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文档简介
I 液压压砖机 项目设计方案 压压砖机的现状与发展趋势 内液压压砖机的现状与发展趋势 中国现已是世界公认的墙地砖生产大国,有着世界最大的压砖机市场。但在压砖机上,却一直依赖于进口,其中主要来年自意大利和德国,自国家“七五”计划以来,由国家建材局组织实施的墙地砖技术装备现代化和国产化项目不断取得进步,在自主开发与国外先进技术相结合,引进技术与消化吸收相结合的方针指导下,国产液压压砖机取得了从无到有、从小到大的重大发展和技术进步,填补了国内空白,并且产品还开始出口到东南亚等国。目 前国内己生产出从百吨到万吨等多种规格的液压压砖机,累计达近万台。国产液压压砖机在主要技术参数、主要技术性能、主机结构、液压系统、电路系统等方面己达到国外先进水平,能在上线生产可靠运行,完全可替代进口相同吨位压砖机。国内已掌握液压压砖机的设计和制造技术,具有设计、制造各种结构和各种吨位压砖机的能力和经验。随着压砖机的种类越来越齐全,吨位越来越大,技术越来越成熟,一批批拥有丰富理论知识和实际经验的专业科研队伍逐步形成。相信在不久以后,在世界的舞台上,中国将会成为压砖机强国,国产压砖机将会起着举足轻重的作用,也必 将为社会发展作出重大贡献。 与国外的液压压砖机相比,虽说国产压砖机在主要技术参数、主机结构型式以及液压元件、密封件、电气元件的选用上,它们已无多大区别,但在压砖机的性能、质量、可靠性、工艺水平、外观等方面尚有一定的差距。要尽快赶上或超过国外液压压砖机的水平,还应该做好几点工作 : 1)继续研究和完善液压压砖机的主机结构、液压系统、电控部分,使之特点化,国外产品的共同点都是以液压机构为工作机构,引入当代的科技成果,逐步完善,最终走向机电液一体化的高技术装备,但他们又都保持着企业的特点,如在液压油 路的设计、控制显示手段、机架结构、布料系统设计等。因此,行业人士看压砖机,一看就知道是什么压砖机,又都知道是哪个公司生产的压砖机,也能评论这些压砖机的优点与劣势。 2)时刻关注国外液压压砖机的最新技术,及时消化吸收并创新体现在国内的液压压砖机上,使国产液压压砖机能跟随科技进步和市场需求的变化不断改进产品,开发新产品。国外的压砖机企业紧跟行业终端产品而开发,紧跟社会的新科技不断提高,在这一点上值得国内同行借鉴。 3)成本意识有待提高,在保证液压压砖机的可靠性、先进性和精品的前提下,应注意降低制 造成本,使国产液压压砖机价格低于国外液压压砖机,增强市场竞争力。 国外液压压砖机的现状与发展趋势 从 20 世纪 70 年代至今,国内外墙地砖压制成形机械设备有了很大的发展,取得了长足的进步。意大利、德国、日本、中国等国家的一些陶瓷机械制造公司不断推出了一大批结构日益完善、生产效率高、自动化程度高的全自动液压压砖机。这些全自动液压压砖机总的特点是压制力大,主机结构刚度大,压制制度 (压力、压制速度、压制时间 )灵活可调,各种参数数字显示,压制过程监控,故障跟踪显示,程序存储方便,自动化程度高,高效节 能,性能可靠,操作维护简单,并且可以满足不同墙地砖压制成形工艺的要求。 意大利是墙地砖压制成形机械设备主要生产国,有萨克米 (、西蒂 (娜塞提(、唯高 (四家公司。德国生产全自动液压压砖机的公司有莱斯布赫 (司、道尔斯特 (司、内奇 (公司,但目前国内使用的德国墙地砖成形液压压砖机主要是莱斯 综观国外全自动液压压砖机近几年的发展,结合国内外等多家液压压砖机产商的产品特点,不难 概括出今后全自动液压压砖机的发展趋势 : 1)朝大吨位发展 3000, 4000, 5000, 7200 吨等系列大吨位液压压砖机已于数年前进入市场,有消息称,10000 吨以上液压压砖机也己投入生产。 2)推出宽台面的液压压砖机 不少公司推出了一些宽台面的液压压砖机,增加砖坯的压制块数,以提高生产率。 3)液压系统趋于简化,注重系统的节能 最典型的是国外液压压砖机液压系统动力源己从传统的定量泵驱动发展为新型的高效变量泵驱动。增加了一些压力能回收油路,尽量减少能量消耗。 