小型液压机液压系统设计.docx
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小型液压机液压系统设计
刖百2
一工况分析3
二•负载循环图和速度循环图的绘制4
三•拟定液压系统原理图4
1-确定供油方式5
2.调速方式的选择5
4.液压阀的选择8
5.确定管道尺寸9
6.液压油箱容积的确定9
7.液压缸的壁厚和外径的计算9
8.液压缸工作行程的确定9
9.缸盖厚度的确定9
10最
小寻向长度的确定10
11缸
体长度的确定10
四•液压系统的验算10
1•压力损失的验算10
2系
统温升的验算12
3螺
栓校核13
14
五•参考文献
作为现代机械设备实现传动与控制的重要技术手段,液压技术在国民经济各领域得
到了广泛的应用。
液压压力机是压缩成型和压注成型的主要设备,适用于可塑性材料的压制工艺。
如冲压、弯曲、翻边、薄板拉伸等O也可以从事校正、压装'砂轮成型、冷挤金属零件成型、塑料制品及粉末制品的压制成型。
本文根据小型压力机的用途、特点和要求,利用液压传动的基本原理,拟定出合理的液压系统图,再经过必要的计算来确定液压系统的参数,然后按照这些参数来选用液压元件的规格和进行系统的结构设计。
小型压力机的液压系统呈长方形布置,外形新颖美观,动力系统采用液压系统,结构简
单、紧凑、动作灵敏可靠。
该机并设有脚踏开尖,可实现半自动工艺动作的循环
技术参数和设计要求
设计一台小型液压压力机的液压系统,要求实现快速空程下行一慢速加压一保压一快速回程一停止的工作循环,快速往返速度为3m∕min,加压速度40-250mr∕min,压制力为300OOON运动部件总重为2500ON,工作行程40Omm油缸垂直安装,设计改压力机的液压系统传动。
一工况分析
1•工作负载
工件的压制抗力即为工作负载:
Fw=300000N
2•摩擦负载
静摩擦阻力:
FfS=ON
动摩擦阻力:
Ffd=ON
3•惯,性负载
Fm=maF25000∕10X3/(0.02X60)=6250N
背压负载
Fb二30000N(液压缸参数未定,估算)
自重:
G=mg=25000N
4•液压缸在各工作阶段的负载值:
其中:
mθ.9
m——液压缸的机械效率,一般取m=0.9-0.95O
表1・1:
工作循环各阶段的外负载
工况
负载组成
启动
F=Fb+FfS-G=5000N
加速
F=Fb+Ffd+Fm-G=11250N
快进
F=Fb+Ffd-G=5000N
工进
F=Fb+Ffd+Fw-G=305000N
快退
F=Fb+Ffd+G=55000N
・负载循环图和速度循环图的绘制
负载循环图如下
三•拟定液压系统原理图
1・确定供油方式
考虑到该机床压力要经常变换和调节,并能产生较大的压制力,流量大,功率大,空行程和加压行程的速度差异大,因此采用一高压泵供油
2.调速方式的选择
工作缸采用活塞式双作用缸,当压力油进入工作缸上腔,活塞带动横梁向下运动,其速度慢,压力大,当压力油进入工作缸下腔,活塞向上运动,其速度较快,压力较小,符合一般的慢速压制、快速回程的工艺要求得液压系统原理图
(1)液压缸主要尺寸的确定
1)工作压力P的确定。
工作压力P可根据负载大小及机器的类型,来初步确定由手册查表取液压缸工作压力为20MPa
2)计算液压缸内径D和活塞杆直径do由负载图知最大负载F为305OOON按表9-2取p2可不计,考虑到快进,快退速度相等,取d∕D=0.7
D={4Fw∕[冗Plnon]}172=147(mm)
根据手册查表取液压缸内径直径D=160(mm)活塞杆直径系列取d=110(mm)取两液压缸的D和
d分别为16Omm和IlOmm。
