上料機液壓系統(tǒng)設計【說明書+CAD】,說明書+CAD,上料機液壓系統(tǒng)設計【說明書+CAD】,上料機,液壓,系統(tǒng),設計,說明書,仿單,cad 攀枝花學院本課程設計 摘要 上料機液壓系統(tǒng)設計 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)的設計在現(xiàn)代機械的設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。為了學好這樣一門重要課程，除了在教學中系統(tǒng)講授以外，還應設置課程設計教學環(huán)節(jié)，使學生理論聯(lián)系實際，掌握液壓傳動系統(tǒng)設計的技能和方法。 液壓傳動課程設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、在設計實踐中學習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)設計技能，提高學生分析和嫁接生產(chǎn)實際問題的能力，為今后的設計工作打下良好的基礎。 3、通過設計，學生應在計算、繪圖、運用和熟悉設計資料（包括設計手冊、產(chǎn)品樣本、標準和規(guī)范）以及進行估算方面得到實際訓練。 目 錄 1任務分析……………………………………………………………………………1 1.1系統(tǒng)機構(gòu)的主要構(gòu)成……………………………………………………………1 2方案選擇……………………………………………………………………………2 2.1方案的擬定………………………………………………………………………2 2.2方案的確定……………………………………………………………………2 3總體設計………………………………………………………………………………………3 3.1 負載分析………………………………………………………………………………3 3.1.1工作負載…………………………………… ………………………………………3 3.1.2摩擦負載 ……………………………………………………………………………3 3.1.3 慣性負載……… ……………………………………………………………………3 3.2 速度負載圖 ……………………………………………………………………… ………4 3.3 主要參數(shù)的確定…………………………………………………………………………5 3.3.1工作壓力……………… ……………………………………………………………5 3.3.2 液壓缸尺寸…………… ……………………………………………………………5 3.3.3 活塞桿穩(wěn)定性…………… …………………………………………………………5 3.3.4 液壓缸最大流量…………… ………………………………………………………5 3.3.5 工況圖………………………… ……………………………………………………6 3.3.6 其他參數(shù)…………………………… ………………………………………………7 3.4 液壓系統(tǒng)圖的擬訂…………………………………………………………………………8 3.5 液壓元件的選擇……………………………………………………………………………10 3.5.1液壓泵和電機的選擇……………………………………………………………… 10 3.5.2 閥類元件及輔助元件的選擇…………………………………………………… 10 3.6液壓系統(tǒng)性能的驗算…………………………………………………………………… 12 3.6.1壓力損失的確定…………………………………………………………………… 12 3.6.2 系統(tǒng)的發(fā)熱與溫升………………………………………………………………… 14 參考文獻………………………………………………………………………………………15 攀枝花學院本課程設計 任務分析 攀枝花學院本課程設計 任務分析 1 任務分析 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上一次的運動。其結(jié)構(gòu)如圖1.1所示，滑臺采用V形導軌，其導軌面的夾角為90度，滑臺與導軌的最大間隙為2mm，工作臺和活塞桿連在一起，在活塞桿的作用下反復做上下運動。 圖1.1 上料機構(gòu)示意圖 2 任務分析 系統(tǒng)總共承受的負載為6500N，所以系統(tǒng)負載很小，應屬于低壓系統(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)速回路時應滿足經(jīng)濟性要求。 - 1 - 方案選擇 - 2 - 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不高，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，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 - 攀枝花學院本課程設計 總體設計 3 總體設計 3.1 負載分析 3.1.1 工作負載 3.1.2 磨擦負載 由于工件為垂直起升，所以垂直作用于導軌的載荷可由其間隙和結(jié)構(gòu)尺寸可根據(jù)公式計算出滑臺垂直作用于導軌的壓力約為120N，取則有： 靜摩擦負載 動磨擦負載 3.1.3、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 總體設計 自重而下滑，系統(tǒng)中應設置平衡回路。