4)注重液压系统的清洁和过滤 因为 液压系统的故障 75%均由于是液压油的不洁而造成的,故各公司都十分注重液压系统的清洁和液压油的过滤,普遍采用全过滤方式 (即在主泵的进、出口均设置过滤器 ),提高过滤精度。 5)增加机架的整体刚性,减少压制时机架的弹性变形 6)大量采用电液比例控制技术 电液比例技术是作为连接现代电子技术和大功率液压设备之间的桥梁,已经成为现代控制工程技术的基本构成之一,在近 15 年中得到了广泛应用。它具有节能、可靠、简化系统、调节方便和价格较低等优点。国外液压压砖机首先在料车的速度控制上应用了电液比例控制技术,其后应用到活动横梁的 速度控制上,近年来又有应用到顶模装置的速度控制上。采用电液比例控制技术和先进的检测元件,可使料车速度、活动横梁速度、顶模装置的速度在任意行程任意位置实现无级调节与转换,且转换位置准确,重复精度高,调节方便、易实现。 )采用先进的 制系统 可实现各种参数的自动显示,压制程序的修改,过程的监控,故障诊断的实时帮助和随机教学等功能。 8)全新概念的布料系统 为满足人们对砖坯装饰的要求越来越高,使生产的砖达到天然石材的效果,因此近两年来在布料系统上做了许多的研究和改进,如二次布料装置、自由布料技术等。 2 设计计算的内容和步骤 液压系统有液压传动系统和液压控制系统之分。前者以传递动力为主,追求传动特性的完善;后者以实施控制为主,追求控制特性的完善。但从结构和组成原理看,二者无本 的差别。本次设计,是液压传动系统的设计。一台机器究竟采用什么样的传动方式,必须根据机器的工作要求,对机械、电力、液压、和气压等各种传动方案进行全面的方案论证,正确估计液压传动的必要性、可行性和经济性。当确定采用液压传动。设计内容和步骤如图 2示。 图 2计流程图 3 液压机本体结构及设计计算 压压砖机液压系统的组成及功能 明确设计依据进行工况分析 对立柱和三梁进行强度核算 液压缸的设计 液压元件选择和专用件设计 液压系统性能估算 是否符合要求 全自动液压压砖机压制油缸优化设计 V 所有的液压压砖机液压系统都是由动力部分、控制部分、执行部分及辅助部分四大部分组成。 1)动力部分。动力部分主要由电动机和柱塞泵 (或叶片泵 )组成,向液压系统提供压力油。 2)控制部分。控制部分一般由压力控制阀、方向控制阀、流量控制阀三大类的阀件组成。液压压砖机的液压系统一般将这些阀件组成三大集成块,即顶模、布料集成块,系统压力调节集成块和压制循环集成块。控制部分的作用是在限位开关 (包括 行程开关和接近开关 )和延时器的配合下,按照压制成形的工艺要求,控制液压压砖机各个执行机构动作的先后次序,以实现运动循环的同步化。 3)执行机构部分。执行机构是将压力能转变为机械能,主要包括油缸和液压马达。油缸的作用是实现直线往复运动,将压力直接传递给坯体 ;液压马达是作回转运动。一般是液压马达通过一个带移动导杆的曲柄导杆机构 (曲拐 )将液压马达的回转运动变换为料车的往复直线运动。 4)辅助部分。辅助部分主要由油箱、冷却器 (加热器 )、管路与接头、滤油器、蓄能器等组成。它们的功能是贮存油液、控制油温、输送油液、对油 液进行过滤、清除油液中的杂质,储存能量等。 压压砖机的液压回路 液压压砖机的工作原理一般是用一张液压原理图 (或称为液压系统图 )来表示的,它表示液压压砖机液压系统各执行元件能实现的动作循环及控制方式,一般还配有一张压制曲线图,即表示电磁铁得失电的工作循环图。通过液压原理图可以分析构成液压压砖机的液压回路由哪些基本回路构成,回路的特点和基本性能等 ;可以分析各执行机构每一个动作时的液压油走向,从中找出各液压元件的作用,各液压元件的相互影响。因此熟悉掌握液压压砖机的液压原理图是从事液压压砖机设计、使用、调整 、维修及排除设备液压故障等方面工作的工程技术人员和技术工人的基本功,也是排除液压压砖机液压故障的基础,是查找液压故障的一种最基本的方法。 体结构的选择 液压机本体结构设计应考虑以下三个基本原则: 1)尽可能好地满足工艺要求,便于操作; 2)具有合理的强度与刚度,使用可靠,不易损坏; 3)具有很好的经济性,重量轻,制造维修方便。 中,工艺要求是最主要的影响因素。由于在液压机上进行的工艺是多种多样的,因此液压机的本体结构型式也必然是多种多样的。从机架型式看,有立式与卧式。