按最低工进速度验算液压缸的最小稳定速度
Alħmin∕Vmin=0.05X1000/3=16.7(Cm2)液压缸节流腔有效工作面积选取液压缸有杆腔的实际面
积,即
A=n(D2-d2)/4=3.14X(1602-1102)/4=105.98Cm2满足不等式,所以液压缸能达到所需低
速
(2)计算在各工作阶段液压缸所需的流量
2
Q(快进)=冗d2v(快进)/4=3.14x0.11x3∕4=28.50L∕min
Q(工进)=冗D2V(工进)/4=3.14x0.16织0.04∕4=0.804L∕min
Q(快退)=n(D2-d2)v(快退)∕4=3.14x(0.162-0.112)x3∕4=31.79L∕min(3)确定液压泵的流量,
压力和选择泵的规格
1泵的工作压力的确定考虑到正常工作中进油管有一定的压力损失,所以泵的工作压力为
PPPlP
式中,Pp—液压泵最大工作压力;
Pl•执行元件最大工作压力(Pa):
P■进油管
路中的压力损失(Pa),
简单系统可取0.2~~0.5Mpa。
故可取压力损失刀△P1=0.5Mpa
20+0.5=20.5MPa
上述计算所得的PP是系统的静态压力,考虑到系统在各种工况的过度阶段出现的
动态压力往往超出静态压力,另外考虑到一定的压力储备量,并确保泵的寿命,因此
选泵的压力值Pa应为Pa1.25Pp-1.6Pp
因此Pa=1.25Pp=(1.25-1.6)20.5=25.625~32.8MPa。
2泵的流量确定,液压泵的最大流量应为
QPK(刀Q)max
K为系统泄漏系数,一般取κ=1.1-1.3,大流量取小值;小流量取大值。
油液的泄露系数K=1.2
故QP=K(EQ)max=1.231.76=38.15Lymin
3选择液压泵的规格
根据以上计算的Pa和QP查阅相矢手册现选用BFWOl液压泵,
nmax=3000r/min
nmin=1000r∕min
额定压力pO=32Mpa每转排量q=63mL∕r,容积效率V=85%总效率=0.7.
4与液压泵匹配的电动机选定首先分别算出快进与工进两种不同工况时的功率,取两者较大值作为选择电动机
规格的依据。
由于在慢进时泵输出的流量减小,泵的效率急剧降低,一般在流量在0.2-1L∕min范围内时,可取=0.03—0.14.同时还应该注意到,为了使所选择的电动机在经过泵的流量特性曲线最大功率时不至停转,需进行演算,即PaXQp/Pd,式中,Pd—所选电动机额定功率;Pb—内啮合齿轮泵的限定压力;Qp∙压力为Pb时,泵的输出流量。
首先计算快进时的功率,快进时的外负载为5000N进油时的压力损失定为0.3MP&
Pb=[5000∕(0.11x0.11n/4)x10-θ+0.3]=0.0.826MPa
快进时所需电机功率为:
(0.826x38.15∕60)∕0.7=0.75kw
工进时所需电机功率为:
P=PPXO.804∕(60x0.7)=0.39kw
查阅电动机产品样本,选用丫90S-4型电动机,其额定功率为1.1KWJ额定转
速为1400r∕min
4.液压阀的选择
根据所拟定的液压系统图,按通过各元件的最大流量来选择液压元件的规格。
选
定的液压元件如表所示
序号
元件名称
最大流量
(L/min
最大工作压
力(MPa
型号选择
1
滤油器
30
31
Z∪-H40XIOS
2
液压泵
25.05
40
BFWolA
3
三位四通电磁阀
60
31.5
34WE6G50-50/AW220R
4
单向调速阀
65
31.5
S15A020/5
5
二位三通电磁阀
60
31.5
23WE6G50-50
6
单向阀
65
31.5
S15A020/5
7
压力表
31.5
AF6EA30/Y400
