小型液压机课程设计.doc

徐州工程学院机电工程学院课程设计说明书机电工程学院液压与气压传动课程设计说 明 书课题名称： 专用铣床液压系统设计 学生姓名： 学号： 专 业： 机械设计 班级： 10机设2班 成 绩： 指导教师签字： 2013年6月21日27目 录前言 1第一章 设计任务书 31.1设计目的 31.2设计题目 31.3设计要求 4第二章 工况分析 5第三章 负载图和速度循环图的绘制 63.1负载循环图 63.2速度循环图 6第四章 液压系统图 74.1 液压系统图分析74.2 液压系统原理图8第五章 液压缸主要参数确定 95.1 液压缸主要尺寸的确定 95.2 各工作阶段液压缸所需的流量 9第六章 液压元件的选择 126.1液压泵的选择 126.1.1泵的工作压力的确定126.1.2泵的流量确定126.1.3选择液压泵的规格136.1.4 与液压泵匹配的电动机选定 136.2 阀类元件及辅助元件 136.3油箱的容积计算146.4确定管道尺寸156.5液压缸的壁厚和外径的计算156.6液压缸工作行程的确定156.7缸盖厚度的确定166.8最小寻向长度的确定166.9缸体长度的确定17第七章 液压系统的验算 187.1 压力损失和调定压力的确定187.2 系统温升的计算20总结 23参考文献 25设计内容计算说明结论前言第一章设计任务书第二章工况分析第三章负载图和速度图的绘制第四章液压系统图 第五章液压缸主要参数确定第六章液压元件的选择第七章液压系统的验算总结参考文献液压传动是以流体作为工作介质对能量进行传动和控制的一种传动形式。利用有压的液体经由一些机件控制之后来传递运动和动力。相对于电力拖动和机械传动而言，液压传动具有输出力大，重量轻，惯性小，调速方便以及易于控制等优点，因而广泛应用于工程机械，建筑机械和机床等设备上。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。与其他传动控制技术相比，液压技术具有能量密度高配置灵活方便调速范围大工作平稳且快速性好易于控制并过载保护易于实现自动化和机电液一体化整合系统设计制造和使用维护方便等多种显著的技术优势，因而使其成为现代机械工程的基本技术构成和现代控制工程的基本技术要素。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。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。该机并设有脚踏开关，可实现半自动工艺动作的循环。1.1设计目的液压传动课程设计是本课程的一个综合实践性教学环节，通过该教学环节，要求达到以下目的： (1) 巩固和深化已学知识，掌握液压系统设计计算的一般方法和步骤，培养学生工程设计能力和综合分析问题、解决问题能力； (2 ) 正确合理地确定执行机构，选用标准液压元件；能熟练地运用液压基本回路、组合成满足基本性能要求的液压系统； （3）熟悉并会运用有关的国家标准、部颁标准、设计手册和产品样本等技术资料。对学生在计算、制图、运用设计资料以及经验估算、考虑技术决策、CAD技术等方面的基本技能进行一次训练，以提高这些技能的水平。1.2设计题目设计一台小型液压机的液压系统，要求实现快速空程下行慢速加压保压快速回程停止的工作循环。快速往返速度为3m/min,加压速度为=40mm/min,压制力为F200KN，运动部件总重量为G18KN。快速行程380mm: ；慢事行程：20mm ，起动时间为0.2s。1.3设计要求1.设计时必须从实际出发，综合考虑实用性、经济性、先进性及操作维修方便。如果可以用简单的回路实现系统的要求，就不必过分强调先进性。并非是越先进越好。同样，在安全性、方便性要求较高的地方，应不惜多用一些元件或采用性能较好的元件，不能单独考虑简单、经济；2.独立完成设计。设计时可以收集、参考同类机械的资料，但必须深入理解，消化后再借鉴。不能简单地抄袭；3.在课程设计的过程中，要随时复习液压元件的工作原理、基本回路及典型系统的组成，积极思考。不能直接向老师索取答案。1工作负载 工件的压制抗力即为工作负载：Fw=200000N 2摩擦负载 静摩擦阻力： Ffs=0.2x18000=3600N动摩擦阻力： Ffd=0.1X18000=1800N 3惯性负载 ：Fm=ma=18000/103/(0.0260)=4500N背压负载：Fb= 30000N(液压缸参数未定，估算)自 重： G=mg=18000N4液压缸在各工作阶段的负载值：其中： 液压缸的机械效率，一般取=0.9-0.95,液压系统工作循环各阶段的外负载见表2-1表2-1工况负载F组成推力F/启动F= Fb+ Ffs-G=15600N17333N加速F=Fb+Ffd+Fm-G=18300N20333N快进F=Fb+Ffd-G=13800N15333N工进F=Fb+Ffd+Fw-G=213800N237556N快退F=Fb+Ffd+G=59800N66444N3.1负载循环图由表2-1可绘制负载循环图如图3-1所示L(mm)400F(N)173332033315333237556664443.2速度循环图由已知条件可绘制速度循环图如图3-2所示400L(mm)30.04-3V(m/min)4.1 液压系统图分析1.