液压实训——小型液压压力机的液压系统设计

第 1 页 共 24 页 小型液压压力机的液压系统设计小型液压压力机的液压系统设计 班级 班级 学生姓名 学生姓名 学号 学号 指导老师 指导老师 职称 职称 摘要 现代机械加工行业发生着深刻的结构性变化 液压系统的设计与改良已成为相关企业 生存和发展的必要条件 动力装置行业作为一个传统而富有活力的行业 近十几年取得 了突飞猛进的发展 在新经济时代 这一行业呈现了新的发展趋势 由此对其动力装置 的质量 性能产生了新的变化 输出轴作为动力装置的主要零件 液压系统的设计与改 良直接影响着其质量与性能 本文首先介绍了液压的作用和工况分析 其次确定液压缸尺寸 然后进行了工艺规程设 计 关键词 工况分析 液压元件设计 液压缸设计 第 2 页 共 24 页 目录 摘要 1 Abstract 2 引 言 4 第一章 工况分析 6 1 1 按上述设计步骤计算如下 6 1 1 1 工况分析 6 1 1 2 拟定液压系统原理图 7 1 1 3 电磁铁动作顺序表 8 1 2 液压回路组合 9 第二章 液压缸的设计与计算 10 2 1 液压系统的计算 10 2 1 1 液压缸主要尺寸的确定 10 2 1 2 液压缸的设计 11 第三章 液压系统计算与选择液压元件 16 3 1 计算在各工作阶段液压缸所需的流量 16 3 2 确定液压泵的流量 压力和选择泵的规格 16 3 2 1 泵的压力的确定 16 3 2 2 泵的流量的确定 16 3 3 液压阀的选择 18 3 4 确定管道尺寸 18 3 5 液压油箱容积的确定 18 3 6 液压系统的验算 19 小结 23 致谢 24 参考文献 25 第 3 页 共 24 页 引 言 制造业的历史可追溯到几百万年前的旧石器时代 猿进化成人的一个重要的标志就 是工具的 社会的制造 可见 工具的制造对人类的影响是极其巨大的 从某种程度上 说 工具的先进水平决定着生产力的高低发展与变革 是伴随着劳动工具的发展与变革 制造业是任何一个发达国家的基础工业 是一个国家综合国力的重要体现 而在制造业 中 液压系统又是制造业的基础 得到了各个国家的高度重视 尤其在今天以知识为驱 动的全球化经济浪潮中 由于激烈的市场竞争 夹具工业的内涵 深度和广度都发生着 深刻的变化 各种新的液压系统 制造加工方法不断出现 推动着我们的社会不断的向 前发展 液压系统是现代工业的基础 它的技术水平在很大程度上决定了产品的质量和市场 的竞争力 随着我国加入 WTO 步伐的日益加快 入世 将对我国夹具工业产生重大 而深远的影响 经济全球化的趋势日益明显 同时世界众多知名公司不断进行结构调整 国内市场的国际性进一步显现 该行业的将经受更大的冲击 竞争也会更加剧烈 在如 此严峻的行业背景下 我国的技术人员经过不断的改革和创新使得我国的模具水平有了 较大的提高 大型 复杂 精密 高效和长寿命的液压又上了新台阶 液压是每个机制制造方面目前普遍用的 它可以大批量生产 节省人力物资 效率 相对高 操作方便 结构合理 它的成本低廉 适合广大人群所承受的能力 毕业设计的意义 毕业设计是学生从学习向工作过度的综合锻炼 也是一次提高和再学习的机会 毕 业设计从准备到设计结束几乎要花去一个学期的时间 最后要形成一整套的文档资料 毕业设计也是对学生最后的综合考核 因此 扎实认真高质量的完成毕业设计任务 具 有重要意义 1 通过毕业设计的准备工作 进一步提高我们独立调研能力以及专业业务素质 并通过文献查阅 现场收集资料等工作 锻炼解决液压系统的问题的能力 2 能巩固深化扩充我们的专业知识 并通过毕业设计中对涉及到的问题的分析 研究 提出我们自己的见解和观点 3 通过毕业设计 树立良好的工作思想和细致 严谨 科学的工作态度 为一 个未来的工程师奠定基础 第 4 页 共 24 页 这次设计使我能综合运用机械制造工艺学中的基本理论 并结合生产实习中学到的 实践经验知识 独立的分析和解决工艺问题 初步具备了设计一个中等复杂程度零件 输出轴 的工艺规程的能力和运用夹具设计的基本原理和方法 拟订液压设计方案 完成液压结构设计的能力 为未来从事的工作打下良好的基础 由于能力所限 经验不足 设计中还有许多不足之处 希望各位老师多加指教 第 5 页 共 24 页 第一章 工况分析 设计的液压系统 完成的工作循环是 快速空程下行 减速下行 压制 保压 快速回程 停止 运动部件的重力为 25000N 快速往返速度为 4m min 加压速度为 40 250mm min 压 制力为 200000N 1 1 按上述设计步骤计算如下 1 1 1 工况分析工况分析 首先根据已知条件 绘制运动部件的速度循环图 如图 1 1 所示 然后计算各阶段的外 负载并绘制负载图 