从机架组成方式民有立拄式、 单臂式和框架式,立往式中又分四柱、双注、三住及多住等。从工作缸的数量看,有单缸,三缸或多缸。 双柱下拉式 在过去传统的三梁四柱式结构中,液压机本体的重心高出地面很多,稳定性控差。 60 年代开始,出现下拉式 (下传动 )结构,如图所示,它由两根立柱及上、下横梁组成一个可动的封闭式框架,工作缸安装在下横梁上,也随框架一起运动,而工作柱塞则固定在不动的固定梁上。固定梁上还装有立校的导套和回程缸,立柱按对角线布置。 下拉式结构的优点为: 1)压机重心低几乎与地面处于同一水吨因此稳定性好。在偏心载荷作用 T,当下拉 式结构机架变形很大冰重心 S 仍在原位,而在上传动结构中。在偏线作用下,重心 S 偏移很多,从而引起机架的严重晃动。 2)工作缸在地面以下,地面上几乎没有什么管道,当用油为工作介质时,不易着火,比较安全。管道连接处不受压机晃动或机架变形的影响,不易损坏。 3)上横梁宽度不决定于工作缸外径,因此上横梁可设计得较窄,便于操作。 4)立柱按对角线布置,立纵横两个方向上可布置活动工作台及横向移砧装置,操作工人右较宽广的工作视野,压机辅助工具也有较大的工作空间。 5)压机地面上高度小,可安装在高度较低的车间里。 但其缺点为: 1)地坑深度大大加深,地下工程量较大。 2)运动部分质量较大,惯性大。 由于下拉式结构具有较多的优点,因此得到迅速推广。中小型锻造液压机中近年逐渐采用此种结构。 由以上优缺点比较,故 自动液压机采用本机架结构。 柱的强度计算 本液压机立柱的初步设计尺寸为 d=柱光滑部分直径 ) 退刀槽处过渡圆角半径 r 为 3 柱材料为 45#钢正火处理。则立柱下端上螺纹到光滑部分过渡区局部结沟尺寸的最小直径为 由于是小型液压机,应将立柱考虑为插入端的悬臂梁, m= e 为载荷作用点相对液压机中心线的偏心距,此处取 e=2 34 0 m P 合式( 3 4F= 2d = 310 2 式( 3 d =210 334 0 m P 式( 3 = 66 4321 . 1 1 0 2 0 . 2 5 1 . 1 1 0 101 . 3 1 1 0 8 . 4 9 1 0 41 4 8 7 1 0 0=2000 410疲劳强度核算 由于已设计退刀槽处过渡圆角半径 r 为 300 0 1234式( 3 m i . 1 4 7204 式( 3 从有关资料 14中查出理论应力集中系数值为 于 45#钢,正火状态, q 值可取 为 有效应力集中系数为: K =1+q(1)=1+1)= 式 ( 3 则t=1487 410 =1962 410而 0为 2000 410因此该机架结构是安全的 。 粱的强度与刚度计算 (1)概述 三个横梁 (上横梁、活动横梁及下横梁 )外形轮廓尺寸很大,为了节约金属和减轻重量,一般做成箱形,在安装各种缸、柱塞及立柱的地方做成圆筒形,中间加设筋板,承载大的地方筋板较密,以提高刚度,降低局部应力。合理地布置筋板,可以使横梁重量轻,又有足够的强度和均匀的刚度。筋板一般按方格形或辐射形布置。 横梁由铸造或焊接制成,目前以铸造为多,一般采用 钢, 2000小液压机也有用铸铁的。在设计铸造横梁时,应注意使各部分厚度没有突然的变化,以避免不均匀冷却而产生内应力,在各处连接过渡区应有较大的圆角。 随着轧制 板材和焊接技术的发展,钢板焊接横梁也日益增多,其特点为加工周期短结构重量轻、强度高及外形美观。一般采用 16材。但大型焊接横梁要求焊接技术较高,焊后整体退火往往要求大型热处理设备,特别是由于焊接应力及变形规律不易掌握,使用时易产生裂纹,因此受到一定限制。 (2)上横梁的强度及刚度计算方法 由于上横梁的刚度远大于立拄的刚度,因此可以将上横梁简化为简支梁,支点间距离 宽边立柱中心距。工作缸压力简化为作用于法蓝半圆环重心上的两个集中力。图 3经过以上简化的单缸液压柱上横粱受力图。 最大弯矩在梁的中点 m a x 22P l 图 3缸液压机上梁受力简图 式中 N); l 最大剪力为 2大挠度在梁的中点,由于梁的跨度与高度相比不是很大,因此应考虑剪力对挠度的影响,梁中点的 挠度为 233 4 1 24 8 2 2 4DP l D l D K P l G F l 式( 3 式中 E 梁的弹性模量 2/N J 梁的截面惯性矩 4 G 梁的剪切弹性模量 2/N F 梁的截面积 2 K 仅与截面形状及尺寸有关,矩形截面 K 液压机的设 计中, P=610 N =560=t=166=2P=510 N 将以上数据代入最大挠度计算公式得 对挠度 0 6 0 21 式( 3 比允许值大,所以刚度适中,强度方面是安全的。 (3)活动梁的强度 对单缸液压机,一般只校核活动横梁承压面 上的挤压应力,如材料为 许用挤压应力为( 8001200) 510对三缸液压机,在两侧缸加压时,活动横梁承受弯矩。对于大型液压机,尚需考虑活动横梁的自重 G。 活动横梁很少因为强度不够而损坏,但生产中曾出现过违章操作将活动横梁压在限程套上加压而引起破坏。 再此,关于活动横梁的强度校核就不做过多阐述。 ( 4)下横梁的强度及刚度计算 本设计中液压机下横梁的载荷为均布载荷分布,受力简图如图 3 3大弯矩为 21m a x 48 式中 q 为均布力 q= 1/P N 式( 3 = 0132 X =,若设1l=232m a x 14q l= 621 . 1 1 0 2 8 6 8 3 3 3 . 3 3 1 6 648 02/N 式( 3 最大挠度为 3m a 8 6P l P G F 式( 3 本设计中, l =166=上已知条件得 0 . 3 1 1 0 . 1 8 7 /1 . 6 6 mm m m 式( 3 比允许值大,所以刚度适中,强度方面是安全的。 4 确定液压系统的主要参数 力和流量是液压系统的主要参数。根据这两个参数来计算和选择液压元、辅件和原动机的规格。当系统压力选定后,液压缸的主要尺寸或马达排量即可确定,接着就可根据液压缸的速度或液压马达的转速确定其流量。 选系统压力 以下表 4目前我国几类机械常用的系统工作压力,他反映了这些系统繁荣特点和选用工作压力的经验。 表 4设备类型 机床 农用机械、小型工程机械及辅助机构 液压机、中大型挖掘机重型机械 磨床 组合机床 龙门刨床 拉床 系统压力 ( 2 3 5 2 8 8 10 10 16 20 32 系统压力选定得是否合理,直接关系到整个系统设计的合理程度。在液压系统功率一定的情况下,若系统压力选得过低,则液压元、辅件的尺寸和重量就增加,系统造价也相应增加;若系统压力选得过高,则液压设 备的重量、尺寸和造价会相应降低。例如,飞机液压系统的压力从 21 28其重量下降约 5 ,所以以及减小 13 。然而,若系统压力选得过高,由于对制造液压元、辅件的材质、密封、制造精度等要求的提高,反而会增大液压设备的尺寸、重量和造价,其系统效率和使用寿命也会相应下降,因此不能一味追求高压。就目前的技术和材质情况,一般认为选取压力为 35右为最经济。 根据此表,本次设计选系统压力为 32 算液压缸主要尺寸及其选择 如何从现有国产液压缸四大系列若干种规格中,选用所需要的液压缸, 应综合考虑以下两个方面: 1)应从占用空间的大小、重量、刚度、成本和密封性等方面,比较各种液压缸的缸筒、缸盖、缸底、活塞、活塞杆等零部件的结构形式、各零部件的连接方式,已经油口连接方式,密封结构、排气和缓冲装置等。 2)应根据负载特性和运动方式综合考虑液压缸的安装方式,使液压缸只受运动方向的 载而不受径向负载。液压缸的安装方式有法兰型、销轴型、耳环型、拉杆型等安装方式,在选定时,应使液压缸不受复合力的作用并应考虑易找正性、刚度、成本和可维护性等。综合考虑液压缸的结构和安装方式后,即可确定所需液压竿的规格 液 压缸由缸筒、活塞、活塞杆、端盖和密封件等主要部件构成。液压缸可作成缸筒固定活塞杆运动形式和活塞杆固定缸筒运动形式。本设计所采用的是缸筒固定活塞杆运动形式。为满足各种机械的不同用途,液压缸种类繁多,其分类根据结构作用特点,活塞杆形式、用途和安装支撑形式来确定。按供油方式可分为单作用缸和双作用缸。单作用缸只往缸的一侧输入压力油,活塞仅作单向出力运动,靠外力使活塞杆返回。双作用缸则分别向缸的两侧输入压力油,活塞的正反向运动均靠液压力来完成。由液压气动系统设计手册得知,工程液压缸为双作用单活塞杆液压缸,安装方式 多采用耳环型。 所以本液压系统选用双作用单活塞杆液压缸 如图 4压执行元件实质上是一种能量转换装置,液压缸把输入液体的液压能转换成活塞直线移动或叶片回转摆动的机械能予以输出。