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表3.1所示（）。 表3.1 液壓缸各階段負載 工況 計算公式 總負載 F/N 缸推力 F/N 啟 動 6533.94 7180.15 加 速 7445.54 8181.91 快 上 6516.97 7161.51 減 速 5764.83 6334.98 慢 上 6516.97 7161.51 制 動 6340.54 6536.63 反向加速 1476.15 1521.80 快 下 16.97 18.65 制 動 －1442.21 －1584.85 3.2 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圖3.1所示。 圖3.1 液壓缸各階段負載和速度 3.3液壓缸主要參數(shù)的確定 3.3.1、初選液壓缸的工作壓力 根據(jù)分析此設備的負載不大，按類型屬機床類，所以初選液壓缸的工作壓力為2.0MPa 1.3.2計算液壓缸的尺寸 按標準取：80mm。 根據(jù)快上和快下的速度比值來確定活塞桿的直徑： 按標準?。?5mm。 所以液壓缸的有效作用面積為： 無桿腔面積 有桿腔面積 3.3.3、活塞桿穩(wěn)定性校核 因為活塞桿總行程為450mm，而且活塞桿直徑45 mm， = =10 =10,不需要進行穩(wěn)定性校核。 3.3.4、求液壓缸的最大流量 3.3.5、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3.2所示 表3.2工作循環(huán)中各個工作階段的液壓缸壓力、流量和功率 工況 壓力 流量 功率 P/W 快上 1．63 211.00 5013.06 慢上 1．63 40.91 952.48 快下 0．0054 226.78 20.51 由此表繪出液壓缸的工況圖，如圖3.2所示。 鋼筒壁及法蘭的材料選45鋼，活塞桿材料選Q235。 液壓缸的內(nèi)徑D和活塞桿直徑d都已在前面的計算中算出，分別為80mm和45mm。 圖3.2系統(tǒng)工況圖 3.3.6 液壓缸其它參數(shù)的選擇 （1）活塞的最大行程L已由要求給定為450mm。 （2）小導向長度 當活塞桿全部外伸時，從活塞支承面中點到導向套滑動面中點的距離稱為最小導向長度H。如果導向長度過小，將使液壓缸的初始撓度增大，影響液壓缸的穩(wěn)定性，因此設計時必須保留有一最小導向長度。對于一般的液壓缸，當液壓缸的最大行程為L，缸筒直徑為D時，最小導向長度為： 所以取。 （3）活塞的寬度的確定 取B=0.7D=56mm （4）活塞桿長度的確定 16 攀枝花學院本科課程設計 總體設計 活塞桿的長度活塞桿的長度應大于最大工作行程、導向長度、缸頭、缸蓋四者長度之和。既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，所以還應支出一部分。考慮實際工作環(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. 3.4液壓系統(tǒng)圖的擬定 液壓系統(tǒng)圖的擬定，主要是考慮以下幾個方面的問題： 3.4.1、供油方式 從工況圖分析可知，該系統(tǒng)在快上和快下時所需流量較大，且比較接近。在慢上時所需的流量較小，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是不合適的，宜選用雙聯(lián)式定量葉片泵作為油源。 3.4.2、調(diào)速回路 由工況圖可知，該系統(tǒng)在慢速時速度需要調(diào)節(jié)，考慮到系統(tǒng)功率小，滑臺運動速度低，工作負載變化小，所以采用調(diào)速閥的回油節(jié)流調(diào)速回路。 3.4.3、調(diào)速換接回路 由于快上和慢上之間速度需要換接，但對換接的位置要求不高，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。 3.4.4、平衡及鎖緊 為防止在上端停留時重物下落和在停留斯間內(nèi)保持重物的位置，特在液壓缸的下腔（無桿腔）進油路上設置了液控單向閥；另一方面，為了克服滑臺自重在快下過程中的影響，設置一單向背壓閥。 本液壓系統(tǒng)的換向閥采用三位四通Y型中位機能的電磁換向閥。擬定系統(tǒng)如圖3.3： 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、背壓閥8，流入無桿腔，再經(jīng)過單向電磁閥9、換向閥6回油箱。 慢上時，活塞走到420mm處，壓下行程開關(guān)，行程閥3，4換接，同時使電磁3有電，大流量泵經(jīng)過它卸荷，只有小流量泵供油，調(diào)速閥10調(diào)節(jié)回油。工作太速度下降。 快下時，行程閥復位，電磁閥1有電，雙泵同時供油，經(jīng)過換向閥6（左位）、 調(diào)速閥10、背壓閥8、液控單向閥7、換向閥6回到油箱。 圖3.3液壓系統(tǒng)原理圖 3.5 液壓元件的選擇 攀枝花學院本科課程設計 總體設計 3.5.1確定液壓泵的型號及電機功率 液壓缸在整個工作循環(huán)中最大工作壓力為1.63MPa，由于該系統(tǒng)比較簡單，所以取其壓力損失0.4MPa，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，則兩個泵總流為，慢進時液壓缸所需流量為40.19L/min，所以，高壓泵的輸出流量為44.209L/min。 