小型壓力機(jī)液壓系統(tǒng)設(shè)計.doc
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另附CAD系統(tǒng)原理與裝配圖 如有需要發(fā)電郵至wzhly007@163.com 但是不保證及時回信 一般3~5天收信一次 目 錄 一 液壓系統(tǒng)原理設(shè)計………………………………………………1 1 工況分析……………………………………………………………1 2擬定液壓系統(tǒng)原理圖………………………………………………4 二 液壓缸的設(shè)計與計算……………………………………………6 1 液壓缸主要尺寸的確定……………………………………………6 2 液壓缸的設(shè)計………………………………………………………7 三 液壓系統(tǒng)計算與選擇液壓元件…………………………………10 1 計算在各工作階段液壓缸所需的流量……………………………10 2 確定液壓泵的流量,壓力和選擇泵的規(guī)格 ………………………10 3 液壓閥的選擇………………………………………………………12 4 確定管道尺寸 2 液壓缸的設(shè)計 …………………………………12 5 液壓油箱容積的確定………………………………………………12 6 液壓系統(tǒng)的驗算……………………………………………………12 7 系統(tǒng)的溫升驗算……………………………………………………15 8 聯(lián)接螺栓強(qiáng)度計算…………………………………………………16 四 設(shè)計心得…………………………………………………………17 五 參考文獻(xiàn)…………………………………………………………17 一 液壓系統(tǒng)原理設(shè)計 1 工況分析 設(shè)計一臺小型液壓壓力機(jī)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—停止工作循環(huán)??焖偻邓俣葹?m/min,加壓速度為40-250mm/min,壓制力為300000N,運動部件總重力為25000N,工作行程400mm,油缸垂直安裝,設(shè)計壓力機(jī)的液壓傳動系統(tǒng)。 液壓缸所受外負(fù)載F包括五種類型,即: F= F壓 + F磨 +F慣+F密+G 式中: F壓-工作負(fù)載,對于液壓機(jī)來說,即為壓制力; F慣-運動部件速度變化時的慣性負(fù)載; F磨-導(dǎo)軌摩擦阻力負(fù)載,啟動時為靜摩擦阻力。液壓缸垂直安裝,摩擦力相對于運動部件自重,可忽略不計; F密-由于液壓缸密封所造成的運動阻力; G- 運動部件自重。 液壓缸各種外負(fù)載值 1) 工作負(fù)載: 液壓機(jī)壓制力F壓=300000N 2) 慣性負(fù)載: 3) 運動部件自重: G=25000N 4) 密封阻力 F密=0.1F(F為總的負(fù)載) 5) 摩擦力 液壓缸垂直安裝,摩擦力較小,可忽略不計。 根據(jù)上述計算結(jié)果,列出各工作階段所受的外負(fù)載。 工作循環(huán)各階段外負(fù)載表 工況 計算公式 液壓缸的負(fù)載 啟動階段: F啟=F密+F慣-G 加速階段: F加=F密+F慣-G 快進(jìn)階段: F快=F密-G 工進(jìn)階段: F工=F密+F壓-G 快退階段: F退=F密+G 按照給定要求與外負(fù)載表繪制速度循環(huán)圖與負(fù)載循環(huán)圖: 速度循環(huán)圖:50 400 0.67~4.17 50 L(mm) V (mm/s) 負(fù)載循環(huán)圖: F(N) 277778 22500 566 400 L(mm) 305555 2擬定液壓系統(tǒng)原理圖 1) 確定供油方式: 考慮到該壓力機(jī)在工作進(jìn)給時需要承受較大的工作壓力,系統(tǒng)功率較大,速度較底。而在快進(jìn),快退時負(fù)載較小,速度較快。從節(jié)能,減少發(fā)熱,系統(tǒng)結(jié)構(gòu),效率,工作壓力等方面考慮,泵源系統(tǒng)宜選用軸向柱塞泵。 2) 調(diào)速方式的選擇: 在小型壓力機(jī)液壓系統(tǒng)中,進(jìn)給速度的控制一般采用節(jié)流閥或者調(diào)速閥。在本系統(tǒng)中選用回油節(jié)流調(diào)速,這種調(diào)速回路受泄漏與發(fā)熱影響小,速度剛性好,由于有背壓存在,起到一定的阻尼作用,提升了運動的平穩(wěn)性,同時空氣也不易滲入。 