所谓输入的液压能是指输入工作液体所具有的流量 Q 和液力 P,输出的机械能对活塞杆缸是指叶片轴摆动时所具有的速度 V 和扭矩 M。这些所有参数都是靠工作容积的变化来实现的,所以说,液压缸也是一种容积式的执行元件,它具有容积液压元件的共性。 图 4压缸计算简图 本设计采 用双作用单活塞杆油缸, 当无杆腔为工作腔时 2211式( 4 有杆腔为工作腔时 2221式( 4 中 4142222121般取液压缸的机械效率,一液压缸的最大外负载液压缸的最大工作压力活塞杆直径液压缸内径或活塞直径积液压缸有杆腔的有效面积液压缸无杆腔的有效面力液压缸的回油腔工作压液压缸的工作腔压力当用以上公式确定液压缸尺寸时,需要先选取回油腔压力, 即背压 杆径比 d/列为根据回路特点选取背压的经验数据。 表 4压经验数据 回路特点 背压( 回路特点 背压( 回油路上设有节流阀 采用补油泵的闭式回路 1油路上有背压阀或调速阀 据上表选 径比 d/D 一般下述原则选取: 当活塞杆受拉时,一般取 d/D=活塞杆受压时,为保证活塞杆的稳定性,一般取 d/D=径比 d/D 还常常用液压缸的往返速比 i=v2/中 v1,别为液压缸的正反行程速度)的要求来选取,其经验数据如表 4列。 表 4压缸常用往返速比 i d D 般工作机械返回行程不工作,其速度可以大一些,但也不宜过大,以免产生冲击。一般认为 i 为合适。如采用差动连接,并要求往返速度一致时,应取 2A =121A,即d= d/D= i=2。 由此可求出液压缸的内径为: D=138, 表 4压缸内径尺寸系列 8 10 12 16 20 25 32 40 50 63 80 90 100 ( 110) 125 ( 140) 160 ( 180) 200 ( 220) 250 320 400 500 630 根据上表,将所得液压缸尺寸圆整到标准值为 D=140 计算得活塞杆直径 d=80 表 4活塞杆直径系列 4 5 6 7 8 10 12 14 16 20 22 25 28 32 36 40 45 50 56 63 70 80 90 100 110 125 140 160 180 200 220 250 280 320 360 400 以上两表分别选自( 圆整到此标准值,是为制造时采用标准的密封件。此外,也可已确定的 D 值在下表中直接查出 d 值: 表 4同缸内径和往返速比的活塞杆直径 内径 D 往返速比 2 0 28 22 20 18 14 50 35 28 25 22 18 63 45 35 32 28 22 80 55 45 40 35 28 90 60 50 45 40 32 100 70 55 50 45 35 110 80 60 55 50 40 125 90 70 60 55 45 140 100 80 70 60 50 160 110 90 80 70 55 180 125 100 90 80 63 200 140 110 100 90 70 由此,液压缸内径与活塞杆直径变为已知,所以又可求出液压缸无杆有效面积21 和液压缸有杆腔工作面 分别为 32400、 23300。 根据以上分析及液压气动系统设计手册本设计选取的液压缸的型号为0 1 1 4 0 /H S G d E 。其缸径为 140塞杆直径为 80比为 力为 力为 大行程为 4000 算液压马达排量 液压马达是用来拖动外负载做功的,它将油液的压力能转换成旋转形式的机械能。按照其工作职能,属于执行元件。 液压马达的主要性能参数包括排量、流量和容积效率。排量是指在没有泄露的情况下,马达每转一转所需要的液 压油的体积。排量恒定不变的马达叫做定量马达,排量可以调节的马达叫变量马达。 流量是指马达在单位时间内所需要的液压油的体积。与液压泵一样,液压马达的流量 有理论流量和实际流量之分。