资源目录
压缩包内文档预览：(预览前20页/共34页)
编号：122574842
类型：共享资源
大小：2.38MB
格式：ZIP
上传时间：2021-04-20
上传人：221589****qq.com
认证信息
个人认证
李**（实名认证）
湖南
IP属地：湖南
40
积分
- 关 键 词：
-
专用
钻床
液压
系统
设计
- 资源描述：
-
专用钻床液压系统设计,专用,钻床,液压,系统,设计
- 内容简介：
-
东华理工大学长江学院毕业设计（论文） 扉页 XX大学课程设计（论文）课 题 名 称： 专用钻床液压系统设计 专 业 班 级： 学 生 姓 名： 指 导 教 师： 30 摘 要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。本课题研究的主要內容是专用钻床液压系统的设计及PLC设计。液压系统的设计是整个机器设计的一部分，它的任务是根据机器的用途、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，最后对液压系统的主要性能进行验算。关键字： 专用钻床；液压系统；PLC设计 ABSTRACTAs one of the modern mechanical equipment to achieve an important technical means of power transmission and control, hydraulic technology has been widely applied in various fields of the national economy. Compared with other drive control technology, hydraulic technology with high energy density, convenient and flexible configuration, wide range of speed regulation, smooth and fast is good, easy to control and overload protection, easy to realize automation and electromechanical integration, system design and manufacture and use and maintenance is convenient wait for a variety of significant technical advantages, which make it become the basic constitution the technology of modern mechanical engineering and modern control engineering of the basic elements of technology.The main content of this paper is the design and PLC design of special drilling machine hydraulic system. The design of the hydraulic system is a part of the whole design of the machine, it is the task of the application of the machine, according to the characteristics and requirements, using the basic principles of hydraulic transmission, and draw up a reasonable