完整版毕业论文小型单缸立式液压机液压系统设计40200吨液压机41.docx
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完整版毕业论文小型单缸立式液压机液压系统设计40200吨液压机41
重庆交通大学
毕业设计
题目：
小型单缸立式液压机液压系统设计
学院：
机电与汽车工程学院
专业：
机械设计制造及其自动化（工程机械）
学生：
xxxx
学号：
xxxxxxxx
指导教师：
缪毅
2012年5月25
摘要
液压机作为一种通用的无削成型加工设备，其工作原理是利用液体的压力传递能量以完成各种压力加工的。
其工作特点之一是动力传动为“柔性”传动,不象机械加工设备一样动力传动系统复杂,这种驱动原理避免了机器过载的情况。
一切工程领域，凡是有机械设备的场合，均可采用液压技术，它的发展如此之快，应用如此之广，其原因是液压技术有着优异的特点，归纳起来液压机的液压系统传动方式具有显著的优点：
液压机单位重量的输出的功率和单位尺寸的输出功率；液压传动装置体积小、结构紧凑、布置灵活，易实现无级调速，调速范围宽，便于与电气控制相配合实现自动化；易实现过载保护和保压，安全可靠；元件易于实现系列化、标准化、通用化；液压易与微机控制等新技术相结合，构成“机-电-液-光”一体化便于实现数字化。
关键词：
液压机，液压技术，液压系统
ABSTRACT
Hydraulicmachineasageneralwithoutmoldingprocessingequipment,itsworkingprincipleistheuseofliquidpressuretransferenergytocompleteavarietyofpressureprocessing.Theworkisoneofthecharacteristicsofpowertransmissionas"flexible"transmission;unlikemechanicalprocessingequipmentpowertransmissionsystemiscomplex,thedriveprincipletoavoidoverloadcondition.
Alltheengineeringfields,allmechanicalequipmentoccasions,canbeusedinhydraulictechnology,itdevelopedsofast,sowide,itsreasonisthehydraulictechnologyhasexcellentcharacteristics,summedupthehydraulicmachinehydraulicsystemdrivingmodehassignificantadvantages:
hydraulicunitweightofoutputpowerandunitsizeoutputpower;hydraulictransmissiondevicehastheadvantagesofsmallvolume,compactstructure,flexiblearrangement,easytorealizesteplessspeedregulating,widespeedregulationrange,convenientandelectricalcontrolwithautomation;easytorealizeoverloadprotectionandholdingpressure,safeandreliable;elementiseasytorealizeserration,standardization,generalization;hydraulicandcomputercontrolthenewtechnicalcombination,constitutea"machine-electric-hydraulic-light"fortherealizationofdigitalintegration.
KEYWORDS:
hydraulicmachine,hydraulicsystem,hydraulictechnology
