机座水压机的液压系统设计【3张图/7800字】【优秀机械毕业设计论文】
收藏
资源目录
压缩包内文档预览：(预览前20页/共29页)
编号：606524
类型：共享资源
大小：412.99KB
格式：RAR
上传时间：2016-02-28
上传人：木***
认证信息
个人认证
高**（实名认证）
江苏
IP属地：江苏
50
积分
- 关 键 词：
-
机座
水压机
液压
系统
设计
优秀
优良
机械
毕业设计
论文
- 资源描述：
-
文档包括:
说明书一份,29页,7800字左右.
任务书一份.
翻译一份.
图纸共3张,如下所示
A0-机座水压机.dwg
A2-液压系统.dwg
A2-液压站.dwg
目录
绪论 1
1．计算下油缸的外负载 3
1.1工作负载 4
1.2 计算摩擦负载 4
1.3 计算惯性负载 5
2. 绘制负载图和速度图 6
3. 确定液压系统参数 8
3.1 初选液压缸的工作压力 8
3.2计算液压缸的尺寸。 8
3.3 计算液压缸在工作循环中各阶段所需的压力、流量和功率 9
3.4 绘制液压缸的工况图 9
4.计算上油缸的外负载 11
4.1工作负载 12
4.2.计算摩擦负载 12
4.3 计算惯性负载 13
5. 绘制负载图和速度图 14
6. 确定液压系统参数 15
6.1 初选液压缸的工作压力 15
6.2.计算液压缸的尺寸。 16
6.3 计算液压缸在工作循环中各阶段所需的压力、流量和功率 17
6.4 绘制液压缸的工况图 17
7.液压系统图的拟定。 20
7.1调整方式的选择 20
7.2快速回路和速度换接方式的选择 20
7.3速度换接回路 20
7.4 液压系统的组合 20
8. 选择液压元件 21
8.1 选择液压泵和电机 21
8.2选择阀类元件及辅助元件 23
8.3确定管道尺寸 23
8.4确定油箱容积 24
9，管路系统压力损失的验算。 24
9.1压力损失及调定压力的确定 24
9.1沿程压力损失 24
9.2局部压力损失 25
9.3压力阀的调定值 26
10. 系统的发热与温升 26
设计小结 27
参考文献 28
致 谢 29
摘要
根据GB3836.2-2000《爆炸性气体环境用电气设备 第2部分：隔爆型“d”》第3篇《检查和试验》的规定，隔爆型电气设备外壳和构成外壳的零、部件的需进行强度试验，利用水压机进行水压试验是检测其强度试验的一种方法。
液压系统主要起对试验工件夹紧和压牢封水密封圈作用。液压系统采用上、下两液压缸同时加紧方式，液压系统内、外有无泄漏，夹紧力大小，上、下缸配合的协调性，将直接影响整个系统的保压效果。
关键词： 动力滑台 高效率 液压
Abstract
"The fire damp environment uses the electrical equipment 2nd part according to GB3836.2-2000: Flame-proof type “d”" 3rd "Inspection And Experiment" the stipulation, the flame-proof type electrical equipment outer covering and the constitution outer covering zero, the part must carry on the structural testing, carries on the hydraulic pressure test using the hydraulic press is examines its structural testing one method.
The hydraulic system is main to experiments the work piece clamp and presses the jail to seal the water seal packing collar function.Does the hydraulic system use the top and bottom two hydraulic cylinders simultaneously to step up the way, whether there is the hydraulic system inside and outside divulges, the clamping force size, the top and bottom cylinder will coordinate the coordination, directly will affect the overall system to guarantee presses the effect.