hydraulic system diagram, and then through the necessary calculations to determine the parameters of hydraulic system, structure design and then according to these parameters to the selection of hydraulic components of the specification and the last, checking the main performance of the hydraulic system.Keywords: special drill press; hydraulic system; PLC design 目 录摘 要IABSTRACTII1 绪 论12 设计任务书23 液压系统的功能原理计算33.1液压缸液压系统设计要求分析33.2 负载分析43.2.1 工作负载43.2.2 摩擦负载43.2.3 惯性负载43.2.4 液压缸在各阶段的负载值53.2.5 负载图与速度图的绘制53.3 液压缸主要参数的确定63.4 计算和确定液压缸的主要尺寸63.5 制定液压回路方案，拟定液压系统原理图173.6液压系统的工作原理183.7 计算与选择液压元件193.7.1 液压泵及驱动电机计算与选定193.7.2 液压控制阀和液压辅助元件的选定203.7.3油管的选择213.7.4液压系统的验算234 设计小结28致 谢29参考文献30 1 绪 论本课题来源于生产实践，液压系统利用液压泵将原动机的机械能转换为液体的压力能，通过液体压力能的变化来传递能量，经过各种控制阀和管路的传递，借助于液压执行元件(液压缸或马达)把液体压力能转换为机械能，从而驱动工作机构，实现直线往复运动和回转运动。其中的液体称为工作介质，一般为矿物油，它的作用和机械传动中的皮带、传动它是以液压油为工作介质，通过动力元件将原动机的机械能变为液压油的压力链条和齿轮等传动元件相类似。液压能，再通过控制元件，然后借助执行元件将压力能转换为机械能，驱动负载实现直线或回转运动，且通过对控制元件扰动时，执行元件的输出量一般要偏离原有调定值，产生一定的误差。液压系统主要由：动力元件（油泵）、执行元件（油缸或液压马达）、控制元件（各种阀）、辅助元件和工作介质等五部分组成。在液压传动中，液压油缸就是一个最简单而又比较完整的液压传动系统，分析它的工作过程，可以清楚的了解液压传动的基本原理。液压传动有许多突出的优点，因此它的应用非常广泛。未来社会是一个环保的，低污染，低消耗的社会，这就要求我们在改善液压系统的技术方面下功夫，作为即将走进社会的我们更应该关注新技术的应用和开发。 2 设计任务书设计一专用钻床的液压系统，本题目为新课题，培养学生综合应用所学知识，结合实践知识，初步具有设计一个中等复杂液压系统的能力。学会拟订液压系统设计方案，完成油路块结构设计，提高设计能力。培养学生查阅有关机械设计手册、资料的能力。进一步培养学生制图，编写技术文件等基本技能。 3 液压系统的功能原理计算液压系统设计是指组成一个新的能量传递系统，以完成一项专门的任务。系统功能原理设计是根据主机的工艺目的或用途、工作循环、负载条件和主要技术要求，通过配置执行元件，负载分析、运动分析及编制执行元件的工况图，对同类主机及其传动系统的分析比较，选择设计参数，确定液压系统的工作压力、流量和执行元件主要几何参数等，拟定液压系统方案和传动系统原理图，并对组成系统的各标准液压元件辅件进行选型，最后对液压系统的主要性能（压力损失、发热温升等）进行验算。 3.1液压缸液压系统设计要求分析 设计题目设计工作循环为：快进工进死挡铁停留快退停止。1.已知参数 设计一专用钻床的液压系统，设计工作循环为：快进工进死挡铁停留快退停止。