四柱液壓機設計-資料下載頁

　　

【正文】 0M8溢流閥（安全閥）DBDH20P10B9軸向柱塞泵63CCY141B10主液壓缸自行設計11頂出液壓缸自行設計12壓力表Y10013壓力表開關KFL8/20E 二、擬定液壓系統原理圖在以上分析的基礎上。 液壓機液壓系統原理圖系統的工作過程如下：液壓泵起動后，電液換向閥4及6處于中位，液壓泵輸出油液經背壓閥7再經閥6的中位低壓卸荷，此時主缸處于最上端位置而頂出缸在最下端位置，電磁鐵2YA得電，換向閥6在右位工作，此時5YA得電，換向閥4也在右位工作，液壓泵輸出的壓力油進入主缸上腔，此時3YA也得電，控制油路經閥5通至液控單向閥3，使閥3打開，主缸下腔的油能經閥3很快排入油箱，主缸在自重作用下實現快速空程下行，由于活塞快速下行時液壓泵進入主缸上腔的流量不足，上腔形成負壓，充液筒中的油液經充液閥（液控單向閥）1吸入主缸。當電氣擋塊碰到行程開關時3YA失電，控制油路斷開，閥3關閉，此時單向順序閥（平衡閥）2使主缸下腔形成背壓，與移動件的自重相平衡。自重快速下行結束。與此同時用行程擋塊使液壓泵的流量減小，主缸進入慢速下壓行程，在此行程中可以用行程擋塊控制液壓泵的流量適應壓制速度的要求。由壓力表刻度指示達到壓制行程的終點。行程過程結束后，可由手動按鈕控制使5YA失電，4YA得電，換向閥4換向，由于閥2帶阻尼器，換向時間可以控制，而閥4的中位機能是H型，閥處于中位時使主缸上腔的高壓油泄壓，然后閥4再換為左位，此時壓力油經閥2的單向閥進入主缸下腔，由于下腔進油路中的油液具有一定壓力；故控制油路可以使閥1打開，主缸上腔的油液大部分回到充液筒，一部分經閥4排回油箱，此時主缸實現快速回程。充液筒油液充滿后，溢出的油液可經油管引至油箱。回程結束后，閥4換至中位，主缸靜止不動。1YA得電，2YA失電，閥6換至左位，壓力油進入頂出缸下腔，頂出缸頂出制件，然后1YA失電，2YA得電，閥6換至右位，頂出缸回程；回程結束后，2 YA失電，閥6換至中位，工作循環完成，系統回到原始狀態。第八章 選擇液壓元件 一、液壓系統計算與選擇液壓元件選擇液壓泵和確定電動機功率① 液壓泵的最高工作壓力就是液壓缸慢速下壓行程終了時的最大工作壓力pp = = = MPa因為行程終了時流量q＝0，管路和閥均不產生壓力損失；而此時液壓缸排油腔的背壓已與運動部件的自重相平衡，所以背壓的影響也可不計。② 液壓泵的最大流量qp≥K（∑q）max泄漏系數K = ~，此處取K = 。由工況圖（）知快速下降行程中q為最大（q = L/min），但此時已采用充液筒充液方法來補充流量，所以不按此數值計算，而按回程時的流量計算。qmax = q3 = L/minqp = = = L/min③ 根據已算出的qP和pP，選軸向杜塞泵型號規格為63CCY141B，其額定壓力為32 MPa，滿足25~60％壓力儲備的要求。排量為63m L/r，電動機同步轉速為1500 r/min，故額定流量為：q = qn = = L/min，額定流量比計算出的qP大，能滿足流量要求，此泵的容積效率ηv = 。④ 電動機功率 驅動泵的電動機的功率可以由工作循環中的最大功率來確定；由工況分析知， kW，取泵的總效率為η泵 = 。則P = = = kW kW，額定轉速為1440 r/min的電動機。電動機型號為：Y132m4（Y系列三相異步電動機）。 二、選擇液壓控制閥閥7通過的最大流量均等于qP，而閥1的允許通過流量為q。q = q1–qP＝–＝ L/min，閥3的允許通過流量為q = q1 = = L/min閥8是安全閥，其通過流量也等于qP。以上各閥的工作壓力均取p＝32 MPa。 