3)速度切換方式的選擇: 系統(tǒng)采用由電磁閥控制的快慢速換接回路,它的結(jié)構(gòu)簡單,調(diào)節(jié)行程比較方便,閥的安裝也較容易,但速度換接的平穩(wěn)性較差。若要提高系統(tǒng)的速度換接平穩(wěn)性,可改用由行程閥切換速度的換接回路。 液壓系統(tǒng)原理圖: 二 液壓缸的設(shè)計與計算 1 液壓缸主要尺寸的確定 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)器類型初步確定,先查表取液壓缸工作 壓力為25MPa. 設(shè)備類型 機(jī) 床 農(nóng)業(yè)機(jī)械或中型工程機(jī)械 液壓機(jī)、重型機(jī)械、起重運輸機(jī)械 磨床 組合機(jī)床 龍門刨床 拉床 工作壓力P(MPa) 0.8~2.0 3~5 2~8 8~10 10~16 20~32 液壓缸缸筒內(nèi)徑D和液壓缸活塞桿外徑d的確定: 由負(fù)載圖知最大負(fù)載F為305555.56N,按表可取p2為0MPa,ηcm為0.95,考慮到快進(jìn),快退速度相等,取d/D為0.7。將上述數(shù)據(jù)代入液壓缸缸筒內(nèi)徑計算公式,可得液壓缸缸筒內(nèi)徑: 由液壓缸缸筒內(nèi)徑(缸徑)尺寸系列表查得D=160mm。 活塞直徑d,按d/D=0.7,d=112mm。 由液壓缸活塞桿外徑(桿徑)尺寸系列表,取d=125mm。 由此求得液壓缸的實際有效面積為: 初步計算液壓缸最大工作壓力: 按最低工進(jìn)速度驗算液壓缸的最小穩(wěn)定速度,由式 式中Qmin是調(diào)速閥的最小穩(wěn)定流量為0.1 本次設(shè)計中調(diào)速閥是安裝在進(jìn)油路上,故液壓缸節(jié)流腔有效工作面積應(yīng)取液壓缸無桿腔的實際面積,即 200.96>25 不等式滿足,故液壓缸能夠達(dá)到所需穩(wěn)定工進(jìn)速度。 液壓缸缸筒內(nèi)徑(缸徑)尺寸系列(GB2348-80) (mm) 8 10 12 16 20 25 32 40 50 63 80 (90) 100 (110) 125 (140) 160 (180) 200 (220) 250 (280) 320 (360) 400 (450) 500 液壓缸活塞桿外徑(桿徑)尺寸系列(GB2348-80) (mm) 4 5 6 8 10 12 14 16 18 20 22 25 28 32 36 40 45 50 56 63 70 80 90 100 110 125 140 160 180 200 220 250 280 320 360 2 液壓缸的設(shè)計 1) 液壓缸工作壓力的確定: 根據(jù)設(shè)備的類型有表2-1初選工作壓力P=25MPa 2) 液壓缸內(nèi)徑D和活塞桿d的確定: 前面的計算以得出D=16cm,d=12.5cm 3) 液壓缸壁厚的確定和外徑的確定: a. 起重運輸機(jī)械的液壓缸,一般采用無縫鋼管制造,無縫鋼管大多屬于薄壁圓筒結(jié)構(gòu),其壁厚按薄壁圓筒公式計算: 式中: δ—液壓缸壁厚(m) D—液壓缸的內(nèi)徑(m) py—試驗壓力,一般取最大工作壓力的(1.25~1.5)倍 [σ]—缸筒材料的許用應(yīng)力。其值為: 鍛鋼:[σ]=110~120MPa; 鑄鋼:[σ]=100~110MPa; 無縫鋼管:[σ]=100~120MPa; 高強(qiáng)度鑄鐵:[σ]=60MPa; 灰鑄鐵:[σ]=25MPa。 現(xiàn)取[σ]=100MPa: 查無縫鋼管標(biāo)準(zhǔn)系列取。 b. 缸體的外徑為: 選取D1=200mm,壁厚的無縫鋼管。 4)液壓缸工作行程的確定: 本執(zhí)行機(jī)構(gòu)要求工作行程為400mm。 5)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(qiáng)度要求可用下面公式行近似的計算: 式中: t—缸蓋有效厚度(m); D2—液壓缸缸蓋的止口直徑(m); d0—缸蓋孔直徑。 6)最小導(dǎo)向長度的確定: 最小導(dǎo)向長度是指從活塞支撐面到缸蓋滑動軸承支撐面中點的距離,如果導(dǎo)向長度過小,將使液壓缸的初始繞度增大影響液壓缸的穩(wěn)定性。 對一般液壓缸,要求最小導(dǎo)向長度H應(yīng)滿足以下要求: 式中: l—液壓缸的最大行程; D—液壓缸的內(nèi)徑。 活塞寬度B一般取B=(0.6~1.0)D, B=96~160mm, 現(xiàn)取B=130mm。 