小型液压机液压系统设计zuixin

1、学院 机械与汽车工程学院液压与气压传动课程设计任务书系 别专 业班 级姓 名目录前言:设计任务书 3一 . 工况分析 6二 . 负载循环图和速度循环图的绘制 7三.拟定液压系统原理图1. 确定供油方式 82. 调速方式的选择 83. 液压系统的计算和选择液压元件 94. 液压阀的选择 115. 确定管道尺寸 126. 液压油箱容积的确 127. 液压缸的壁厚和外径的计算 128. 液压缸工作行程的确定 129. 缸盖厚度的确定 12 10. 最小寻向长度的确定 13 11. 缸体长度的确定 13四.液压系统的验算1. 压力损失的验算 132. 系统温升的验算 153. 螺栓校核 16五.设计总

2、结 17六 . 参考文献 18设计任务书一、设计的目的和要求 :设计的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。设计的要求1

3、. 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。4. 液压传动课程设计的题目均为中等复杂程度液压设备的液压传动装置设 计。具体题目由指导老师分配,题目附后;5

4、. 液压传动课程设计一般要求学生完成以下工作:设计计算说明书一份;液压传动系统原理图一张(3号图纸,包括工作循环图和电磁铁动作顺序 表 。二、设计的内容及步骤设计内容1. 液压系统的工况分析,绘制负载和速度循环图;2. 进行方案设计和拟定液压系统原理图;3. 计算和选择液压元件;4. 验算液压系统性能;设计步骤以一般常规设计为例,课程设计可分为以下几个阶段进行。1. 明确设计要求阅读和研究设计任务书,明确设计任务与要求;分析设计题目,了解原始 数据和工作条件。参阅本书有关内容,明确并拟订设计过程和进度计划。2. 进行工况分析做速度 -位移曲线,以便找出最大速度点;做负载 -位移曲线,以便找出最

5、大负载点。液压缸在各阶段所受的负载需 要计算,为简单明了起见,可列表计算; cm cm确定液压缸尺寸确定液压缸尺寸前应参照教材选择液压缸的类型, 根据设备的速度要求确定 d/D的比值、选取液压缸的工作压力,然后计算活塞的有效面积,经计算确定的 液压缸和活塞杆直径必须按照直径标准系列进行圆整。 计算时应注意考虑液压缸 液压缸工况图包括压力循环图 (p -s 、 流量循环图 (q -s 和功率循环图 (P -s , 绘制目的是为了方便地找出最大压力点、 最大流量点和最大功率点。 计算过程可 列表计算。 方案设计包括供油方式、 调速回路、 速度换接控制方式、 系统安全可靠性 (平 衡、 锁紧 及节约

6、能量等性能的方案比较, 根据工况分析选择出合理的基本回路, 并将这些回路组合成液压系统,初步拟定液压系统原理图。选择液压基本回路,最主要的就是确定调速回路。应考虑回路的调速范围、 低速稳定性、效率等问题,同时尽量做到结构简单、成本低。4. 计算和选择液压组件计算液压泵的工作压力计算液压泵的流量选择液压泵的规格计算功率,选择原动机选择控制阀选择液压辅助元件5. 验算液压系统性能验算液压系统的效率验算液压系统的温升6. 绘制正式工作图,编制课程设计计算说明书液压传动系统原理图一张(3号图纸,包括工作循环图和电磁铁动作顺序 表整理课程设计计算说明书 三、进度安排按教学计划安排, 液压传动课程设计总学

7、时数为 1周, 其进度及时间大致分 配如下: 四 . 设计题目3. 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 。一工况分析1.工作负载 工件的压制抗力即为工作负载:F w =200000N2. 摩擦负载 静摩擦阻力: Ffs =0.2x20000=4000N动摩擦阻力: Ffd=0.1X20000=2000N3. 惯性负载 Fm=ma =20000/10X3/(0.02X60=5000N背压负载 Fb= 30000N(液

8、压缸参数未定,估算 自 重: G=mg =20000N4. 液压缸在各工作阶段的负载值 :其中:0.9m = m 液压缸的机械效率,一般取 m =0.9-0.97。表 1.1: 工作循环各阶段的外负载 二.负载循环图和速度循环图的绘制速度循环图: 负载循环图: 三.拟定液压系统原理图1. 确定供油方式考虑到该机床压力要经常变换和调节, 并能产生较大的压制力, 流量大, 功率大, 空行程和加压行程的速度差异大,因此采用一高压泵供油2. 调速方式的选择工作缸采用活塞式双作用缸, 当压力油进入工作缸上腔, 活塞带动横梁向下运动, 其速度慢,压力大,当压力油进入工作缸下腔,活塞向上运动,其速度较快,压