Keywords：Power sliding Taiwan High efficiency hydraulic pressure
- 内容简介：
-
液压泵站也被称为站是独立的氢水利设备。 它要求逐步由石油。并控制液压油的流动方向，压力和流量，适用于大型机和杂交 用户将购买后提供液压站和大量的执行机构（机油或油箱）与油管，液压机械，才能实现这些运动和工作周期。 液压泵站的安装，集成块或阀组合， T型 组合电器盒。 功能部件： 泵装置 压站是力量的源泉。以机械能到液压油的压力能。 多方面的 确的方向实施液压油，压力和 流量控制。 阀组合 康恩 - C 。 油箱 装载油类过滤网络，空气过滤器，用于石油，机油滤清器和冷却。 电气盒 套外部保险丝终端板 ;分布全方位的电气控制。 液压站的原则：电机驱动泵轮，其中泵吸油从油罐。以机械能到液压站的压力，液压油通过集成块（或阀组合）实现了方向，压力，调整后流通管道和外部缸液压机械或机油，以控制方向的动机流体转变部队的规模和速度的步伐，促进各代理油压机械。 一个发展过程 我国液压（包括液压，下同） ，气动和密封工业发展进程大致可分为三个阶段，即： 20 20世纪 50年代初至 60年代初期，最初阶段， 60年代和 70个专业化生产系统 ; 80 90的成长阶段的快速发展阶段。其中，液压行业在20 世纪 50 年代初从机床行业生产假冒苏磨床，拉床，复制车床及其他液压传动开始，液压元件的工厂液压车间，自住。进入 20世纪 60年代，液压技术的应用从机床逐渐推广到农业机械和机械工程领域，重视原始速度的液压车间一些突出的液压件专业生产。到上世纪 60年 代末， 70年代初，随着机械化生产的发展，特别是在第二汽车厂提供高效率，自动化设备，以及液压元件制造业经历了快速发展的形势下，一批中小企业已成为专业液压配件厂。 1968 年我国年产液压元件有近 20万在 1973年，机床，农业机械，机械工程行业，生产液压配件厂是专业发展的 100多个和年产超过 100万。一个独立的液压制造业已初具规模。然后，液压件假冒产品从苏联引进的产品开发和技术相结合的产品设计的压力，高血压和发展的电液伺服阀及系统，液压应用领域进一步扩大。气动比开始的工业液压年后，于 1967年开始建立气动元件专 业厂，气动元件只能作为商品生产和销售。密封橡胶和塑料制品，机械密封和密封柔性石墨密封行业， 20世纪 50年代初从生产普通 胶和塑料挤出，如油封密封和密封石棉产品开始到 60 年代初期，开始生产机械密封和柔性石墨密封制品。 20 世纪 70年代，焚烧前部，一个部，该部的农业机械化系统，一批专业生产厂已经成立，并正式成立工业密封工业发展奠定了基础，促进经济发展。 20世纪 80年代以来，在国家的改革开放政策的指导方针，以发展机械行业，基于大型机件背后的冲突日益突出，并引起有关部门。为此，该部原来在1982年，形成共同的基础件产业，将分散在原机床，农业机械，机械工程行业的集中液压，气动和密封件专业厂，对其进行共同基础件局管理，使该行业在规划，投资，技术和科学的研究和发展领域，如基础设施件局的指导和支持。从那时起进入了一个阶段的快速发展，引进了 60多个项目的国外先进技术，其中包括 40多个项目的液压，气动 7 。经过消化吸收和改造，现在有大量生产，和业界领先的产品。近年来，该行业增加技术改造的努力，于 1991年，当地企业和自筹资金共投入约 20 亿元人民币，其中超过 元液压。通过技术改造和技术研究，以及一 些大型企业，以进一步提高技术水平，技术和设备将大大改善。为了形成一个更高的起点上，专业化生产和运行奠定了良好的基础。近年来，许多国家发展的共同拥有的指导方针，根据不同所有制的中小企业迅速崛起显示出强大的生命力。而进一步开放市场，三资企业迅速发展的行业标准，为改善和扩大出口方面发挥重要作用。今天，我国已和美国，日本，德国和其他国家的著名厂商合资或全资拥有的外国制造商建立一个活塞泵 /马达，行星减速机，舵机，液压控制阀，液压系统，静液压传动，液压铸造。气动控制阀，气缸，气体处理三联件，机械密封，橡胶和密封产品 50多个生产企业，吸引外国投资超过 200亿美元。 其次，目前的局势 （ 1 ）基本概况 经过 40年的努力，我国液压，气动和密封工业已形成了一个比较完整的类别。一定水平的技术能力和产业体系。根据 1995年第三次全国工业普查统计，液压，气动密封件工业 370,000和年销售收入 100万元，国有企业，村办，私营和合作企业，个人， “三资 ”企业共更多超过 1300名，其中约 700液压，气动密封件和大约 300 万人。到 1996 年的国际贸易统计，国内生产总值我国工业液压二十三万四千八百点零零零万元 ，占世界 60 ;气动工业产值 49100 万元，占世界排名第 10 。 （ 2 ）目前的供应和需求概况 通过引进技术，自主开发和技术创新，高压柱塞泵，齿轮泵，叶片泵，通用液压阀，坦克，非润滑气动件和各类密封的第一大技术产品的显着增加。稳定的大规模生产，可为各种主机产品提供了一定程度的保证。此外，液压和气动元件的 统，污染控制，比例伺服技术取得了一些成就，并已用于生产。目前，液压，气动和密封件产品总计约 3000 种，超过 23,000 规格。