主要性能参数与性能要求如下：切削力FL=14000N；运动部件自重G=6000N；快进、快退速度5.5m/min，工进速度60-1000m m/min；快进行程L1=250mm，工进行程L2=100mm；加速和减速时间t=0.2s。2 明确设计要求 该液压系统的功率较大，空行程和加压行程速度差异较大，因此要求功率利用合理。且该系统的压制力较大，因此对于工作的平稳性、安全性要求较大。 3 设计方案 根据已知参数和表2-1所示液压系统工作台的执行元件为单杆活塞缸，工件的夹紧为液压缸。 活塞杆绘制工作循环图3.2 负载分析 3.2.1 工作负载 工作负载Fe 液压缸的常见工作负载有重力、切削力、挤压力等。阻力负载为正，超越负载为负。 自重G=6000N切削力F=FL=14000N 3.2.2 摩擦负载 假设静摩擦系数fs=0.2，动摩擦系数fd=0.13.2.3 惯性负载 惯性负载Fi 惯性负载时运动部件在启动和制动过程中的惯性力，其平均值可按下式计算 Fi =G/g*v/t (N) 式中 g=重力加速度， m/s2，g=9.8m/s2 v=速度变化量， m/s2 t=启动或制动时间，s 一般机械t =0.10.5s，取u=0.1m/s ，t=0.2 s3.2.4 液压缸在各阶段的负载值（1） 查液压缸的机械效率，可计算出液压缸在各工作阶段的负载情况，如下表表1所示：表1 液压缸各阶段的负载情况工况负载计算公式液压缸负载液压缸推力/N启动12001333.33加速66007333.33快进600666.67工进1460016222.22快退600666.6673.2.5 负载图与速度图的绘制根据工况负载和以知速度和及行程S，可绘制负载图和速度图，如下图（图1、图2）所示：图1(负载图)图2（速度图）3.3 液压缸主要参数的确定（1）液压缸的内径和活塞杆的内径表3-1 按负载选择工作压力1负载/ KN50工作压力/MPa 0.811.522.5334455表3-2 各种机械常用的系统工作压力1机械类型机 床农业机械工程机械建筑机械液压凿岩机专用钻床大中型挖掘机重型机械起重运输机械磨床组合机床龙门刨床拉床工作压力/MPa0.82352881010182032初选系统压力P=16Mpa3.4 计算和确定液压缸的主要尺寸1 液压缸缸径的计算内径D可按下列公式初步计算：液压缸的负载为推力 式（3-1）式中 液压缸实际使用推力14600（N）；液压缸的总效率，一般取=0709；计算=0.9；液压缸的供油压力，一般为系统压力（MPa）本次设计中液压缸已知系统压力=16MPa；考虑到专用钻床工作时可能会超载，故根据实际需要，稍微取查缸筒内径系列/mm(GB/T 2348-1993)可以取为40mm。液压气动系统及元件 缸内径及活塞杆外径 标准编号：GB/T 2348-1993表 GB/T 2348-1993 直径系列直径系列/mm(GB/T 2348-1993)4、5、6、8、10、12、16、18、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由于快进速度和快退速度相等，属于差动连接，可以得到d=0.707D,代入计算并取标准直得d=28.107mm，根据标准系列，取d=28mm2活塞宽度的确定活塞的宽度一般取=（0.6-1.0）即=（0.6-1.0）40=（24-40）mm取=32mm3缸体长度的确定液压缸缸体内部的长度应等于活塞的行程与活塞宽度的和。缸体外部尺寸还要考虑到两端端盖的厚度，一般液压缸缸体的长度不应大于缸体内径的20-30倍。即：缸体内部长度快进行程L1=250mm，工进行程L2=100mm 油缸的有效行程为L=L1+L2=250mm+100mm=350mm4缸筒壁厚的计算在中、低压系统中，液压缸的壁厚基本上由结构和工艺上的要求确定，壁厚通常都能满足强度要求，一般不需要计算。但是，当液压缸的工作压力较高和缸筒内径较大时，必须进行强度校核。