9、 力较小,符合一般的慢速压制、快速回程的工艺要求得液压系统原理图 3. 液压系统的计算和选择液压元件(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 。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 312000N , 按表 2-2取 p2可不计 , 考虑到快进,快退速度相等,取 d/D=0.7D=4Fw/p 1cm 1/2=0.13 (m根据手册查表取液压缸内径直径 D=140(mm 活塞杆直径系列取 d=100(mm 取两液压缸的 D 和 d 分别为 140mm 和

10、 100mm 。按最低工进速度验算液压缸的最小稳定速度A Qmin/Vmin=0.05x1000/3=16.7(cm2液压缸节流腔有效工作面积选取液压缸有杆腔的实际面积,即A 2=(D 2-d 2 /4=3.14×(1402-1002 /4 =75.36 cm2满足不等式,所以液压缸能达到所需低速(2计算在各工作阶段液压缸所需的流量Q(快退 =(D 2-d 2 (快退 v /4=22.61 L/min(3确定液压泵的流量,压力和选择泵的规格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+=pPPp 1式中, Pp -液压泵最大工作压力;P1-执行元

11、件最大工作压力;p -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 P1=0.5Mpa 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=31.875MPa2.泵的流量确定 , 液压泵的最大流量应为QKL ( Q max油液的泄露系数 KL=1.2故 Qp=KL( Q max=1.223.55=28.26L/min3. 选择液压泵的规格根

12、据以上计算的 Pa 和 Qp 查阅相关手册现选用 IGP5-032型的内啮合齿轮泵,nmax= 3000 r/minnmin=400r/min额定压力 p0=31.5Mpa, 每转排量 q=33.1L/r, 容积效率 v=85%, 总效率 =0.7. 4. 与液压泵匹配的电动机选定首先分别算出快进与工进两种不同工况时的功率,取两者较大值作为选择 电动机规格的依据。 由于在慢进时泵输出的流量减小, 泵的效率急剧降低, 一般 在流量在 0.2-1L/min范围内时,可取 =0.03-0.14. 同时还应该注意到,为 了使所选择的电动机在经过泵的流量特性曲线最大功率时不至停转,需进行演 算,即 Pa

13、 ×Qp/Pd, 式中, Pd -所选电动机额定功率; Pb -内啮合齿轮泵的 限定压力; Qp -压力为 Pb 时,泵的输出流量。首先计算快进时的功率,快进时的外负载为 12000N ,进油时的压力损失定为 0.3MPa 。快进时所需电机功率为: 工进时所需电机功率为:P=Ppx6.15/(60x0.7=0.18kw查阅电动机产品样本,选用 Y90S-4型电动机,其额定功率为 1.1KW , 额定转速为 1400r/min4. 液压阀的选择根据所拟定的液压系统图,按通过各元件的最大流量来选择液压元件的规 格。选定的液压元件如表所示 5. 确定管道尺寸油管内径尺寸一般可参照选用的液压

14、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=47.1L/min 压油管的允 许流速取 V=3m/s则内径 d 为 d=4.6(47.1/31/2=18.2mm若系统主油路流量按快退时取 Q=22.61L/min , 则可算得油管内径 d=17.9mm. 综合 d=20mm吸油管同样可按上式计算(Q=49.6L/min , V=2m/s 现参照 YBX-16变量泵 吸油口连接尺寸,取吸油管内径 d 为 29mm6. 液压油箱容积的确定根据液压油箱有效容量按泵的流量的 5 7倍来确定则选用容量为 400L 。 7. 液压缸的壁厚和外径的计算液压缸的壁厚由液压

15、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=38.25×140/2×100=26.78mm(=100110MP故取 =30mm液压缸壁厚算出后,即可求出缸体的外径 D1为D1 D+2=140+2×30=200mm8. 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

16、。9. 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:t 0.433D (P / =23.2mm有孔时:t 0.433 D 2 (P D2/(D2-d1/2式中,t-缸盖有效厚度D-缸盖止口内直径D2-缸盖孔的直径10. 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+140/2=90mm取 H=