考虑到液压机工作时所需功率较大，固采用变量泵的容积调速方式。2.为了满足速度的有极变化，采用压力补偿变量液压泵供油，即在快速下降的时候，液压泵以全流量供油。当转化成慢速加压压制时，泵的流量减小，最后流量为0。3.当液压缸反向回程时，泵的流量恢复为全流量供油。液压缸的运动方向采用三位四通M型电磁换向阀和二位二通电磁换向阀控制。停机时三位四通换向阀处于中位，使液压泵卸荷。4.为了防止压力头在工作过程中因自重而出现自动下降的现象，在液压缸有杆腔回路上设置一个单向阀。5.为了实现快速空程下行和慢速加压，此液压机液压系统采用差动连接的调速回路。6.为了使液压缸下降过程中压力头由于自重使下降速度越来越快，在三位四通换向阀处于左位时，回油路口应设置一个顺序阀作背压阀使回油路有压力而不至于使速度失控。7.为了实现自动控制，在液压缸的活塞杆运动方向上安装了三个接近开关，使液压系统能够自动切换工作状态。8.为了使系统工作时压力恒定，在泵的出口设置一个溢流阀，来调定系统压力。 4.2 液压系统原理图综上分析可得小型液压机液压系统原理如图4-1所示图4-1 液压机液压系统原理图1-变量泵 2-溢流阀 3-油箱 4-单向阀5-三位四通电磁换向阀 6-单向顺序阀 7-液压缸8-过滤器 9-调速阀 10-二位二通电磁换向阀 则图中电磁铁的动作顺序如表4-1所示表4-1 电磁铁动作顺序表1YA2YA3YA快进工进快退停止5.1 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25MPa。将液压缸的无杆腔作为主工作腔，考虑到缸下行时，滑块自重采用液压方式平衡，则可计算出液压缸无杆腔的有效面积，取液压缸的机械效率=0.9。（2）计算液压缸内径D和活塞杆直径d 由负载图知最大负载F为237556N，取d/D=0.7=0.0105D=0.115按GB/T2348-1993，取标准值D=110mmd=0.7D=77mm由此求得液压缸的实际有效工作面积则：无杆腔实际有效面积：=9503有杆腔实际有效面积：=48475.2 各工作阶段液压缸所需的流量快进：Q=28.51L/min工进：Q= =0.38L/min快退：Q= =14.54L/min液压缸在工作循环中各阶段的压力和流量计算见表5-1。表5-1 液压缸工作循环各阶段的压力、流量工作阶段负载F工作腔压力MPa输入流量L/min快进启动173331.82加速203332.14快进153331.6128.51工进23755625.000.38保压23755625.00快退启动173333.58加速203334.19恒速6644413.7114.54根据Ppq可得液压缸在工作循环中各阶段的功率，其结果如表5-2所示。表5-2 液压缸各工作循环中各阶段的功率工作阶段功率W快进765工进158快退3322按以上数据可绘制液压缸的工况图如图5-1所示。图5-1 工况图6.1液压泵的选择6.1.1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式中，Pp液压泵最大工作压力； P1执行元件最大工作压力； 进油管路中的压力损失，简单系统可取0.20.5Mpa。故可取压力损失=0.5Mpa由液压缸的工况图（图5-1），可以看出液压缸的最高工作压力出现在加压压制阶段时P125.00MPa，25+0.5=25.5MP 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Pa 1.25Pb-1.6Pb 因此Pa=1.25Pp=1.2525.5=31.875MPa6.1.2泵的流量确定液压泵的最大流量应为：QpK（Q）max 式中,K为系统泄漏系数，一般取K=1.1-1.3，大流量取小值；小流量取大值。此处取油液的泄露系数K=1.2故Qp=K（Q）max=1.228.51=34.21L/min6.1.3选择液压泵的规格根据以上计算的Pa和Qp查阅相关手册，选用40YCY141B压力补偿变量型轴向柱塞泵，其额定压力P=32MPa，排量为V=40mL/r,当转速为1000r/min。6.1.4 与液压泵匹配的电动机选定由于液压缸在工进时输入功率最大，这时液压缸的工作压力为25.50MPa，流量为0.38L/min ,取泵的总效率=0.85，则液压泵的驱动电机所要的功率 =190W。根据此数据按JB/T8680.1-1998，选取Y2-711-4型电动机，其额定功率P=250W ，额定转速n=1000r/min,按所选电动机的转速和液压泵的排量，液压泵最大理论流量nV=40L/min ，大于计算所需的流量34.21L/min，满足使用要求。6.2 阀类元件及辅助元件根据所拟定的液压系统图，按照阀类元件及辅助元件所在油路的最大工作压力和通过该元件的最大实际流量可选出这些液压元件的型号及规格，结果见表6-1。表6-1 液压元件的型号及规格序号元件名称额定压力/MPa排量ml/r型号及规格说明1变量泵324040YCY141B额定转速1000r/min驱动电动机功率为250W2溢流阀调压2512C175通径20mm3三位四通换向阀2860WEH10G通径20mm4顺序阀最大工作压力32MPa60HCT06L1 (单向行程调速阀)5调速阀2860FBG-3-125-106单向阀开启0.15MPa最大100S20A220通径20mm7二位二通换向阀28602WE10D10通径20mm6.3油箱的容积计算油箱的容量V (单位为L)计算按式: ，由于液压机是高压系统，。 