液压缸所受外负载 F 包括三种类型 即 F Fw Ff Fa 式中 Fw 工作负载 对于液压机来说 即为压制力 在本例中 Fw 为 200000N Fa 运动部件速度变化时的惯性负载 Ff 导轨摩擦阻力负载 启动时为静摩擦阻力 启动后为动摩擦阻力 对 于平导轨 Ff 可由下式求得 Ff f G FRn G 重力 FRn 垂直于导轨的工作负载 事例中为零 f 导轨摩擦系数 静摩擦系数取 0 2 动摩擦系数为 0 1 初步确定液压缸参数 1 33978 93N F惯 tg VG 3 081 9 425000 2 摩擦力 F 动 F 静忽略不计 3 重力 25000N F重 4 密封阻力 第 6 页 共 24 页 0 1F F 为总的负载 F密 5 背压阻力F 背 处算时不考虑 F背 6 压制力 200000N F压 根据上述计算结果 列出各工作阶段所受的外负载 并画出负载循环图 工况 计算公式 液压缸的负载 启动加速阶段 F启F密F惯F摩 37754 37N F启 9 0 F惯 9 0 93 33978N 快进阶段 F快F密F摩 0 F快 工进阶段 F工F密F压F摩 F工 9 0 F折 N N 22 222222 9 0 200000 快退阶段 F退F密F重F摩 F退 N F 78 27777 9 0 25000 9 0 重 1 1 2 拟定液压系统原理图拟定液压系统原理图 1 确定供油方式 考虑到该压力机在工作进给时负载较大 速度较底 而在快进 快退时负载较小 速度 较慢 从节能 减少发热考虑 泵源系统宜选用轴向柱塞泵 2 调速方式的选择 在压力机的液压系统中 进给速度的控制一般采用节流阀或者调速阀 这种调速回路 具有效率高 发热小和速度刚性好的特点 并且调速阀装在回油路上 具有承受负切削 力的能力 3 速度方式的选择 本系统采用电磁阀的快慢速换接回路 它的特点是结构简单 调节行程比较方便 阀 的安装也较容易 但速度换接的平稳性较差 若要提高系统的换平稳性 则可改用行程 第 7 页 共 24 页 阀切换的速度换接回路 4 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 1 1 3电磁铁动作顺序表电磁铁动作顺序表 1YA2YA3YA 快进 工进 快退 停止 表示闭合 表示断开 第 8 页 共 24 页 1 2 液压回路组合 一 速度循环图 b 二 负载循环图 第 9 页 共 24 页 第二章 液压缸的设计与计算 2 1 液压系统的计算 2 1 1 液压缸主要尺寸的确定液压缸主要尺寸的确定 工作压力 p 的确定 工作压力 p 可根据负载大小及机器类型初步确定 先查表取液 压缸工作 压力为 20MPa 机 床设备类型 磨床组 合 机 床 龙 门 刨 床 拉 床 农业机械或中型工 程机械 液压机 重型机械 起重运输机械 工作压力 P MPa 0 8 2 0 3 5 2 8 8 10 10 1620 32 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 222222 22N 按表可 取 p2 为 0MPa cm 为 0 95 考虑到快进 快退速度相等 取 d D 为 0 7 将上述数据 代入式 2 3 可得 D 12 20 2 6 2 1 2 1 7 01 200 0 195 0 2014 3 22 2222224 11 4 10 N D d F P P p cm 3cm 由液压缸尺寸系列表 2 4 查得 D 12 5cm 活塞直径 d 按 0 7 d 87 5 D d 由表 2 4 和 2 5 液压缸和活塞尺寸系列 取液压缸为 D 125mm 和活塞为 d 90mm 按最低工进速度验算液压缸的最小稳定速度 由式 A A 25 v Q min min 4 1 0 10 3 cm 2 第 10 页 共 24 页 式中是由产品样本差得调速阀 2FRM6A7 10Bz50QMV 的最小稳定流量为 0 1 Qmin minL 本例中调速阀是安装在进油路上 故液压缸节流腔有效工作面积应取液压缸无 杆腔的实际面积 即 A1cmD 222 7185 122 4 14 3 4 5 12 可见上述不等式能满足 液压缸所达到所需低速 液压缸内径尺寸系列 GB2348 80 8101216202532 40506380 90 100 110 125 140 160 180 200 220 250 活塞杆直径系列 GB2348 80 45681012141618 202225283236404550 5663708090100110125140 2 1 2 液压缸的设计液压缸的设计 1 液压缸工作压力的确定 根据设备的类型有表 2 1 初选工作压力 