第1章方案分析及液压原理图的拟定
1.1引言
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。
1.2液压系统的工作要求
液压机的滑台的上下运动拟采用液压传动，要求通过电液控制实现的工作循环如动部件总重为20000N，快速往返速度为3m/min，加压速度为40-250mm/min，要求采用液压方式实现运动部件的平衡；不考虑各种损失。
图1-1
1.3负载分析和运动分析
1.3.1确定执行元件的形式
液压机为立式布置，滑块做上下直线往复运动，往返速度相同，故可以选缸筒固定的单杆双作用活塞液压缸（取缸的机械效率），作为执行元件驱动滑块进行压制作业。
1.3.2进行负载分析和运动分析
根据已知参数对液压缸各工况外负载进行计算，其计算结果如表1-1所列。
表1-1
工况
计算公式
外负载/N
说明
快速下降
启动加速
500
①
；为下行平均加速度，；
②由于忽略滑块导轨摩擦力，故快速下滑时为负载为0；
③压制时压头上的工作负载可分为两个阶段：
初压阶段，负载力缓慢地增加，约达到最大压制力的5%，其行程为15mm；终压阶段，负载力急剧增加大最大压制力，上升规律近似于线性，其行程为5mm；
④
；为回程平均加速度，；
⑤取启动、制动时间=0.2s
等速
—
0
慢速加压
初压
100000
终压
快速返回
启动
20500
等速
20000
制动
19500
参照文献[6]，第六章6.4节板料折弯机液压系统设计计算。
取快速下降行程为180mm，快速上升行程为200mm。
已知加压速度为40-250mm/min，取加压速度为4mm/s。
根据已知参数，各工况持续时间近似计算结果见表1-2。
表1-2
工况
计算式
时间/s
说明
快速下行
慢速加压分两个阶段：
初压阶段行程为15mm；终压阶段行程为5mm。
慢速
加压
初压
终压
快速回程
利用上述数据，并在负载和速度过渡段做粗略的线性处理后便得到如图1-2所示的液压机液压缸负载循环图和速度循环图。
图1-2
1.3.3确定系统主要参数
参考同类型液压机，预选液压缸的工作压力，将液压缸的无杆腔作为主工作腔，考虑到液压缸下行时用液压方式平衡，则可算出液压缸无杆腔的有效面积：
液压缸内径（活塞直径）：
跟据参考文献[6],表9-7，按国标GB/T2438—1993，将液压缸内径圆整为标准值，。
根据快速上升与快速下降的速度相等，采用液压缸差动连接来实现，从而确定活塞杆直径，由，得：
跟据参考文献[6],表9-8，按国标GB/T2438—1993，将活塞杆外径圆整为标准值，取d=250mm，从而算得液压缸有杆腔与无杆腔的实际有效面积为：
液压缸在工作循环中各阶段的压力流量计算如表1-3所列。
表1-3
工作阶段
计算公式
负载F/N
工作腔压力p/Pa
输入流量q
/
快速
下行
启动
500
5400
5086.8
305.2
恒速
0
0
—
—
慢速
加压
初压
100000
406.9
24.4
终压
406.9→0
24.4→0
快速
回程
启动
20500
—
—
恒速
20000
5086.8
305.2
制动
19500
—
工作循环中各阶段的功率计算如表1-4。
表1-4
快速下降（启动）阶段
快速下降（恒速）阶段
慢速加压（初压）阶段
慢速加压（终压）阶段
当t=1.125时，功率最大，约为7947W。
快速回程（启动）阶段
快速回程（恒速）阶段
快速回程（制动）阶段
1.4制定基本方案，拟定液压系统图
考虑到液压机工作时所需功率较大，故采用容积调速方式。
为满足速度的有极变化，采用压力补偿变量液压泵供油。
及在快速下降时，液压泵以全流量供油，在慢速加压到保压时，泵的流量逐到零。
当液压缸反向回程时，泵的流量恢复到全流量。
液压缸的运动方向采用三位四通M型中位机能电液换向阀控制，如图1-3所示，停机时换向阀处于中位，使液压泵卸荷，快速下降时换向阀处于右位，快速上升时换向阀处于左位。
在三位四通电磁换向阀与液压缸之间设置一个液控单向阀，其控油口与液压缸的出油口管路相接，进油口与三位四通电磁换向阀相接，出油口与液压缸进油路相接，形成保压回路，见图1-3。