当时，称为薄壁缸筒，按材料力学薄壁圆筒公式计算，计算公式为 式（3-2） 式中，缸筒内最高压力； 缸筒材料的许用压力。=, 为材料的抗拉强度，n为安全系数，当时，一般取。当时,按式（3-3）计算 (该设计采用无缝钢管) 式（3-3）根据缸径查手册预取=5此时最高允许压力一般是额定压力的1.5倍，根据给定参数，所以： =161.5=24MP=100110（无缝钢管），取=100，其壁厚按公式（3-3）计算为 满足要求，就取壁厚为5mm。5 活塞杆强度和液压缸稳定性计算A.活塞杆强度计算活塞杆的直径按下式进行校核式中，为活塞杆上的作用力；为活塞杆材料的许用应力，=,n一般取1.40。满足要求B.液压缸稳定性计算活塞杆受轴向压缩负载时，它所承受的力不能超过使它保持稳定工作所允许的临界负载，以免发生纵向弯曲，破坏液压缸的正常工作。的值与活塞杆材料性质、截面形状、直径和长度以及液压缸的安装方式等因素有关。若活塞杆的长径比且杆件承受压负载时，则必须进行液压缸稳定性校核。活塞杆稳定性的校核依下式进行式中，为安全系数，一般取=24。 a.当活塞杆的细长比时 b.当活塞杆的细长比时式中，为安装长度，其值与安装方式有关，见表1；为活塞杆横截面最小回转半径，；为柔性系数，其值见表3-2； 为由液压缸支撑方式决定的末端系数，其值见表1；为活塞杆材料的弹性模量，对钢取；为活塞杆横截面惯性矩；为活塞杆横截面积；为由材料强度决定的实验值，为系数，具体数值见表3-3。表3-2液压缸支承方式和末端系数的值支承方式支承说明末端系数一端自由一端固定1/4两端铰接1一端铰接一端固定2两端固定4表3-3 、的值材料铸铁5.61/160080锻铁2.51/9000110钢4.91/500085c.当时,缸已经足够稳定，不需要进行校核。此设计安装方式中间固定的方式，此缸已经足够稳定，不需要进行稳定性校核。6缸筒壁厚的验算下面从以下三个方面进行缸筒壁厚的验算： A液压缸的额定压力值应低于一定的极限值，保证工作安全： 式（3-4）根据式（3-4）得到：显然，额定油压=16MP，满足条件；B为了避免缸筒在工作时发生塑性变形，液压缸的额定压力值应与塑性变形压力有一定的比例范围： 式（3-5） 式（3-6）先根据式（3-6）得到：=41.21显然，满足条件；C耐压试验压力，是液压缸在检查质量时需承受的试验压力。在规定的时间内，液压缸在此压力 下，全部零件不得有破坏或永久变形等异常现象。各国规范多数规定: 当额定压力时（MPa）D为了确保液压缸安全的使用，缸筒的爆裂压力应大于耐压试验压力： (MPa） 式（3-7）因为查表已知=596MPa，根据式（3-7）得到：至于耐压试验压力应为：因为爆裂压力远大于耐压试验压力，所以完全满足条件。以上所用公式中各量的意义解释如下：式中: 缸筒内径（）； 缸筒外径（）； 液压缸的额定压力（） 液压缸发生完全塑形变形的压力（）； 液压缸耐压试验压力（）； 缸筒发生爆破时压力（）； 缸筒材料抗拉强度（）； 缸筒材料的屈服强度（； 缸筒材料的弹性模量（）； 缸筒材料的泊桑系数 钢材：=0.3 7缸筒的加工要求缸筒内径采用H7级配合，表面粗糙度为0.16，需要进行研磨；热处理：调制，HB240；缸筒内径的圆度、锥度、圆柱度不大于内径公差之半；刚通直线度不大于0.03mm；油口的孔口及排气口必须有倒角，不能有飞边、毛刺；在缸内表面镀铬，外表面刷防腐油漆。8法兰设计液压缸的端盖形式有很多，较为常见的是法兰式端盖。