其中，有1200液压品种，一万多规格（包括液压产品 60个品种 500个规格） ;气动有1350种， 8000多规格 ;橡胶密封件 350种 5000多个规格已基本满足不同类型的主机产品的一般需要，成套设备为主要品种的匹配率为 60 以上，并开始少量出口。 1998 年国产液压件产量 480 万美元。销售收入约 28 亿美元（其中约70 的机械系统） ;气动件产量 360万美元。销售收入约 中约 60 的机械系统） ;密封产量约 800万美元。销售收入约 10亿美元（其中约 50 的机械系统） 。据中国液压气动密封件工业协会 1998年年度报告，液压产品销售 率为 97 . 5 （ 101 液压） ，气动 ， 密封。这充分反映市场的基本趋同。 我国液压，气动和密封工业已经达到了很大的进展，但与主机发展的需要，和世界先进水平，但仍存在许多差距，主要反映在产品品种，性能和可靠性，等等。液压产品为例，国外产品的三分之一，一半生活在国外。为了满足关键主机和大型机进口的主要技术和设备的需要，每年大量的液压，气动和密封产品进口。据海关统计和分析数据，在 1998年液压，气动和密封件的进口约 200亿美元，其中液压约 动近零 3000美元，密封约 30000美元。相比略有下降， 1997年。的款项，目前进口产品的国内市场份额的 30 左右。 1998年件的国内市场需求总的液压约 6万美元，销售总额近 40亿美元 ;气动件需求总量约 500万，销售额超过 700万元 ;海豹总需求约为 11亿美元。总销售额约13亿美元。 第三，发展趋势，未来 1 ，影响发展的主要因素 （ 1 ）产品开发能力和技术发展水平和速度不能完全满足先进主机产品，主要设备和技术进口设备和维护支持 ; （ 2 ）一些企业生产技术，装备水平 和管理水平相对落后，加上强烈的质量，导致低水平的产品性能，质量，可靠性差服务及时，缺乏用户满意和信任的品牌产品 ; （ 3 ）行业的专业化生产低，力量分散，低重复严重，地区和企业之间的融合产品，盲目地相互竞争，压低价格，减少了企业效益，缺乏资金，周转困难，产品开发和技术改造是不够的，并严重制约了行业的整体水平提高的竞争和增加强度 ; （ 4 ）国内市场国际化程度的提高，外国公司进入中国市场并参与竞争的国内私营部门和合作企业，个人，外商投资企业，如增加对国有企业由于不断增长的影响。 2 ，发展趋势 随着社会主义市场经济的不断深化，液压，气动和密封产品在市场的供应和需求，并有一个更大的变化，很久以前的 “短缺 ”的卖方市场已基本成为一个“结构性过剩 ”的特点买方市场。整体能力，已经在供应过剩的局面，特别是水平普遍较低液压，气动和密封件，一般供过于求 ;和东道国的迫切高科技高参数，高附加值的高端产品，而且他们这样做不能满足市场的需求，只有依赖进口。我国加入 其影响可能会更大。因此， “十五 ”期间的增长，工业产值，决不能依赖于量的增长和行业应解决结构性问题的自己，加大调整产业 结构和产品结构，是我们应该依靠提高质量，促进技术升级，产品以满足市场需求和刺激，寻求更大的发展。 of as h- It by to of be of or be is or t- a of - is is of to - of - is in up C. - - at A of of a of to to or to or so as to of of A be 20 950s to 960s, 60s 0 8090s in 950s of 960s, of to to of as of To 960s, 970s, of in in of a 1968 s of 00,000 973, of of 00 an an to of of to of of 967 to as 950s as to 960s, of 1970s, of a a of of to 980s, in s up of of To of 982, of be in so in in as of a of 0 of 0 of . In 991, of 0 of .6 a of to of to be In to a a In in of of an or by to a 0 00 (1) 0 of a a of to 995 70,000 00 in a of ,300, of 00 00 996 s s 6; 19 o. 10. (2) of of of a of In of AD is in ,000 3,000 ,200 0,000 0 00 ,350 ,000 50 ,000 to of to of of 0%, a of 1998 of .8 of 8 of 0% .6 of .5 of 0% of of 00 of 0 of 0% to 998 7. 5% (101% My a of s in so as an In to of a of to of 998 in 00 .4 30 30 a 997. By on of 0%. 