畢業設計_g30鋼管自動切斷液壓系統設計(編輯修改稿)

　

【文章內容簡介】 壓閥系列 (63 105Pa)、中高系列 (210武漢工程大學 畢業設計（論文） 9 105Pa)、高壓系列 (320 105Pa)；按操縱方法可分為手動式、機動式、電動式、液壓式和電液式。 液壓閥的工作原理是利用閥芯在閥體內的相對運動來改變閥口的通 斷面積，從而控制壓力、流量和方向。 本系統調車了溢流閥和背壓閥來維持系統的工作壓力，保護系統的安全運行。 方向控制閥 方向控制閥是用來使液壓系統中的油路斷或改變油液的流動方向，從而控制液壓執行元件的啟動與停止，改變運動方向的閥有單向閥、換向閥等。單向閥有著通單向閥和液控單向閥兩類。普通單向閥的作用是使油液只能向一個方向流動，不許經反向倒流。液控單向閥具有良好的單向密封性能，常用于執行元件需要長時間保壓、緊鎖等情況，也用于防止立式壓缸停止時自動下滑及速度換接等回路中。 換向閥是復代芯和閥體間 相對位置的不同來變換閥本上和主油口的通斷情況，實現各油路連通、切斷和改變液流方向的閥類。按照結構形式，換向閥可分為滑閥式、轉閥式、球閥式和錐閥式。按照操作方式，可分為手動、機動、電磁控制、液動、電液動和氣動。 液壓控制閥 流量控制是通過改變閥口通流面積的大小或通道長短來改變局部陰力，從而實現對流量的控制。流量控制閥包括節流閥、調速閥、旁通調速閥和分流庥流閥等。 調速 閥是進行了壓力補償節流閥。它是由單向閥與節流閥串聯而成的復合閥。它的優點在于流量穩定性好，但是由于液流經過調速閥時，多經過一個 液陰，壓力損失比較大，常用于負載變化大而對速度控制精度要求高的定量泵供油節流調整速液壓系統。 壓力控制閥 武漢工程大學 畢業設計（論文） 10 壓力控制閥是用來調節和控制液壓系統中油液壓力的閥類。按其功能和用途可分為益流閥、減壓閥、順序閥、壓力繼電器等，它們的共同特點是利用閥芯上的液壓作用力與彈簧力相平衡的原理進行工作。 溢流閥的主要用途有兩點：一是用來保持系統或回路的壓力恒定；二是在系統中作安全閥用。此外，溢流閥不可在背壓閥、卸荷閥、制動閥、平衡閥和限速閥等使用。 按調節要求不同，減壓閥可分為用于保證出口壓力位定制的定壓減壓閥 ，用于保證進出口壓力差不變的定差減壓閥以及用于保證出口壓力成比例的定比減壓閥。在本次設計中，系統用溢流閥起過載保護作用，在夾緊回路中用減壓閥得到恒定壓力。 電氣控制部分的方案論證 G30 鋼管自動切斷液壓系統采用了 PLC 控制，控制電路得到大大簡化。控制電路設計主要依據系統工作循環各節拍或不同工作狀態下的電磁鐵動作順序。液壓系統的電氣控制回路包括電動機驅動回路、主液壓控制回路和輔助液壓回路的控制電話。電動機在系統中的工作時間較長，不經常啟停，可設置成簡單的停止開關控制，主液控回路的控制則由主要由 PLC 完成。 PLC 控制 由于系統采用了 PLC 控制，可以柔性地適應技術條件地變更，而且能夠使電控裝置小型化， PLC 控制程序的編寫根據系統循環動作各個繼電器的斷開情況來決定。 PLC 主要由中央處理單元 CPU、存儲器、輸入、輸出等部分組成， CPU 的應用靈活，擴展性好，操作方便，標準化的硬件和軟件設計，通用性強、體積小、性價比也高、省電。 繼電器控制 壓力繼電器是壓力 —— 電信號的轉換元件，通常由壓力 —— 位移轉換部分和微動開關兩部分組成。當被控制壓力達到設定值時，電器微動開關動作，從而發 出斷電的電信號來控制系統的有關動作。壓力繼電器多采用彈簧式和柱塞式。 武漢工程大學 畢業設計（論文） 11 系統原理圖的初步推論 初定系統原理圖如下 ： 1— 濾油器 2— 變量泵 3— 定量泵 4— 單向閥 5— 單向閥 6— 先導式溢流閥 7 二位四通電磁換向閥 8— 調速閥 9— 單向閥 10— 精濾油器 11— 二位三通電磁換向閥 12— 油缸 13— 減壓閥 14— 二位四通電磁換向閥 15— 油缸 16— 壓力繼電器 17— 溢流閥 18— 油箱 19— 油箱 20— 壓力表 武漢工程大學 畢業設計（論文） 12 控制系統工作原理剖析 系統采用雙泵供油，帶動快進的串聯調速閥 9 回油調速回路。