图1-3
见图1-3，在液压缸的进油路，液控单向阀出油路上连接一个电接点压力表，设置电接点压力表的上限、下限值，当液压缸的压力达到限值时，利用电接点压力发出的电信号来实现切换四通三位电磁换向阀，以实现自动保压。
为实现压头的往返速度相等，需要有差动回路，在液压缸的进、出油口及液压缸出油口与换向阀之间分别连接两一个二位二通电磁阀。
液压缸快速下降时差动连接，快速上升时切断差动连接。
见图1-4。
图1-4
为防止压头在下降过程中由于自重而出现速度失控现象，在液压缸有杆腔回油路上设置一个内控单向顺序阀，形成平衡回路，见图1-5。
图1-5
此外在泵的出口并联一个溢流阀，用于系统的安全保护；泵出口并联一个压力表及其开关，以实现测压；在液压泵的出口串联设置一个单向阀，以防止液压油倒灌，见图1-6。
图1-6
由于液压缸的直径大于250mm、压力大于7MPa，其油腔在排油前就先泄压，因此必须有泄压回路。
本系统采用蓄能器以实现降噪泄压，其回路如图1-7所示。
回路首次工作时，利用液控单向阀保压，泄压时电磁铁通电使换向阀切换至上位，液压缸无杆腔与蓄能器突然连接，其保压期间积聚的液体压缩势能大部分被蓄能器吸收，以降低泄压时产生的巨大噪声，液压缸下行时电磁铁通电切换至下位，液压源向无杆腔充液时同时蓄能器向液压缸释放回收的液压能，以实现节能作用。
图1-7
综上，将各回路合并整理，检查以后绘制的液压机液压系统原理图如图1-8所示
图1-8
1-油箱；2-过滤器；3-液压泵；4-单向阀；5-溢流阀；6-压力表及其开关；7-三位四通电液换向阀；8-液控单向阀；9-平衡阀；10-二位二通电磁换向阀；11-电接点压力表；12-液压缸；13-蓄能器
系统图中个电磁阀的动作顺序见表1-5。
表1-5
执行其动作
电磁铁
1YA
2YA
3YA
4YA
5YA
启动
+
-
-
+
+
快速下行
+
-
-
+
-
慢速加压
+
-
-
+
-
保压
-
-
-
-
_
快速回程
-
+
+
-
+
停止
-
-
-
-
_
自动补油保压时，电接点压力表控制的电磁阀动作顺序见表1-6。
表1-6
电接点压力表
电磁铁
1YA
2YA
3YA
4YA
5YA
压力达到上限值时
-
-
-
-
-
压力达到下限值时
+
-
-
-
-
第2章液压元件参数计算与选择
2.1确定液压缸的主要参数
2.1.1初选液压缸的工作压力
压力为21.6MPa，为高压液压系统。
2.1.2确定液压缸的主要结构参数
根据第1章1.3节的内容，可知液压缸内径D=360mm，活塞杆外径d=250mm，液压缸无杆腔有效面积为，有杆腔有效面积为。
2.1.3确定液压缸的工作压力、流量和功率
快速下降阶段，见表1-3，表1-4，液压缸工作压力、流量和功率可知分别为：
5400Pa、305.2L/min、27.5W。
慢速加压阶段，见表1-3，表1-4。
初压阶段：
液压缸工作压力、流量和功率分别为1.08MPa、24.4L/min、5494W。
终压阶段：
液压缸工作压力、流量和功率分别为21.6MPa、24.4L/min、最大功率7947W。
快速上升阶段，见表1-3，表1-4。
液压缸工作压力、流量和功率分别为0.42MPa、305.2L/min、2136W。
2.2液压泵及其驱动电动机的选择
由表1-3可知，液压缸的工作压力出现在终压后即保压阶段开始时，。
此时缸的输入流量极小，且不考虑各种损失，故液压缸至泵间的进油路压力损失取值。
算得泵的最高工作压力为：
所需的液压泵的最大供油量按液压缸的最大输入流量（305.2L/min）进行估算。
取泄漏系数K=1.1，则：
根据系统所需流量，拟初选限压式变量液压泵的转速为n=1500r/min，暂取容积效率，则可算得泵的排量参考值为：
根据以上计算结果查阅产品样本，选用规格相近的250YCY14—1B压力补偿斜盘式轴向柱塞泵，其额定压力，排量V=250ml/r，额定转速n=1500r/min，容积效率。
其额定流量为：
>
符合系统对流量的要求。
不计任何损失，液压泵的最大理论功率即为液压缸工作时所需的最大功率，见表1-4可知：