1998 of of of 0 of of 00 of .1 of .3 of 1, of (1) of (2) of of a of in of in a of of (3) of of of of is to of of (4) of of in as of to 2, As to in is a to a of s a of of s is in in of of do on be 15 of of on of of of we on of of to : d 3 of a of to of of at to of 09 届毕业设计（论文）任务书 编号 学生姓名 所学专业 机械制造及其自 动化 （数控） 班 级 课题名称 工作内容（ 应完成的设计内容、论文内容） 1、 总装配图 ; 2、 系统图 ； 3、 液压站示意图 ； 4、 设计说明书 ； 5、 中 、 英文翻译 ； 工作要求 （设计应达到的性能、指标，论文质量要求） 1、 组装图清晰明了，尺寸合理，便于理解，试用。 2、设计说明书内容全面，语言通畅、正确，字数不少于 10000 字； 3、外文资料翻译不少于 2000 汉字。 主要参考 资料 【 1】 卢光贤，王立伦 . 机床液压传动与控制 . 西安：西北工业大学出版社， 【 2】 章宏甲，周邦俊 . 金属切屑机床液压传动 . 南京：江苏科学技术出版社， 1980. 【 3】大连工学院机械教研室 . 金属切屑机床液压传动 . 北京：科学出版社， 1974 【 4】市川常雄 . 液压技术基本理论【 M】 . 鸡西煤矿机械厂，译 北京：科学出版社 ,1974. 【 5】上海第二工业大学液压教研室 M】 海科学出版社 . 工作进度 要求 置任务 ;查研究，收集资料，熟悉课题 ;写设计 及加工验证 ;改整理毕业设计材料 及编写说明文 ;强巩固及答辩 课题组 其他成员 指导教师 （签名） 教研室主任 （签名） 部门批准 签发日期 注：本任 务书一式三份，由指导教师填写，教研室主任审核，系部批准后下发；学生、指导教师、系部各一份。 摘要 根据 炸性气体环境用电气设备 第 2 部分：隔爆型“ d”第 3 篇检查和试验的规定，隔爆型电气设备外壳和构成外壳的零、部件的需进行强度试验，利用水压机进行水压试验是检测其强度试验的一种方法。 液压系统主要起对试验工件夹紧和压牢封水密封圈作用。液压系统采用上、下两液压缸同时加紧方式，液压系统内、外有无泄漏，夹紧力大小，上、下缸配合的协调性，将直接影响整个系统的保压效果。 关键词： 动力滑台 高 效率 液压 nd d 3on on is is to to to up is to - 目录 绪论 . 1 1计算下油缸的外负载 . 3 . 4 算摩擦负载 . 4 算惯性负载 . 5 2. 绘制负载图和速度图 . 6 3. 确定液压系统参数 . 8 选液压缸的工作压力 . 8 . 8 算液压缸在工作循环中各阶段所需的压力、流量和功率 . 9 制液压缸的工况图 . 9 . 11 . 12 . 12 算惯性负载 . 13 5. 绘制负载图和速度图 . 14 6. 确定液压系统参数 . 15 选液压缸的工作压力 . 15 . 16 算液压缸在工作循环中各阶段所需的压力、流量和功率 . 17 制液压缸的工况图 . 17 . 20 整方式的选择 . 20 . 20 . 20 压系统的组合 . 20 8. 选择液压元件 . 21 择液压泵和电机 . 21 . 23 . 23 定油箱容积 . 24 9，管路系统压力损失的验算。 . 24 . 24 . 24 . 25 . 26 10. 系统的发热与温升 . 26 设计小结 . 27 参考文献 . 28 致 谢 .未定义书签。 - 1 论 液压传动的优，缺点及在机床上的应用 ： 液压传动系统中的传动介质是油，油本身的物理特性使液压传动与机械传动，电气传动，气压传动相比，具有以下特点： （ 1） 能方便的实现无级调速，调速范围大。在液压传动中，可以在工作时进行无级调速，调速方便且范围大，可达 100： 1200： 1。 （ 2） 运动传递平稳，均匀。液压传动中的工作介质为液体，是无间隙传动且有吸振的能力，使液压传动工作平稳，均匀，不像机械传动装置，由于加工和装备误差总会存在传动间隙，从 而会引起震动和冲击。 （ 3） 易于获得很大的力或力矩。液压传动的工作压力较高（可达 350至更高），液压缸或液压马达的有效承压面积亦可取得较大，因此可获得很大的力或力矩。 （ 4） 单位功率的重量轻，体积小，结构紧凑，反应灵敏。在同等功率的情况下，液压泵或液压马达的重量为一般电机 10%20%，外形尺寸为电机的 15%左右。液压马达的运动惯量不能超过同等功率电机的 10%，启动中等功率的一般电动机需要 1.2 s，而启动同功率的液压马达时间不超过 0.1 s。液压传动反应灵敏，易于平稳的实现频繁的启、停、换向或变速。 （ 5） 易于实现自动化。液压传动的控制、调节比较简单，操纵比较方便、省力，易于实现自动化。当与电气或气压传动传动相配合使用时，更能实现远距离操纵和自动控制。 （ 6） 易于实现过载保护，工作可靠。在液压传动中，作为工作介质的油液压力很容易由压力控制元件来控制。只要设法控制油液压力在规定限度就可达到防止过载及避免事故的目的，使工作可靠。 （ 7） 自动润滑，元件寿命长。液压元件相对运动的表面因有液压油，能自行润滑，所以使用寿命较长。 （ 8） 液压元件易于实现通用化、标准化、系列化，便于设计、制造和推广使用。 