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目 錄
摘要………………………………………………………….Ⅱ
第一章 設計課題及主要技術參數(shù)、工作原理………….3
1.1設計課題………………………………………………..3
1.2設計參數(shù)………………………………………………..5
第二章 工況分析…………………………………………..6
2.1繪制液壓缸速度循環(huán)圖、負載圖……………………..6
2.2參數(shù)……………………………………………………..6
第三章 確定液壓缸參數(shù)……………………………………7
第四章 液壓元、輔件的選擇.........................10
4.1液壓元件的選擇……………………………………….10
4.2液壓輔件的選擇………………………………………..11
第五章 液壓系統(tǒng)主要性能驗算…………………………..14
5.1系統(tǒng)壓力損失計算………………………………..…..14
5.2系統(tǒng)效率計算………………………………………….16
5.3系統(tǒng)發(fā)熱與升溫計算………………………………….17
設計心得……………………………………….…………....18
參考文獻 ……………………………………….…………… 19
第一章 設計課題及主要技術參數(shù)、工作原理
1.1設計課題
設計一臺YA32-1000KN型四柱萬能液壓機,設該四柱萬能液壓機下行移動部件重G=1噸,下行行程1.0-1.2m,其液壓系統(tǒng)圖如下
1、 主液壓泵(恒功率輸出液壓泵),2、齒輪泵,3、電機,4、濾油器,5、7、8、22、25、溢流閥,6、18、24、電磁換向閥,9、21、電液壓換向閥,10、壓力繼電器,11、單向閥,12、電接觸壓力表,13、19、液控單向閥,14、液動換向閥,15、順序閥,16上液壓缸,17、順序閥,20、下液壓缸,23節(jié)流器,26、行程開關
A、啟動:電磁鐵全斷電,主泵卸荷。
主泵(恒功率輸出)→電液換向閥9的M型中位→電液換向閥21的K型中位→T
B、液壓缸16活塞快速下行: 2YA、5YA通電,電液換向閥9右位工作,道通控制油路經(jīng)電磁換向閥18,打開液控單向閥19,接通液壓缸16下腔與液控單向閥19的通道。
進油路:主泵(恒功率輸出)→電液換向閥9→單向閥11→液壓缸16上腔
回油路:液壓缸16下腔→電液換向閥9→電液換向閥21的K型中位→T
液壓缸活塞依靠重力快速下行:大氣壓油→吸入閥13→液壓缸16上腔的負壓空腔
C.液壓缸16活塞接觸工件,開始慢速下行(增壓下行):
液壓缸活塞碰行程開關2XK使5YA斷電,切斷液壓缸16下腔經(jīng)液控單向閥19快速回油通路,上腔壓力升高,同時切斷(大氣壓油 →吸入閥13 →上液壓缸16上腔)吸油路。
進油路:主泵(恒功率輸出)→電液換向閥9→單向閥11→液壓缸16上腔
回油路: 液壓缸16下腔→順序閥17→電液換向閥9→電液換向閥21的K型中位→T
D、保壓:
液壓缸16上腔壓力升高達到預調壓力,電接觸壓力表12發(fā)出信息,2YA斷電,液壓缸16進口油路切斷,(單向閥11 和吸入閥13的高密封性能確保液壓缸16活塞對工件保壓,利用液壓缸16上腔壓力很高,推動液動換向閥14下移,打開外控順序閥15,防止控制油路使吸入閥1誤動而造成液壓缸16上腔卸荷) 當液壓缸16上腔壓力降低到低于電接觸壓力表12調定壓力,電接觸壓力表12又會使2YA通電,動力系統(tǒng)又會再次向液壓缸16上腔供應壓力油……。
主泵(恒功率輸出)主泵→電液換向閥9的M型中位→電液換向閥21的K型中位→T,主泵卸荷 。
E、保壓結束、液壓缸16上腔卸荷后:
保壓時間到位,時間繼電器發(fā)出信息, 1YA通電(2TA斷電),液壓缸16上腔壓力很高,推動液動換向閥14下移,打開外控順序閥15,主泵1→電液壓換向閥9的大部分油液經(jīng)外控順序閥15流回油箱,壓力不足以立即打開吸入閥13通油箱的通道,只能先打開吸入閥13的卸荷閥(或叫卸荷閥的卸荷口),實現(xiàn)液壓缸16上腔(只有極小部分油液經(jīng)卸荷閥口回油箱)先卸荷,后通油箱的順序動作,此時:
主泵1大部分油液→電液壓換向閥9→外控順序閥15→T
F、液壓缸16活塞快速上行:
液壓缸16上腔卸壓達到吸入閥13開啟的壓力值時,液動換向閥14復位,外控制順序閥15關閉,切斷主泵1大部分油液→電液換向閥9→外控順序閥15→T的油路,實現(xiàn):
進油路:主泵1→電液換向閥9→液控單向閥19→液壓缸16下腔
回油路:液壓缸16上腔→吸入閥13→T
G、頂出工件:
液壓缸16活塞快速上行到位,碰行程開關1XK,1YA斷電,電液換向閥9復位,4YA通電,電液換向閥21右位工作
進油路:主泵1→電液換向閥9的M型中位→電液換向閥21→液壓缸20下腔
回油路:液壓缸20上腔→電液換向閥21→T
H、頂出活塞退回:3YA通電,4YA斷電,電液換向閥21左位工作
進油路:主泵1→電液換向閥9的M型中位→電液換向閥21→液壓缸20有桿腔
回油路:液壓缸20無桿腔→電液換向閥21→T
K、壓邊浮動拉伸:
薄板拉伸時,要求頂出液壓缸20無桿腔保持一定的壓力,以便液壓缸20活塞能隨液壓缸16活塞驅動動模一同下行對薄板進行拉伸,4YA通電,電液壓換向閥21右位工作,6YA通電,電磁閥24工作,溢流閥25調節(jié)液壓缸20無桿腔油墊工作壓力。
進油路:主泵1→電液換向閥9的M型中位→電液換向閥21→液壓缸20無桿腔
吸油路:大氣壓油→電液壓換向閥21→填補液壓缸20有桿腔的負壓空腔
1.2設計參數(shù):
液壓系統(tǒng)最高壓力P=32mPa 一般選用P=20-25mPa
主液壓缸公稱噸位1000KN
主液壓缸用于沖壓的壓制力與回程力之比值為5-10%,塑料制品的壓制力與回程力之比為2%,
頂出缸公稱頂出力取主缸公稱噸位的五分之一
頂出缸回程力為主液壓缸公稱噸位的十五分之一
主液壓缸 快速空行程 V=100mm/s
工作行程 V=10mm/s
回程 V=80mm/s
頂出液壓缸 頂出行程 V=80mm/s
回程 V=120mm/s
設計要求:
設計選擇組成該液壓系統(tǒng)的基本液壓回路并說明液壓系統(tǒng)的工作原理,設計計算選擇液壓元件,進行液壓系統(tǒng)穩(wěn)定性校核,繪液壓系統(tǒng)圖及液壓集成回路圖,設計液壓裝置和液壓集成塊,編寫液壓系統(tǒng)設計說明書。
第二章 工況分析
2.1繪制液壓缸速度循環(huán)圖、負載圖
2.2參數(shù)
1、選取參數(shù)
取動摩擦系數(shù)fd=0.1 ,靜摩擦系數(shù)fj=0.2 ,η缸=0.9 ,
V快=100mm/s , V工=10mm/s,令起動時間不超過0.2秒,
選取工作壓力F=25000N(按負載20000-30000計算得)
選 取P=20-25mPa 取P1=25mPa
2、計算摩擦力
靜摩擦力F2=Gfj=98000.2=1960N
動摩擦力F3=Gfd=98000.1=980N
3、確定液壓缸的推力
啟動推力F啟=F2/η缸=1960÷0.9=2178N,取整為2180N
加速推力F加=(F3+F4)/η缸=1644N,取整為1640N
快進推力F快=F3/η缸=980÷0.9=1089,取整為1090N
工進推力F工=(F1+F3)/η缸=39978N,取整為40000N
第三章 確定液壓缸參數(shù)
1、初選液壓缸工作壓力
按照液壓缸工作時的作用力F工參考課本270頁表9~1,初定工作壓力P1=20~25mpa ,取P1=25mpa;選用A1/2=A2差動液壓缸.