查手册，选用规格相近的Y160M—4型封闭式三相异步电动机电机，其额定功率为11KW，同步转速1500r/min，满载转速1460r/min。
按所选电动机转速和液压泵的排量，液压泵的最大实际排量为：
>
满足使用要求。
2.3液压控制阀的选择
根据拟定的液压系统原理图，计算分析通过各液压阀的最高压力和最大流量,参见文献[5]，表8-23威格士系列液压阀。
选择的液压阀如下表2-1。
表2-1
元件名称
技术规格
公称压力/MPa
通径/mm
流量/（L/min）
单向阀
25
50
约900
溢流阀
25
50
约900
三位四通电液换向阀
25
50
约900
液控单向阀
25
50
约900
平衡阀
25
50
约900
二位三通电磁换向阀
25
50
约900
2.4选择压力表
参见文献[5]，表8-38，选择的压力表技术规格如下表2-2所示。
表2-2
系列名称
型号
测量范围/MPa
Y系列压力表
YN型耐振压力表
0～60
YX型耐振电接点压力表
0～60
2.5选择辅助元件
油管内径一般可参照所接元件接口尺寸确定，也可按管路允许流速进行计算。
管道内径及壁厚液压管道的两个主要参数，计算公式如下。
式中q—通过油管的最大流量，；
—油管中允许流速，（取值见表2-3），m/s；
d—油管内径，m；
—油管厚度，m；
P—管内最高工作压力，MPa；
—管材抗拉强度，MPa；
n—安全系数（取值见表2-4）。
表2-3油管中的允许流速
油液流经油管
吸油管
高压管
回油管
短管及局部收缩处
允许流速
0.5～1.5
2.5～5
1.5～2.5
5～7
表2-4安全系数
管内最高工作压力/MPa
<17.5
7～17.5
17.5
安全系数
8
6
4
①对高压油管取内径d=50mm，则：
符合油管中的允许流速。
管材为45钢，其壁厚为:
取壁厚=10mm。
②对吸油管取内径d=80mm，则：
符合油管中的允许流速。
管材为45钢，其管内压力几乎为零，取其壁厚=5mm。
③对回油管取内径d=60mm，则：
符合油管中的允许流速。
管材为45钢，其管内压力最大时为0.43MPa，接近于零，取其壁厚=5mm。
2.6蓄能器及过滤器的选择
参见文献[5],表8-29蓄能器及其技术规格。
选用的蓄能器技术规格如下表2-5：
表2-5
类型
压力/MPa
容积/L
工作压力
耐压
HXQ型活塞式蓄能器
17
25.5
1～39
参见文献[5],表8-30油液过滤器的典型产品及其技术规格。
选择的过滤器规格如下表2-6。
表2-6
类型
额定压力/MPa
流量/（L/min）
过滤精度/
NXJ箱内吸油过滤器
<0.007（原始压力损失）
25～1000
80～180
2.7液压系统验算
前述液压系统的初步设计是在某些估计参数情况下进行的。
当系统原理图、组成原件及连接管路等设计完成以后，针对实际情况对设计进行各项性能分析计算。
其目的在于对系统的设计质量做出评价和评判，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，或重新采取必要的措施。
性能验算内容一般包括压力损失、效率、发热和升温、液压冲击等，对于重要的系统，还应对其动态性能进行验算或计算机仿真。
计算时只采用一些简化的公式以求得概略的结果。
由于系统不考虑各种损失，且液压系统比较简单，因此不必进行液压系统性能验算。
第3章液压油缸的设计
3.1引言
液压缸有多种类型。
按结构特点可分为活塞式、柱塞式和组合式三大类；按作用方式又可分为单作用式和双作用式两种。
在双作用式液压缸中，压力油可供入液压缸的两腔，使缸实现双向运动。
由于该系统自身的特点，液压缸采用双作用式活塞式液压缸。
3.2液压缸的设计计算
3.2.1缸筒和缸盖组件
3.2.1.1确定液压缸油口尺寸
液压缸的油口包括油口孔及连接螺纹。
油口可布置在缸筒或缸盖上，油口直径应根据活塞最大速度和油口最高流速确定，计算公式如下：
式中D—液压缸内经，m；
—液压缸最大输出流速，m/min；
—油口流动速度，m/min，一般不大于5m/s。
油口连接螺纹尺寸见参考文献[5]，表7-20。
对于无杆腔部位油口：
见参考文献[5]，表7-20，选取M502的链接螺纹尺寸。
对于有杆腔部位油口：
