小型液压机液压系统设计3

兰州交通大学博文学院兰州交通大学博文学院 毕业设计说明书毕业设计说明书 题题 目 目 小型液压机液压系统设计小型液压机液压系统设计 学学 号号 系系 别 别 机电工程系机电工程系 专专 业 业 机械设计制造及其自动化机械设计制造及其自动化 班班 级 级 1212 级机机制 级机机制 6 6 班 班 指导教师 指导教师 惠振亮惠振亮 年年 月月 日日 兰州交通大学博文学院兰州交通大学博文学院 毕业设计设计任务书毕业设计设计任务书 题题 目目小型液压机液压系统设计 1 1 课程设计的目的 课程设计的目的 学生在完成 液压传动与控制 课程学习的基础上 运用所学的液压基本 知识 根据液压元件 各种液压回路的基本原理 独立完成液压回路设计任务 从而使学生在完成液压回路设计的过程中 强化对液压元器件性能的掌握 理 解不同回路在系统中的各自作用 能够对学生起到加深液压传动理论的掌握和 强化实际应用能力的锻炼 2 2 课程设计的内容和要求 包括原始数据 技术要求 工作要求等 课程设计的内容和要求 包括原始数据 技术要求 工作要求等 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 40 250mm min 压制力为 200kN 运动部件总重量为 20kN 3 3 主要参考文献 主要参考文献 1 成大先 机械设计手册 M 北京 化学工业出版社 2004 2 李壮云 中国机械设计大典 M 南昌 江西科学技术出版社 2002 1 3 王文斌 机械设计手册 M 北京 机械工业出版社 2004 8 4 雷天觉 液压工程手册 北京 机械工业出版社 1990 摘摘 要要 液压机是一种用静压来加工金属 塑料 橡胶 粉末制品的机械 在许多 工业部门得到了广泛的应用 液压传动系统的设计在现代机械的设计工作中占 有重要的地位 液体传动是以液体为工作介质进行能量传递和控制的一种传动 系统 本文利用液压传动的基本原理 拟定出合理的液压传动系统图 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 确保其实现快速下行 慢速加压 保压 快速回程 停止的工作循环 关键词 关键词 液压机 课程设计 液压传动系统设计 目录目录 摘 要 I 1 任务分析 1 1 1 技术要求 1 1 2 任务分析 1 2 方案的确定 2 2 1 运动情况分析 2 3 工况分析 3 3 1 工作负载 3 3 2 摩擦负载 3 其中液压缸 3 3 惯性负载 3 3 4 自重 3 3 5 液压缸在各工作阶段的负载值 3 4 负载图和速度图 4 5 液压缸主要参数的确定 5 5 1 液压缸主要尺寸的确定 5 5 2 计算在各工作阶段液压缸所需的流量 6 6 液压系统图 8 6 1 液压系统图分析 8 6 2 液压系统原理图 8 7 液压元件的选择 10 7 1 液压泵的选择 10 7 2 阀类元件及辅助元件 10 7 3 油箱的容积计算 11 8 液压系统性能的运算 11 8 1 压力损失和调定压力的确定 11 8 2 油液温升的计算 13 8 3 散热量的计算 14 结论 15 参考文献 16 0 1 1 任务分析任务分析 1 11 1 技术要求技术要求 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 慢速加 压 保压 快速回程 停止的工作循环 快速往返速度为 3 m min 加压速 1 V 度 40 250mm min 其往复运动和加速 减速 时间 t 0 02s 压制力为 2 V 200KN 运动部件总重为 20KN 工作行程 400mm 静摩擦系数 fs 0 2 动摩擦系 数 fd 0 1 油缸垂直安装 设计该压力机的液压系统传动 1 21 2 任务分析任务分析 根据滑块重量为 20KN 为了防止滑块受重力下滑 可用液压方式平衡滑 块重量 设计液压缸的启动 制动时间为 0 02s 液压机滑块上下为直线t 往复运动 且行程较小 故可选单杆液压缸作执行器 且液压缸的机械效率 因为液压机的工作循环为快速下降 慢速加压 保压 快速回程四9 0 cm 个阶段 各个阶段的转换由一个三位四通的换向阀和一个二位二通的换向阀控 制 当三位四通换向阀工作在左位时实现快速回程 中位时实现液压泵的卸荷 亦即液压机保压 工作在右位时实现液压泵的快进和工进 其工进速度由一个 调速阀来控制 快进和工进之间的转换由二位二通换向阀控制 液压机快速下 降时 要求其速度较快 减少空行程时间 液压泵采用全压式供油 且采用差 动连接 由于液压机压力比较大 所以此时进油腔的压力比较大 所以在由保 压到快速回程阶段须要一个节流阀 以防在高压冲击液压元件 并可使油路卸 荷平稳 为了对油路压力进行监控 在液压泵出口安装一个溢流阀 同时也对 系统起过载保护作用 因为滑块受自身重力作用 滑块要产生下滑运动 所以 油路要设计一个单向阀 以构成一个平衡回路 产生一定大小的背压力 同时 也使工进过程平稳 在液压力泵的出油口设计一个单向阀 可防止油压对液压 泵的冲击 对泵起到保护作用 1 2 2 方案的确定方案的确定 2 12 1 运动情况分析运动情况分析 由液压机的工作情况来看 其外负载和工作速度随着时间是不断变化的 所以 设计液压回路时必须满足随负载和执行元件的速度不断变化的要求 因此可以 选用变压式节流调速回路和容积式调速回路两种方式 2 1 12 1 1 变压式节流调速回路变压式节流调速回路 节流调速的工作原理 是通过改变回路中流量控制元件通流面积的大小来控制 