如果液压马达的排量为 Q,欲使马达以转速 q 旋转,则所需要的理论流量 Q= 液压马达的排量 式( 4 式中 _;/,_213叶片马达取,一般齿轮和柱塞马达取液压马达的机械效率,;,液压马达进出口压力差液压马达的负载力矩液压马达的排量根据上式可求得液压马达排 量为 450m/r 算液压缸或液压马达流量 压缸的最大流量 式( 4 式中 A 液压缸的有效面积( 21 液压缸的最大速度_m a 则 压马达的最大流量 m a xm a x 式( 4 式中 液压马达的最高转速液压马达排量_m a 则 压马达的选用 以已确定的液压马达的基本参数、排量、转拒、转速、工作压力,作为依据,再从满足基本参数的若干中液压马达中挑选转速范围、滑差特性、总效率、容积效率等符合系统要求,并从占用空间、安装条件以及在工作机构上的布置等 方面综合考虑后,择优选定。 由于本设计为小型液压机,所以选用柱塞马达。其技术参数为:型号为 大排量为 00mL/r,最高压力为 40大理论转矩为 143 5 拟订液压系统图 拟订液压系统图是液压系统设计中的一个重要步骤。这一步要做的工作:一是选择基本回路,二是把选出的回路组成液压系统。下面概要的介绍一下 : 定和选择基本回路 表 5压马达的应用范围 马达类型 适用工况 应用实例 马达类型 适用工况 应用实例 齿轮马达 负载转矩不大,速度平稳性要求不高 钻床、风扇 轴向柱塞马达 负载速度大,有变速要求,负载转矩较小,低速平稳性要求高 起重机、铲车、铰车、内然机车、数控机床 叶片马达 负载转矩不大,要求燥声较小 磨床回转工作台,机床操纵系统 球塞马达 负载转矩较大,速度中等 塑料机械、行走机械等 摆线马达 负载速度中等,要求体积较小 塑料机械、煤矿机械、挖掘机、行走机械 内曲线径向马达 负载转矩很大,转速低,平稳性要求高 挖掘机、拖拉机、起重机、采煤机牵引部件 它是决定主机动作和性能的 基础,是构成系统的骨架。这就要抓住各类机器液压系统的主要矛盾。如对速度的调节、变换和稳定要求较高的机器,则调速换接回路往往是组成这类机器液压系统的基本回路;对输出力、力矩或功率调节有主要要求而对速度要求无严格要求的机器,如本挖掘机,其功率的调节和分配是系统设计的核心,其系统特点是采用复合油路、功能调节回路等。为了说明本设计液压系统的动作过程,以后将介绍动臂提升回路和行走回路。 速方式的选择 由于驱动液压泵的原动机有电动机和内燃机两种,所以液压系统的调速方式也相应有减压调速和油门调速两种方式。如液压 机等,一般用电动机做原动机,其液压系统一般只能用液压调速;而象本设计所设计的工程机械等多用内燃机做原动机,其液压系统既可采用油门调速又可采用液压调速,经比较,选用液压调速。 油门调速,就是通过调节内燃机发动机油门的大小来改变发动机的转速(即改变液压 的转速),从而改变液压泵的流量,以达到对执行机构的调速要求,实质上是一种容积调速。油门调速无溢流损失,可减少系统发热,但调速范围受到发动机最低转速的限制,因此还往往配以液压调速。 液压调速分为节流调速、容积调速和容积节流调速三大类。主要根据工况图上压力,流量和功率的大小,以及系统对温升、工作平稳性的要求来选择调速回路。例如,压力较低、功率较小、负载变化不大、工作平稳性要求不高的场合,宜选用节流阀调速回路;功率较小、负载变化较大、速度平稳性要求较高的场合,宜采用调速阀调速回路;功率中等,要求温升小时,可采用容积调速;即要温升小又要工作平稳性较好时。宜采用容积节流调速;功率较大( 25上,要求温升小而稳定性,要求不高的情况,宜采用容积调速回路。如本设计。 路循环形式的选择 液压系统的油路循环形式有开式和闭式两种。这主要取决于系统的调速方式:节流 调速、容积节流只能采用开式系统;而容积调速多 采用闭式系统。开式与闭式系统的比较下表 5据分析,本系统采用开式油路循环形式,即执行元件的排油回油箱,油液经过沉淀、冷却后再进入液压泵的进口。 要综合考虑的其他问题 1)要注意防止回路间可能存在的相互干扰 2)提高系统效率,防止系统过热 这就要求在选择回路以及整个设计过程中,力求减少系统的压力和容积损失。 3)防止液压冲击 由于工作机构运动速度的变换(启动、变速、制动)工作负载突然消失以及冲击性负载等原因,往往会产生液压冲击,影响系统的 正常工作。这需要采取相应的防止措施。对液压缸到达行程终点因惯性引起的冲击,可在液压缸端部设缓冲装置或采用行程节流阀回路;对负载突然变化时产生的冲击,可在回路上加背压阀;如为冲击性负载,可在执行元件的进出口处设置动作敏捷的超载安全阀;为防止由于换向阀换向过快而引起的冲击,可采用换向速度可调的电液换向阀等;对于大型液压机,由于困在液压缸内的大量高压油突然释压而引起的冲击,可采用节流阀以及带卸压阀的液控单向阀等元件控制高压油逐渐卸压的方法,来防止冲击。 