.4MPa則有：P 輸入=22.40.613/（600.1）=2.29（KW）P 輸出=FV=3050004/600.010.001=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 V=25cm/min 時，Q=3.85L/min 總效率 =0.8則 P 輸入=253.85/（60

22、0.8）=1.845（Kw）P 輸出=FV=30750025/600.010.001=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，取 K=100.001Kw/（cm）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/（100.0016.6）=33.2驗算表明系統(tǒng)的溫升在許可范圍內3.螺栓校核螺栓校核 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/

23、(Cb+Cm)Fo Fa 為螺栓預緊力 Cb 為螺栓剛度 Cm 為被連接件剛度 又 Fa=Fb+【1-Cb/(Cb+Cm)】F Fb 為殘余預緊力 則 Fb=（1.51.8）F 取 Fb=1.5F Cb/(Cb+Cm)在無墊片是取 0.20.3 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(1.34F)/ 1/2=22.1mm=s/S=433MP 材料選用 40Cr所以取標準值 d=24mm 選用螺栓為 M24五參考文獻五參考文獻1、成大先主編。 機械設計手冊M 第四版第四卷 化學工業(yè)出版社 20022、宋學義主編。 袖珍液壓氣動手冊 機械工業(yè)出版社 19953、左建民主編。 液壓與氣壓傳動 機械工業(yè)出版社 20074、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