畢業(yè)設(shè)計精品上料機液壓系統(tǒng)設(shè)計

1、學(xué)生課程設(shè)計（論文） 題 目： 上料機液壓系統(tǒng)設(shè)計 學(xué)生姓名： 學(xué) 號： 院 系： 機電工程學(xué)院 專 業(yè)： 機械設(shè)計制造及自動化 指導(dǎo)老師： 職 稱： 講師 二零零八年七月五日 摘 要現(xiàn)代機械一般多是機械、電氣、液壓三者緊密聯(lián)系，結(jié)合的一個綜合體。液壓傳動與機械傳動、電氣傳動并列為三大傳統(tǒng)形式，液壓傳動系統(tǒng)的設(shè)計在現(xiàn)代機械的設(shè)計工作中占有重要的地位。因此，液壓傳動課程是工科機械類各專業(yè)都開設(shè)的一門重要課程。它既是一門理論課，也與生產(chǎn)實際有著密切的聯(lián)系。為了學(xué)好這樣一門重要課程，除了在教學(xué)中系統(tǒng)講授以外，還應(yīng)設(shè)置課程設(shè)計教學(xué)環(huán)節(jié)，使學(xué)生理論聯(lián)系實際，掌握液壓傳動系統(tǒng)設(shè)計的技能和方法。液壓傳動課程

2、設(shè)計的目的主要有以下幾點： 1、綜合運用液壓傳動課程及其他有關(guān)先修課程的理論知識和生產(chǎn)實際只是，進行液壓傳動設(shè)計實踐，是理論知識和生產(chǎn)實踐機密結(jié)合起來，從而使這些知識得到進一步的鞏固、加深提高和擴展。 2、在設(shè)計實踐中學(xué)習(xí)和掌握通用液壓元件，尤其是各類標準元件的選用原則和回路的組合方法，培養(yǎng)設(shè)計技能，提高學(xué)生分析和嫁接生產(chǎn)實際問題的能力，為今后的設(shè)計工作打下良好的基礎(chǔ)。3、通過設(shè)計，學(xué)生應(yīng)在計算、繪圖、運用和熟悉設(shè)計資料（包括設(shè)計手冊、產(chǎn)品樣本、標準和規(guī)范）以及進行估算方面得到實際訓(xùn)練。目 錄摘要 i目錄 ii1 任務(wù)分析1 1.1系統(tǒng)機構(gòu)的主要構(gòu)成 1 1.2 任務(wù)分析1 2方案選擇 2 2

3、.1方案的擬定22.2方案的確定2 3負載分析3 3.1 工作負載3 3.2摩擦負載3 3.3 慣性負載3 4負載圖和速度圖的繪制4 5液壓缸主要參數(shù)的確定65.1初選液壓缸的工作壓力6 5.2計算液壓缸的尺寸6 5.3活塞桿穩(wěn)定性校核6 5.4求液壓缸的流量6 5.5繪制工況圖6 5.6最小導(dǎo)向長度的確定75.7活塞最大行程和活塞桿長度的確定86液壓系統(tǒng)原理圖的擬定9 7液壓元件的選擇117.1 確定液壓泵的型號及電動機功率117.2選擇閥類元件及輔助元件11 8 液壓系統(tǒng)的性能驗算138.1壓力損失及調(diào)定壓力的確定138.1.1沿程壓力損失 138.1.2局部壓力損失138.1.3總的壓力

4、損失148.2系統(tǒng)的發(fā)熱和溫升14參 考 文 獻15致謝16 1 任務(wù)分析1.1 系統(tǒng)機構(gòu)的主要構(gòu)成機構(gòu)不斷地將材料從低的位置運到高的位置，然后又回到起始位置重復(fù)上一次的運動。其結(jié)構(gòu)如圖1.1所示，滑臺采用v形導(dǎo)軌，其導(dǎo)軌面的夾角為90度，滑臺與導(dǎo)軌的最大間隙為2mm，工作臺和活塞桿連在一起，在活塞桿的作用下反復(fù)做上下運動。圖1.1 上料機構(gòu)示意圖2 任務(wù)分析 系統(tǒng)總共承受的負載為6500n，所以系統(tǒng)負載很小，應(yīng)屬于低壓系統(tǒng)。系統(tǒng)要求快上速度大于38m/min,慢上的速度大于9m/min,快下的速度大于58m/min，要完成的工作循環(huán)是：快進上升、慢速上升、停留、快速下降。但從系統(tǒng)的用途可以看

