小型压力机液压系统设计Word格式文档下载.docx
《小型压力机液压系统设计Word格式文档下载.docx》由会员分享，可在线阅读，更多相关《小型压力机液压系统设计Word格式文档下载.docx（17页珍藏版）》请在冰豆网上搜索。
液压机压制力F压=300000N
2）惯性负载：
3）运动部件自重：
G=25000N
4）密封阻力
F密=0.1F（F为总的负载）
5）摩擦力
液压缸垂直安装，摩擦力较小，可忽略不计。
根据上述计算结果，列出各工作阶段所受的外负载。
工作循环各阶段外负载表
工况
计算公式
液压缸的负载
启动阶段：
F启=F密+F惯-G
加速阶段：
F加=F密+F惯-G
快进阶段：
F快=F密-G
工进阶段：
F工=F密+F压-G
快退阶段：
F退=F密+G
按照给定要求与外负载表绘制速度循环图与负载循环图：
速度循环图：
50
400
0.67~4.17
L（mm）
V（mm/s）
负载循环图：
F（N）
277778
22500
566
305555
2拟定液压系统原理图
1）确定供油方式：
考虑到该压力机在工作进给时需要承受较大的工作压力，系统功率较大，速度较底。
而在快进,快退时负载较小，速度较快。
从节能，减少发热，系统结构，效率，工作压力等方面考虑，泵源系统宜选用轴向柱塞泵。
2）调速方式的选择：
在小型压力机液压系统中，进给速度的控制一般采用节流阀或者调速阀。
在本系统中选用回油节流调速，这种调速回路受泄漏与发热影响小，速度刚性好，由于有背压存在，起到一定的阻尼作用，提升了运动的平稳性，同时空气也不易渗入。
3）速度切换方式的选择：
系统采用由电磁阀控制的快慢速换接回路，它的结构简单，调节行程比较方便，阀的安装也较容易，但速度换接的平稳性较差。
若要提高系统的速度换接平稳性，可改用由行程阀切换速度的换接回路。
液压系统原理图：
二液压缸的设计与计算
1液压缸主要尺寸的确定
工作压力p的确定：
工作压力p可根据负载大小及机器类型初步确定，先查表取液压缸工作压力为25MPa.
设备类型
机床
农业机械或中型工程机械
液压机、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P（MPa）
0.8～2.0
3～5
2～8
8～10
10～16
20～32
液压缸缸筒内径D和液压缸活塞杆外径d的确定：
由负载图知最大负载F为305555.56N，按表可取p2为0MPa，ηcm为0.95，考虑到快进，快退速度相等，取d/D为0.7。
将上述数据代入液压缸缸筒内径计算公式，可得液压缸缸筒内径：
由液压缸缸筒内径（缸径）尺寸系列表查得D=160mm。
活塞直径d，按d/D=0.7,d=112mm。
由液压缸活塞杆外径（杆径）尺寸系列表，取d=125mm。
由此求得液压缸的实际有效面积为：
初步计算液压缸最大工作压力：
按最低工进速度验算液压缸的最小稳定速度，由式
式中Qmin是调速阀的最小稳定流量为0.1
本次设计中调速阀是安装在进油路上，故液压缸节流腔有效工作面积应取液压缸无杆腔的实际面积，即
200.96>
25
不等式满足，故液压缸能够达到所需稳定工进速度。
液压缸缸筒内径（缸径）尺寸系列（GB2348-80）
（mm）
8
10
12
16
20
32
40
63
80
（90）
100
（110）
125
（140）
160
（180）
200
（220）
250
（280）
320
（360）
（450）
500
液压缸活塞杆外径（杆径）尺寸系列（GB2348-80）
4
5
6
14
18
22
28
36
45
56
70
90
110
140
180
220
280
360
2液压缸的设计
1）液压缸工作压力的确定：
根据设备的类型有表2-1初选工作压力P=25MPa
2）液压缸内径D和活塞杆d的确定：
前面的计算以得出D=16cm,d=12.5cm
3）液压缸壁厚的确定和外径的确定：
a.起重运输机械的液压缸，一般采用无缝钢管制造，无缝钢管大多属于薄壁圆筒结构，其壁厚按薄壁圆筒公式计算：
δ—液压缸壁厚（m）
D—液压缸的内径（m）