8
平衡阀
50
14
DZlO-130/210
9
液控单向阀
60
约31.5
SV15GB230/2
10
溢流阀
2.5
6.3
Y-IOB
5.确定管道尺寸
油管内径尺寸一般可参照选用的液压元件接口尺寸而定,也可接管路允许流速
进行计算,本系统主要路流量为差动时流量Q=57L∕min压油管的允许流速取V=3m∕s
1/2
则内径d为d=4.6(57∕3)=20.05mm
若系统主油路流量按快退时取Q=31.79L/min,贝U可算得油管内径d=12.96mm.综合
d=20mm
吸油管同样可按上式计算(Q=42.4L∕min,V=1.5m∕s)现参照YBX-16变量泵吸油
口连接尺寸,取吸油管内径d为29mm
6.液压油箱容积的确定
根据液压油箱有效容量按泵的流量的5-7倍来确定则选用容量为400Lo
7.液压缸的壁厚和外径的计算
液压缸的壁厚由液压缸的强度条件来计算
液压缸的壁厚一般是指缸筒结构中最薄处的厚度,从材料力学可知,承受内压
力的圆筒,其内应力分布规律因壁厚的不同而各异,一般计算时可分为薄壁圆筒,
起重运输机械和工程机械的液压缸一般用无缝钢管材料,大多属于薄壁圆筒结构,
其壁厚按薄壁圆筒公式计算
Z>PD∕2[(T]=25.625X160/(2X100)=20.5mm([C]=1OO-IlOMP
故取Z=2Omm
液压缸壁厚算出后,即可求出缸体的外径DI为
D1>D+2Z160+2X20=20Omm
8.液压缸工作行程的确定
液压缸工作行程长度,可根据执行机构实际工作烦人最大行程来确定,查表的
系列尺寸选取标准值L=400mm
9.缸盖厚度的确定
般液压缸多为平底缸盖,其有效厚度t按强度要求可用下面两个公式进行
ReIV2300可见油液在管道内流态为层流,其沿程阻力系数入∣=75ReI=O.59
进油管道的沿程压力损失△P为:
∆P1-t入l∕(l∕d)∙(PV/2)
=0.59X(1.7+0.3)/(0.029X920X0.592∕2)=0.2MPa
查得换向阀34WE6G50-50/AW220的压力损失厶P=0.05MPa
忽略油液通过管接头、油路板等处的局部压力损失,则进油路总压力损失厶P为:
△卩仁厶Pl-I+AP1-2=(0.2XIOOOOOO+0.05XIOOOOOO)=O.25MPa
2工作进给时间回油路的压力损失,由于选用单活塞杆液压缸且液压缸有杆腔的工作面积为无杆腔的工作面积的二分之一,则回油管道的流量为进油管的二分之一,则
V2=V∕2=34.87(cm∕s)
ReI=V2d∕r=34.87X2∕1.5=46.5
入2=75/ReI=75/46.5=1.6
回油管道的沿程压力损失△P为:
△P2■仁入/(l∕d)X(PXVXV/2)=1.6X2∕0.029X920X0.5952∕2=0.68MPa查产品样本知换向阀23WE6G50-50的压力损失△P=0.025MPa°换向阀34WE6G50・50/AW220R勺压力损失厶P=0.025MPa,调速阀ADTL-10的压力损失
△P=0.5MPa
回油路总压力损失△P为
△P2=AP2-1+AP2-2+△P2-3+A2-4=0.68+0.025+0.025+0.5=1.23MPa
3变量泵出口处的压力P:
PP=(F/ncm+A2△P2)∕(A1+ΔPl)
=[(3O5OOO∕O.9+O.OO591X1.1X100)∕0.01539]+0.15
=22.4MPa
4快进时的压力损失,快进
时液压缸为差动连接,自会流点A至液压缸进油口C
之间的管路AC中,流量为液压泵出口流量的两倍即26L∕min,AC段管路的沿程压力损失为
厶PI-I为