2、計算液壓缸結構尺寸
主缸的內徑
根據(jù)GB/T2348-1993,取標準值 D主 =250mm
活塞桿直徑
主缸
根據(jù)GB/T2348-1993,取標準值
則有液壓缸各部分面積如下:
3 主缸的壓制力
4 實際回程
R主回==190000N=190KN
5 頂出缸的內徑
根據(jù)GB/T2348-1993,取標準值
m
根據(jù)GB/T2348-1993,取標準值
6 頂出缸的面積
頂出缸的頂出力
7 頂出缸 的回程力
R頂回=
8 .頂出液壓缸的工作壓力和回程工作壓力:
Pa
9 液壓缸運動中供油量
(1) 快速空行
(2) 工作進程進出油量
(3) 主缸回程
(4) 頂出缸進排油量
頂出行程
頂出缸退回
第四章 液壓元、輔件的選擇
4.1液壓元件的選擇
1.液壓系統(tǒng)快速空程供油方式:
由于供油量大,不宜采用由液壓泵供油方式,利用主液壓缸活塞等自重快速下行,形成負壓空腔,通過吸入閥從油箱吸油,同時使液壓系統(tǒng)規(guī)格降低檔次。
2.選定液壓泵的流量及規(guī)格:
設計的液壓系統(tǒng)最高工作壓力主液壓缸工作行程,主液壓缸的無桿腔進油量為:
3.主液壓缸的有桿腔進油量為:
4.頂出液壓缸頂出行程的無桿腔進油量為:
設選主液壓缸工作行程和頂出液壓缸頂出行程工作壓力最高()工件頂出后不需要高壓。主液壓缸工作行程(即壓制)流量為29.46L/min,主液壓缸工作回程流量為4.56L/min,選用160BGY14-1B型電液比例斜盤式軸向變量柱塞泵。雖然在只有156L/min,主液壓缸活塞返回速度有所降低,在工作壓力為時,流量降低40%,仍可獲101L/min的流量,基本滿足主液壓缸工作回程4.56L/min、滿足工進流量29.46L/min的進給設計要求。由于選用電液比例控制,獲節(jié)能高效效益。
5.液壓泵的驅動功率及電動機的選擇:
主液壓缸的壓制與頂出液壓缸的頂出工作壓力均為P=20×106Pa;主液壓缸回程工作壓力為P=6.64×106Pa頂出液壓缸退回行程工作壓力17.1×106Pa,液壓系統(tǒng)允許短期過載,因此,快速進退選P=6.64×106Pa,q=156L/min, 工進選P=25.12×106Pa,q=101L/min,液壓泵的容積效率ηv=0.92,機械效率ηm=0.95,兩種工況電機驅動功率為:
P工 > P快 電動機允許短期過載,選取37KW的Y250M-6型電機。若設定工作壓力在
(25-32)×106Pa, 選取55KW的Y280M-6型電機。
液壓缸的壓制工作壓力為P=25.8mPa;液壓缸回程工作壓力為P=0.64mPa快速進退選P=2.88×106Pa,q=250L/min, 工進選P=25.8×106Pa,q=157.5L/min,液壓泵的容積效率ηv=0.92,機械效率ηm=0.95,兩種工況電機驅動功率為
(按等值功率計算:
K——電動機過載系數(shù) 直流電動機K=1.8-2.5,若考慮到網(wǎng)絡電壓波動,一般取 K=1.5-2.0 取
選取液壓泵的驅動電機,首先應考慮等值功率和運動循環(huán)動作階段的最大功率。本課題運動循環(huán)動最大功率是終壓功率67.73/0.95×0.92=77.5KW,持續(xù)時間只有2秒鐘時間,不在電動機允許的短期過載范圍內,不能按等值功率計值的短期過載處理,也不能按運動循環(huán)選取250BGY14-1B型電液比例斜盤式軸向變量柱塞泵電動機的最大驅動功率,只能按短折算系數(shù)為1.7的短期過載設計,選取45KWY280M-2型交流異步電動機驅動液壓泵。)
查手冊選取Y280M-6型電機,其額定功率為37KW。
4.2液壓輔件的選擇
1、根據(jù)系統(tǒng)的工作壓力和通過各元、輔件的實際流量,選擇的元、輔件的規(guī)格如下表所示。
序號
元 件 名 稱
實際流量
規(guī)格
備注
1
斜盤式軸向柱塞泵
160L/min
160BGY14-1B
2
齒輪泵
10L/min
CB-10
55KW
3
電動機
Y250M-6
4
濾油器
250L/min
WU-250×180F
5
電液比例溢流閥
160L/min
YF-B20H
6
直動式溢流閥
10L/min
Y-Hb6F
7
三位四通電液換向閥
160L/min
34BYM-H20-T
8
單向閥
160L/min
DF-B20K3
9
電接觸壓力表
KF-L8/30E
10
外控順序閥
160L/min
X4F-B20F-Y
11
液控單向閥
600L/min
自制
12
二位三通電磁換向閥
10L/min
23D-10B
13
液控單向閥
160L/min
DFY-B20H2
14
內控外泄式順序閥
160L/min
X4F-B20F-Y1
15
主液壓缸