液压传动的 主要缺点： （ 9） 液压传动以液体作为工作介质，在相对运动的表面间无法避免泄露，再加上液体具有微小的压缩性及油管产生弹性变形等原因，使液压传动不能实现严格的定比传动。泄露使液压系统能量损失增加，效率降低；泄露造成油液的浪费，污染周围环境。 - 2 10） 温度对液压系统的工作性能影响较大。液体的黏度和温度有密切关系，当黏度因温度的变化而变化时，将直接影响液压系统的泄漏、液压损失和通过节流的流量等。故一般的液压系统不宜用于高温或低温的条件下。 （ 11） 传动效率较低。液压传动在能量转换及传动过程中存在着机械摩擦损失、压力 损失和泄露损失，传动效率往往较低。这一缺点，使液压传动在大功率系统中的使用受到限制，也不宜作远距离传动。 （ 12） 空气混入液压系统后引起工作不良，如发生振动、爬行、噪声等，因此，必须采取措施防止空气渗入。 （ 13） 为了防止泄露以及满足某些性能上的要求，液压元件的制造精度要求高，使成本增加。 （ 14）液压设备故障原因不易查找。液压传动的大部分故障都是由于油液不 （ 15） 所造成的，因此要求工作液体清洁、无杂质。液压传动中的工作液体一般为各种矿物油，经过一段时间的使用后会变质，并可能混入铁屑、尘埃等杂物，油液在压 力状况下通过液压泵及控制阀的缝隙，分子链被剪断，黏度会逐步下降，因此必须定期换油。液压传动中的各种元件和工作液体都在封闭的油路内工作，故障原因一般较难查找。 总的说来，液压传动的优点较多，随着 生产的发展，缺点正在逐步加以克服，因此液压传动有着广阔的发展前途。 本设计根据液压系统的特点，选取 机座水压机 液压系统设计过程为例，用以阐述其应用与设计过程 事项。 - 3 座水压机的 液压系统的设计 某厂自制一台 机座水压机进行水压试验 ， 要求驱动上的液压完成对两个液压缸的驱动， 其工况要求： （ 1） 工作性 能和动作循环： 该系统由上下两个液压缸的往复运动实现对工件的夹紧，首先有下缸升起起，将工件托起，然后上缸下行将工件夹紧 。上下缸的工作循环为快进，慢进，保压，快退，原位停止。 （ 2） 动力和 运动参数 ：下缸完成对工件的垂直升起，其垂直上升工件的重力为 3495N 。托板的重量为 保压时水压系统的压力是 10 。其快速上升的行程是 200度 10 工进的行程是 100 速度6 mm s ， 其快退 的行程是 300 速度 12 mm s 。 上缸完成对工件夹紧，托板的重量为 保压时水压系统的压力是 10 。其快速上升的行程是 550度 12 mm s 工进的行程是 100 速度 6 mm s ， 其快退 的行程是 300 速度 14 mm s 。 （ 3） 自动化程度： 采用液压与电气配合，实现工作自动循环。 根据上述工况要求和 对工件的夹紧要求 ，应采用液压缸为执行元件，液压缸筒 固定在机床上 ， 活塞杆与托板相连接由活塞杆的运动实现对工件的夹紧 。 液压缸无干腔为高压工作腔，这样能得到较 大的输出动力，并可得到较低的稳定工作速度，以便满足精加工的要求。 1计算下油缸的外负载 下 油缸的受 力 情况如图 1 1 所示。 （ 1）1 （ 2）2（ 3）1 - 4 1 1:下液压缸的受力情况 当 水压机 上的 下 液压缸做直线往复运动时，液压缸必须克服的外载 F 为 ; L f a= + +F F F F（ 1 1） 式中 工作负载； 摩擦负载； 惯性负载 ： 作负载 工作负载与机床的工作性质有关，它可能是定值，也可能是変值。一般工作负载是时间的函 1= + +L 1 2 1= + + = 5 . 8 3 4 9 5 1 2 0 9 6 . 1 5 9 6 0 9 6 . 2 0F F F 下缸上升时的工作负载 G 为： 即12= + 3 4 9 5 1 2 6 0 1 . 2 1 6 0 9 6 . 2 G 算摩擦负载 由于工件为垂直升起，且行程不大， 故摩擦力相对比较小，所以摩擦力就忽略不计，即 : f 0 - 5 算惯性负载 工作部件在启动和制动过程中产生惯性力，可按牛顿第二定律求出， 即 式中 g 重力加速度； v 加（减）速时度的变化量； t 启动或制动时间，一般机床的运动取 床取 作部件较轻或速度较低时取小值 加速 0 9 6 . 2 0 . 0 1 3 2 . 8 2 8 1 0 . 5F 减速 0 9 6 . 2 0 . 0 1 0 . 0 0 6 1 3 . 1 3 8 1 0 . 5F 制动 0 9 6 . 2 0 . 0 0 6 1 9 . 7 0 8 1 0 . 5F 反向加速 0 9 6 . 2 0 . 0 1 2 3 9 . 4 8 1 0 . 5F 反向制动 a 5 a 4 3 9 . 4 根据以上计算 ，考虑到液压缸垂直安放，其重量较大，为防止因自重而下滑系统中应设置平衡回路，因此在对快速向下运动的负载分析时，就不考虑托板的重量，则液压缸各阶段中的负载如图 1示。（m ） - 6 1 2 液压缸在各动作阶段的负载 工况 计算公式 N 0液压缸驱动力 启动 F=G 速 上 F=G 速 上 F=G 动 压 L=+向加速 退 0F 0 0 反向制动 ：取液压机械效率m 2. 绘制负载图和速度图 根据已给的快进、工进、快退的行程和速度配合表 1 2中相应的负载数值，可绘制液压缸的 F l 与 v l 图，或近似计算快 上 、 慢上 、快 下 的时间如下： 1. 