1、學生課程設計說明書題目:板料折彎機液壓系統設計學生姓名:學號:所在院(系:專業:班級:指導教師:職稱:二*年七月十日摘要立式板料折彎機是機械、電氣、液壓三者緊密聯系,結合的一個綜合體。液壓傳動與機械傳動、電氣傳動并列為三大傳統形式,液壓傳動系統的設計在現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都開設的一門重要課程。它既是一門理論課,也與生產實際有著密切的聯系。為了學好這樣一門重要課程,除了在教學中系統講授以外,還應設置課程設計教學環節,使學生理論聯系實際,掌握液壓傳動系統設計的技能和方法。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先修

2、課程的理論知識和生產實際只是,進行液壓傳動設計實踐,是理論知識和生產實踐機密結合起來,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,培養設計技能,提高學生分析和嫁接生產實際問題的能力,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、產品樣本、標準和規范以及進行估算方面得到實際訓練。關鍵詞板料折彎機,液壓傳動系統,液壓傳動課程設計。目錄摘要1任務分析 (11.1 技術要求 (11.2 任務分析 (12 方案的確定 (22.1運動情況分析 (22.1.1變壓式

3、節流調速回路 (22.1.2容積調速回路 (23 負載與運動分析 (34 負載圖和速度圖的繪制 (45 液壓缸主要參數的確定 (46系統液壓圖的擬定 (67 液壓元件的選擇 (87.1 液壓泵的選擇 (87.2 閥類元件及輔助元件 (87.3 油管元件 (97.4油箱的容積計算 (107.5油箱的長寬高確 (107.6油箱地面傾斜度 (117.7吸油管和過濾器之間管接頭的選擇 (117.8過濾器的選取 (117.9堵塞的選取 (117.10空氣過濾器的選取 (127.11液位/溫度計的選取 (128 液壓系統性能的運算 (138.1 壓力損失和調定壓力的確定 (138.1.1沿程壓力損失 (1

4、38.1.2局部壓力損失 (138.1.3壓力閥的調定值計算 (148.2 油液溫升的計算 (148.2.1快進時液壓系統的發熱量 (148.2.2 快退時液壓缸的發熱量 (148.2.3壓制時液壓缸的發熱量 (148.3油箱的設計 (158.3.1系統發熱量的計算 (158.3.2 散熱量的計算 (159 參考文獻 (17致謝 (18 1 任務分析1.1技術要求設計制造一臺立式板料折彎機,該機壓頭的上下運動用液壓傳動,其工作循環為:快速下降、慢速加壓(折彎、快速退回。給定條件為:折彎力 61.910N 滑塊重量 42.310N 快速空載下降 行程 210mm速度(1v 23/mm s慢速下壓

5、(折彎 行程 30mm速度(2v 12/mm s快速回程 行程 240mm速度(3v 52/mm s1.2任務分析根據滑塊重量為42.310N ,為了防止滑塊受重力下滑,可用液壓方式平衡滑塊重量,滑塊導軌的摩擦力可以忽略不計。設計液壓缸的啟動、制動時間為0.2t s = 。折彎機滑塊上下為直線往復運動,且行程較小(240mm ,故可選單桿液壓缸作執行器,且液壓缸的機械效率0.91cm =。因為板料折彎機的工作循環為快速下降、慢速加壓(折彎、快速回程三個階段。各個階段的轉換由一個三位四通的電液換向閥控制。當電液換向閥工作在左位時實現快速回程。中位時實現液壓泵的卸荷,工作在右位時實現液壓泵的快速和

6、工進。其工進速度由一個調速閥來控制。快進和工進之間的轉換由行程開關控制。折彎機快速下降時,要求其速度較快,減少空行程時間,液壓泵采用全壓式供油。其活塞運動行程由一個行程閥來控制。當活塞以恒定的速度移動到一定位置時,行程閥接受到信號,并產生動作,實現由快進到工進的轉換。當活塞移動到終止階段時,壓力繼電器接受到信號,使電液換向閥換向。由于折彎機壓力比較大,所以此時進油腔的壓力比較大,所以在由工進到快速回程階段須要一個預先卸壓回路,以防在高壓沖擊液壓元件,并可使油路卸荷平穩。所以在快速回程的油路上可設計一個預先卸壓回路,回路的卸荷快慢用一個節流閥來調節,此時換向閥處于中位。當卸壓到一定壓力大小時,換