根據(jù)以上壓力和流量的數(shù)值查產(chǎn)品目錄，選用RV2R34的雙聯(lián)葉片泵，前泵輸出流量47ml/r, 后泵輸出流量200ml/r，額定壓力為14MPa，容積效率0.9總效率0.8，所以驅(qū)動該泵的電動機的功率可由泵的工作壓力(2.03MPa)和輸出流量(970r/min) 求出： 查看電機產(chǎn)品目錄、擬選用電動機的型號為Y160L-6,功率為11000W，額定轉(zhuǎn)速為970r/min。 3.5.2、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)格如表3.3所示 油管的確定： 可按公式： 快退時候流量最大為226.78l/min,V取10m/s計算 =0.022m 本油路系統(tǒng)中出油口采用內(nèi)徑為25mm，外徑為34mm的紫銅。 表3..3 元件的型號及規(guī)格 序號 名稱 通過流量 根據(jù)流量選擇 型號及規(guī)格 1 濾油器 400 XUA4030FS 2 雙聯(lián)葉片泵 44.209/195.249 PV2R24（47/200） 3 單向閥 200 CIT-10-35-50 4 行程閥（二位二通） 200 22EF3-E10B 5 溢流閥 144.43 Y2-Ha32L 6 三位四通電液換向閥 239.458 H-1WEH 7 液控單向閥 239.458 CT1-10B 8 單向順序閥 239.458 AXF3-20B 9 二位二通電磁換向閥 22EF3-E10B 10 單向調(diào)速閥 239.458 MSA30EF250 11 電動機 Y90S-6 油箱： 油箱容積根據(jù)液壓泵的流量計算，取其體積 V=（2～4），即取V=3247=741 L取800L 油箱的三個邊長在1：1：1～1：2：3范圍內(nèi)，設定油箱可以設計為L=1100mm,D=910mm,H=800mm。由于油箱選擇容量時系數(shù)偏大，就把油箱壁厚包括在以上的計算出的長度中。 油箱容量大于400ml，壁厚取5mm，油箱底部厚度取8MM，箱蓋應為壁厚的3倍，取15mm。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，油箱底應微微傾斜以便清洗。由于油箱基本裝滿油，隔板高取液面高的3/4，取為600mm. 其他油箱輔助元件和油箱結(jié)構(gòu)見 油箱的結(jié)構(gòu)設計見零件圖 3.6 液壓系統(tǒng)的性能驗算 3.6.1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0.50m/s，通過的流量為1.5L/min，數(shù)值較小，主要壓力損失為調(diào)整閥兩端的壓降；此時功率損失最大；而在快下時滑臺及活塞組件的重量由背壓閥所平衡，系統(tǒng)工作壓力很低，所以不必驗算。所以有快進做依據(jù)來計算卸荷閥和溢流閥的調(diào)定壓力，由于供油流量的變化，快進時液壓缸的速度為 此時油液在進油管中的流速為 （1）沿程壓力損失 首先要判別管中的流態(tài)，設系統(tǒng)采用N32液壓油。室溫為20℃時，動力粘度，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 （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，則當通過閥的流量為q時的閥的壓力損失式為 因為25mm通徑的閥的額定流量為260L/min，所以通過整個閥的壓力相比14MPa很小，且可以忽略不計。 同理，快上時回油路上的流量 ， 則回油路油管中的流速 。 由此可計算出（層流），,所以回油路上沿程壓力損失為: (3）總的壓力損失 同上面的計算所得可求出 （4）壓力閥的調(diào)定值 溢流閥的調(diào)節(jié)器定壓力應大于壓力0.3~0.6MPa，所以取溢流閥定壓力為2.3MPa 背壓閥的調(diào)定壓力以平衡滑臺自重為根據(jù)，即 , 取。 3.6.2、系統(tǒng)的發(fā)熱與溫升 根據(jù)以上的計算可知，在快上時電動機的輸入功率為；慢上時的電動機輸入功率為；而快上時其有用功率為；慢上時的有效功率為1091.83W；所以慢上時的功率損失為1026.51W，略小于快上時的功率損失713.05W，現(xiàn)以較大的值來校核其熱平衡，求出發(fā)熱溫升。 油箱的三個邊長在1：1：1～1：2：3范圍內(nèi)，則散熱面積為 假設通風良好，取，由于升降臺在上升后有時間停留，在快下后也有上料上時間要停留，綜合考濾取其工作時理論的油溫升的1/4作油箱的溫升，所以油液的溫升為 室溫為20℃，熱平衡溫度為28.75℃＜65℃，沒有超出允許范圍。系統(tǒng)合格。 攀枝花學院本科課程設計 參考文獻 參考文獻 [1]機械設計手冊．第2、4卷．機械設計手冊編委會編著 —3版．北京：機械工業(yè)出版社，2004.8 [2]、液壓傳動—2版．—北京．機械工業(yè)出版社 [3]、液壓氣壓傳動—3版．—北京．機械工業(yè)出版社，2007.1 [4]、材料力學（Ⅰ）/單輝祖編著．—北京：高等教育出版社，1999（2004重?。? [5]、雷天覺主編．液壓工程手冊．北京：機械工業(yè)出版社，1990 [6]、陸元章主編．現(xiàn)代機械設備手冊（2）．北京：機械工業(yè)出版社，1996