V仁Q/(ndXd∕4)=45.22X1000/(3.14X2X2∕4X60)=240.02(cm∕s)
ReI=VlCl∕r=320.03入1=75/Rel=O.234
△PI■仁A(l∕d)X(pV2)
=0.234X(1.7/0.02)X(920X2.4X2.4X2)
=0.2MPa
同样可求管道AB段及AD段的沿程压力损失△P1-2ΔP1・3为
V2=Q∕(ndXd∕4)=295CmzSRe2=V∕d∕r=236
V2=75Re2=0.38
∆P1-2=0.024MPa
∆P1-3=0.15MPa
查产品样本知,流经各阀的局部压力损失为:
34WE6G50-50/AW220的压力损失,△P2-1=0.17MPa
23WE6G50-50勺压力损失,△P2-1=0.17MPa
据分析在差动连接中,泵的出口压力为P
P=2AP1-2+AP1-2+AP2-2+AP2-1+AP2-2+F∕A2nCrrl
=2X0.2+0.024+0.15+017+0.17+25/0.00785X0.9
=0.18MPa快退时
压力损失验算亦是
如此,上述验算表
明,无需修改原设
计。
2系统温升的验算在整个工作循环中,工进阶段所占的时间最长,为了简化计算,主要
考虑工进时的发热量,一般情况下,工进速度大时发热量较大,由于限压式变量泵在流量不
同时,效率相差极大,所以分别计算最大、最小时的发热量,然后加以比较,取数
值大者进行分析
当V=4cm∕min时
流量Q=V(nDD/4)=nX0.125X0.125/4=0.491(L/min)此时泵的效率为0.1,泵的出口压力为22.4MPa
则有:
P输入=22.4X0.613/(60X0.1)=2.29(KW)
P输出=FV=305000X4/60X0.01X0.00仁0.203(KW)此时的功率损失为
△P=P输入一P输出=2.29-0.203=2.09(KW)
当V=25cm∕min时,Q=3.85L∕min总效率n=0.8
贝UP输入=25X3.85/(60X0.8)=1.845(KW)
P输出=FV=307500X25/60X0.01X0.001=1.28(KW)
△P=P输入一P输出=0.565(KW)
可见在工进速度低时,功率损失为2.156Kw,发热最大
假定系统的散热状况一般,取K=IOX0.001Kw/(Cm∙T)油箱的散热面积A为
A=0.065V2z3=6.5m2系统的温升为:
ΔT=ΔP∕KA=2.156∕(10X0.001X6.6)OC=332C验算表明系统的温升在许可范围内
3.螺栓校核液压缸主要承受轴向载荷FmaX=305000取6个普通螺栓,则每个螺栓的工作拉力为Fo=305000∕6=51250N螺栓总拉力F=Fa+Cb∕(Cb+Cm)FoFa为螺栓预紧力Cb为螺栓刚度Cm为被连接件刚度又Fa=Fb÷[1-Cb∕(Cb+Cm)】F
Fb为残余预紧力则Fb=(1.5-1.8)F
取Fb=1.5F
Cb∕(Cb+Cm)在无垫片是取0.2~0.3去取值为0.3
得Fa=2.2FoF=2.5FO由此求得F=128125N
螺栓的中径d>{(1.3X4F)/[(T]舟v2=22.1mm
[(T]=(Ts∕S=433MP材料选用40Cr
所以取标准值d=24mm选用螺栓为M24
五・参考文献
1、成大先主编。
《机械设计手册》[M]第四版第四卷化学工业出版社2002
2、宋学义主编。
《袖珍液压气动手册》机械工业出版社1995
3、左建民主编。
《液压与气压传动》机械工业出版社20074、谢群、崔广臣、王建编著。
《液压与气压传动》国防工业出版社2011
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