小型单缸立式液压机课程设计.doc
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1、液压传动课程设计 题目名称小型单缸立式液压机专业班级16级机械设计制造及其自动化 学生姓名如花学 号1234567890指导教师李培机械与车辆工程学院二一七年 五 月 二十四 日目录工作原理1引 言2第1章根据设计要求进行工况分析31.1 液压系统的工作要求31.2 负载分析和运动分析31.2.1 确定执行元件的形式31.2.2 负载分析31.2.3 运动分析41.2.4 液压机液压缸负载循环图和速度循环图51.3 确定系统主要参数51.4 制定基本方案,拟定液压系统图71.4.1 调速回路的选择71.4.2 三位四通电磁换向阀的选择81.4.3 保压回路的选择81.4.4 快速回路的选择91
2、.4.5 平衡回路的选择10第2章 液压元件参数计算与选择122.1 确定液压缸的主要参数122.1.1 初选液压缸的工作压力122.1.2 确定液压缸的主要结构参数122.1.3 确定液压缸的工作压力、流量和功率122.2 液压泵及其驱动电动机的选择132.3 液压控制阀的选择142.4 选择压力表142.5 选择辅助元件142.6 过滤器的选择162.7 液压系统验算16第3章 液压油缸的设计173.1 引言173.2 液压缸的设计计算173.2.1 缸筒和缸盖组件173.2.2 排气装置193.3 活塞及活塞杆组件193.3.1 确定活塞及活塞杆的连接形式193.3.2 选择活塞及活塞杆
3、的材料193.3.3 活塞与缸筒的密封结构193.3.4 活塞杆的结构193.3.5 活塞杆的强度校核203.3.6 活塞杆的导向、密封和防尘203.3.7 活塞203.3.8 缓冲装置213.4 缸体长度的确定21第4章 液压油箱设计224.1 引言224.2 油箱的类型224.3 油箱的容量224.4 油箱设计234.4.1 箱顶、通气器、注油口234.4.2 箱壁、清洗孔、吊耳(环)、液位计234.4.3 箱底、放油塞、支脚234.4.4 隔板和除气网244.4.5 管路的配置24谢 辞25参考文献26工作原理根据滑块重量为20KN ,为了防止滑块受重力下滑,可用液压方式平衡滑块重量。设
4、计液压缸的启动、制动时间为=0.02s 。液压机滑块上下为直线往复运动,且行程较小,故可选单杆液压缸作执行器,且液压缸的机械效率1。因为液压机的工作循环为快速下降、慢速加压、保压、快速回程四个阶段。各个阶段的转换由一个三位四通的换向阀和一个二位二通的换向阀控制。当三位四通换向阀工作在左位时实现快速回程。中位时实现液压泵的卸荷,亦即液压机保压。工作在右位时实现液压泵的快进和工进。其工进速度由一个调速阀来控制。快进和工进之间的转换由二位二通换向阀控制。液压机快速下降时,要求其速度较快,减少空行程时间,液压泵采用全压式供油,且采用差动连接。由于液压机压力比较大,所以此时进油腔的压力比较大,所以在由保
5、压到快速回程阶段须要一个节流阀,以防在高压冲击液压元件,并可使油路卸荷平稳。为了对油路压力进行监控,在液压泵出口安装一个溢流阀,同时也对系统起过载保护作用。因为滑块受自身重力作用,滑块要产生下滑运动。所以油路要设计一个单向阀,以构成一个平衡回路,产生一定大小的背压力,同时也使工进过程平稳。在液压力泵的出油口设计一个单向阀,可防止油压对液压泵的冲击,对泵起到保护作用。引 言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,
6、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。第1章 根据设计要求进行工况分析1.1 液压系统的工作要求某小型单杠立式液压机的工作循环为快速空程下行慢速加压保压快速回程停止。滑块的快速往返速度为3m/m
7、in,加压速度为40-250mm/min,压制力为200000N,运动部件总重为20000N,要求采用液压方式实现运动部件的平衡;不考虑各种损失。下图为动作循环图。图1-1 工作循环图1.2 负载分析和运动分析1.2.1 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m=0.9),作为执行元件驱动滑块进行压制作业。1.2.2 负载分析1、快速下降:启动加速 Fi1= Gg1t=20000103600.2=500N由于忽略滑块导轨摩擦力,故快速下滑时为负载为0。2、慢速加压:压制时压头上的工作负载可分为两个阶段:初
8、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,则初压:F1=Fmax5%=2000005%=10000N终压:F2=Fmax=200000N3、快速返回:启动 Fi2= Gg2t=20000103600.2=500N F= Fi2+G=500+20000=20500N 等速 F=G=20000N 制动 F=G-Fi2=20000-500=19500N表1-1 工况负载表1.2.3 运动分析取快速下降行程为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
9、/s。1、快速下行:t1=L1v1=180300060=3.6s2、慢速加压: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。初压:t2=L2v2=154=3.75s终压:t3=L2v2=54=1.25s3、快速回程:t4=L3v3=200300060=4s表1-2 运动时间表1.2.4 液压机液压缸负载循环图和速度循环图图1-2 负载循环图 图1-3 时间循环图1.3 确定系统主要参数预选液压缸的工作压力P1=8MPa,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:A1=Fmaxmp1=2000000.98106=0.027
10、8m2液压缸内径(活塞直径):D=4A1=40.02783.14=0.188m=188mm将液压缸内径圆整为标准值,取D=200mm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d=0.7D,得d=0.7D=0.7200=140mm将活塞杆外径圆整为标准值,取d=140mm,从而算得液压缸有杆腔与无杆腔的实际有效面积为:A1=4D2=42002=31415.927mm2A2=4D2-d2=42002-1402=16022.123mm2液压缸在工作循环中各阶段的压力流量计算:快速下行:启动P=Fi1A1m=50070685.8350.9=7859.5033Pa