外購
16
頂出液壓缸
外購
17
三位四通電液換向閥
160L/min
34BYK-H20-T
18
阻尼器
25L/min
自制
19
二位二通電磁換向閥
25L/min
22D-10B
20
先導式溢流閥
160L/min
YF-B20H
21
直動式溢流閥
25L/min
22
行程開關
Y-Hb6F
外購3個
2、油箱容量:按經(jīng)驗公式計算油箱容量
上油箱容積:
下油箱容積:
液壓缸流量表
動 作 順 序
流進 L/min
流出 L/min
主液
壓缸
快速下行
160+694=754
271.2
工作行程
101
36.4
回 程
160
444.8
頂出
液壓缸
頂出行程
101
61.8
退回行程
160
261.5
第五章 液壓系統(tǒng)主要性能驗算
5.1系統(tǒng)壓力損失計算
管道直徑按選定元件的接口尺寸確定為d=20mm,進、回油管長度都定為L=2m,油液的運動粘度取,油液的密度取。
1、判斷流動狀態(tài)
進、回油管路中所通過的流量以快退時回油量q=444.8L/min為最大,由雷諾數(shù) 可知
因為Re〉2300,故各工況下的進、回油路中油液的流動狀態(tài)為紊流。
2、計算系統(tǒng)壓力損失
由于工進時,油路流量少,可忽略不計;以下只計算快進時的系統(tǒng)壓力損失。
A、進油路中的壓力損失
快進時油液在管道中的流速為
a、計算沿程壓力損失
△P=
b、局部壓力損失按經(jīng)驗公式計算
△P1=0.1△P=
c、閥類元件產(chǎn)生的局部壓力損失
根據(jù)公式 ,其中為額定壓力損失,由手冊查得電液換向閥9、21單向閥11、行程閥26的額定壓力損失均為,q為實際流量,為標準流量。
△P進=△P+△P1+
B、回油路中的壓力損失
回油路中油液的流速為
回油路的雷諾數(shù)為
沿程壓力損失為△P=
局部壓力損失為△P1=0.1△P沿=
閥類元件損失為△P閥=
△P回=△P+△P1+△P閥=
C、快進的總的壓力損失
△P總=△P進+△P回=
△P總小于工進壓力損失設定值△P1,壓力損失校驗合格。
5.2系統(tǒng)效率計算
在一個工作循環(huán)周期中,工進時間最長,因此,用工進時的效率來代表整個循環(huán)的效率。
1、計算回路效率
按公式來計算,其中
和————液壓缸的工作壓力和流量;
、、和——每個液壓泵的工作壓力和流量;
大流量泵的工作壓力就該泵通過順序閥17卸荷時產(chǎn)生的壓力損失,因此它的的值為
工進時,液壓缸回油腔的壓力為P2=1MPa,進油腔的壓力為
P1=
小流量泵在工進時的工作壓力,等于液壓缸工作腔壓力加上進油路上的壓力損失,即
=
則回路效率為
2、計算系統(tǒng)效率
取雙聯(lián)葉片泵的總效率η泵=0.70,液壓缸的總效率η缸=0.90,則系統(tǒng)效率η為
η=η泵η缸 =0.70.90.35=0.22
5.3系統(tǒng)發(fā)熱與升溫計算
系統(tǒng)發(fā)熱計算和系統(tǒng)效率計算同樣原因,也只考慮工進階段。
工進時,液壓泵的輸入功率為
P入W
此時,系統(tǒng)所產(chǎn)生的熱流量為
Q= P入(1-η)=121 (1-0.22)=94.38W
系統(tǒng)中的油液溫升為
℃
其中傳熱系數(shù)K=15W/(㎡·℃)。本系統(tǒng)溫升很小,符合要求
設計心得
我們的設計課題雖然牽涉的知識面相對較窄,但是我們的設計液壓控制系統(tǒng)還是采用近兩年比較興新液壓閥進行設計,所以設計起來不是很簡單,但在黃教授的指導和同學的幫助下完成了設計。這也是我們在畢業(yè)這一段時間里重新的溫習和鞏固以前所學的東西,其體會有以下幾點:
1) 通過設計使所學的液壓傳動以及相關知識得到了進一步的鞏固,加深和擴展,同時也學會了一些怎樣將理論知識運用于生產(chǎn)實際的方法。
2) 在設計實踐中學習和掌握了通用液壓元件的選用,各類閥體的用途、組合方法和設計技能。
3) 在這次的設計中不僅僅是液壓方面的知識,對計算機會圖等各方面的知識、運用于熟悉設計資料以及進行經(jīng)驗估算等放面進行一次調練,同時,通過設計培養(yǎng)了分析和解決生產(chǎn)實際問題的能力。
4) 通過這次設計使我感到自己掌握的知識和我在生產(chǎn)實踐中的距離,在今后的工作中依然得繼續(xù)學習。
參考文獻
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7、《金屬鉆削機床液壓傳動》,章宏甲主編,江蘇科學技術出版社。
8、《工程機械液壓與液力傳動》,李芳民主編,人民交通出版社。
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