py—试验压力，一般取最大工作压力的（1.25～1.5）倍
[σ]—缸筒材料的许用应力。
其值为：
锻钢：
[σ]=110～120MPa；
铸钢：
[σ]=100～110MPa；
无缝钢管：
[σ]=100～120MPa；
高强度铸铁：
[σ]=60MPa；
灰铸铁：
[σ]=25MPa。
现取[σ]=100MPa：
查无缝钢管标准系列取
。
b.缸体的外径为：
选取D1=200mm，壁厚
的无缝钢管。
4）液压缸工作行程的确定：
本执行机构要求工作行程为400mm。
5）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公式行近似的计算：
t—缸盖有效厚度（m）；
D2—液压缸缸盖的止口直径（m）；
d0—缸盖孔直径。
6）最小导向长度的确定：
最小导向长度是指从活塞支撑面到缸盖滑动轴承支撑面中点的距离，如果导向长度过小，将使液压缸的初始绕度增大影响液压缸的稳定性。
对一般液压缸，要求最小导向长度H应满足以下要求：
l—液压缸的最大行程；
D—液压缸的内径。
活塞宽度B一般取B=（0.6~1.0）D，
B=96~160mm，
现取B=130mm。
缸盖的滑动支撑面的长度A，根据液压缸内径D而确定，
当D<
80mm时，取A=（0.6~1.0）D，
当D>
80mm时，取A=（0.6~1.0）d，
因为D=160mm>
80mm，
故A=（0.6~1.0）d=75~125mm，
现取A=90mm。
可满足导向要求。
三液压系统计算与选择液压元件
1计算在各工作阶段液压缸所需的流量
2确定液压泵的流量,压力和选择泵的规格
1）泵的压力的确定：
考虑到正常工作中进油路有一定的压力损失,所以泵的工作压力为
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,初算时简单系统可取0.8MPa。
pp是静压力，考虑到系统在各种工况的过渡阶段出现的压力往往超过静压力。
另外考虑到低压系统取小值，高压系统取大值。
在本系统中
取Pn=25MPa
2）泵的流量的确定：
液压泵的最大流量为：
L/min
取qp=45L/min。
qp—液压泵的最大流量；
—同时作用的各执行元件所需流量之和的最大值；
KL—系统泄漏系数,一般KL=1.1～1.3,现取KL=1.2。
选择液压泵的规格：
根据以上计算得的qp和pp再查有关手册，现选择CY14-1B型斜盘式轴向柱塞泵，该泵的参数为：
每转的排量
，泵的额定压力，pn=32MPa电动机转速1470r/min，容积总效率
，总效率
与液压泵匹配的电动机的选定。
首先分别算出快进与工进两种不同工况时的功率，两者较大者作为电动机规格的依据。
由于在工进时泵的输出流量减小，泵的功率急剧下降，一般当流量在0.2～1L/min的范围内时，可取
，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的最大功率点时不至电动机停转需进行验算即：
pn—所选电机额定功率；
pb—限压式变量泵的限定压力；
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0N，此时快进时进油路的压力为0，功率为0。
工进时所需电动机功率为：
由手册选择Y100L2-4型三相异步电动机，功率3kw，额定转速1470r/min。
3液压阀的选择
液压元件明细表
序号
元件名称
型号
通过的流量
工作压力
1
过滤器
XU-D32×
45L/min
25MPa
2
轴向柱塞泵
CY14-1B
3
压力表
KF3-EA20B
20L/min
三位四通换向阀
4YF30-E20B
调速阀
AQF3-E20B
30L/min
单向阀
AF3-EA20B
7
二位三通换向阀
23YF3B-E203
4确定管道尺寸
油路内径尺寸一般可参照选用的液压元件接口尺寸而定，也可按管路允许的流速进行计算。
本系统主油路流量为差动时流量q=60.29L/min,压油管的允许流速取v=5m/s。
取d=16mm。