5、出系統(tǒng)對速度的精度要求并不高，所以在選調(diào)速回路時應(yīng)滿足經(jīng)濟性要求。 2 方案選擇2.1 方案的擬定2.11供油方式 從系統(tǒng)速度相差很大可知，該系統(tǒng)在快上和慢上時流量變化很大，因此可以選用變量泵或雙泵供油。2.12調(diào)速回路 由于速度變化大，所以系統(tǒng)功率變化也大，可以選容積調(diào)速回路或雙泵供油回路。2.13速度、換接回路 由于系統(tǒng)各階段對換接的位置要求高，所以采用由行程開關(guān)發(fā)訊控制二位二通電磁閥來實現(xiàn)速度的換接。2.14平衡及鎖緊 為了克服滑臺自重在快下過程中的影響和防止在上端停留時重物下落，必需設(shè)置平衡及鎖緊回路。根據(jù)上述分析，至少有兩種方案可以滿足系統(tǒng)要求。（1） 用變量泵供油和容積調(diào)速回路調(diào)速

6、，速度換接用二位二通電磁閥來實現(xiàn)，平衡和鎖緊用液控單向閥和單向背壓閥。系統(tǒng)的機械特性、調(diào)速特性很好，功率損失較小，但是系統(tǒng)價格較貴。（2） 用雙泵供油，調(diào)速回路選節(jié)流調(diào)速回路，平衡及鎖緊用液控單向閥和單向背壓閥實現(xiàn)。系統(tǒng)的機械特性、調(diào)速特性不及第一種方案，但其經(jīng)濟性很好，系統(tǒng)效率高。2.2方案的確定綜上所述，考慮到系統(tǒng)的流量很大，變量泵不好選，第二種方案的經(jīng)濟性好，系統(tǒng)效率高，因此從提高系統(tǒng)的效率，節(jié)省能源的角度考慮，采用單個定量泵的、供油方式不太適，宜選用雙聯(lián)式定量葉片泵作為油源，所以選第二種方案。3 負載分析3.1 工作負載 工作負載等于工作臺自重加上物料的重量即 （5500+1000）n

7、=65003.2摩擦負載 由導(dǎo)軌的角度與間隙計算平均摩擦 由于工件為垂直起升，所以垂直作用于導(dǎo)軌的載荷可由其間隙和結(jié)構(gòu)尺寸求得，取 則有 靜摩擦負載 動摩擦負載 3.3 慣性負載 加速 減速 制動 反向加速 反向制動 根據(jù)以上計算，考慮到液壓缸垂直安放，其重量較大，為防止因自重而自行下滑，系統(tǒng)中應(yīng)設(shè)置平衡回路。因此在對快速向下運動的負載分析時，就不考慮滑臺2的重量。則液壓缸各階段中的負載如以下表3.1所示。4 負載圖和速度圖的繪制按照前面的負載分析結(jié)果及已知的速度要求，行程限制等，繪制出負載圖及速度圖如下圖4.1。鋼筒壁及法蘭的材料選45鋼，活塞桿材料選q235工況計算公式總負載f/n缸推力f

8、/n啟動6533.947180.15加速7401.328133.32快上6516.977161.51減速5853.706432.64慢上6516.977161.51制動6295.886918.55反向加速1343.501476.37快下16.9718.65制動表3.1液壓缸各階段負載圖4.1負載圖-速度圖5 液壓缸主要參數(shù)的確定5.1 初選液壓缸的工作壓力 根據(jù)分析此設(shè)備的負載不大，按類型屬機床類，所以初選液壓缸的工作壓力為2.0mpa 。5.2 計算液壓缸的尺寸按標準?。篸=80 mm 根據(jù) d與d的關(guān)系取 ，則液壓缸的有效作用面積為：無桿腔面積 有桿腔面積 5.3 活塞桿穩(wěn)定性校核 因為活