缸蓋的滑動支撐面的長度A,根據(jù)液壓缸內(nèi)徑D而確定, 當(dāng)D<80mm時,取A=(0.6~1.0)D, 當(dāng)D>80mm時,取A=(0.6~1.0)d, 因為D=160mm>80mm, 故A=(0.6~1.0)d=75~125mm, 現(xiàn)取A=90mm。 可滿足導(dǎo)向要求。 三 液壓系統(tǒng)計算與選擇液壓元件 1 計算在各工作階段液壓缸所需的流量 2 確定液壓泵的流量,壓力和選擇泵的規(guī)格 1) 泵的壓力的確定: 考慮到正常工作中進(jìn)油路有一定的壓力損失,所以泵的工作壓力為 式中: pp—液壓泵最大工作壓力; P1 —執(zhí)行元件最大工作壓力; —進(jìn)油管路 中的壓力損失,初算時簡單系統(tǒng)可取0.8MPa。 pp是靜壓力,考慮到系統(tǒng)在各種工況的過渡階段出現(xiàn)的壓力往往超過靜壓力。另外考慮到低壓系統(tǒng)取小值,高壓系統(tǒng)取大值。在本系統(tǒng)中。 取Pn=25MPa 2) 泵的流量的確定: 液壓泵的最大流量為: L/min 取qp=45L/min。 式中: qp—液壓泵的最大流量; —同時作用的各執(zhí)行元件所需流量之和的最大值; KL—系統(tǒng)泄漏系數(shù),一般 KL=1.1~1.3,現(xiàn)取KL=1.2。 選擇液壓泵的規(guī)格: 根據(jù)以上計算得的qp和pp再查有關(guān)手冊,現(xiàn)選擇CY14-1B型斜盤式軸向柱塞泵,該泵的參數(shù)為:每轉(zhuǎn)的排量,泵的額定壓力,pn=32MPa電動機(jī)轉(zhuǎn)速1470r/min,容積總效率,總效率。 與液壓泵匹配的電動機(jī)的選定。首先分別算出快進(jìn)與工進(jìn)兩種不同工況時的功率,兩者較大者作為電動機(jī)規(guī)格的依據(jù)。由于在工進(jìn)時泵的輸出流量減小,泵的功率急劇下降,一般當(dāng)流量在0.2~1L/min的范圍內(nèi)時,可取,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的最大功率點時不至電動機(jī)停轉(zhuǎn)需進(jìn)行驗算即: 式中: pn—所選電機(jī)額定功率; pb—限壓式變量泵的限定壓力; 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0N,此時快進(jìn)時進(jìn)油路的壓力為0,功率為0。 工進(jìn)時所需電動機(jī)功率為: 由手冊選擇Y100L2-4型三相異步電動機(jī),功率3kw,額定轉(zhuǎn)速1470r/min 。 3 液壓閥的選擇 液壓元件明細(xì)表 序號 元件名稱 型號 通過的流量 工作壓力 1 過濾器 XU-D32100 45L/min 25MPa 2 軸向柱塞泵 CY14-1B 45L/min 25MPa 3 壓力表 KF3-EA20B 20L/min 25MPa 4 三位四通換向閥 4YF30-E20B 45L/min 25MPa 5 調(diào)速閥 AQF3-E20B 30L/min 25MPa 6 單向閥 AF3-EA20B 30L/min 25MPa 7 二位三通換向閥 23YF3B-E203 45L/min 25MPa 4 確定管道尺寸 油路內(nèi)徑尺寸一般可參照選用的液壓元件接口尺寸而定,也可按管路允許的流速進(jìn)行計算。本系統(tǒng)主油路流量為差動時流量q=60.29L/min,壓油管的允許流速取v=5m/s。 取d=16mm。 綜合諸因素及系統(tǒng)上面各閥的通徑取d=16mm,吸油管的直徑參照CY14-1B變量泵吸油口連接尺寸,取吸油管內(nèi)徑d=42mm。 5 液壓油箱容積的確定 本系統(tǒng)為高壓系統(tǒng),液壓油箱有效容量按泵流量的5~7倍來確定,現(xiàn)選用容量為400L的油箱。 6 液壓系統(tǒng)的驗算 已知液壓系統(tǒng)中進(jìn)回油路的內(nèi)徑為d=16mm,各管道長度分別AB=0.5m,,BD=DE=1m,CF=2.5m,DF=1.5m, 選用L-HM32液壓油。設(shè)其工作在20℃,其運動粘度υ=150cst=1.5cm2/s油液的密度ρ=920kg/m3。 