见参考文献[5]，表7-20，选取M422的螺纹连接尺寸。
3.2.1.2确定缸筒和缸盖的连接形式
有参考文献[5]表4-5，居于本设计，缸筒和缸盖的连接形式选用法兰连接。
3.2.1.3选择缸筒和缸盖材料
缸筒选材：
铸钢45
前缸盖选材：
铸钢45
后缸盖选材：
铸钢45
3.2.1.4计算缸筒和缸盖的结构参数
①缸筒壁厚的计算
本次设计的液压系统为高压系统，因此按厚壁缸筒计算
式中p—液压缸工作压力，MPa；
—试验压力，MPa，工作压力p≤16MPa时，=1.5p；工作压力≥16MPa时，=1.5p；
D—液压缸内径，m；
—缸体材料许用应力，MPa；
取铸钢=120Pa；
②缸筒外径的计算
见参考文献[5]表4-7标准液压缸的缸筒外径系列，选取的液压缸信息如下表2-2。
表2-2
产品系列代号
额定压力
缸筒内径D/mm
F型
25
360
缸筒外径/mm
450
③缸底厚度h的计算
对于平型缸底当缸底无油口时
当缸底有油口时
式中—缸底材料许用应力，MPa；
④液压缸头部法兰厚度h的计算
因为在缸筒头部有活塞杆导向孔，故其厚度的计算方法与缸底有所不同。
对于常用的法兰式缸头，其厚度的计算方法如下。
d—密封环内径，m；
—密封环外径，m；
q—附加密封压力，Pa；
—螺钉孔分布圆直径，m；
—密封环平均直径，m；
[]—法兰材料许用应力，Pa；
3.2.1.4缸筒和缸盖的连接计算
缸筒和缸盖采用螺栓连接时，缸筒螺纹处的拉应力为：
螺纹处的切应力：
合成应力为：
式中K—螺纹拧紧系数，静载时K=1.25~1.5；动载时K=2.54；
—螺纹内摩擦系数，一般取=0.12；
—螺纹外径，m；
—螺纹内经，m，一般采用普通螺纹时，=-1.0825t（t为螺纹螺距，m）；
D—液压缸内经，m；
[]—螺纹材料许用应力，Pa；
—螺纹材料屈服点，Pa；
n—安全系数，通常取n=1.5~2.5；
F—缸筒螺纹处所受的拉力，N；
Z—螺栓数；
3.3.1.5缸筒与缸盖的配合
本设计以参考文献[5]，11.3.3液压缸液压机（单杆双作用活塞缸）装配图及零件图为参照，进行液压缸的结构设计。
缸盖与缸筒的配合采用H9/f9的间隙配合；缸筒与导向套采用H7/g6配合；缸底与缸筒采用H7/g6配合。
3.2.2排气装置
排气装置用于排除液压缸内的空气，使其工作稳定，一般把排气阀安装在液压缸两端的最高位置与压力腔相通，以便安装后、调试前排除液压缸内的空气，对于运动速度稳定性要求较高的机床和大型液压缸，则需要设置排气装置，如排气阀等。
排气阀的结构有多种形式常用的有如参考文献[5]图4-20所示的几种结构，该系统中采用参考文献[5]图4-21所示的排气阀，该排气阀为整体型排气阀，其阀体与阀芯合为一体，材料为不锈钢3cr13，锥面热处理硬度HRC38～44。
3.3活塞及活塞杆组件
3.3.1确定活塞及活塞杆的连接形式
活塞机及活塞杆的常用连接形式见文献[5],表4-10，根据工作压力及活塞直径、机械振动的大小，选用螺纹连接。
3.3.2选择活塞及活塞杆的材料
活塞选择ZQSn6-6-3为材料；
活塞杆选择45钢；粗加工后调质到硬度为229～285HB，必要时高频淬火达到45～55HRC。
3.3.3活塞及活塞杆的连接计算
活塞与活塞杆螺纹连接时，活塞杆危险截面处的拉应力为：
螺纹处的切应力为：
合成应力为：
式中K—螺纹拧紧系数，静载时K=1.25~1.5；动载时K=2.54；
—螺纹内摩擦系数，一般取=0.12；
—螺纹外径，m；
—螺纹内经，m，一般采用普通螺纹时，=-1.0825t（t为螺纹螺距，m）；
D—液压缸内经，m；
[]—螺纹材料许用应力，Pa；
—螺纹材料屈服点，Pa；
n—安全系数，通常取n=1.5~2.5；
F—液压缸输出的拉力，N；
3.3.4活塞与缸筒的密封结构
活塞与缸筒之间既有相对运动，有需要使液压缸两腔之间不漏油。
根据液压缸的工作压力及作用选择Yx型密封圈进行密封。
见文献[5]，表8-49孔用Yx形密封圈尺寸，表8-50Yx形孔用密封圈沟槽形式与尺寸；表8-
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