7、向閥再換到左位,實現平穩卸荷。為了對油路壓力進行監控,在液壓泵出口安裝一個壓力表和溢流閥,同時也對系統起過載保護作用。因為滑塊受自身重力作用,滑快要產生下滑運動。所以油路要設計一個液控單向閥,以構成一個平衡回路,產生一定大小的背壓力,同時也使工進過程平穩。在液壓力泵的出油口設計一個單向閥,可防止油壓對液壓泵的沖擊,對泵起到保護作用。2方案的確定2.1運動情況分析由折彎機的工作情況來看,其外負載和工作速度隨著時間是不斷變化的。所以設計液壓回路時必須滿足隨負載和執行元件的速度不斷變化的要求。因此可以選用變壓式節流調速回路和容積式調速回路兩種方式。2.1.1變壓式節流調速回路節流調速的工作原理,是通

8、過改變回路中流量控制元件通流面積的大小來控制流入執行元件或自執行元件流出的流量來調節其速度。變壓式節流調速的工作壓力隨負載而變,節流閥調節排回油箱的流量,從而對流入液壓缸的的流量進行控制。其缺點:液壓泵的損失對液壓缸的工作速度有很大的影響。其機械特性較軟,當負載增大到某值時候,活塞會停止運動,低速時泵承載能力很差,變載下的運動平穩性都比較差,可使用比例閥、伺服閥等來調節其性能,但裝置復雜、價格較貴。優點:在主油箱內,節流損失和發熱量都比較小,且效率較高。宜在速度高、負載較大,負載變化不大、對平穩性要求不高的場合。2.1.2容積調速回路容積調速回路的工作原理是通過改變回路中變量泵或馬達的排量來改

9、變執行元件的運動速度。優點:在此回路中,液壓泵輸出的油液直接進入執行元件中,沒有溢流損失和節流損失,而且工作壓力隨負載的變化而變化,因此效率高、發熱量小。當加大液壓缸的有效工作面積,減小泵的泄露,都可以提高回路的速度剛性。綜合以上兩種方案的優缺點比較,泵缸開式容積調速回路和變壓式節流調回路相比較,其速度剛性和承載能力都比好,調速范圍也比較寬,工作效率更高,而發熱卻是最小的。考慮到最大折彎力為6,數值比較大,故選用泵缸1.910N開式容積調速回路。23 負載與運動分析要求設計的板料折彎機實現的工作循環是:快速下降工作下壓(折彎快速回程停止。主要性能參數與性能要求如下:折彎力F=61.910N ;

10、板料折彎機的滑塊重量G =42.310N ;快速空載下降速度123/v mm s =0.023m/s ,工作下壓速度12/mm s =0.012m/s ,快速回程速度352/v mm s =0.052m/s ,板料折彎機快速空載下降行程1210L mm =0.21m ,板料折彎機工作下壓行程230L mm =0.03m ,板料折彎機快速回程:H=240mm=0.24m ;啟動制動時間s t 2.0=,液壓系統執行元件選為液壓缸。液壓缸采用V 型密封圈,其機械效率0.91cm =。由式 m vF m t=式中 m 工作部件總質量 v 快進或快退速度t 運動的加速、減速時間求得慣性負載 42.31

11、00.0232709.80.2m v G v F m N t g t =下再求得阻力負載 靜摩擦阻力 40.2 2.3104600sf F N =動摩擦阻力 40.1 2.3102300fd F N = 表一 液壓缸在各工作階段的負載值 (單位:N工況負載組成負載值F推力/cm F 起動 sf F F = 4600 5055 加速 fd m F F F =+2570 2824 快進 fd F F = 2300 2527 工進 fd F F F =+ 1902300 2113667 快退fd F F = 23002527注:液壓缸的機械效率取0.91cm=34 負載圖和速度圖的繪制負載圖按上面數