快上 1t=11200 2010l 2. 慢上 222100 1 6 . 7 l - 7 . 快下 333300 2 5 l 按照前面的负载分析结果及已知的速度要求，行程限制等， 配合表 1 2中相应负载值， 绘制 的 F t 和 v t 图，如图 1 3 所示。 图 （ 1压 缸的负载及速度图 图中最大负载值是初选液压缸工作压力和确定液压缸结构尺寸的依据。 - 8 . 确定液压系统参数 选液压缸的工作压力 接影响到整个系统设计的合理性，确定时不能只考虑满足负载要求，应全面考虑液压装置的性能要求和经济性。如果液压缸的工作压力选定较高，则泵、缸、阀和管道尺寸可选小些，这样结构较为紧凑、轻巧，加速时惯性负载也小，易于实现高速运动的要求。但工作压力太高，对系统的密封性能要求也相应提高了，制造较困难，同时缩短了液压装置的寿命。此外，高压会使构件弹性变 性的影响增大，运动部件容易产生振动。 析此设备的负载较大，按类型属机床类，所以初选液压缸的工作压力为 算液压缸的尺寸。 225 5 0 5 0 . 8 0 . 0 9 3 6P 70A m 4 A 4 0 . 0 9 3 6 0 . 3 4 5 1 4 1 5 9D 表 1 5 液压缸内径系列（ 66） 0 25 32 40 50 55 63 65 70 75 80 85 90 95 100 105 110 125 130 140 150 160 180 200 220 250 280 320 360 400 450 500 560 630 710 820 900 1000 按标准取： D=360m 根据快上和快下的速度比值来确定活塞杆的直径 ： 2221410D d 1 9 2 m m 按标准取： d 200 则液压缸的有效面积 无杆腔 的面积： 22211 1 0 1 7 . 844 3 6 c - 9 杆腔的面积： 2 2 2221 7 0 3 . 3 644 3 6 2 0 c 表 1 6活塞杆外径系列（ 66） 0 12 14 16 18 20 22 25 28 30 32 35 40 45 50 55 60 63 65 70 75 80 85 90 95 100 105 110 120 125 130 140 150 160 180 200 220 250 260 280 320 360 380 400 420 450 500 4. 活塞杆的稳定性校核。 因为活塞杆的总行程是 300而活塞杆的直径为 200300 15200l d 故无需对活塞杆的稳定性进行校核。 5. 液压缸的最大流量。 3431 1 1 0 1 7 . 8 1 0 6 1 . 1 m i 1 0 A 快 上3431 2 1 0 1 7 . 8 6 3 6 . 7 m i 1 0 A 慢 上3432 3 7 0 3 . 3 6 1 3 5 0 . 6 4 m i 1 0 A 快 算液压缸在工作循环中各阶段所需的压力、流量和功率 表中 表 1 2查得。 制液压缸的工况图 根据表 1 7，即可绘制液压缸的流量图、压力图和功率图，如图 1 5所示。 根据 工况图的作用 原则设计 ： （ 1） 通过工况图找出最大压力、最大流量点和最大功率点，分析各工作阶段中压力，流量变化的规律，作为选择液压泵和控制阀的依据。 - 10 1 7各工况所需压力、流量和功率 工况 压力流量1m W 快上 .1 m i nq l W 慢上 .7 m i nq l 保压 m l 快下 0 . 6 4 m i nq l 由表 1绘制液压缸的工况图 1- 11 上油缸的受力 情况图 1 9 所示。 （ 1） F 为保压时水压系统对液压缸的压力 （ 2） G 为托板对液压缸的压力。 - 12 1 9 上油缸的受力情况 当 水压机 上的 下 液压缸做直线往复运动时，液压缸必须克服的外载 F 为 ; L f a= + +F F F F（ 1 1） 式中 工作负载； 摩擦负载； 惯性负载 ： 作负载 工作负载与机床的工作性质有关，它可能是定值，也可能是変值。一般工作负载是时间的函 L = 5L = - = 5 . 8 1 2 6 0 1 . 2 5 6 7 3 9 8 . 8 0 上 缸 下降 时的工作负载 G 为 ： 即 =1 2 6 0 1 G 由于托板为垂直下降，且无导轨与之接触，故摩擦力只是液压缸与活塞杆之间的摩擦相对比较小，所以摩擦力就忽略不计，即 : - 13 - f 0算惯性负载 工作部件在启动和制动过程中产生惯性力，可按牛顿第二定律求出， 即 式中 g 重 力加速度； v 加（减）速时度的变化量； t 启动或制动时 间。这里取 速 6 0 1 . 2 0 . 0 1 2 3 0 . 8 3 8 1 0 . 5F 减速 6 0 1 . 2 0 . 0 1 2 0 . 0 0 6 1 5 . 4 8 1 0 . 5F 制动 6 0 1 . 2 0 . 0 0 6 1 5 . 4 8 1 0 . 5F 反向加速 6 0 1 . 2 0 . 0 1 4 3 5 . 9 7 8 1 0 . 5F 反向制动 a 5 a 4 3 5 . 9 7 根据以上计算 ，考虑到液压 缸垂直安放，其重量较大，为防止因自重而下滑系统中应设置平衡回路 ，则液压缸各阶段中的负载如图 1示。