液壓缸 13 的運動方向由二位四通電磁換向閥 8 控制。二們三通電磁換向閥用于實現液壓缸 13 的爬行，在調速閥之前設置一支精濾器。由下表電磁鐵動作順序表容易分析液壓系統油液流動路線。 表 5 1 電磁鐵動作順序 動作 1ya 2ya 動作 1ya 2ya 快進 + 快退 + 工進 + + 停止 夾緊 夾緊油路需要的壓力一般小于主油路，因而在夾緊油路上裝有溢流閥 7,以減低夾緊缸的壓力，按下啟動按鈕，電磁鐵 15 的 3YA 得電，安裝并定位元件。當工件定位好以后，發出信號合電磁鐵 14 的開關斷電來夾緊工伯，此時的油路為： 進油路：泵 3→單向閥 6→減壓閥 14→換抽閥 15 左位→液壓缸 18 的上腔； 回油路：液壓腔 18 的下腔→換向閥 15 左位→油箱 快進 當工作夾緊后油壓升高，壓力繼電器 17 發出訊號使 1YA 得電，換向閥 8 的左位開始接入油路。由于快進時滑臺負載較小，工作壓力不高，變理泵 2 以最大流量輸入，此時進給缸以差動連接。其油路為： 進油路：油泵 2→單向閥 5→換向閥 8 的左位→缸 13 的左腔。 武漢工程大學 畢業設計（論文） 13 回油路：泵 13 的右腔→抽象向閥 12 的左們→缸 13 的左腔 工進 當鋸片快進到指定位置時觸碰行程開關 1XK，由 1XK 發出訊差換向閥 12 的 2YA 得電。差動連接被打斷，此時的油路為： 進油路：油泵 2→單向閥 5→電磁換向閥 8 的左位→缸 13 的左腔 回油路：缸 13 的右腔→換抽閥 12 的右腔→調速閥 9→換向閥 8 的左位→油箱。 快退 當工作臺到達預定位置，切斷鋼管后，工作臺碰觸行程開關 2XK 并發出訊號，使電磁換向閥 7 的 2YA 失電，其右位接入回路，其此時的油路： 進油路：油泵 2→單向閥 4→電磁換向閥 7 的右位→單向閥 9→電磁換向閥 11 的右位→缸 12 的右位 回油路：缸 12 的左位 →電磁換向閥 7 的右位→油箱 夾緊裝置松開 當鋸片退回來原來位置，碰觸 3XK 時，發現永嘉與使電磁換向閥的 2YA 失電，此時油路中斷，停止運動。此此同時，電磁換向閥 14 的 3YAtj jn ,其右位接入回路，使工作松開，回路為： 進油路：泵→單向閥 5→減壓閥 7→換向閥 14 的右位→缸 15 的下腔 回油路：缸 15 的上腔→換向閥 14 的右位→油箱。 此時一個完整的工作循環完成，當下一個鋼材安裝好以后，再次啟動開關，重新開始以上各個步驟的循環。 本系統的特點 武漢工程大學 畢業設計（論文） 14 通過選擇合適的液壓泵流量，避免快進快退時采用單向 節流閥，不便可以節省液壓元件和管路，降低成本，而且降低能耗，提高效率。 快時時采用關動迦接，并使液壓缸的大小腔面積比為 2,充分利用回油流量對無腔的補油作用，不便可以實現快進快退速度相等，而且可使泵的總流量減少一半，減小泵的流量規格，降低能耗，減少成本，提高效率 。 武漢工程大學 畢業設計（論文） 15 第三章 主要參數設計和元件選擇 通過前面的分析和論證，根據液壓系統的要求，初步確定了系統方案和液壓系統圖。本章主要根據設計任務中所給出的主要設計參數對液壓系統進行性能參數的設計計算，包括負載力的分析與計逄。 液壓執行元件的設計計算 系統方案論證中已經確定本系統的執行元件為單桿活塞式液壓缸，通過它在液壓油的作用下的移動來實現工作鋸片的快進、工進、快退等功能動作。通過對執行元件的受力分析和計算可以確定液壓缸的尺寸和液壓系統的其它重要性能參數。 設計任務書給定的技術參數 鋼管最大直徑 216。130mm 最大切削負載 500N； 運動部件總質量 1300N； 快進行程 100 mm； 工進行程 135mm； 快進行程速度 50mm/s； 工進行程速度 2mm/s； 夾緊力 130N； 武漢工程大學 畢業設計（論文） 16 動 力分析和負載圖 動力分析是確定液壓系統主要性能參數的基本依據，包括液壓執行元件的動力分析，目的是便于了解運動過程的本質，查明每個執行元件在其工作中的負載，位移及速度的變化規律，并找出最大負載點和最大速度點。 