9、塞桿總行程450 mm,而活塞桿直徑為56 mm,l/d=450/56=8<10,無需進行穩(wěn)定性校核。5.4求液壓缸的最大流量5.5繪制工況圖工作循環(huán)中各個工作階段的液壓缸壓力，流量和功率如表5.1所示表5.1工況壓力p/mpa流量q/(l/min)功率p/w快上1.30201.064356.3慢上1.3050.271089.18快下0.0066153.8116.92由上表可繪制液壓缸的工況圖圖5.1如下 圖5.1液壓缸其它參數(shù)的選擇5.6最小導(dǎo)向長度當(dāng)活塞桿全部外伸時，從活塞支承面中點到導(dǎo)向套滑動面中點的距離稱為最小導(dǎo)向長度h。如果導(dǎo)向長度過小，將使液壓缸的初始撓度增大，影響液壓缸的穩(wěn)

10、定性，因此設(shè)計時必須保留有一最小導(dǎo)向長度。對于一般的液壓缸，當(dāng)液壓缸的最大行程為l，缸筒直徑為d時，最小導(dǎo)向長度為： 所以取mm。5.7活塞最大行程和活塞桿長度的確定 活塞的最大行程已由要求給定為450mm?；钊麠U的長度活塞桿的長度應(yīng)大于最大工作行程、導(dǎo)向長度、缸頭、缸蓋四者長度之和。即l+h+=450+95+78+32=655mm.但是為了使其能夠工作，必須和工作臺連接，所以還應(yīng)支出一部分?？紤]實際工作環(huán)境和連接的需要，取這部分長度為50mm。所以液壓缸的總長=655+50=705mm。6 液壓系統(tǒng)原理圖的擬定從以上液壓缸工況圖可知，該系統(tǒng)在快上和慢上時流量變化確實很大，因此可以選用雙泵供油

11、是正確的。該系統(tǒng)在慢速和快下時速度需要調(diào)節(jié)，由于系統(tǒng)功率和速度變化大，但系統(tǒng)的工作負載變化小，調(diào)速特性要求不高，是可行的。此外，為防止在上端停留時重物下落和在停留期間內(nèi)保持重物的位置，在液壓缸的無桿腔進油路上設(shè)置了液控單向閥。另一方面，為了克服滑臺自重在快下過程中的影響，設(shè)置了一單向背壓閥。快上、快下和慢上之間速度換接采用由行程開關(guān)發(fā)訊控制二位二通電磁閥來實現(xiàn)。綜上所述擬定液壓系統(tǒng)原理圖如圖6.1。系統(tǒng)工作過程：快上時，電磁閥2有電，兩泵同時工作，液壓油經(jīng)過電換向閥6、液控單向閥7、單向背壓閥8，流入無桿腔，再經(jīng)過調(diào)速閥9、換向閥2回油箱。慢上時，活塞走到300mm處，壓下行程閥9，使電磁閥3

12、有電，大流量泵經(jīng)過它卸荷，只有小流量泵供油，工作太速度下降?？煜聲r，電磁閥3復(fù)位，電磁閥1有電，雙泵同時供油，經(jīng)過換向閥6、調(diào)速閥9、單向背壓閥8、液控單向閥7、換向閥6回到油箱。圖6.1系統(tǒng)原理圖7 液壓元件的選擇7.1 確定液壓泵的型號及電動機功率 液壓缸在整個工作循環(huán)中最大工作壓力為1.30mpa.由于該系統(tǒng)比較簡單，所以取其壓力損失，所以液壓泵的工作壓力為兩個液壓泵同時向系統(tǒng)供油時，若回路中的泄漏按10%計算，則兩個泵的總流量應(yīng)為，由于液壓缸慢上時所需的流量為50.27 l/min，所以高壓泵的輸出流量不得少于根據(jù)以上壓力和流量的數(shù)值查產(chǎn)品目錄，選用pv2r34型的雙聯(lián)葉片泵，其額定壓

13、力為14mpa，小泵和大泵的排量分別為66ml/r,200ml/r；容積效率，總效率，所以驅(qū)動該泵的電動機的功率可由泵的工作壓力（1.70mpa）和輸出流量（當(dāng)電動機轉(zhuǎn)速為970 r/min） 查電機產(chǎn)品目錄，擬選用電動機的型號為y160l-6，功率為11 kw，額定轉(zhuǎn)速為970 r/min。7.2選擇閥類元件及輔助元件 根據(jù)系統(tǒng)的工作壓力和通過各個閥類元件和輔助元件的流量，可選出這些元件的型號及規(guī)格如下表7.1。表7.1 液壓元件及規(guī)格序號名稱估計流量 /（l/min）額定流量/（l/min）型號及規(guī)格1濾油器232.224002雙聯(lián)葉片泵266pv2r343單向閥174.60230af3-