所以油箱的容量：=239.40L ，取V250L6.4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=57.02Lmin，压油管的允许流速取V=3m/s则内径d为d=4.6(57.02/3)1/2=20.05mm。吸油管同样可按上式计算，现参照40YCY141B压力补偿变量型轴向柱塞泵吸油口连接尺寸，取吸油管内径d为20mm6.5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PD/（2）=31.875110/（2100）=21.00mm（=100110MP）故取=25mm液压缸壁厚算出后，即可求出缸体的外径D1为D1D+2=110+225=160mm6.6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。6.7缸盖厚度的确定一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 近似计算无孔时：t0.433D（P）1/2=0.433x110x（31.875/100）1/2=26.89mm有孔时：t0.433 D2（P D2（D2d0）1/2 式中， t-缸盖有效厚度D-缸盖止口内直径D2-缸盖孔的直径6.8最小寻向长度的确定当活塞杆全部外伸时，从活塞支撑面中点到缸盖滑动支撑面中点的距离H称为最小导向长度。最小导向长度过小，将使液压缸的初试挠度增大，影响液压缸的稳定性，因此，设计时必须保证有一定的最小导向长度。对一般的液压缸，最小导向长度H应满足以下要求：H=L/20+D/2=400/20+110/2=75mm，取H=80mm6.9缸体长度的确定液压缸体内部长度应等于活塞的行程与活塞的宽度之和，缸体外形长度还要考虑到两端端盖的厚度，一般的液压缸的缸体长度不应大于内径地2030倍7.1 压力损失和调定压力的确定1.进油管中的压力损失由上述计算可知，工进时油液流动速度较小，通过的流量为0.38L/min,主要压力损失为阀件两端的压降，可以忽略不计。快进时液压杆的速度=3m/min，有6.4节可知吸油管内径d=20mm，此时油液在进油管的速度：V=1.51m/s1）沿程压力损失：沿程压力损失首先要判断管中的流动状态，此系统采用N32号液压油，室温为20度时油液的运动粘度，所以管道流动雷诺数：=3022320可见油液在管道内流态为层流，其沿程阻力系数：=0.26若取进油和回油的管路长均为4m，油液的密度为=900，则进油路上的沿程压力损失为：=0.0534MPa.2）局部压力损失：局部压力损失包括管道安装和管接头的压力损失和通过液压阀的局部压力损失，由于管道安装和管接头的压力损失一般取沿程压力损失的10%，而通过液压阀的局部压力损失则与通过阀的流量大小有关，若阀的额定流量和额定压力损失分别为qr和pr，则当通过阀的流量为q时的阀的压力损失，由算得=0.113MPa，小于原估算值0.5MPa，所以是安全的。则进油路上的压力总损失为：0.0534+0.00534+0.1130.17174MPa2.回油管路上的压力损失：快进时回油路上的流量14.54L/min，则回油管路中的速度:v=0.77m/s，由此可以计算出管道流动雷诺数：=1542320，油液在管中的流动状态为层流，则阻力损失系数:0.519所以回油路上的沿程压力损失为:0.0277MPa。而通过液压阀的局部压力损失：0.113MPa则回油路上的压力总损失为：0.0277+0.00277+0.113=0.14347MPa由上面的计算所得求出总的压力损失：=0.246MPa这与估算值相符。7.2 系统温升的计算在整个工作循环中，工进和快进快退所占的时间相差不大，所以，系统的发热和油液温升可用一个循环的情况来计算。（1）快进时液压系统的发热量快进时液压缸的有效功率为：767泵的输出功率为：=900W因此快进液压系统的发热量为: =133W（2）工进时液压缸的发热量工进时液压缸的有效功率为：=158W泵的输出功率为：=186W因此工进时液压系统的发热量为：=28W（3）快退时液压缸的发热量快退时液压缸的有效功率为：=3322W泵的输出功率：=4935W因此快退时液压系统的发热量为：=1613W综上，油液总的发热量为:H=133+28+1613=1774W（4）系统温升油箱的散热面积A为：A=0.065V2/3=2.6m2 ，则系统的温升为：T=HiKA式中，K为散热系数。K的大小与油箱周围通风条件的好坏而不同，通风很差时K=89，良好时K=1517.5；风扇强行冷却时K=2023；强迫水冷时K=110175。这里取自然良好的通风散热，即K=17。则求出系统温升近似值为：=40 55显然，系统温升没有超出允许范围，液压系统中不需要设置冷却器。这次课程设计的内容是小型液压机液压系统的设计。对我们来说液压系统的设计是一门新的知识，在设计程中，碰到了一些与以往不同的方法