综合诸因素及系统上面各阀的通径取d=16mm，吸油管的直径参照CY14-1B变量泵吸油口连接尺寸，取吸油管内径d=42mm。
5液压油箱容积的确定
本系统为高压系统,液压油箱有效容量按泵流量的5～7倍来确定,现选用容量为400L的油箱。
6液压系统的验算
已知液压系统中进回油路的内径为d=16mm，各管道长度分别AB=0.5m,,BD=DE=1m,CF=2.5m,DF=1.5m,选用L-HM32液压油。
设其工作在20℃，其运动粘度υ=150cst=1.5cm2/s油液的密度ρ=920kg/m3。
1）工进进油路的压力损失：
运动部件快进时的最大速度为0.25，最大流量为5.02
，则液压油在油管内的流速为：
管道的雷诺数Re1为
Re1<
2300，
可见油液在管道内流态为层流，其沿程阻力系数
进油管FC的沿程压力损失Δp1-1为
换向阀的压力损失Δp1-2=0.05MPa，忽略油液通过管接头，油路板处的局部压力损失，则进油路的总压力损失Δp1为：
Δp1=Δp1-1+Δp1-2=0.023+0.05=0.073MPa
2）工进回油路的压力损失：
管道的雷诺数Re2为
Re2<
油液在管道内的流态为层流，其沿程阻力系数
，
回油路管道沿程压力损失Δp2-1为：
换向阀压力损失Δp2-2=0.025MPa；
调速阀的压力损失Δp2-3=1MPa。
回油路的总压力损失：
Δp2=Δp2-1+Δp2-2+Δp2-3=0.0105+0.025+1=1.036MPa
变量泵出口处的压力Pp：
3）快进进油路的压力损失：
快进时液压缸为差动连接，自汇流点D至液压缸进油口E之间的管路DE中，流量60.29
管道的雷诺数Re1为：
进油管DE的沿程压力损失Δp1-1为：
同样可求管道AD段，DF段的沿程压力损失Δp1-2，Δp1-3。
管道的雷诺数Re2，Re3为：
Re2、Re3<
油液在管道内流态为层流，其沿程阻力系数：
换向阀压力损失为Δp1-4=0.17MPa，Δp1-5=0.17MPa。
泵的出口压力为：
Δpp=Δp1-1+Δp1-2+Δp1-3+Δp1-4+Δp1-5=0.101+0.105+0.058+0.17+0.17=0.604MPa
快退时压力损失验算从略。
7系统的温升验算
在整个工作循环中工进时所需的功率最大，为了简化计算，主要考虑工进时的发热量。
当以最小工进速度工作时：
V=40mm/min
流量q：
泵的效率0.1泵的出口压力16.19MPa则有：
ΔP=P输入-P输出=2.16-0.2=1.96kw
当以最大工进速度V=40mm/min工作时，q=5.02L/min，总效率
ΔP=P输入-P输出=1.93-1.25=0.68kw
可见在工进速度低时，功率损失为1.96kw,发热量最大。
假定系统散热一般取
油箱的散热面积A为：
系统的温升为：
验算表明系统的温升在许可范围内。
8联接螺栓强度计算
缸体与缸盖之间使用六颗45号钢螺栓进行连接，且螺栓只受拉应力。
则单个螺栓受力：
F=305555.56/6=50926N
由公式：
可确定：
取d=16mm
d—螺栓的危险截面直径，mm；
[σ]—螺栓材料的许用应力，MPa，[σ]=σS/S；
σS—螺栓材料的屈服极限，对于45号钢，σS=360MPa；
S—安全系数，S在1.2～1.7。
四设计心得
通过本次课程设计，让我深深的体会到了自身的不足之处，以及平日学习的粗略。
这次课程设计，使我对液压系统有了更加全面的认识和理解，了解了液压知识在生活中的广泛应用前景。
这次设计增强了自己动手能力与理论结合实际能力，同时提高了自己的独立思考能力。
虽然设计过程并不是一帆风顺，但是在老师的指导与鼓励，同学的帮助下，也算是达成了本次设计的初衷，
在这次课程设计中，要运用到多科课程所学知识，在查找资料的同时，复习与巩固了以前所学习的知识，同时提高了自己综合运用所学课程知识的能力。
最后感谢学校，老师能够给予我们这么一次提高自身能力的机会。
五参考文献
1.《液压与气动传动》左健民主编
2.《液压系统设计简明手册》杨培元主编
3.《液压系统的计算与结构设计》张世伟主编
4.《液压气动与液力工程手册》李壮云主编
升级会员 