14、ea10b4電磁溢流閥174.605005溢流閥221.17350dbds25k10/2526三位四通電液換向閥221.17300h-4weh7液控單向閥221.172844ct1-10c8單向背壓閥221.17300axf3-e20b9行程閥22c-100bh10單向調(diào)速閥169.2250msa30ef25011電動機y160l-6油管 油管內(nèi)徑一般可參照所接元件接口尺寸確定，也可按管路中允許流速計算。在本題中，出油口采用內(nèi)徑為25 mm，外徑為34mm的紫銅管。油箱 油箱容積根據(jù)液壓泵的流量計算，取其體積，即，取油箱的容積v=830l。為了增加油液的循環(huán)距離，使油液有足夠的時間分離氣泡，沉

15、淀雜質(zhì)，消散熱量，所以吸油管和回油管相距較遠，并且中間用隔板隔開，油箱底應(yīng)微微傾斜以便清洗。 油箱長、寬、高的確定：根據(jù)油箱三個邊長必須在1：1：11：2：3的范圍內(nèi)，又有油箱的容積為v=830l,所以油箱的長（l）、寬（d）、高（h）可以設(shè)計為l=1100mm,d=900mm,h=840mm。8 液壓系統(tǒng)的性能驗算8.1壓力損失及調(diào)定壓力的確定 根據(jù)計算慢上時管道內(nèi)的油液流動速度約為0.50 m/s，通過的流量為 1.5 l/min，數(shù)值較小，主要壓力損失為調(diào)速閥兩端的壓降，此時功率損失最大；而在快下時滑臺及活塞組件的重量和背壓閥所平衡，系統(tǒng)工作壓力很低，所以不必驗算。因而必須以快進為依據(jù)來

16、計算卸荷閥和溢流閥的調(diào)定壓力，由于供油量的變化，其快上時液壓缸的速度為此時油液在進油管中的流速為8.1.1沿程壓力損失 首先要判別管中的流態(tài)，設(shè)系統(tǒng)采用n32液壓油。室溫為時，所以有 管中為層流，則阻力損失系數(shù)，若取進、回油管長度均為2m,油液的密度為，則其進油路上的沿程壓力損失為8.1.2局部壓力損失 局部壓力損失包括管道安裝和管接頭的壓力損失和通過液壓閥的局部壓力損失，前者視管道具體安裝結(jié)構(gòu)而定，一般取沿程壓力損失的10%；而后者則與通過閥的流量大小有關(guān)，若閥的額定流量和額定壓力損失為和和。則當(dāng)通過閥的流量為q時的閥的壓力損失式為 因為本題的所有閥的額定流量比系統(tǒng)最大流量大很多且系統(tǒng)的壓力

17、很低，所以通過整個閥的壓力損失很小，且可以忽略不計。同理，快上時回油路上的流量則回油路油管中的油速由此可計算出：（層流），所以回油路上的沿程壓力損失為： 8.1.3總的壓力損失 由上面的計算所得可求出原設(shè)，這與計算結(jié)果略有差異，應(yīng)用計算出的結(jié)果來確定閥的調(diào)定值。8.1.4壓力閥的調(diào)定值溢流閥的調(diào)定壓力應(yīng)大于系統(tǒng)壓力0.30.5mpa，所以取溢流閥調(diào)定壓力為1.7mpa，背壓閥的調(diào)定壓力以平衡滑臺自重為根據(jù)，即 ，取8.2系統(tǒng)的發(fā)熱和溫升根據(jù)以上的計算可知，系統(tǒng)在快上和慢上的壓力不變，慢上是大流量泵卸荷功率為零，所以在快上時，系統(tǒng)損失最大 油箱的三個邊長在范圍內(nèi)，則散熱面積為，假設(shè)通風(fēng)良好，取，所以油液的溫升為 ，室溫為20，熱平衡溫度為24.65<65,沒有超出允許范圍。參 考 文 獻1 王積偉，黃誼，章宏甲液壓傳動 m北京：機械工業(yè)出版社，20