11、 q=A1v1=70685.835300060=3534291.75mm3s 恒速P=0慢速加压:初压 P=F1A1m=1000070685.8350.9=1.572105Pa q=A1v2=70685.8354=282743.34mm3s 终压 P=F2A1m=20000070685.8350.9=3.144106Pa q由282743.34mm3s到0快速回程:启动P=FA2m=2050055292.0310.9=4.12105Pa 恒速P=FA2m=2000055292.0310.9=4.01105Pa q=A2v2=70685.835300060=2764601.55mm3s 制动P=
12、FA2m=1950055292.0310.9=3.92105Pa表1-3 负载流量表工作循环中各阶段的功率计算如表:表1-4 功率表1.4 制定基本方案,拟定液压系统图1.4.1 调速回路的选择1、进油节流调速:进油节流调速回路在停车后启动的时候,由于进油路上的节流阀控制流量,活塞前冲很小,甚至没有冲击;在实现压力控制方面,进油回油调速的进油腔的压力随负载而变化,当工作部件碰到死挡块而停止后,其压力将升到溢流阀的调定压力,利用这一压力变化来实现压力控制是很方便的。但是进油回油调速回路中,经过节流阀发热后的液压由直接进入液压缸的进油腔,故发热和泄漏比较大;由于进油回油调速回路中的回油路油液没有节
13、流阀阻尼作用,所以它的运动平稳性差。2、回油节流调速回路:由于回油回油调速回路中的回油路油液有节流阀阻尼作用,同时空气也不易进入,所以可以获得较好的的运动平稳性;回油回油调速回路中,经过节流阀发热后的液压由直接回油箱冷却,故发热和泄漏比较小。但是由于回油节流调速回路的进油路上没有节流阀控制流量,在停车后启动的时候,即使回油路上节流阀关的很小,也会使活塞前冲;在回油节流调速回路中,只有回油腔的压力才会随负载变化,当工件碰到死挡块时,其压力降至为零,利用这一变化来实现压力控制比较麻烦。综上,本设计采用进油节流调速,并在回油路上加背压阀的回路,这样可以综合进油回油调速回路和会有调速回路的优点,提高回
14、路的综合性能。1.4.2 三位四通电磁换向阀的选择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,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。1.4.3 保压回路的选择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。利用蓄能器的保压回路:当液压缸工作压力不足时,通过释放蓄能器力的油液补充给液压缸来实现保压。第一种保压回路可以自动的补充液压油,使液压缸的的压力能长期的保持在所需的范围内,而利用蓄能器的保压回路的保压时间取决于蓄能器的容量
15、,没用第一种保压方案的保压时间长和稳定,故选用利用液控单向阀的自动补油保压回路。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。图1-4 系统保压图1.4.4 快速回路的选择1、差动连接快速路: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。2、双泵供油快速回路:双泵供油快速回路中,泵1为大流量泵,泵2是小流量泵,泵1与泵2之间放一个单向
16、阀,快进时,油液由泵1经单向阀与泵2同时供油;工进时,控制泵1的液控顺序阀时其卸荷,只有泵2供油。差动连接快速回路可以很好的控制其快进和快退的速度,使其符合题目中的快进和快退的速度相同;而双泵供油的泄漏大,效率低,结果复杂,成本高,故选择差动连接快速回路。图1-5 系统快速回路1.4.5 平衡回路的选择防止压头在下降过程中由于自重而出现速度失控现象,在进如液压缸口处设置一个平衡回路来减轻这种现象。1、减压平衡回路:在回路中设置一个减压阀和一个溢流阀,形成减压平衡回路。其中溢流阀的调定压力大于减压阀的调定压力。2、顺序阀平衡回路:在液压缸的出油口安装单向顺序阀来调定压力。由于顺序阀的压力调定后,
17、若工作负载变化小,则系统功率损失大,且活塞不可长时间停留在一个位置,不适合本设计保压要求,故选用减压平衡回路。图1-6 平衡回路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。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所示:图1-7 系统回路图1-油箱;2-过滤器;3-液压泵;4-溢流阀;5-压力表及其开关;6-节流阀;7-单向阀;8-背压阀;9-三位四通电磁换向阀;10-液控单向阀;11-减压阀;12-溢流阀;13-二位二通电磁换向阀;14-二位二通电磁换向阀;15-液压缸系统
18、图中个电磁阀的动作顺序见表:表1-5 磁阀的动作顺序表26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已知液压缸的最大工作负载为200000N,液压缸工作压力为:P=FmaxmA=20000070685.83510-60.9=3.14MPa2.1.2 确定液压缸的主要结构参数根据1章1.3节的内容,可知液压缸内径D=200mm,活塞杆外径d=140mm,液压缸无杆腔有效面积为A1= 70685.835mm2,有杆腔有效面积为A2=55292.031mm2。2.1.3 确定液压缸的工作压力、流量和功率表2-1 工作压力流量表表2-2 功率表2.2 液
19、压泵及其驱动电动机的选择液压缸的工作压力出现在终压后即保压阶段开始时,P=3.14MPa。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p=0.5MPa。算得泵的最高工作压力pp为:pp=3.64MPa。所需的液压泵的最大供油量 按液压缸的最大输入流量(3534291.75mm3s)进行估算。取泄漏系数K=1.1,则:qp=1.13534291.75=3887720.925mm3s=233.263Lmin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:Vg=1000qvn=1000233.2631500
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