沈阳理工 机械三方向 液压课程设计.docx
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沈阳理工机械三方向液压课程设计
目录
1．设计课题------------------------------------1
2．设计要求分析--------------------------1
3．工况分析------------------------------------1
4．拟定液压系统原理----------------------------2
1.液压缸主要参数---------------------------5
2.液压泵相关参数----------------------------5
3.液压阀选择--------------------------------7
4.管道尺寸---------------------------------8
五．液压系统验算--------------------------------10
六．参考文献------------------------------------13
前言
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。
小型压力机的液压系统呈长方形布置，外形新颖美观，动力系统采用液压系统，结构简单、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。
一．设计课题
小型液压机液压设计
二．设计要求分析
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3m/min，加压速度为40~250mm/min，压制力为200000N，运动部件总重力为20000N，工作行程300mm，油缸垂直安装，设计该压力机的液压传动系统。
三．工况分析
由已知条件绘制速度循环图。
图3-1
计算各阶段的外负载并绘制负载图
1、工件的压制力即为工件的负载力：
Ft=200000N
2、摩擦负载静摩擦系数取0.2，动摩擦系数取0.1则
静摩擦阻力Ffs=0.2*20000=4000N
动摩擦阻力Ffd=0.1*20000=2000N
3、惯性负载Fm=m（△v/△t）,取△t=0.2s
则Fm=（20000/9.81）*（3/0.2*60）=510N
4、G=20000
5、液压缸在各工作阶段的外负载
工作循环
外负载F（N）
启动
F=G+Ffs
24000N
加速
F=G+Fm+Ffd
22510N
快进
F=G+Ffd
22000N
工进
F=G+Ft+Ffd
222000N
快退
F=G-Ffd
18000N
负载循环图如下
图3-2
四．拟定液压系统原理
1.液压泵类型选择
根据初选系统压力选择泵的类型，该机床在工作进给时需要承受较大的工作压力，系统功率也较大，当工作压力超过21mpa时，宜采用柱塞泵，现采用63SCY14－1B，轴向柱塞泵。
2.调速方式
功率较小，负载变化较大，速度稳定性较高的场合，选用调速阀调速回路。
3.保压回路的设计
保压回路的功用是使系统在液压缸不动或因工件变形而产生微小位移的工况下能保持稳定不变的压力。
考虑到设计要求，保压时间要达到5s，压力稳定性好。
选用液控单向阀保压回路，则保压时间较长，压力稳定性高，选用M型三位四通换向阀，利用其中位滑阀机能，使液压缸两腔封闭，系统不卸荷。
设计了自动补油回路，且保压时间由电气元件时间继电器控制。
此回路完全适合于保压性能较高的高压系统，如液压机等。
自动补油的保压回路系统图的工作原理：
按下起动按纽，电磁铁1YA通电，电磁换向阀6右位接入系统，油液一部分压力油通过节流调速阀8进入主缸上腔；另一部分油液将液控单向阀7打开，使主缸下腔回油，主缸活塞带动上滑块快速下行，主缸上腔压力降低，其顶部充液箱的油经液控单向阀14向主缸上腔补油。
当主缸活塞带动上滑块接触到被压制工件时，主缸上腔压力升高，液控单向阀14关闭，充液箱不再向主缸上腔供油，且液压泵流量自动减少，滑块下移速度降低，慢速加压工作。
当主缸上腔油压升高到压力继电器11的动作压力时，压力继电器发出信号，使电磁阀1YA断电，换向阀6切换成中位；这时液压泵卸荷，液压缸由换向阀M型中位机能保压。
同时压力继电器还向时间继电器发出信号，使时间继电器开始延时。
保压时间由时间继电器在0-24min调节。
4.液压缸主要尺寸的确
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22MPa。
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，按表2-2取p2可不计,考虑到快进，快退速度相等，取d/D=0.7
D={4Fw/[πp1ηcm]}1/2=0.120
根据手册查表取液压缸内径直径D=125（mm）活塞杆直径系列取d=90（mm）
取两液压缸的D和d分别为125mm和90mm。
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
A2=π（D2－d2）/4=3.14×（12.52－92）/4=59.07cm2
满足不等式，所以液压缸能达到所需低速
3）计算在各工作阶段液压缸所需的流量
Q（快进）=πd2v（快进）/4=3.14x0.09x0.09x3/4=19.08L/min
Q（工进）=πD2v（工进）/4=3.14x0.125x0.125x0.4/4=4.91L/min
Q（快退）=π（D2-d2）（快退）v/4=17.75L/min
5.液压泵相关数据
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
，式中，Pp－液压泵最大工作压力；
P1－执行元件最大工作压力；
－进油管路中的压力损失，
简单系统可取0.2~~0.5Mpa。
故可取压力损失∑△P1=0.5Mpa
22+0.5=22.5MP
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
1.25Pp~1.6Pp
因此Pa=1.25Pp=1.25
22.5=28.125MPa
2）．泵的流量确定,液压泵的最大流量应为
Q
KL（∑Q）max
油液的泄露系数KL=1.2
故Qp=KL（∑Q）max=1.2
19.08=22.896L/min
3）.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×Qp/
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22000N，进油时的压力损失定为0.3MPa。
Pb=[22000/（0.1x0.1π/4）x10-6+0.3]=3.10MPa
快进时所需电机功率为：
3.10x22.896/60x0.9=1.06kw
工进时所需电机功率为：
P=Pbx6.15/（60x0.9）=0.35kw
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/min
6.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
序号
元件名称
最大流量（L/min
工作压力（Mpa）
型号选择
1