P 20MPa 2 液压缸内径 D 和活塞杆 d 的确定 有前面的计算以得出 D 12 5cm d 9cm 3 液压缸壁厚的确定和外径的确定 1 起重运输机械的液压缸 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 2 D py 式中 液压缸壁厚 m D 液压缸的内径 m 第 11 页 共 24 页 试验压力 一般取最大工作压力的 1 25 1 5 倍 py MPa 缸筒材料的许用应力 其值为锻钢 110 120MPa 铸钢 100 110MPa 无缝钢管 100 120Mpa 强度铸铁 60MPa 灰铸铁 25MPa 现取 100MPaMPaMPa pp ny 2011 185 15 1 cm MPa cmMPa 698 1 1002 5 1220 查无缝钢管标准系列取mm20 2 缸体的外径为 2 1 D D 22 5 12 cm 5 16 现取 D 16 5cm 选择 YB231 64 型无缝钢管 cmcm D 2 5 16 1 4 液压缸工作行程的确定 由于本执行机构实际工作的最大行程为 200mm 再结合表 2 1 中 的系列尺寸确定缸的工作行程为 200mm 5 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式 子进行近似的计算 t 433 0 02 2 2 dD D p D y 第 12 页 共 24 页 mm 035 0 125 0 100 125 0 11 185 1 125 0 433 0 10 6 mm25 33 式中 t 缸盖有效厚度 m 液压缸缸盖的止口直径 m D2 缸盖孔直径 d0 6 最小导向长度的确定 最小导向长度是指从活塞支撑面到缸盖滑动轴承支撑面中点的距离 如果导向 长度过小 将使液压缸的初始绕度增大影响液压缸的稳定性 对一般液压缸 要求最小导向长度 H 应满足以下要求 H 220 D 式中 L 液压缸的最大行程 D 液压缸的内径 H 220 D 2 125 20 200 cm 5 71 活塞的宽度 B 一般取 B 0 6 1 0 缸盖的滑动支撑面的长度 根据液压缸内径 D1 1 D 而确定 当 D80mm 时 取 0 6 1 0 d 1 因为 B 在 0 6 1 0 D 故 B 75 125 mm 现取 B 80mm 因为 D 250mmmm80 故取 0 6 1 0 d 1 第 13 页 共 24 页 现取 75cm 1 7 7 计算在各工作阶段液压缸所需的流量 快进 Q 25 43L min 11V A 工进 Q 3 07L min 21V A 快退 Q 23 64L 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 87910 49 加速377542 32 快进 快进 43960 2725 43 工进 22222212 400 49 3 07 保压 22222212 40 启动 87910 98 加速 377544 21 快退 恒速 43960 4923 64 根据 P pq 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 工率 W 第 14 页 共 24 页 快进 85 工进 135 快退 165 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 第 15 页 共 24 页 第三章 液压系统计算与选择液压元件 3 1 计算在各工作阶段液压缸所需的流量 d快进 Q快进 4 2 v min 43 25min 02543 0min 409 0 4 332 Lmm Q 1工进 min 07 3 min 00307 0 min 25 0 125 0 44 3322 LmmvD 工进 Q 2工进 min 49 0 min 00049 0 min 04 0 125 0 44 3322 LmmvD 工进 min 64 23min 02364 0 min 409 0 125 0 44 332222 LmmvdD Q 快退 快退 3 2 确定液压泵的流量 压力和选择泵的规格 3 2 1 泵的压力的确定泵的压力的确定 考虑到正常工作中进油路有一定的压力损失 所以泵的工作压力为 p ppp 1 式中 液压泵最大工作压力 pp 执行元件最大工作压力 p1 进油管路 中的压力损失 初算时简单系统可取 p 0 8MPa MPaMPaMPap ppp 20 13 8 040 12 1 是静压力 考虑到系统在各种工况的过渡阶段出现的压力往往超 pp 过静压力 另外考虑到低压系统取小值 高压系统取大值 在本系统中 1 45 pn