液壓機液壓元件型號規格明細表序號元件名稱型 號規 格1液控單向閥SV30P30B華德：，30通徑，流量400L/min2單向順序閥（平衡閥）DZ10DP140BY華德：10通徑，流量80L/min，控制壓力（25~210）105Pa3液控單向閥SV20P30B華德：，20通徑，流量400L/min4電液換向閥WEH25H20B106AET華德：28MPa，25通徑，流量1100L/min5電磁換向閥3WE4A10B華德：21MPa，4通徑，流量25L/min6電液換向閥WEH25G20B106AET華德：28MPa，25通徑，流量1100L/min7順序閥DZ10DP140B210M華德：10通徑，流量80L/min，控制壓力（25~210）105Pa8溢流閥（安全閥）DBDH20P10B華德：20通徑，流量250L/min，調壓范圍（~40）MPa9軸向柱塞泵63CCY141B32MPa，排量63mL/r，1500r/min10主液壓缸自行設計11頂出液壓缸自行設計12壓力表Y100（0~400）105Pa13壓力表開關KFL8/20E 三、選擇輔助元件確定油箱容量由資料，中高壓系統（p MPa）油箱容量V = （6~12）qP。本例取V = 8qP = 8 = 756 L（qP用液壓泵的額定流量）.取油箱容量為800 L。充油筒容量V1 = （2–3）Vg = 325 = 75（L）式中 Vg——主液壓缸的最大工作容積。在本例中，Vg = A1Smax = 80431 = 24924cm3 ≈ 25（L）油管的計算和選擇如參考元件接口尺寸，可選油管內徑d = 20mm。計算法確定：液壓泵至液壓缸上腔和下腔的油管d = 取v = 4m/s，q = L/mind = = cm，選d = 20 mm.與參考元件接口尺寸所選的規格相同。充液筒至液壓缸的油管應稍加大，可參考閥1的接口尺寸確定選d = 32 mm的油管，油管壁厚：δ≥。選用鋼管：[σ] = ≈ ，取n = 4， σb = 333MPa（10＃鋼）。σ = = = mm，取σ = 4 mm 四、選擇液壓油本系統是高壓系統，油液的泄漏是主要矛盾。為了減少泄漏應選擇粘度較大的油，本系統選用68號抗磨液壓油。第九章 液壓系統性能的驗算一、油路壓力的計算本系統是容積調速，系統在各運動階段的壓力由負載決定。本系統在開始設計時已經說明，運動部件在導軌上的摩擦和自重的影響均忽略不計（對實際計算產生的影響很小），因此要考慮的僅僅是閥和管路的壓力損失，而本系統對壓力的要求主要是工作行程終了時能達到的最大壓力值，由于此時速度已接近于零，閥門和管路的損失也接近于零，所以本例不詳細計算壓力損失值。二、確定安全閥、平衡閥和順序閥的調整壓力安全閥調整壓力ps = = 25106 = MPa平衡閥調整壓力pX = = = MPa順序閥7的調整壓力：該閥的作用是使液壓泵在卸荷時泵的出口油壓不致降為零，出口油壓應滿足液控單向閥和電液換向閥所需控制油壓的要求。由資料查的SV10型液控單向閥的控制壓力≥5105 Pa，另外WEH10型電液換向閥所需的控制油壓不得低于10105 Pa，故取順序閥的調整壓力為（10~12）105 Pa。三、驗算電機功率由工況圖知主缸在快速起動階段中S = mm處功率為最大，Pmax = kW在Pmax時液壓泵的流量較小，管路和閥的損失不大。在選擇電機時也已考慮功率留有一定量的儲備，所以電機功率不必再進行驗算，此處對液壓泵卸荷狀態下的功率再作一下計算，此時卸荷壓力p卸等于閥7的調整壓力p卸＝18105 Paq泵取泵的額定流量qP = L/min。