表 5式与闭式系统的比较 循环形式 开式 闭式 应工况 一般均能适应,一台液压泵可向多个执行元件供油 限于要求换向平稳、换向速度高的一部分容积调速系统。一般一台液压泵只能向一个执行元件供油 结构特点和造价 结构简单,造价低 结构复杂,造价高 散热 散热好,但油箱大 散热差,常用辅助液压系统泵换向冷却 抗污染能力 较差,可采用压力油箱来改善 较好,但油液过滤要求较高 管路损失及功率 管路损失大,用节流调速时,效率低 管路损失较小,用容积调速时,效率较高 4)确保系统安全可靠 液压系统运行中的不稳定因素是多样的,例如异常的负载、停电、外部环境 条件的急剧变化,操作人员的误操作等,都必须有相应的安全回路或措施,确保人身和设备安全。例如,为了防止工作部件的漂移、下滑、超速等,应有锁紧、平衡、限速等回路;为了防止操作者的误操作,或由于液压元件失灵而产生误操作,应有误动作防止回路等。 5)应尽量采用标准化、通用化元件,这可缩短制造周期便于互换和维修。 6 液压元件的选用 压泵的选择,参照下表 6择 : 表 6压泵的性能和应用范围 类型 性能 参数 齿轮泵 叶片泵 螺 杆 泵 柱塞泵 内啮合 外 啮 合 单 作 用 双 作 用 轴向 径 向 轴 配 流 直 轴 端 面 配 流 斜 轴 端 面 配 流 阀 配 流 楔 块 式 摆 线 转 子 压力范围 小 于30 16 小 于25 小 32 10 小 于 40 小 于 40 小 于70 10 20 排量范围 300 150 650 1 320 480 1 9200 560 3600 小 于420 20 720 续表 6 1 型 性能 参数 齿轮泵 叶片泵 螺 杆 泵 柱塞泵 内啮合 外 啮 合 单 作 用 双 作 用 轴向 径 向 轴 配 流 楔 块 式 摆 线 转 子 直 轴 端 面 配 流 斜 轴 端 面 配 流 阀 配 流 流量脉动 1 3 小 于 等 于 3 11 27 小 于 1 1 5 1 5 小 于 等 于 14 小 于 2 小 于 等 于14 应用范围 机床、工程机械、农业机械、航空、船舶、一般机械 机床、注塑机、液压机、起重机、工程机械、飞机 精密机床食品化工 工程机械、锻压机械、运输机械、矿山机械、冶金机械、船舶、飞机等 根据此表,可选择单作用叶片泵,又经查表得,型号 1B,排量为 r,转数为 10001500r/作压力为 32 定液压泵的工作压力 液压泵的最大工作压力为 1式( 6 p 执行元件的最大工作压力 p 液压泵出口到执行元件入口之间的压力损失。初算时可按经验数据选取:管路简单、流速不大的取 M P ;管路复杂、流速较大的取 M P 。而 表 6工作时的最高压力 工况 缸工作压力1p 进油管道损失p 泵最高压力快进 2 439 工进 502 1539 快退 16 2 39 有计算查表已知,执行元件的最大工作压力为 40,压力损失选取 液压泵的最大工作压力为: 2 1= 式( 6 定液压泵的流量压泵的流量要大于同时动作的几个液压缸所需的最大流量,并要考虑系统的漏损和液压泵磨损后容积效率的下降,由于本设计 采用差动液压缸回路时,液压泵所需流量为: m a p 式( 6 式中 21, 分别为液压缸有杆腔、无杆腔的有效面积; 活塞的最大移动速度。 K 系统泄漏系数,一般取 流量取小值,小流量取大值;在确定流量时,尚需加上溢流阀的最小溢流量,一般取 23L/ 经计算为: ,由表 6知小于等于 14L/选用 12L/ 选择液压泵的规格 按照系统中拟订的液压泵的形式 ,根据其最大工作压力和流量,参照产品样本就可选择液压泵的规格。 1B。 需要指出的是,按上式确定的压泵的最大工作压力。系统工作过程中存在过渡过程的动态压力,其数值往往要比静态压力大得多,液压泵也不例外。故所选液压泵的最大工作压力不但不得超过该泵的额定压力,从安全性、可靠性考虑,还应留有较大余地。一般推荐,所选定的液压泵的额定压力应比该泵最大工作压力大 25%60%,使液压泵有一定的压力储备。