本次设计选择法兰式端盖（缸筒端部）法兰厚度根据下式进行计算： 式（3-8）式中， -法兰厚度（m）；密封环内经d=40mm（m）；密封环外径（m）；=50mm系统工作压力（pa）；=7MPa附加密封力（Pa）；值取其材料屈服点353MPa；螺钉孔分布圆直径（m）；=55mm密封环平均直径（m）；=45mm法兰材料的许用应力（Pa）；=/n=353/5=70.6MPa法兰受力总合力（m） 所以=13.2mm为了安全取=14mm9缸筒端部）法兰连接螺栓的强度计算连接图如下：图3-1缸体端部法兰用螺栓连接1-前端盖；2-缸筒螺栓强度根据下式计算：螺纹处的拉应力:(MPa) 式（3-9）螺纹处的剪应力(MPa) 式（3-10）合成应力 (MPa) 式（3-11）式中, 液压缸的最大负载，=A，单杆时，双杆是螺纹预紧系数，不变载荷=1.251.5，变载荷=2.54；液压缸内径；缸体螺纹外径；螺纹内经；螺纹内摩擦因数，一般取=0.12;变载荷取=2.54；材料许用应力，,为材料的屈服极限，n为安全系数，一般取n=1.21.5；Z螺栓个数。最大推力为：使用4个螺栓紧固缸盖，即：=4螺纹外径和底径的选择：=10mm =8mm系数选择：选取=1.3=0.12根据式（3-9）得到螺纹处的拉应力为：=根据式（3-10）得到螺纹处的剪应力为：根据式（3-11）得到合成应力为：=367.6MPa由以上运算结果知，应选择螺栓等级为12.9级；查表的得：抗拉强度极限=1220MP;屈服极限强度=1100MP；不妨取安全系数n=2可以得到许用应力值：=/n=1100/2=550MP证明选用螺栓等级合适。 10密封件的选用A.对密封件的要求在液压元件中，液压缸的密封要求是比较高的，特别是一些特殊液压缸，如摆动液压缸等。液压缸不仅有静密封，更多的部位是动密封，而且工作压力高，这就要求密封件的密封性能要好，耐磨损，对温度的适应范围大，要求弹性好，永久变形小，有适当的机械强度，摩擦阻力小，容易制造和装拆，能随压力的升高而提高密封能力和利于自动补偿磨损。密封件一般以断面形状分类，有O形、Y形、U形、V形和Yx形等。除O形外，其他都属于唇形密封件。B. O形密封圈的选用液压缸的静密封部位主要有活塞内孔与活塞杆、支撑座外圆与缸筒内孔、端盖与缸体端面等处。静密封部位使用的密封件基本上都是O形密封圈。C.动密封部位密封圈的选用由于O型密封圈用于往复运动存在起动阻力大的缺点，所以用于往复运动的密封件一般不用O形圈，而使用唇形密封圈或金属密封圈。液压缸动密封部位主要有活塞与缸筒内孔的密封、活塞杆与支撑座（或导向套）的密封等。活塞环是具有弹性的金属密封圈，摩擦阻力小，耐高温，使用寿命长，但密封性能差，内泄漏量大，而且工艺复杂，造价高。对内泄漏量要求不严而要求耐高温的液压缸，使用这种密封圈较合适。V形圈的密封效果一般，密封压力通过压圈可以调节，但摩擦阻力大，温升严重。因其是成组使用，模具多，也不经济。对于运动速度不高、出力大的大直径液压缸，用这种密封圈较好。U形圈虽是唇形密封圈，但安装时需用支撑环压住，否则就容易卷唇，而且只能在工作压力低于10MPa时使用，对压力高的液压缸不适用。比较而言，能保证密封效果，摩擦阻力小，安装方便，制造简单经济的密封圈就属Yx型密封圈了。它属于不等高双唇自封压紧式密封圈 ，分轴用和孔用两种。综上，所以本设计选用Yx型圈，聚氨酯和聚四氟乙烯密封材料组合使用，可以显著提高密封性能：a.降低摩擦阻力，无爬行现象；b.具有良好的动态和静态密封性，耐磨损，使用寿命长；c.安装沟槽简单，拆装简便。这种组合的特别之处就是允许活塞外园和缸筒内壁有较大间隙，因为组合式密封的密封圈能防止挤入间隙内，降低了活塞与缸筒的加工要求，密封方式图如下：图3-2 密封方式图3.5 制定液压回路方案，拟定液压系统原理图拟定液压系统图 图3-2液压专用钻床液压系统原理图1主液压泵 ； 2定量泵 ；3、4溢流阀 ；5远程调压阀 ；6电液换向阀 ；7压力表 ；8电磁换向阀；9液控单向阀 ；10顺序阀 ；11卸荷阀（带阻尼孔） ；12压力继电器 ；13单向阀 ；14充液阀 ；15充液箱 ；16液压缸； 17滑块；18挡铁。3.6液压系统的工作原理液压缸的工作循环为：快进工进死挡铁停留快退停止。1)快速下行电磁铁2DT和3DT通电，电液换向阀6和电磁换向阀8均换至右工位，后者使液控单向阀9打开。此时液压缸进回液路区畅通。