p卸 = p卸qP = （18105）/60103 = 2835W = kW將液壓機在工作循環中的功率進行比較后得知主缸快速回程起動階段的功率為最大，所以用這個功率來計算電機功率是合理的。四、繪制正式液壓系統圖通過上述驗算表明；所擬定的液壓系統原理圖是可行的，可以以此原理圖為基礎經修改完善后，繪制出正式的液壓系統原理圖。繪制時注意下列幾點：液壓元件職能符號按國家標準（GB/）；各元件按常態位置繪制；執行元件附近畫出工作循環圖；繪出測壓點的位置并繪出壓力表開關；繪出行程開關的位置；繪出電磁鐵動作循環表；繪出按工程實際使用的標題欄，填清各元件的名稱、圖號、規格及必要的調整值等。第十章 液壓控制裝置集成設計對于機床等固定式的液壓設備，常將液壓系統的動力源、閥類元件（包括某些輔助元件）集中安裝在主機外的液壓站上。這樣能使安裝與維修方便，并消除了動力源振動與油溫變化對主機工作精度的影響。而閥類元件在液壓站上的配置也有多種形式可供選擇。配置形式不同，液壓系統元件的連接安裝結構和壓力損失也有所不同。閥類元件的配置形式目前廣泛采用集成化配置，具體形式有油路板式、疊加閥式、集成塊式、插入式和復合式集成。根據所設計的系統，選擇合適的集成方式。本系統采用塊式集成方式，它是將液壓閥安裝在六面體集成塊上，集成塊一方面起安裝地板的作用，另一方面起內部油路通道作用，故集成塊又稱為油路塊或通道塊。當液壓控制裝置決定采用塊式集成時，首先要對已經設計好的液壓系統原理圖進行分解，并繪制集成塊單元回路圖。集成塊單元回路圖實質上是液壓系統原理圖的一個等效轉換，它是設計塊式集成液壓控制裝置的基礎，也是設計集成塊的依據。具體設計要點可參考張利平編寫的《液壓站》。單元回路確定之后，可進行集成塊設計。由于集成塊的孔系結構復雜，因此設計者經驗的多寡對于設計質量的優劣乃至成敗有很大影響。對于初次涉足集成塊的設計者而言，建議研究和參考現有通用集成塊系列的結構和特點，還可借助于solidworks等軟件進行三維設計，以便加快設計進程，減少設計失誤，提高設計工作質量和效率。 集成塊單元回路圖第十一章 液壓缸的校核一、缸筒壁厚δ的驗算中、高壓缸一般用無縫鋼管做缸筒，大多屬薄壁筒，即時，按材料力學薄壁圓筒公式驗算壁厚，即 (mm)當液壓缸采用鑄造缸筒時，壁厚由鑄造工藝確定，這時應按壁厚圓筒公式驗算壁厚。當時，可用下式 (mm)當時，可用下式 (mm)式中——缸筒內的最高工作壓力 (MPa)； ——缸筒內徑 (mm)； ——缸筒材料的許用應力 (MPa)。對于本系統的液壓缸，擬采用45鋼薄壁圓筒，用時的驗算公式，其中 MPa， mm， MPa，則 mm，圓整取 mm即可滿足要求。二、液壓缸活塞桿穩定性驗算只有當液壓缸活塞桿的計算長度時，才進行其縱向穩定性的驗算。驗算可按材料力學有關公式進行。對于本系統，由于其有效行程較短，且活塞桿直徑較大，滿足，所以無需進行壓桿穩定驗算。三、缸體組件強度校核缸體組件有多種連接方式，對于可拆卸組件，常見的連接方式有缸蓋螺釘式、缸蓋螺栓式、缸蓋卡環式和缸蓋螺紋式。若組件連接用到了螺釘或螺栓，則需要對其強度進行校核，校核公式可參考《機械設計》教材。另外，對于液壓缸前后端蓋的厚度也要進行強度校核。參考文獻 1 液壓與氣壓傳動 許福玲等主編 機械工業出版社 2 機械設計手冊 成大先主編 化學工業出版社 3 液壓元件及選用 王守城等主編 化學工業出版社 4 液壓系統設計圖集 周士昌主編 機械工業出版社 5 液壓工程手冊 雷天覺主編 機械工業出版6 液壓控制系統 李洪任主編 國防工業出版社7 液壓伺服控制系統 王春主編 機械工業出版社8 機械傳動設計手冊 江耕華，陳啟松 煤炭工業出版社 孫訓方，關來泰 高等教育出版社10液壓傳動 王慧 東北大學出版社