滤油器
72.4
XU-D32X100
2
斜盘式液压泵
156.8
32
63SCY14-1B
3
三位四通电磁阀
60.3
25
34YF30-E20B
4
单向调速阀
30
40
ADTL-10
5
二位三通电磁阀
60.3
23YF3B-E20B
6
单向阀
18-1500
31.5
SA10
7
压力表开关
35
KF-28
8
液控单向阀
80
32
80YAF3-E610B
9
直动式溢流阀
120
32
DBT1/315G24
10
单向顺序阀
7.确定管道尺寸
油管内径尺寸一般可参照选用的液压元件接口尺寸而定，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=38.16L／min压油管的允许流速取V=3m/s则内径d为d=4.6（38.16/3）1/2=16.4mm
若系统主油路流量按快退时取Q=17.75L／min，则可算得油管内径d=15.82mm.综合d=20mm（吸油管同样可按上式计算得d=25）
8.油箱容积
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800L
9.液压缸壁厚和外径
液压缸的壁厚由液压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
ζ≥PD/2[σ]=32.25×125/2×100=20.16mm（[σ]=100~110MP）
故取ζ=25mm
液压缸壁厚算出后，即可求出缸体的外径D1为
D1≥D+2ζ=125+2×25=175mm
10．液压缸行程
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。
11．缸盖厚度
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／[σ]）^0.5）
有孔时：
t≥0.433D2（PD2／[σ]（D2－d0））^0.5
t----------缸盖有效厚度
D---------缸盖止口内直径
D2----------缸盖孔的直
得t=30
12.最小寻向长度
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+125/2=82.5mm
取H=90mm
活塞宽度B=（0.6~1.0）D=100
13.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20~30倍
五．液压系统验算
1.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。
当V=4cm／min时
流量Q=V（πD^2／4）=4π×0.125×0.125／4=0.49﹙L／min）
此时泵的效率为0.1，泵的出口压力为18.13MPa
则有：
P输入=18.13×0.49／（60×0.1）=1.48（KW）
P输出=FV=222000x4／60×0.01×0.001=0.15（Kw）
此时的功率损失为
ΔP=P输入－P输出=1.48-0.15=1.33（Kw）
当V=25cm／min时，Q=3.25L／min总效率η=0.8
则P输入=25×3.25／（60×0.8）=1.69（Kw）
P输出=FV=222000×25／60×0.01×0.001=0.925（Kw）
ΔP=P输入－P输出=0.77（Kw）
可见在工进速度低时，功率损失为1.33Kw，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A=0.065V2/3=10.3m2
系统的温升为：
ΔT=ΔP／KA=1.33／（10×0.001×10.3）℃=13℃
验算表明系统的温升在许可范围内
2.压力损失验算
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0.25m／min，进给时的最大流量为19.08L／min，则液压油在管内流速V为：
V1=Q／（πd^2／4）=（19.08×1000）／（3.14×4/4）=63.06（cm／s）
管道流动雷诺数Rel为
Rel=63.06×3.2／1.5=134.5
Rel＜2300可见油液在管道内流态为层流，其沿程阻力系数λl=75Rel=0.59
进油管道的沿程压力损失ΔP为：
ΔP1-1=λl／（l／d）·（ρV／2﹚
=0.59×﹙1.7+0.3﹚／（0.029×920×0.592／2）=0.2MPa
查得换向阀34YF30-E20B的压力损失ΔP=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ΔP为：
ΔP1=ΔP1-1+ΔP1-2=（0.2×1000000+0.05×1000000）=0.25MPa
2.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=31.53（cm／s）
Rel=V2d／r=31.53×2／1.5=42.04
λ2=75／Rel=75／42.04=1.78
回油管道的沿程压力损失ΔP为：
ΔP2-1=λ／（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ΔP=0.025MPa。
换向阀34YF30-E20B的压力损失ΔP=0.025MPa,调速阀ADTL-10的压力损失ΔP=0.5MPa
回油路总压力损失ΔP为
ΔP2=ΔP2-1+ΔP2-2+ΔP2-3+Δ2-4=0.55+0.025+0.025+0.5=1.1MPa
3.变量泵出口处的压力P：
Pp=（F／ηcm+A2ΔP2）／（A1+ΔP1）
=[（222000／0.9+0.00785×1.1×100）／0.01539]+0.15
=22.4MPa
4.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ΔP1-1为
V1=Q/（πd^2/4）=45.22×1000／（3.14×2X2/4×60）=240.02（cm／s）
Rel=vld/r=320.03,λ1=75/rel=0.234,ΔP1-1=λ（l/d）×（ρV2）
=0.234.×（1.7／0.02）×（920×2.4X2.4X2）=0.2MPa
同样可求管道AB段及AD段的沿程压力损失ΔP1-2ΔP1-3为
V2=Q／（πd^2／4）=295cm／s,Re2=V／d／r=236,V2=75Re2=0.38
ΔP1-2=0.024MPa,ΔP1-3=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，ΔP2-1=0.17MPa,23YF3B-E20B的压力损失，ΔP2-1=0.17MPa,据分析在差动连接中，泵的出口压力为P
P=2ΔP1-2+ΔP1-2+ΔP2-2+ΔP2-1+ΔP2-2+F／A2ηcm
=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。
参考文献：
《液压与气动传动》国防工业出版社
《液压与气动技术手册》机械工业出版社
《现代机械设备设计手册》机械工业出版社
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