进油路：主液压泵1 电液换向阀6 单向阀13 液压缸18上（无杆）腔；回油路：液压缸18下（有杆）腔 液控单向阀9 电液换向阀6 油箱。此时液压缸滑块16因自重而快速下降，主液压泵1全部流量尚不能满足快速要求的流量，液压缸18上腔形成局部真空，呈泵工况，油箱（置于液压缸顶部）中油液在大气压力下经液控充液阀（液控单向阀）14充入，避免了上述不利现象产生。2)慢速接近工件和逐步加压挡铁17压下行程开关XK2时，电磁铁3DT断电，电磁换向阀8处于常态（图示位置），液控单向阀9关闭，阀芯紧闭。进油路：主液压泵1 电液换向阀6 单向阀13 液压缸18上腔；回油路：液压缸18下腔 顺序阀10 电液换向阀6 油箱。顺序阀10使下腔建立起背压，滑块靠自重不能下降，主液压泵1供给的压力油使之下行。这时上腔压力升高，充液阀（液控单向阀）14关闭，活塞速度降低。当滑块慢速接触工件时，阻力（负载）急剧增加，主液压泵1工作压力急剧升高，排量自动减小，液压缸活塞速度进一步降低，以极慢的速度对工件加压。3)保压延时当液压缸18工作压力达到预定值时，压力继电器12发出电气控制信号，电磁铁2DT断电，电液换向阀6复中位，液压缸进回液腔封闭，主液压泵1经电液换向阀6中位卸荷。保压时间可由压力继电器12控制的时间继电器调节。4)快速回程保压结束后，时间继电器发出信号使电磁铁2DT断电，1DT通电，电液换向阀6切至左位，同时进油路控制油液使充液阀（液控单向阀）14打开，为液压缸18退回做好准备。这时：进油路：主液压泵1 电液换向阀6 液控单向阀9 液压缸18下腔；回油路：液压缸18上腔 充液阀（液控单向阀）14 油箱。需要说明的是，电液换向阀6切至左位时，液压缸18还未泄压时，上腔压力很高，卸荷阀11（带阻尼孔）呈开放状态，主液压泵1的输出油液经此阀阻尼孔回油箱，这时主液压泵1工作压力较低，不足以使液压缸回程，但可使充液阀（液控单向阀）14开启，使液压缸18上腔泄压；当液压缸上腔压力降到定值时，卸荷阀11关闭，此时主液压泵1才开始向液压缸18下腔供液，液压缸快速回程。5)停止液压缸位于其反向行程末端时，挡铁下压行程开关XK1，电磁铁1DT断电，电液换向阀6处于中位，液压缸被锁而停止。主液压泵1此时处于卸荷状态。在使用中，可随时手动控制1DT断电，使液压缸随时处于停止状态。其工作循环和电磁铁动作顺序表如表3-1所示。表3-1液压专用钻床工作循环和电磁铁动作顺序表动作名称信号来源换向滑阀工作状态电磁铁动态状态电液换向阀6电磁换向阀81DT2DT3DT液压缸快速下行2DT和3DT通电右位右位+慢速加压挡铁行程开关XK2，3DT断电，4DT通电右位常态+保压延时压力继电器12发出信号，2DT断电中位快速回程压力继电器12发出信号，1DT通电左位+停止行程开关XK1发出信号，1DT断电中位3.7 计算与选择液压元件 3.7.1 液压泵及驱动电机计算与选定 （1）、液压泵的选择液压泵的最高工作压力计算 由工况图4-1可以查得液压缸的最高工作压力出现在工进阶段，即由于进油路元件较少，故泵至缸间的进油路压力损失估取为。则液压泵的最高工作压力为 所需的液压泵最大供油量qp按液压缸的最大输入流量估算。取泄漏系数K=1.1则 qp=1.1* 18.4=20.24(L/min) 暂取泵的容积效率v=0.90可算得泵的排量参考值为 Vg=1000qv/nv=1000*20.24/1500*0.9=14.9mL/r 根据以上计算结果查阅产品样本，选用规格相近的25YCY141B压力补偿变量型斜盘式轴向柱塞泵，其额定压力Pn=32Mpa，V=25mL/r，n=1500r/min，容积效率v=0.92，qp=Vnv=25*1500*0.92=34.5L/min，符合系统对流量的要求（2）、电动机的选择 固定设备的液压系统，其液压泵通常用电动机驱动。 