pp MPa14 19 3 2 2 泵的流量的确定 泵的流量的确定 液压泵的最大流量为 第 16 页 共 24 页 1 2 12 40 14 88 max q K q L p min15L 式中 液压泵的最大流量 qp 同时作用的各执行元件所需流量之和的最大值 max q 系统泄漏系数 一般 1 1 1 3 现取 1 2 KLKLKL 选择液压泵的规格 根据以上计算得的和再查有关手册 现选择 CY14 1B 型 qppp 斜盘式轴向柱塞泵 该泵的参数为 每转的排量 泵的额定压rmL q 2505 2 0 力 电动机转速 1470 容积总效率 总效率 MPa pn 14 19 minr92 0 v 8 0 与液压泵匹配的电动机的选定 首先分别算出快进与工进两种不同工况时的功 率 两者较大者作为电动机规格的依据 由于在工进时泵的输出流量减小 泵的功 率急剧下降 一般当流量在 0 2 1的范围内时 可取 同时还minL14 0 3 0 应该注意到 为了使所选择的电动机在经过泵的流量特性曲线的最大功率点时不至 电动机停转需进行验算即 p qp n pB 2 式中 所选择电动机额定功率 pn 力限压式变量泵的限定压 pb 泵的输出流量时压力 为 pq bp 首先计算快进时的功率 快进时的外负载为 0N 此时快进时进油路的压力 为 0 功率为 0 工进时所需电动机功率为 P kw LMPa 79 0 8 060 min07 3 40 12 由手册选择 Y100L2 4 型三相异步电动机 功率 3kw 额定转速 1470 minr 第 17 页 共 24 页 3 3 液压阀的选择液压阀的选择 液压元件明细表 序号元件名称型号通过的流量工作压力 1 轴向柱塞泵 CY14 1B23L min20MPa 2 过滤器 3XU C100 10023L min 3 三位四通换向阀 34EM H10B T zz20L min20MPa 4 溢流阀 Yz HD20L 23L min20MPa 5 调速阀 2FRM6A7 0B25QMV20L min20MPa 6 单向阀 DIF L10H 218L min23MPa 7 顺序阀 Dz10DP 7 50 751 5L min4MPa 8 压力继电器 IPD01 HC 6L Y 2 20L min20MPa 9 蓄能器 NXQ L2 5 31 5H20L min23MPa 10 压力表 MS2A 2B 315 223L min 11 二位二通换向阀 22E B10C TZ20L min20MPa 3 4 确定管道尺寸 油路内径尺寸一般可参照选用的液压元件接口尺寸而定 也可按管路允许的流 速进行计算 本系统主油路流量为差动时流量 q 36 82L min 压油管的允许流速取 sm4 d 4 61496 13 5 82 36 mmmm q 综合诸因素及系统上面各阀的通径取 d 12mm 吸油管的直径参照 CY14 1B 变量泵吸油口连接尺寸 取吸油管内径 d 42mm 3 5 液压油箱容积的确定 本系统为高压系统液压油箱有效容量按泵流量的 5 7 倍来确定 参考表 4 1 现 选用容量为 400L 第 18 页 共 24 页 3 6 液压系统的验算 已知液压系统中进回油路的内径为 d 12mm 各管道长度分别 AB 0 5m AC 0 7m AE BE 1m EF 0 3m BD 0 5m 选用 L HM32 液压油 设其工作在 其运动粘度油液的密度C 0 20scst cm 2 5 1150 m kg 3 920 1 压力损失验算 1 工进时油液的压力损失 运动部件快进时的最大速度为 0 25 最大流 量为 3 07 则液压油在油管内的流速为minL scmcm q d V 24 45min 14 3 07 3 4 4 2 1 10 2 3 2 1 管道的雷诺数为 Re1 Re1 d V1 192 36 5 1 2 124 45 2300 可见油液在管道内流态为层流 其沿程阻力系数 Re1 Re1 75 1 2 192 36 75 进油管 FC 的沿程压力损失为 p 11 2 1 p 11 2 2 v d l MPa033 0 2 920 012 0 3 017 0 4524 0 2 查的换向阀 34EM H10B T zz 的压力损失 0 05Mpa 调速阀 2FRM6A7 0B25QMV 的压 p 21 力损失 1MPa p 31 忽略油液通过管接头 油路板处的局部压力损失 则进油路的总压力损失为 p1 0 033 0 05 1 1 083MPa p1 p 11 p 21 p 31 2 工进回油路的压力损失 第 19 页 共 24 页 scm v V 62 22 2 1 2 管道的雷诺数为 Re2 Re2 d