作用在活塞桿上的外部載荷包括工作載荷 Fg,軌道的摩擦力 Ffs、 Ffd，由于速度變化產生的慢性力 Fa. 1. 外負載阻力 Fg的計算 由于外負載阻力就是等于最大切削負載，即 Fg=5000N. 2. 慣性力的計算 工件在啟動加速或減速制動時的慣性力可以根據牛頓第二定律按下式進行計算，Fa= （ ） 式中 g— 重力加速度 , g=； 速度變化量（ m/s） ；起動或制動時間 (s),一般機械 =,對輕載低速部件取小值，對重載高速部件取大值。 Fa= N= 3. 導軌摩擦載荷 對于平導軌，機床工作部件對動力滑臺導軌的法向力 FN=1300N,取 fs=,fd=,則 靜摩擦阻力 Ffs= 1300N=260N 動摩擦阻力 Ffd= 1300N=130N 4. 液壓缸運動循環各個階段的總負載力 表 31 負載表 武漢工程大學 畢業設計（論文） 17 循環動作 計算公式 液壓缸總負載力（ N） 啟 動 Ffs 260 加速 Ffd+Fa 快進 Ffd 130 工進 Ffd+Fg 5130 反響啟動 Ffs 260 快退 Ffd 130 停止 FfdFfa 5. 鋸片工進速度和快進、工進、快退時間 表 32 速度時間表 工進速度 快進速度 50mm/s 快進時間 t1=s=2s 工進時間 t2=s= 快退時間 t2=s= 6. 繪制液壓缸 FL和 VL圖 綜合上述計算結果，以行程為橫坐標，分別以受力和速度為縱坐標繪制 FL和 VL武漢工程大學 畢業設計（論文） 18 圖。 武漢工程大學 畢業設計（論文） 19 F（ N) 圖 31 FL圖 V(mm/s) 260N 235 5130 260 L(mm) F(N) 235 L(mm) 100 0 V(mm/s) 武漢工程大學 畢業設計（論文） 20 計算液壓缸的主要結構尺 本系統中，由于活塞桿主要受到壓力， F=，式中 A1=π D2— 無桿腔活塞有效作用面積 (m2)； A2=π (D2d2)— 有桿腔活塞有效作用面積 (m2)； P1— 液壓缸工作腔壓力 (Pa)； P2— 液壓缸回油腔壓力 (Pa)； D— 活塞直徑； d— 活塞桿直徑。 表 執行元件 背壓力 系統類型 背壓力 /Mpa 簡單系統或輕載節流調速回路 — 回油帶調速閥的系統 — 回油帶背壓閥的系統 — 用補油泵的閉式回路 — 回油路較復雜的工程機械 — 3 回油路較短、且直接回油箱的系統 可忽略不計 1) 初定液壓缸的工作壓力 P1D的確定主要根據運動循環各階段中的最大負 載力。通用液壓系統一般采用中壓 (30— 50) 105Pa，選 P1=4Mpa。根據表 3— 3，當回油調速系統工作時采用調速閥，此時選用回油調速壓力為 P2=。 武漢工程大學 畢業設計（論文） 21 2) 液壓缸主要尺寸的計算。 a) 液壓缸內徑和活塞桿直徑的確定。 當采用差動連接時， A1=2A2，?。?m=,有ｇ m(P1A1P2A2)=Fw 從而 A2m2 （ ） 從而 D=m=,取標準值 50mm. 采用差動連接，往返速度相等， , 取標準值 32㎜ . 從而知工作腔的面積 : 活塞桿的面積為： 有效工作面積： b) 計算缸筒壁厚 缸筒壁厚為 ,因為此系統為中低壓系統，可以用薄臂缸的實用計算公式進行計算 ； （ ） 其中 C0— 缸筒材料強度要求的最小值， m； C1— 缸筒外徑公差余量， m； C2— 缸筒材料的許用應力， Mpa， δ b 為缸筒材料的抗拉強度， n為安全系數，通常取 、 . 當時用鋼材，本處采用 45號鋼，則有 從而 ，于是有 武漢工程大學 畢業設計（論文） 22 ,查表取標準值，滿足要求。 c) 計算缸筒壁厚 缸筒底部為平面時，其厚度 δ 1 可以按照四周嵌住的圓盤強度近似計算，其計算公式為 ,取 . d) 活塞桿及缸筒的長度計算 缸筒及活塞桿的長度與活塞的工作行程有關。活塞的最大工