根据算出的功率和液压泵的转速及其使用环境，从产品样本或手册中选定其型号规格额定功率、转速、电源、结构形式（立式、卧式，开式、封闭式的等），并对其进行核算，以保证每个工作阶段电动机的峰值超载量都低于25%。 由于液压泵通常在空载下启动，故对电动机的启动转矩没有过高的要求，负荷变化比较平稳，启动次数不多，故可采用笼型三相异步电动机。但若液压系统功率较大而电网容量不大时，可采用绕线转子电动机。对于采用变频调节流量方案的液压泵，则应采用变频调速或电磁调速控制的交流异步电动机驱动液压泵。 由工况图知，最大功率出现在终压阶段t=0.395s时，由此时的液压缸工作压力和流量可算得此时液压泵的最大理论功率 Pt=（p+p）Kq=（8+0.5）*（1.1*4.7）/60=0.73Kw取泵的总效率为p=0.85，则算得液压泵驱动功率为 Pp=Pt/p=0.73/0.85=0.86Kw查手册，选用规格相近的Y90L14型封闭式三相异步电动机，转速1440r/min，额定功率为1.5Kw。 按所选电动机转速和液压泵的排量，液压泵的最大实际流量为 大于计算所需流量20.24L/min,满足使用要求。3.7.2 液压控制阀和液压辅助元件的选定 根据所选择的液压泵规格和系统的工作情况，容易选择系统的其他液压元件，一并列入表8-1序号元件名称估计通过流量型号规格1斜盘式柱塞泵2525YCY141B32Mpa，驱动功率24.6KN2WU网式滤油器25WU-25*18015通径，压力损失0.01MPa3直动式溢流阀12YEF-10B10通径，32Mpa，板式联接4背压阀63YF3-10B10通径，21Mpa，板式联接5二位二通手动电磁阀8022EF3-E10B6三位四通电磁阀 6034F3-Ea6B6通径，压力31.5MPa7液控单向阀40YAF3-Ea10B32通径，32MPa8调速阀80QFF3-E10B10通径，16MPa9调速阀80QF3-E10B10通径，16MPa10二位二通电磁阀3022EF3B-E10B6通径，压力20 MPa11压力继电器DP1-63B8通径，10.5-35 MPa12压力表开关KF3-E3B32Mpa，6测点13油箱14液控单向阀YAF3-Ea10B32通径，32MPa15上液压缸16下液压缸17单向节流阀48ALF3E10B10通径，16MPa18单向单向阀48ALF3E10B10通径，16MPa19三位四通电磁换向阀2534EF30-E6B6通径，16MPa20减压阀40JF3-10B10通径，板式连接3.7.3油管的选择油管系统中使用的油管种类很多，有钢管、铜管、尼龙管、塑料管、橡胶管等，必须按照安装位置、工作环境和工作压力来正确选用。本设计中油管采用钢管，因为本设计中所须的压力是高压，P=16MPa ， 钢管能承受高压，价格低廉，耐油，抗腐蚀，刚性好，但装配是不能任意弯曲，常在装拆方便处用作压力管道一中、高压用无缝管，低压用焊接管。本设计在弯曲的地方可以用管接头来实现弯曲。尼龙管用在低压系统；塑料管一般用在回油管用。胶管用做联接两个相对运动部件之间的管道。胶管分高、低压两种。高压胶管是钢丝编织体为骨架或钢丝缠绕体为骨架的胶管，可用于压力较高的油路中。低压胶管是麻丝或棉丝编织体为骨架的胶管，多用于压力较低的油路中。由于胶管制造比较困难，成本很高，因此非必要时一般不用。1. 管接头的选用：管接头是油管与油管、油管与液压件之间的可拆式联接件，它必须具有装拆方便、连接牢固、密封可靠、外形尺寸小、通流能力大、压降小、工艺性好等各种条件。管接头的种类很多，液压系统中油管与管接头的常见联接方式有：焊接式管接头、卡套式管接头、扩口式管接头、扣压式管接头、固定铰接管接头。管路旋入端用的连接螺纹采用国际标准米制锥螺纹（ZM）和普通细牙螺纹（M）。锥螺纹依靠自身的锥体旋紧和采用聚四氟乙烯等进行密封，广泛用于中、低压液压系统；细牙螺纹密封性好，常用于高压系统，但要求采用组合垫圈或O形圈进行端面密封，有时也采用紫铜垫圈。2.