高压系统的压力储备宜取小值,中、低压系统的压力储 备宜取大值;最高压力出现时间较短的,其压力储备可取小些;反之,应取大些。 另外,液压泵的转速与他的寿命、燥声、气穴等紧密相关。产品样本上给出了容许转速范围,但一般不使泵在最低、最高转速下长期运行。特别是用内燃机驱动的液压泵,当油温低时,在低速运行,则吸油困难,且因润滑不良,造成卡咬失效故障;高转速运行,则易产生气蚀、震动、异常磨损等有害现象。 定驱动液压泵的功率 对于双连泵,实现快进、工作循环的回路,所以在计算双联泵所需功率时,根据快进、工进两个阶段的工作压力、流量分别计算其所需驱动功率,然 后取较大者。计算过程如下: 当工进时,液压泵的最大工作压力为 压泵的压力和流量比较定,则液压泵的驱动功率 式( 6 式中 p 液压泵的最大工作压力; 液压泵的流量; p 液压泵的总效率。 液压泵 的总效率既是液压泵的容积效率与其机械效率之乘积。各类液压泵的总效率可参考上表数值估取,液压泵规格大取大值;规格小取小值;变量泵一般取小值。 表 6压泵的总效率 压泵类型 齿轮泵 螺杆泵 叶片泵 柱塞泵 总效率 以 W 式( 6 当快进时液压泵的最大工作压力为 W 式( 6 显然 于 取驱动液压泵的功率为 外提一点,如果求的的是限压式变量叶片泵的驱动功率,可按流量特性曲线拐点处的流量、压力值计算,一般,拐点所对应的压力为液压泵最大压力的 80%,故其驱动功率的计算公式为 m a ( 6 式中 液压 泵的流量; 液压泵的最大工作压力 则 m a x 式( 6 工作循环中,液压泵的压力和流量变化比较大,则需分别算出循环中各阶段所需功率,然后按下式计算平均功率。 2122222121 式( 6 式中 1t 、 一个工作循环中,各阶段所需时间; 1 一个工作循环中各阶段所需的功率。 若液压泵是用电动机驱动的,则可按上述计算公式算得的功率和液压泵的转速,从产品样本中选定标准的电动机。但是,必须进行核算,使每个阶段电动机的超载量都在允许范围内。一般电动机在短时间内可允许超载 25%。 制阀的选择 液压系统中,液压控制阀用来控制液压系统中的压力、流量及油液的流动方向,从而控制液压执行元件的启动、停止、改变运动的速度、方 向,力以及动作顺序等,以满足各类液压设备对运动、速度、力或转矩的要求。因此,液压阀的性能直接影响到液压系统的静特性、动特性及工作可靠性。根据用途与工作特点,分为:压力控制阀,(如溢流阀、减压阀等),流量控制阀(如节流阀、调速阀等)、方向控制阀(如单向阀、换向阀等)。 力控制阀的选择原则 压力:压力控制阀的额定压力应大于液压系统可能出现的最高压力,以保证压力控制阀的正常工作。 压力调节范围:系统调节压力应在阀的压力调节范围之内。 流量:通过压力控制阀的实际流量应小于压力阀的额定流量 结构类型: 按结构类型及工作原理,压力控制阀分直动型和先导型两类。直动型压力控制阀结构简单,灵敏度高,应采用直动型溢流阀。先导型压力控制阀的灵敏度和响应速度比直动型阀低一些,而调压精度不直动型高,广泛用于高压及大流量和精度要求较高的场合。 在本次设计的两条主油路中各采用一个通过全流量的一次过载溢流阀(主安全阀),溢流压力 25个油缸和换向阀之间均设有压力 31二次过载溢流阀和补油阀,以避免在换向阀回到中位时,工作装置由于惯性使各油缸管路产生过大的压力并受其冲击而损坏。当油缸出现负压时,补油阀能够使油缸从回 油路进行补油,防止元件和管道内产生吸空现象。 量控制阀的选择 压力:系统压力的变化必须在阀的额定压力之内 流量:通过流量控制阀的实际流量应小于该阀的额定流量。 流量范围:流量控制阀的流量调节范围应大于系统要求的流量范围。特别注意,在选择节流阀和调速阀时,所选阀的最小稳定流量应满足执行机构的最低稳定速度的要求。 在本系统中,在挖掘机动臂油缸的大腔回路装有了单向节流阀,防止动臂超速下降。 向控制阀的选择 压力:液压系统的最大压力应低于阀的额定压力 流量:流经方向控制阀的最大流量一 般不应大于阀的额定流量 滑阀机能:滑阀机能只换向滑阀处于中位时的通路形式。不同滑阀机能的阀在换向时冲击的大小不同,能够实现的功能也不同 操纵方式:应根据
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