流入执行元件或自执行元件流出的流量来调节其速度 变压式节流调速的工作 压力随负载而变 节流阀调节排回油箱的流量 从而对流入液压缸的的流量进 行控制 其缺点 液压泵的损失对液压缸的工作速度有很大的影响 其机械特 性较软 当负载增大到某值时候 活塞会停止运动 低速时泵承载能力很差 变载下的运动平稳性都比较差 可使用比例阀 伺服 阀等来调节其性能 但装置复杂 价格较贵 优点 在主油箱内 节流损失和 发热量都比较小 且效率较高 宜在速度高 负载较大 负载变化不大 对平 稳性要求不高的场合 2 1 22 1 2 容积调速回路容积调速回路 容积调速回路的工作原理是通过改变回路中变量泵或马达的排量来改变执行元 件的运动速度 优点 在此回路中 液压泵输出的油液直接进入执行元件中 没有溢流损失和节流损失 而且工作压力随负载的变化而变化 因此效率高 发热量小 当加大液压缸的有效工作面积 减小泵的泄露 都可以提高回路的 速度刚性 2 综合以上两种方案的优缺点比较 泵缸开式容积调速回路和变压式节流调 回路相比较 其速度刚性和承载能力都比较好 调速范围也比较宽工作效率更 高 发热却是最小的 考虑到最大压制力为 200KN 故选泵缸开式容积调速回 路 3 3 工况分析工况分析 3 13 1 工作负载工作负载 工件的压制抗力即为工作负载 Fw N 3 23 2 摩擦负载摩擦负载 静摩擦阻力 0 2x20000 4000N fs F 动摩擦阻力 0 1X20000 2000N fd F 其中液压缸其中液压缸3 33 3 惯性负载惯性负载 Fm ma 20000 10X3 0 02X60 5000N 3 43 4 自重自重 G mg 20000N 3 53 5 液压缸在各工作阶段的负载值液压缸在各工作阶段的负载值 采用 V 型密封圈 其机械效率 另外取液压缸的背压负载9 0 cm 20000N 则液压系统工作循环各阶段的外负载见表 3 1 b F 3 表 3 1 工作循环各阶段的外负载 工况负载值推力 启动F G 4000N b F fs F4444 加速F G Fm 7000N b F fd F7778 快进F G 2000N b F fd F2222 工进F G Fw N b F fd F 快退F G 2000N fd F b F2222 4 4 负载图和速度图负载图和速度图 负载图和速度图绘制如图 4 1 与 4 2 所示 F N s mm4444 7778 2222 224444 2222 图一 负载图 4 v m min 50 0 0 67 4 17 s mm 图二 速度图 5 5 液压缸主要参数的确定液压缸主要参数的确定 5 15 1 液压缸主要尺寸的确定液压缸主要尺寸的确定 1 确定液压泵的最大工作压力 p P PSPPp 1 上式中 液压泵最大工作压力 执行元件最大工作压力 将液 p P 1 P 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 cm 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 N 取 d D 0 7 0083 0 9 01030 224444 6 1 A D 0 103m 01057 0 按 GB T2348 1993 取标准值 D 110mm d 0 7D 77mm 5 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 9498 1 A 2 4 D 2 mm 有杆腔实际有效面积 4844 2 A 22 4 dD 2 mm 5 25 2 计算在各工作阶段液压缸所需的流量计算在各工作阶段液压缸所需的流量 快进 Q 28 5L min 11V A 工进 Q 0 38 2 37L min 21V A 快退 Q 14 5L min 12V A 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 启动 44440 468 加速102221 076 快进 快进 22220 23428 5 工进 23 63 一 保压 23 63 启动 44440 917 加速 102222 11 快退 恒速 22220 45914 52 6 按以上数据可绘制液压缸的工况图如图 5 1 所示 P Q P 0 s mm 图二 工况图 Q l min P w P MPa 28 5 0 819 23 63 0 234 0 468 14 5 1 61 0 917 0 468 0 38 6 6 液压系统图液压系统图 6 16 1 液压系统图分析液压系统图分析 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 7 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 6 26 2 液压系统原理图液压系统原理图 综上分析可得小型液压机液压系统原理如图 6 1 所示 8 图 6 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 9 7 7 液压元件的选择液压元件的选择 7 17 1 液压泵的选择液压泵的选择 由液压缸的工况图 可以看出液压缸的最高工作压力出现在加压压制阶段时 P 23 63MPa 此时液压缸的输入流量极小 且进油路元件较少故泵到液压缸 的进油压力损失估计取为 0 5MPa 所以泵的最高工作压力P 23 63 0 5 24 13MPa p P 液压泵的最大供油量 按液压缸最大输入流量 28 