17、95mm活塞宽度 B=(0.61.0 D1=11011. 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倍四.液压系统的验算已知该液压系统中进回油管的内径均为 12mm ,各段管道的长度分别为: AB=0.3m AC=1.7m AD=1.7m DE=2m 。选用 L-HL32液压油,考虑到油的最低温 度为 15查得 15时该液压油曲运动粘度 V=150cst=1.5cm/s ,油的密度 =920kg/m1.压力损失的验算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 0

18、.25m /min ,进给时的最大流量为 23.55L /min ,则液压油在管内流速 V 为: V1=Q/(dd /4 =(23.55×1000/(3.14×2.9×2. /4 =59.45(cm/s管道流动雷诺数 Rel 为Rel=59.45×3.2/1.5=126.8Rel <2300可见油液在管道内流态为层流, 其沿程阻力系数 l=75 Rel=0.59 进油管道的沿程压力损失 P 为:P1-1=l /(l /d ·(V /2=0.59× 1.7+0.3/(0.029×920×0.592/2=0.2M

19、Pa查得换向阀 34YF30-E20B 的压力损失 P=0.05MPa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 P 为:P1=P1-1+P1-2=(0.2×1000000+0.05×1000000=0.25MPa2. 工作进给时间回油路的压力损失, 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 管的二分之一,则V2=V/2=29.7(cm /s Rel=V2d/r=29.7×2/1.5=57.52=75/Rel=75/57.5=1.3回油管道的沿程压力损失 P 为:P2-1=/(

20、l /d ×(P ×VXV /2 =1.3×2/0.029×920×0.5952/2=0.56MPa查产品样本知换向阀 23YF3B-E20B 的压力损失 P=0.025MPa。换向阀 34YF30-E20B 的压力损失 P=0.025MPa , 调速阀 ADTL-10的压力损失 P=0.5MPa回油路总压力损失 P 为P2=P2-1+P2-2+P2-3+2-4=0.55+0.025+0.025+0.5=1.1MPa3. 变量泵出口处的压力 P :Pp=(F /cm+A2P2/(A1+P1=(307500/0.9+0.00785×1.

21、1×100/0.01539+0.15=22.4MPa4. 快进时的压力损失,快进时液压缸为差动连接,自会流点 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 26L/min,AC段管 路的沿程压力损失为 P1-1为V1=Q/(dXd/4 =45.22×1000/(3.14×2X2/4×60=240.02(cm/s Rel=vld/r=320.031=75/rel=0.234P1-1=(l/d×(V2=0.2MPa同样可求管道 AB 段及 AD 段的沿程压力损失 P1-2 P1-3为V2=Q/(dxd /4 =295

22、cm/s Re2=V/d /r=236V2=75 Re2=0.38P1-2=0.024MPaP1-3=0.15MPa查产品样本知,流经各阀的局部压力损失为:34YF30-E20B 的压力损失, P2-1=0.17MPa23YF3B-E20B 的压力损失, P2-1=0.17MPa据分析在差动连接中,泵的出口压力为 PP=2P1-2+P1-2+P2-2+P2-1+P2-2+F/A2cm=2×0.2+0.024+0.15+017+0.17+25/0.00785×0.9=0.18MPa快退时压力损失验算亦是如此,上述验算表明,无需修改远设计。2. 系统温升的验算在整个工作循环中,

23、工进阶段所占的时间最长,为了简化计算,主要考 虑工进时的发热量,一般情况下,工进速度大时发热量较大,由于限压式变 量泵在流量不同时,效率相差极大,所以分别计算最大、最小时的发热量, 然后加以比较,取数值大者进行分析当 V=4cm/min 时流量 Q=V(DD /4 =×0.14×0.14/4=0.616 L /min 此时泵的效率为 0.1，泵的出口压力为 22.4MPa 则有：P 输入=22.4×0.616（60×0.1）=2.464（KW） P 输出=FV=307500x460×0.01×0.001=0.21（Kw） 此时的功率损失为 P=P 输入P 输出=2.464-0.21=2.23 (Kw 当 V=25cmmin 时，Q=3.85Lmin 总效率=0.8 则 P 输入=25×3.85（60×0.8）=1.845（Kw） P 输出=FV=307500×2560×0.01×0.001=1.28（Kw） P=P 输入P 输出=0.565（Kw） 可见