压力机液压系统.docx
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压力机液压系统
一液压系统原理设计1
1工况分析1
2拟定液压系统原理图4
二液压缸的设计与计算6
1液压缸主要尺寸的确定6
2液压缸的设计7
三液压系统计算与选择液压元件10
1计算在各工作阶段液压缸所需的流量10
2确定液压泵的流量,压力和选择泵的规格10
3液压阀的选择12
4确定管道尺寸2液压缸的设计12
5液压油箱容积的确定12
6液压系统的验算12
7系统的温升验算15
8联接螺栓强度计算16
四设计心得17
五参考文献17
液压系统原理设计
1工况分析
设计一台小型液压压力机的液压系统,要求实现:
快速空程下行一慢速加压一保压一快速回程一停止工作循环。
快速往返速度为3m/min,加压速度为40-250mm/min,压制力为300000N,运动部件总重力为25000N,工作行程400mm,油缸垂直安装,设计压力机的液压传动系统。
液压缸所受外负载F包括五种类型,即:
F=F压+F磨+F惯+F密+G
式中:
F压-工作负载,对于液压机来说,即为压制力;
F惯-运动部件速度变化时的惯性负载;
F磨-导轨摩擦阻力负载,启动时为静摩擦阻力。
液压缸垂直安装,摩擦力相对于运动部件自重,可忽略不计;
F密-由于液压缸密圭寸所造成的运动阻力;
G-运动部件自重
液压缸各种外负载值
液压机压制力F压=300000N
1)工作负载:
2)惯性负载:
数沁J25510.20N
gt9.80.3
3)运动部件自重:
4)密封阻力
G=25000N
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
F惯G25510.2025000M
F启0.90.9566.89N
加速阶段:
F加=F密+F惯-G
F加F惯G2551°.2025000566.89N
加0.90.9
快进阶段:
F快=卩密-G
F快0.9(G)22500N
工进阶段:
F工=F密+F压-G
F工F压G30000025000305555.56N
0.90.9
快退阶段:
F退=卩密+G
2^500027777.78N
0.90.9
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
50
L(mm)
负载循环图:
F(N)
305555
566
22500J400
277778
L(mm)
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,
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:
0.162
4
2
0.0201m
A2(D2d2)
4
初步计算液压缸最大工作压力:
(0.1620.1252)
4
0.0078m2
Pn
305555.56
0.0201
15.20MPa
按最低工进速度验算液压缸的最小稳定速度,由式
Qmin
vmin
0.1103
4
25cm2
式中Qmin是调速阀的最小稳定流量为0.1Lmin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
25
32
40
50
63
80
(90)
100
(110)
125
(140)
160
(180)
200
(220)
250
(280)
320
(360)
400
(450)
500
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:
PyD
2H
式中:
L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
[d—缸筒材料的许用应力。
其值为:
锻钢:
[d=110〜120MPa;
铸钢:
[护100〜110MPa;无缝钢管:
[(T]=100〜120MPa;高强度铸铁:
[(T]=60MPa;
灰铸铁:
[(T]=25MPa。
Py1.5pn1.516.5824.87MPa
现取[d=100MPa:
查无缝钢管标准系列取
24.87160
2100
19.90mm
20mm。
0.4330.16
24.871060.16
100(0.160.035)
t39.09mm
式中:
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:
H丄
20
2
式中:
l—液压缸的最大行程;
D—液压缸的内径。
l
D400
160
H一
100mm
20
220
2
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。
AB13090110mmH
22
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
Q快进
d2v
-0.1252
336.80L/min
4
4
Q工进1
2
Dv
0.162
0.25
5.02L/min
4
4
Q工进2
2
Dv
0.162
0.04
0.80L/min
4
4
Q快退
-(D2
d2)v-
2
(0.16
2
0.125)3
44
23.49L/min
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
PpP1P
式中:
pp—液压泵最大工作压力;
P1—执行元件最大工作压力;
p—进油管路中的压力损失,初算时简单系统可取0.8MPa
ppp1p16.580.817.38MPa
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
Pn1.4pp24.33MPa。
取Pn=25MPa
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-D32X100
45L/min
25MPa
2
轴向柱塞泵
CY14-1B
45L/min
25MPa
3
压力表
KF3-EA20B
20L/min
25MPa
4
三位四通换向阀
4YF30-E20B
45L/min
25MPa
5
调速阀
AQF3-E20B
30L/min
25MPa
6
单向阀
AF3-EA20B
30L/min
25MPa
7
二位三通换向阀
23YF3B-E203
45L/min
25MPa
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/so
4.6
60.29
5
15.97mm
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20C,其运动粘度u150cst=1.5cm2/s油液的密度p920kg/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5.02Lmin,则液压油在
油管内的流速为:
3
45.0210
4d2
1.62
2498.01cm/min
416.3mm/s
管道的雷诺数
Re1为
Re1虫
41型空44.41
1.5
Re1<2300,
可见油液在管道内流态为层流,其沿程阻力系数
空d1.69
Re144.41
进油管FC的沿程压力损失巾1-1为
22
P11
0.023MPa
lV…0.7119200.4163
1.69-
d20.016
换向阀的压力损失巾1-2=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Ap1为:
Z\p1=4)1-1+Ap1-2=0.023+0.05=0.073MPa
2)工进回油路的压力损失:
V1416.3
V21208.15mm/s
22
管道的雷诺数R2为
空20815=622.20
1.5
Re2<2300,
油液在管道内的流态为层流,其沿程阻力系数
75753.38,
Re222.20
回油路管道沿程压力损失
巾2-1为:
p21
43.38
d2
2
2.59200.20815
0.016
0.0105MPa
换向阀压力损失巾2-2=0.025MPa;调速阀的压力损失Ap2-3=1MPa。
回油路的总压力损失:
Ap2=z\p2-i+z\p2-2+Z\p2-3=0.0105+0.025+1=1.036MPa
变量泵出口处的压力Pp:
PpF/叮P2P1
A
300000/0.95了83103****倔660.07310616.19MPa
20.10103
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60.29Lmin。
q
d2
4
60.2910
可见油液在管道内流态为层流,其沿程阻力系数
75
75
0.141。
533.3
进油管DE的沿程压力损失巾1-1为:
Pl1
0.141
1
0.016
2
9205
2
0.101MPa
同样可求管道AD段,DF段的沿程压力损失
Ap1-2,巾1-3。
q
-d2
4
3
436.810
2
3.141.660
3052mm/s
q
-d2
4
3
423.4910
3.141.6260
1948mm/s
管道的雷诺数Re2,Re3为:
Re2
Re3
V2d
V3d
305.21.6
1.5
194.81.6
1.5
325
208
Re2、Re3<2300,
油液在管道内流态为层流,其沿程阻力系数:
p12
2d2
p13
\_
3d
75
Re2
75
Re3
75
325
75
208
0.23
0.36
ccc1.79203.052
0.23-
0.0162
1.5
0.360.016
2
9201.94
2
0.105MPa
0.058
4)
换向阀压力损失为
1-4=0.17MPa,y1-5=0.17MPa。
泵的出口压力为:
App=Ap1-1+^p1-2+4)1-3+Ap1-4+Ap1-5=0.101+0.105+0.058+0.17+0.17=0.604MPa
快退时压力损失验算从略
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:
dJ41]
可确定:
450926
14.7mm
300
取d=16mm
式中:
d—螺栓的危险截面直径,mm;
[d—螺栓材料的许用应力,MPa,[可=®S;
螺栓材料的屈服极限,对于45号钢,d=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。
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
25000mm/s
管道的雷诺数Re1为:
空竺卫533.3
1.5
Re1<2300,