1) 工進(jìn)進(jìn)油路的壓力損失: 運動部件快進(jìn)時的最大速度為0.25,最大流量為5.02,則液壓油在油管內(nèi)的流速為: 管道的雷諾數(shù)Re1為 Re1<2300, 可見油液在管道內(nèi)流態(tài)為層流,其沿程阻力系數(shù) 進(jìn)油管FC的沿程壓力損失Δp1-1為 換向閥的壓力損失Δp1-2=0.05MPa,忽略油液通過管接頭,油路板處的局部壓力損失,則進(jìn)油路的總壓力損失Δp1為: Δp1=Δp1-1+Δp1-2=0.023+0.05=0.073MPa 2)工進(jìn)回油路的壓力損失: 管道的雷諾數(shù)Re2為 Re2<2300, 油液在管道內(nèi)的流態(tài)為層流,其沿程阻力系數(shù), 回油路管道沿程壓力損失Δp2-1為: 換向閥壓力損失Δp2-2=0.025MPa;調(diào)速閥的壓力損失Δp2-3=1MPa。 回油路的總壓力損失: Δp2=Δp2-1+Δp2-2+Δp2-3=0.0105+0.025+1=1.036MPa 變量泵出口處的壓力Pp: 3) 快進(jìn)進(jìn)油路的壓力損失: 快進(jìn)時液壓缸為差動連接,自匯流點D至液壓缸進(jìn)油口E之間的管路DE中,流量60.29。 管道的雷諾數(shù)Re1為: Re1<2300, 可見油液在管道內(nèi)流態(tài)為層流,其沿程阻力系數(shù)。 進(jìn)油管DE的沿程壓力損失Δp1-1為: 同樣可求管道AD段,DF段的沿程壓力損失Δp1-2,Δp1-3。 管道的雷諾數(shù)Re2,Re3為: Re2、Re3<2300, 油液在管道內(nèi)流態(tài)為層流,其沿程阻力系數(shù): 換向閥壓力損失為Δp1-4=0.17MPa,Δp1-5=0.17MPa。 泵的出口壓力為: Δpp=Δp1-1+Δp1-2+Δp1-3+Δp1-4+Δp1-5=0.101+0.105+0.058+0.17+0.17=0.604MPa 快退時壓力損失驗算從略。 7 系統(tǒng)的溫升驗算 在整個工作循環(huán)中工進(jìn)時所需的功率最大,為了簡化計算,主要考慮工進(jìn)時的發(fā)熱量。當(dāng)以最小工進(jìn)速度工作時: V=40mm/min 流量q: 泵的效率0.1泵的出口壓力16.19MPa則有: ΔP=P輸入-P輸出=2.16-0.2=1.96kw 當(dāng)以最大工進(jìn)速度V=40mm/min工作時,q=5.02L/min,總效率, ΔP=P輸入-P輸出=1.93-1.25=0.68kw 可見在工進(jìn)速度低時,功率損失為1.96kw,發(fā)熱量最大。 假定系統(tǒng)散熱一般取油箱的散熱面積A為: 系統(tǒng)的溫升為: 驗算表明系統(tǒng)的溫升在許可范圍內(nèi)。 8 聯(lián)接螺栓強(qiáng)度計算 缸體與缸蓋之間使用六顆45號鋼螺栓進(jìn)行連接,且螺栓只受拉應(yīng)力。 則單個螺栓受力: F=305555.56/6=50926N 由公式: 可確定: 取d=16mm 式中: d—螺栓的危險截面直徑,mm; [σ]—螺栓材料的許用應(yīng)力,MPa,[σ]=σS/S; σS—螺栓材料的屈服極限,對于45號鋼,σS=360MPa; S—安全系數(shù),S在1.2~1.7。 四 設(shè)計心得 通過本次課程設(shè)計,讓我深深的體會到了自身的不足之處,以及平日學(xué)習(xí)的粗略。 這次課程設(shè)計,使我對液壓系統(tǒng)有了更加全面的認(rèn)識和理解,了解了液壓知識在生活中的廣泛應(yīng)用前景。 這次設(shè)計增強(qiáng)了自己動手能力與理論結(jié)合實際能力,同時提高了自己的獨立思考能力。 雖然設(shè)計過程并不是一帆風(fēng)順,但是在老師的指導(dǎo)與鼓勵,同學(xué)的幫助下,也算是達(dá)成了本次設(shè)計的初衷, 在這次課程設(shè)計中,要運用到多科課程所學(xué)知識,在查找資料的同時,復(fù)習(xí)與鞏固了以前所學(xué)習(xí)的知識,同時提高了自己綜合運用所學(xué)課程知識的能力。 最后感謝學(xué)校,老師能夠給予我們這么一次提高自身能力的機(jī)會。 五 參考文獻(xiàn) 1. 《液壓與氣動傳動》 左健民主編 2. 《液壓系統(tǒng)設(shè)計簡明手冊》 楊培元主編 3. 《液壓系統(tǒng)的計算與結(jié)構(gòu)設(shè)計》 張世偉主編 4. 《液壓氣動與液力工程手冊》 李壯云主編- 1.請仔細(xì)閱讀文檔,確保文檔完整性,對于不預(yù)覽、不比對內(nèi)容而直接下載帶來的問題本站不予受理。
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