小型液压机液压系统课程设计 (1)

1、 小型液压机液压系统设计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。液压压力机是压缩成型和压注成型的主要设备,适用于可塑性材料的压制工艺。如 冲压、弯曲、翻边、薄板拉伸等。也可以从事校正、压装、砂轮成型、冷挤金属零件 成型、塑料制品及粉末制品的压制成型。本文根据小型压力机的用途特点和要求, 利用

2、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。小型紧凑、动作灵敏可靠。该机并设有脚踏开关,可实现半自动工艺动作 的循环。目录前言 . . 错误!未定义书签。一 . 工况分析 二 . 负载循环图和速度循环图的绘制 三.拟定液压系统原理图1. 确定供油方式 42. 调速方式的选择 43. 液压系统的计算和选择液压元件 54. 液压阀的选择 75. 确定管道尺寸 86. 液压油箱容积的确定 87. 液压缸的壁厚和外径的计算 88. 液压缸工作行程的确定 89. 缸盖厚度的确定 10. 最小寻向长度的确定

3、9 11. 缸体长度的确定 9四.液压系统的验算1. 压力损失的验算 92. 系统温升的验算 113. 螺栓校核 12五 . 参考文献 . 13 (2计算在各工作阶段液压缸所需的流量Q(快进 =d 2v (快进 /4=3.14x0.1x0.1x3/4=23.55L/minQ (工进 =D 2v (工进 /4=3.14x0.14x0.14x0.4/4=6.15L/minQ(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

4、最大工作压力;P1-执行元件最大工作压力;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

5、. 选择液压泵的规格根据以上计算的 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 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

6、>=L/20+D/2=400/20+140/2=90mm取 H=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: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

7、油路压力损失,运动部件工作进给时的最大速度为 0.25m / 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

8、5;920×0.592/2=0.2MPa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

9、道的沿程压力损失 P 为:P2-1=/(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=(30750

10、0/0.9+0.00785×1.1×100/0.01539+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/s11 Rel=vld/r=320.03 1=75/rel=0.234 P1-1= （l/d）×（ V2） =0.234.×（1.70.02）×

11、;（920×2.4X2.4X2） =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（ dxd4）=295cms V2=75 Re2=0.38 Re2=Vdr=236 P1-2=0.024MPa P1-3=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=0.17MPa 23YF3B-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 P P=2 P1-2+ P1-2+ P2-2+ P2-1+ P2-2+FA2 cm =2×0.2+0.0

12、24+0.15+017+0.17+250.00785×0.9 =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，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=4cmmin 时 流量 Q=V（ DD4）= ×0.14×0.144=0.616Lmin） 此时泵的效率为 0.1，泵的出口压力为 22.4MPa 则有：P 输入=22

13、.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 沈 阳 恒 基明 德 液压 设 备有 限 公 司 12 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=0.5

14、65（Kw） 可见在工进速度低时，功率损失为 2.156Kw，发热最大 假定系统的散热状况一般，取 K=10×0.001Kw（cm·） 油箱的散热面积 A 为 系统的温升为： T= PKA=2.156（10×0.001×6.6）=33.2 验算表明系统的温升在许可范围内 3.螺栓校核 液压缸主要承受轴向载荷 Fmax=307500 取 6 个普通螺栓，则每个螺栓的工作拉力为 Fo=307500/6=51250N 螺栓总拉力 F=Fa+Cb/(Cb+CmFo Cm 为被连接件刚度 Fb 为残余预紧力 取 Fb=1.5F Cb/(Cb+Cm在无垫片是取 0.20.3 去取值为 0.3 得 Fa=2.2Fo F=2.5 Fo 由此求得 F=128125N Fa 为螺栓预紧力 Cb 为螺栓刚度 A=0.065V2/3=6.5m2 又 Fa=Fb+【1-Cb/(Cb+Cm】F 则 Fb=（1.51.8）F 螺栓的中径 d(1.3x4F/ 1/2=22.1mm = s/S=433MP 材料选用 40