12、據繪制,如下圖a所示。速度圖按己知數值123/v mm s =,212/v mm s =,352/v mm s =,1210L mm =,230L mm =,快速回程3240L mm = 圖一 板料折彎機液壓缸的負載圖和速度圖a負載圖 b速度圖5 液壓缸主要參數的確定由表11-2和表11-3可知,板料折彎機液壓系統在最大負載約為211KN 時工作壓力130P MPa =。將液壓缸的無桿腔作為主工作腔,考慮到缸下行時,滑塊自重采用液壓方式平衡,則可計算出液壓缸無桿腔的有效面積,取液壓缸的機械效率cm =0.91。2max 16121136670.0770.913010cm F A m p = 液

13、壓缸內徑:0.3300D m mm = 參考1,按GB/T2348-1993,取標準值D=320mm=32cm 根據快速下降與快速上升進的速度比確定活塞桿直徑d:222522.2623V D V D d =-快上快下 22122.1d mm cm = 取標準值d=220mm=22cm4則:無桿腔實際有效面積222130706.544A D cm =有桿腔實際有效面積222222(3222326.5644A D d cm =-=-=液壓缸在工作循環中各階段的壓力和流量計算見表5.1。 液壓缸在工作循環中各階段的功率計算見表5.2 5根據以上分析與計算數據處理可繪出液壓缸的工況圖5.1: 圖5.1

14、 液壓缸的工況圖6 系統液壓圖的擬定考慮到液壓機工作時所需功率較大,固采用容積調速方式;(1為滿足速度的有極變化,采用壓力補償變量液壓泵供油,即在快速下降的時候,液壓泵以全流量供油。當轉化成慢速加壓壓制時,泵的流量減小,最后流量為0;(2當液壓缸反向回程時,泵的流量恢復為全流量供油。液壓缸的運動方向采用三位四通Y型電磁換向閥和二位二通電磁換向閥控制。停機時三位四通換向閥處于中位,使液壓泵卸荷;(3為了防止壓力頭在下降過程中因自重而出現速度失控的現象,在液壓缸有桿腔回路上設置一個單向閥;(4為了壓制時保壓,在無桿腔進油路上和有桿腔回油路上設置一個液控單向閥;(5為了使液壓缸下降過程中壓力頭由于自

15、重使下降速度越來越快,在三位四通換向閥處于右位時,回油路口應設置一個溢流閥作背壓閥使回油路有壓力而不至于使速度失控;(6為了使系統工作時壓力恒定,在泵的出口設置一個溢流閥,來調定系統壓力。由于本機采用接近開關控制,利用接近開關來切換換向閥的開與關以實行自動控制;6(7為使液壓缸在壓制時不至于壓力過大,設置一個壓力繼電器,利用壓力繼電器控制最大壓力,當壓力達到調定壓力時,壓力繼電器發出電信號,控制電磁閥實現保壓;綜上的折彎機液壓系統原理如下圖: 圖6.1折彎機液壓系統原理1-變量泵 2-溢流閥 3-壓力表及其開關 4-單向閥5-三位四通電液換向閥 6-單向順序閥 7-液壓缸8-過濾器 9-行程閥

16、10-調速閥 11-單向閥 12-壓力繼電器77 液壓元件的選擇7.1 液壓泵的選擇由液壓缸的工況圖,可以看出液壓缸的最高工作壓力出現在加壓壓制階段時127.88P MPa =,此時液壓缸的輸入流量極小,且進油路元件較少故泵到液壓缸的進油壓力損失估計取為0.5P M P a=。所以泵的最高工作壓力0.527.8828.38p P M P a =+=。液壓泵的最大供油量p q 按液壓缸最大輸入流量(106.3L/min 計算,取泄漏系數K=1.1,則 1.1106.3116.93/min p q L =。根據以上計算結果查閱機械設計手冊表23.5-40,選用規格為160*CY14-1B 的壓力補