（m ） - 14 1 10 液压缸在各动作阶段的负载 工况 计算公式 N 0液压缸驱动力 启动 F=G 速 上 F=G 速 上 F=G 动 压 L=+向加速 3887 快退 向制动 13808 注：取液压机械效率m 5. 绘制负载图和速度图 根据已给的快进、 工进、快退的行程和速度配合表 1 2中相应的负载数值，可绘制液压缸的 F l 与 v l 图，或近似计算快 上 、 慢上 、快 下 的时间如下： 6. 快上 1t=11550 4612l 7. 慢上 - 15 22100 1 6 . 7 l 8. 快下 333650 47l 按照前面的负载分析结果及已知的速度要求，行程限制等， 配合表 1 10 中相应负载值， 绘制 的 F t 和 v t 图，如图 1 11 所示。 图 （ 1压缸的负载及速度图 图中最大负载值是初选液压缸工作压力和确定液压缸结构尺寸的依据。 6. 确定液压系统参数 选液压缸的工作压力 接影响到整个系统设计的合理性，确定时不 能只考虑满足负载要求，应全面考虑液压装置的性能要求和经济性。 - 16 果液压缸的工作压力选定较高，则泵、缸、阀和管道尺寸可选小些，这样结构较为紧凑、轻巧，加速时惯性负载也小，易于实现高速运动的要求。但工作压力太高，对系统的密封性能要求也相应提高了，制造较困难，同时缩短了液压装置的寿命。此外，高压会使构件弹性变性的影响增大，运动部件容易产生振动。 析此设备的负载较大，按类型属机床类，所以初选液压缸的工作压力为 225 3 5 1 5 . 2 0 . 0 8 9 1P 70A m 4 A 4 0 . 0 8 9 1 0 . 3 3 6 1 4 1 5 9D 表 1 5 液压缸内径系列（ 66） 0 25 32 40 50 55 63 65 70 75 80 85 90 95 100 105 110 125 130 140 150 160 180 200 220 250 280 320 360 400 450 500 560 630 710 820 900 1000 按标准取： D=360m 根据快上和快下的速度比值来确定活塞杆的直径 ： 2221412D 136d 表 1 6活塞杆外径系列（ 66） 0 12 14 16 18 20 22 25 28 30 32 35 40 45 50 55 60 63 65 70 75 80 85 90 95 100 105 110 120 125 130 140 150 160 180 200 220 250 260 280 320 360 380 400 420 450 500 - 17 按标准取： d 140 则液压缸的有效面积 无杆腔的面积： 22211 1 0 1 7 . 844 3 6 c 有杆腔的面积： 2 2 2221 7 0 3 . 3 644 3 6 2 0 c 9. 活塞杆的稳定性校核。 因为活塞杆的总行程是 300而活塞杆的直径为 200300 15200l d 故无需对活塞杆的稳定性进行校核。 3431 1 1 0 1 7 . 8 1 0 6 1 . 1 m i 1 0 A 快 上3431 2 1 0 1 7 . 8 6 3 6 . 7 m i 1 0 A 慢 上3432 3 7 0 3 . 3 6 1 3 5 0 . 6 4 m i 1 0 A 快 算液压缸在工作循环中各阶段所需的压力、流量和功率 表中 表 1 2查得。 制液压缸的工况图 根据表 1 7，即可绘 制液压缸的流量图、压力图和功率图，如图 1 5所示。 根据 工况图的作用 原则设计 ： （ 1） 通过工况图找出最大压力、最大流量点和最大功率点，分析各工作阶段中压力，流量变化的规律，作为选择液压泵和控制阀的依据。 - 18 1 7各工况所需压力、流量和功率 工况 压力流量1m W 快上 .1 m i nq l W 慢上 .7 m i nq l 保压 m l 快下 0 . 6 4 m i nq l 由表 1- 19 - 20 液压系统图的拟订，主要是考虑以下几个主要方面的问题： 整方式的选择 供油方式 从工况图分析可知，该系统在快上和快下时所需流量较大，且比较接近。在慢上时所需的流量较小因此从提高系统的效率，节省能源的角度考虑，采用单个定量泵的 供油方式 显然是不适合的 ，宜选用双联定量叶片泵作为油源。 速回路和速度换接方式的选择 调速回路 由工况图可知，该系统 在 慢速时速度需要调节，考虑到速度需要调节，考虑到系统功率小，滑台运动速度低，工作负载变化小，所以采用调速阀的回油节流调速回路。 度换接回路 速度换接回路 由于快上和 慢上之间速度需要换接，但对换接的 位置要求不高，所以采用行程开关发讯二位二通电磁阀来实现速度的换接。 压系统的组合 平衡及锁紧 为防止在下端停留时重物下落和在停留期间内保持重物的 位置，特在液压缸的下腔（无 干腔）进油路上设置液控单向阀 ;令一方面，为了克服滑台自重在快下过程中的影响 。 设置了一单向阀。 本液压系统的换向采用三位四通 O 型中位机能的电磁换向阀， 下 图为拟定的液压系统原理图， - 21 012358. 选择液压元件 择液压泵和电机 （ 1）确定液压泵的工作压 力。液压泵的最大工作压力与执行元件的工作性质有关 。 