V2 08 15 5 1 2 162 22 2300 油液在管道内的流态为层流 其沿程阻力系数 Re2 Re2 75 97 4 08 15 75 回油路管道沿程压力损失为 p 12 4 97 p 12 2 2 v d l MPa018 0 2 920 012 0 8 1 2262 0 2 查产品样本知换向阀 34EM H10B T zz 的压力损失 0 025Mpa 顺序阀 Dz10DP 7 p 22 50 75 压力损失 1MPa p 32 回油路的总压力损失 p2 p 12 p 22 p 32 p 42 0 018MPa 1MPa 0 025MPa 1 043 MPa 变量泵出口处的压力p p ppp A p A cm F 1 1 2 2 19 2Mpa 10 10 043 1 10 6 4 64 083 1 72 122 043 1 1 5995 0 200000 第 20 页 共 24 页 4 快进时的压力损失 1 进油路的压力损失 快进时液压缸为差动连接 自汇流点 A 至液压缸进油口 C 之间的管路 AC 中 流量为液压缸出口的两倍即 40 AC 段管路的沿程压力损失minL 为 p 11 V1 d q 2 4 scm590 6014 3 404 2 1 10 2 3 管道的雷诺数为 Re1 Re1 d V1 472 5 1 2 1590 2300 可见油液在管道内流态为层流 其沿程阻力系数 Re1 Re1 75 159 0 472 75 进油管 AC 的沿程压力损失为 p 11 0 159 p 11 2 2 v d l MPa15 0 2 920 012 0 7 0 9 5 2 同样可求管道 AF 段及 AD 段的沿程压力损失和 p 21 p 31 V1 d q 2 4 scm295 6014 3 204 2 1 10 2 3 管道的雷诺数为 Re1 Re1 d V1 236 5 1 2 1295 2300 可见油液在管道内流态为层流 其沿程阻力系数 Re1 Re1 75 32 0 236 75 0 32 p 21 2 2 v d l MPa139 0 2 920 012 0 3 1 95 2 2 第 21 页 共 24 页 0 32 p 31 2 2 v d l MPa107 0 2 920 012 0 1 95 2 2 查的换向阀 34EM H10B T zz 的压力损失 0 17Mpa p 12 换向阀 22E B10C TZ 的压力损失 0 17Mpa p 22 调速阀 2FRM6A7 0B25QMV 的压力损失 0 5Mpa p 32 泵的出口压力为 2 pp p 11 p 21 p 31 p 12 p 22 p 32 MPa384 1 5 017 0 17 0 107 0 139 0 15 0 2 快退时压力损失验算从略 2 系统的温升验算 在整个工作循环中工进时所需的功率最大 为了简化计算 主要考虑工进时的发热量 min4cmV min491 0 min04 0 44 125 0 22 LcmVq D 泵的效率 0 1 泵的出口压力 23 3MPa 则有 kw L P 6 1 1 060 min491 0 5 19 输入 kwFV P 134 0 60 4 200000 1010 32 输出 Pkwkw PP 466 1 134 0 6 1 输出输入 当时 总效率min25cmV min07 3 Lq 7 0 kw L P 43 1 7 060 min07 3 5 19 输入 kwFV P 834 0 60 25 200000 1010 32 输出 Pkwkw PP 596 0 834 0 43 1 输出输入 可见在工进速度低时 功率损失为 1 466kw 发热量最大 假定系统散热一般取 K 10油箱的散热面积 A 为 0 23 10 Ckw cm A 0 065 0 065 3 2 Vm 2 3 2 53 3 400 第 22 页 共 24 页 系统的温升为 验算表明系统的温升在许可范围内 C KA P t 0 3 40 53 310 466 1 10 小结 奋斗了一个星期 终于有了结果 在这个设计过程中 使我对液压系统有了更加全 面的认识和理解 液压作为机械行业一个重要的分支 几乎所有的大型机械都会用到液 压系统 所有液压这门课的重要性可想而知 对于我这次拿到的课题 我经过了认真的 学习与设计 最后完成了整个 小型液压机液压系统的设计 的过程 这种有付出就有 收获的感觉颇为好 用户和系统的交换性能都需要去不断的完善 只有发现问题 才能解决问题 我在 做这个设计中学会了如何发现问题 解决问题 独立完成任务 对以上软件要一一熟悉 和练习 从中得到错误问题的解决 同时提高对软件的学习 这个过程是需要我们不断