5L min 计算 取泄漏系 p q 数 K 1 1 则 31L min p q 根据以上计算结果查阅 机械设计手册 选用 63YCY14 1B 压力补偿变量型 轴向柱塞泵 其额定压力 P 30MPa 排量为 V 2 5 250mL r 当转速为 1500r min 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 24 13MPa 流量 为 2 37L min 取泵的总效率 0 85 则液压泵的驱动电机所要的功率 qP P 1121W 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 550W 额定转速 n 1500r 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 120L min 大于计算所需的流量 108L min 满足使用要求 t q 7 27 2 阀类元件及辅助元件阀类元件及辅助元件 根据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 7 1 10 表 7 1 液压元件的型号及规格 序 号 元件名称额定压 力 Pa 排量 ml r型号及规格 1 变量泵 3080 63YCY14 1B 2 溢流阀调压 30 12C175 3 三位四通换向阀 32160WEH10G 4 顺序阀 最大工 作压力 32MPa 160HCT06L1 5 调速阀 32160FBG 3 125 10 6 单向阀 开启 0 15MPa 最大 200S20A220 7 二位二通换向阀 321602WE10D10 7 37 3 油箱的容积计算油箱的容积计算 容量 V 单位为 L 计算按教材式 7 8 由于液压机是高压系统 p qV 所以油箱的容量 7 5 199 5 287 V 取 V 200L 8 8 液压系统性能的运算液压系统性能的运算 8 18 1 压力损失和调定压力的确定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 38 2 23L min 主要压力损失为阀件两端的压降可以省略不计 快进时液压杆 的速度 3m min 此时油液在进油管的速度 1 V 11 V m s25 1 60102225 0 10 5 28 62 3 A q 1 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 所以有 42 1 0 10 ms 2320275 100 1 102225 1 4 3 vd 油液在管中的流动状态为层流 则阻力损失系数 0 27 若取进油和回油的管路长均为 4m 油液的密度为 e R 75 900 则进油路上的沿程压力损失为 3 mKg MPa 345 0 2 25 1 900 1022 4 27 0 2 2 3 2 pv d l P 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 则当通过阀的流量为 q 时的阀的压力损失 由 rr qq 和 r q 算得MPa 小于原估算值 0 5MPa 所以 2 r r q pp q 016 0 160 5 28 5 0 2 P 是安全的 则进油路上的压力总损失为 0 345 0 0345 0 19 0 396MPa 1 P 2 回油管路上的压力损失 快进时回油路上的流量 14 5L min 则回油管路中的速度 1 21 2 A Aq q 12 v 0 34m s 60103025 0 10 5 14 62 3 A q 由此可以计算出 102 4 3 100 1 103034 0 vd R 油液在管中的流动状态为层流 则阻力损失系数 0 74 e R 75 所以回油路上的沿程压力损失为 0 05MPa 2 34 0 900 1030 4 74 0 2 2 3 2 pv d l P 而通过液压阀的局部压力损失 0 004MPa 2 160 5 14 5 0 P 则回油路上的压力总损失为 0 057MPa 2 P 由上面的计算所得求出总的压力损失 0 396 0 03 0 426MPa 2 1 2 1 P A A PP 这与估算值相符 8 28 2 油液温升的计算油液温升的计算 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 100W 60 9 032222 0 FvF 泵的输出功率为 131W pq Pi 6085 0 10 5 2810234 0 36 因此快进液压系统的发热量为 31W oii PPH 13 2 快退时液压缸的发热量 快退时液压缸的有效功率为 100WFvFo 泵的输出功率为 133W pq Pi 6085 0 10 5 1410468 0 36 快退时液压系统的发热量为 33W oii PPH 3 压制时液压缸的发热量 压制时液压缸的有效功率为 W844 5 13 0 FvF 泵的输出功率 W pq Pi 1098 176 因此压制时液压系统的发热量为 W oii PPH 254 41 总的发热量为 H 31 33 Hi W318 105 则求出油液温升近似值为 8 5 9 1 400 32 H TC o 温升没有超出允许范围 液压系统中不需要设置冷却器 8 38 3 散热量的计算散热量的计算 当忽略系统中其他地方的散热 只考虑油箱散热时 显然系统的总发热功 率 H 全部由油箱来考虑 这时油箱散热面积 A 的计算公式为 H A K t 式中