由于 水压机 执行元件运动过程中需要最大压力， 可按下式计算： 液压缸的工作压力为 1p V(1 7) - 22 中 执行元件在稳定工况下的最高工作压力 P 进油路沿程的局部损失。 按经验数据选取： 简单管路的 节流调速系统取 P =（ 25） 105 杂管路， 进油路采用调速阀系统，取 P =（ 515） 105 并 参考同类系统选取。 由图 1 5 和表 1 7可知，由于该 系统 结构比较简单 ,且又因为该执行机构是在运动行程终了是停止时 才会出现最高压 力的情况 4 油 ,若回路中的泄漏按 10% 计算则泵的流量应为 : 7 3 . 3 1 . 1 8 0 . 6 3 L m i n 由于溢流阀的最小定 流量为 3L 所以高压泵的输出流量不得少于 根据以上压力和流量的数值查产品目录，选用 的双联叶片泵，其额定压力为 积 效率P 所以驱动该泵的 电动机的 功率可由泵的 工作压力 输出流量 (当电动机转速为 1200 r 8 0 1 2 0 0 0 . 8 5 8 1 . 6 L m i 求出。 63 4 8 1 . 6 W 1 1 6 0 5 . 3 W 1 1 . 6 1 K 0 . 7 5 0 1 0 查电机产品 目录，拟定选用电动机的型号为 定转速为 1200r/额定功率 15- 23 择阀类元件及辅助元件 根据系统的工作压力和通过各个阀元件和辅助元件的流量，可选出这些元件的型号及规格如表 9内新开发的，接口尺寸为国际标准的 和表 9 6（国内开发 接口尺寸）为国际标准的推广使用的叠 加阀）所示。 序号 名称 通过流量 m a x L m 型号及规格 1 过滤器 120 双作用定泵 单向阀 40 溢流阀 680 3C S - H 1 0 - B - V Y - 3 9F 5 减压阀 400 5 三位四通换向阀 8*1D S H G - 1 0 - 3 C 2 A - T R 2 - D 1 2 - C - H - - 47 两位三通换向阀 8O 8 节流阀 400 9 液控单向阀 284 40 二位二通换向阀 21 压力表 2 压力开关 3 电动机 定管道尺寸 油管：油管内径一般可 参观所接元件接口尺寸确定 ，也可以按管路中允许流速计算。在 本设计中，出油口内径为 30径为 36 - 24 定油箱容积 油箱：油箱容积根据泵的流量计算，取其 体积 57 q，即 V=572L 9， 管路系统压力损失的验算 。 力损失及调定压力的确定 根据计算慢上时管道内的油液流动速度约为 通过的 数值 与设计中相比 较小，主要压力损失为调速阀两端的压降；此时功率损失最大；而在 上缸 快下 与下缸快下 时滑台及 活塞组件的重量由背压阀所平衡，系统工作压力很低，所以不必验算， 而 下缸快上与上缸快上相比，上缸快上时的流量与压力较大所以 必须以 上缸快下 时 为依据来计算卸荷阀和溢流阀的调定压力，由于供有流量的变化，其快 下 时液压缸的速度 为 ； 3 3 . 3 m s 0 . 0 1 2 m s 1 2 m m 1 0 1 7 . 8 6q 10A 10 此时 油液在进油管中的流速为 ； 3 3 . 3 m s 1 . 7 3 m 1 5 3 . 1 4q 10A 10 。 程压力损失 首先要判断别管中的流态，设系统采用 压油。室温为 020C 时，4 2 = 1 . 0 1 0 ，所以有： 341 . 7 3 3 0 1 . 0 5 6 0 2 3 2 01 0 1 0e ，管中为层流，则阻力损失 系数 7 5 5 6 0 0 . 1 3 4R ，若取进。回油管的长度均为 2m，油液的密度为 3 8 9 0 k g m ，则其进油路上的沿程压力损失为 ； - 25 23 l 2 8 9 0 0 . 1 3 4 0 . 1 2d 2 230 1 . 7 3 P M 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，前者视管道具体安装结构而定，一般取沿程压力损失的 10%；而后者则与通过阀的流量大小有关，若阀的额定流量和 额定压力损失为当通过阀的流量为 q 时的阀的压力损失p，式（ 1 : 2 v 因为 所选阀的额定流量均大于设计中每个阀的 最大流量
- 温馨提示:
1: 本站所有资源如无特殊说明，都需要本地电脑安装OFFICE2007和PDF阅读器。图纸软件为CAD,CAXA,PROE,UG,SolidWorks等.压缩文件请下载最新的WinRAR软件解压。
2: 本站的文档不包含任何第三方提供的附件图纸等，如果需要附件，请联系上传者。文件的所有权益归上传用户所有。
3.本站RAR压缩包中若带图纸，网页内容里面会有图纸预览，若没有图纸预览就没有图纸。
4. 未经权益所有人同意不得将文件中的内容挪作商业或盈利用途。
5. 人人文库网仅提供信息存储空间，仅对用户上传内容的表现方式做保护处理，对用户上传分享的文档内容本身不做任何修改或编辑，并不能对任何下载内容负责。
6. 下载文件中如有侵权或不适当内容，请与我们联系，我们立即纠正。
7. 本站不保证下载资源的准确性、安全性和完整性, 同时也不承担用户因使用这些下载资源对自己和他人造成任何形式的伤害或损失。
人人文库网所有资源均是用户自行上传分享，仅供网友学习交流，未经上传用户书面授权，请勿作他用。
川公网安备: 51019002004831号