管道内径计算： （1）式中 Q通过管道内的流量 v管内允许流速 ，见表：表3.2：液压系统各管道流速推荐值油液流经的管道推荐流速 m/s液压泵吸油管0.51.5液压系统压油管道36，压力高，管道短粘度小取大值液压系统回油管道1.52.6 (1). 液压泵压油管道的内径： 取v=4m/s 根据简明手册P111查得：取d=20mm,钢管的外径 D=28mm; 管接头联接螺纹M272。(2) . 液压泵回油管道的内径：取v=2.4m/sd=21mm根据简明手册P111查得：取d=25mm,钢管的外径 D=34mm; 管接头联接螺纹M332。3. 管道壁厚的计算 式中： p管道内最高工作压力 Pa d管道内径 m管道材料的许用应力 Pa，管道材料的抗拉强度 Pan安全系数，对钢管来说，时，取n=8；时，取n=6； 时，取n=4。根据上述的参数可以得到：我们选钢管的材料为45#钢，由此可得材料的抗拉强度=600MPa; (1). 液压泵压油管道的壁厚(2). 液压泵回油管道的壁厚3.7.4液压系统的验算前述液压系统的初步设计是在某些估计参数的情况下进行的，当液压系统原理图，组成元件及连接管路等完全确定后，针对实际情况对设计的系统进行各项性能分析计算，其目的在于对液压系统的设计质量作出评价和评判，若出现问题，则应对液压系统某些不合理的设计进行修正或重新调整，或采取其他的必要的措施，性能验算内容一般包括压力损失，效率，发热与升温，液压冲击等，对于较重要的系统，还应对其动态性能进行验算或计算机仿真。计算时通常只采用一些简化公式以求得概略结果。1、液压系统压力损失验算上面已经计算出该液压系统中进，回油管的内径分别为20mm,25mm。但是由于系统的具体管路布置和长度尚未确定，所以压力损失无法验算。（1）工作进给时进油路压力损失。运动部件工作进给时的最大速度为50mm/s，进给时的最大流量为18.7L/min，则液压油在管内流速为 管道雷诺数为，可见油液在管道内流态为层流，其沿程阻力系数进油管道BC的沿程压力损失为查得换向阀34EF30-E6B的压力损失忽略油液通过管接头、油路板等处的局部压力损失，则进油路总压力损失为（2）工作进给时回油路的压力损失。由于选用单活塞杆液压缸，且液压缸有杆腔的工作面积为无杆腔的工作面积的二分之一，则回油管道的流量为进油管道的二分之一，则回油管道的沿程压力损失为：查产品样本知换向阀23EF3B-E10B的压力损失，换向阀34EF30-E10B的压力损失，调速阀AQF3-E10B压力损失。回油路总压力损失为（3）变量泵出口处得压力（4）快进时的压力损失。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，流量为液压泵出口流量的两倍即390L/min，AC段管路的沿程压力损失为同样可求管道AB段及AD段得沿程压力损失和为查产品样本知，流经各阀的局部压力损失为：34EF30-E10B的压力损失，23EF3B-E10B的压力损失据分析在差动连接中，泵的出口压力为快退时压力损失验算从略。上述验算表明，无需修改原设计。2、液压系统效率的估算 估算液压系统效率时，主要应考虑液压泵的总效率p、液压执行元件的总效率A及液压回路的效率C。=PC3、系统温升的验算在整个工作循环中，工进阶段所占的时间最长，且发热量最大。为了简化计算，主要考虑工进时的发热量。一般情况下，工进时做功的功率损失大引起发热量较大，所以只考虑工进时的发热量，然后取其值进行分析。当V=10mm/s时，即v=600mm/min 即q=7.4L/min此时泵的效率为0.9，泵的出口压力为20MP，则有kw此时的功率损失为：假定系统的散热状况一般，取，油箱的散热面积A为系统的温升为油箱中温度一般推荐30-50所以验算表明系统的温升在许可范围内。4 设计小结随着大学四年生活的即将结
- 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