17、償變量型軸向柱塞泵,其額定壓力P=32MPa ,排量為160mL/r,額定轉速為1000r/min ,流量為q=160L/min 。由于液壓缸在保壓時輸入功率最大,這時液壓缸的工作壓力為30.17+0.5=30.67MPa ,流量為1.155.4460.98/min L =,取泵的總效率0.85=,則液壓泵的驅動電機所要的功率為30.6760.9836.6760600.85p p p q P KW =,根據此數據按JB/T9619-1999,選取Y225M-6型電動機,其額定功率37P KW =,額定轉速980r/min,按所選電動機的轉速和液壓泵的排量,液壓泵最大理論流量980/min 16

18、0/156.8/min t q n V r mL r L =,大于計算所需的流量116.93L/min ,滿足使用要求。7.2 閥類元件及輔助元件根據閥類元件及輔助元件所在油路的最大工作壓力和通過該元件的最大實際流量可選出這些液壓元件的型號及規格,結果見表7.1。8 7.3 油管元件 各元件間連接管道的規格按元件接口處尺寸決定,液壓缸進、出油管則按輸入、排出的最大流量計算,由于液壓泵具體選定之后液壓缸在各個階段的進出流量已與已定數值不同,所以重新計算如表5.2,表中數值說明液壓缸壓制、快退速度2v , 3v 與設計要求相近,這表明所選液壓泵的型號,規格是適宜的。 表7.2 液壓缸在各個階段的進

19、出流量9由表中數值可知,當油液在壓力管中速度取5m/s 時,按教材P177式(7-92d = 液壓缸進油路油管內徑20.02222d m mm =進; 液壓缸回油路管內徑226d mm =回; 這兩根油管選用參照液壓系統設計簡明手冊P111,進油管的外徑34mm =,內徑25mm =,回油路管的外徑42mm =,內徑32mm =。7.4油箱的容積計算容量V (單位為L計算按教材式(7-8 : P V q =,由于液壓機是高壓系統,11=。所以油箱的容量1160.98670.78P V q L =, 670.80.8838L ÷= 按JB/T7938-1999規定容積取標準值1000V

20、 L =.7.5油箱的長寬高確定因為油箱的寬、高、長的比例范圍是1:1:11:2:3,此處選擇比例是1:1.5:2由此可算出油箱的寬、長、高大約分別是1600MM,1100MM,770MM 。并選擇開式油箱中的分離式油箱設計。其優點是維修調試方便,減少了液壓油的溫升和液壓泵的振動對機械工作性能的影響;其缺點是占地面積較大。由于系統比較簡單,回路較短,各種元件較少,所以預估回路中各種元件和管道所占的油液體積為0.6L 。因為推桿總行程為240mm ,選取缸的內腔長度為360mm 。忽略推桿所占的體積,則液壓缸的體積為221706.5103601025.4v A L L -=缸當液壓缸中油液注滿時

21、,此時油箱中的液體體積達到最小為:80025.40.6774V L =-=油min則油箱中油液的高度為:17741000/(16011044H cm =由此可以得出油液體下降高度很小,因此選取隔板的高度為44cm,并選用兩塊隔板。此分離式油箱采用普通鋼板焊接而成,參照書上取鋼板的厚度為:t=4mm 。 為了易于散熱和便于對油箱進行搬移及維護保養,取箱底離地的距離為200mm 。10故可知,油箱的總長總寬總高為:長為:12(1100241108l l t mm mm=+=+=寬為:12(1600241608w w t mm mm =+=+=高為:(20044(770420049781h h mm

22、 mm mm =+=+=7.6油箱地面傾斜度為了更好的清洗油箱,取油箱底面傾斜度為:17.7吸油管和過濾器之間管接頭的選擇在此選用卡套式軟管接頭查機械設計手冊4表23.966得其連接尺寸如下表: 7.8過濾器的選取取過濾器的流量至少是泵流量的兩倍的原則,取過濾器的流量為泵流量的2.5倍。故有 :2.5(106.3 2.5/min 265.75/min qq L L =泵入過濾器查中國機械設計大典表42.77得,先取通用型WU 系列網式吸油中過濾器:表7.4 7.9堵塞的選取考慮到鋼板厚度只有4mm ,加工螺紋孔不能太大,查中國機械設計大典表42.7178選取外六角螺塞作為堵塞,詳細尺寸見下表:

23、11表7.5 7.10空氣過濾器的選取按照空氣過濾器的流量至少為液壓泵額定流量2倍的原則,即: 22106.3/min 212.6/min qq L L p >=過濾器選用EF 系列液壓空氣過濾器,參照機械設計手冊表23.8-95得,將其主要參數列于下表: 7.11液位/溫度計的選取選取YWZ 系列液位液溫計,參照機械設計手冊表23.8-98選用YWZ-150T 型。考慮到鋼板的剛度,將其按在偏左邊的地方。128 液壓系統性能的運算8.1 壓力損失和調定壓力的確定由上述計算可知,工進時油液流動速度較小,通過的流量為55.44L/min,主要壓力損失為閥件兩端的壓降可以省略不計。快進時液壓

24、桿的速度3141113.4101.6/m i n 0.03/706.510pq v m m s A -=,此時油液在進油管的速度326113.410 3.85/0.25251060pq v m s A -= 8.1.1沿程壓力損失沿程壓力損失首先要判斷管中的流動狀態,此系統采用N32號液壓油,室溫為20度時421.010/m s -=,所以有34/ 3.852510/1.010962.52320e R vd -=<,油液在管中的流動狀態為層流,則阻力損失系數75/0.08e R =,若取進油和回油的管路長均為2m ,油液的密度為3890/K gm =,則進油路上的沿程壓力損失為12243

25、2890/20.08 3.85 4.231025102p l d v Pa -=。 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,由于管道安裝和管接頭的壓力損失一般取沿程壓力損失的10%,而通過液壓閥的局部壓力損失則與通過閥的流量大小有關,若閥的額定流量和額定壓力損失分別為r r q q 和,則當通過閥的流量為q 時的閥的壓力損失r q ,由2(r rq p p q =算得2113.40.5(0.35160p MPa =小于原估算值0.5MPa,所以是安全的。同理快進時回油路上的流量1221113.4326.5652.4/min 706.5q A

26、q L A =則回油管 路中的速度32652.410 1.09/600.253210v m s -=;由此可以計算出 13341.093210/348.81.010e R vd -= (245<2320,所以為層流;75750.215348.8e R =,所以回油路上的沿程壓力損失為222542890/20.215 1.090.711032102p l d v Pa -=。 由上面的計算所得求出:總的壓力損失p =1221A p p A +326.560.04230.0710.075706.5MPa =+= 這與估算值有差異,應該計算出結果來確定系統中的壓力閥的調定值。8.1.3壓力閥的

27、調定值計算由于液壓泵的流量大,在工進泵要卸荷,則在系統中卸荷閥的調定值應該滿足快進時要求,因此卸荷閥的調定值應大于快進時的供油壓力12113.6670.075 3.0706.5p F p p MPa A =+=+=,所以卸荷閥的調定壓力值應該取3MPa 為好。溢流閥的調定壓力值應大于卸荷閥的調定壓力值0.30.5MPa ,所以取溢流閥的調定壓力值為3.5MPa 。背壓閥的調定壓力以平衡板料折變機的自重,即4422.310/326.56100.7Fp Pa MPa A -=背 8.2 油液溫升的計算在整個工作循環中,工進和快進快退所占的時間相差不大,所以,系統的發熱和油液溫升可用一個循環的情況來

28、計算。8.2.1快進時液壓系統的發熱量快進時液壓缸的有效功率為:02700.023 6.210.00621P Fv W KW = 泵的輸出功率為:32853106.310/60 5.9470.0073470.85i pqP W KW -=因此快進液壓系統的發熱量為:14(00.007350.006210.00113i i H P P KW KW =-=-=8.2.2 快退時液壓缸的發熱量快退時液壓缸的有效功率為:028240.052146.8P Fv W = 泵的輸出功率為:161189.40.85i pq P W W = 快退時液壓系統的發熱量為:(0189.4146.842.60.0426i i H P P W KW =-=-= 8.2.3壓制時液壓缸的發熱量壓制時液壓缸的有效功率為:600.6100.016000P