上料机液压系统设计毕业设计（论文）

1、上料机液压系统设计毕业设计（论文） 上料机液压系统设计摘 要现代机械一般多是机械、电气、液压三者紧密联系，结合的一个综合体。液压传动与机械传动、电气传动并列为三大传统形式，液压传动系统的设计在现代机械的设计工作中占有重要的地位。因此，液压传动课程是工科机械类各专业都开设的一门重要课程。它既是一门理论课，也与生产实际有着密切的联系。为了学好这样一门重要课程，除了在教学中系统讲授以外，还应设置课程设计教学环节，使学生理论联系实际，掌握液压传动系统设计的技能和方法。液压传动课程设计的目的主要有以下几点： 1、综合运用液压传动课程及其他有关先修课程的理论知识和生产实际只是，进行液压传动设计实践，是理论

2、知识和生产实践机密结合起来，从而使这些知识得到进一步的巩固、加深提高和扩展。 2、在设计实践中学习和掌握通用液压元件，尤其是各类标准元件的选用原则和回路的组合方法，培养设计技能，提高学生分析和嫁接生产实际问题的能力，为今后的设计工作打下良好的基础。3、通过设计，学生应在计算、绘图、运用和熟悉设计资料（包括设计手册、产品样本、标准和规范）以及进行估算方面得到实际训练。目 录1任务分析112方案选择222 3总体设计3 3.1 负载分析3载 3 载 3 惯性负载 33.2 速度负载图 43.3 主要参数的确定5 力 5 液压缸尺寸 5 活塞杆稳定性 5 液压缸最大流量 5 工况图 6 其他参数 7

3、 3.4 液压系统图的拟订8 3.5 液压元件的选择10和电机的选择 10 阀类元件及辅助元件的选择 10 12失的确定 12 系统的发热与温升 14参考文献151 任务分析1.1 系统机构的主要构成机构不断地将材料从低的位置运到高的位置，然后又回到起始位置重复上一次的运动。其结构如图1.1所示，滑台采用V形导轨，其导轨面的夹角为90度，滑台与导轨的最大间隙为2mm，工作台和活塞杆连在一起，在活塞杆的作用下反复做上下运动。图1.1 上料机构示意图2 任务分析 系统总共承受的负载为6500N，所以系统负载很小，应属于低压系统。系统要求快上速度大于38m/min,慢上的速度大于9m/min,快下的

4、速度大于58m/min，要完成的工作循环是：快进上升、慢速上升、停留、快速下降。但从系统的用途可以看出系统对速度的精度要求并不高，所以在选调速回路时应满足经济性要求。 2 方案选择2.1 方案的拟定2.11供油方式 从系统速度相差很大可知，该系统在快上和慢上时流量变化很大，因此可以选用变量泵或双泵供油。2.12调速回路 由于速度变化大，所以系统功率变化也大，可以选容积调速回路或双泵供油回路。2.13速度换接回路 由于系统各阶段对换接的位置要求不高，所以采用由行程开关发讯控制二位二通电磁阀来实现速度的换接。2.14平衡及锁紧 为了克服滑台自重在快下过程中的影响和防止在上端停留时重物下落，必需设置

5、平衡及锁紧回路。根据上述分析，至少有两种方案可以满足系统要求。（1） 用变量泵供油和容积调速回路调速，速度换接用二位二通电磁阀来实现，平衡和锁紧用液控单向阀和单向背压阀。系统的机械特性、调速特性很好，功率损失较小，但是系统价格较贵。（2） 用双泵供油，调速回路选节流调速回路，平衡及锁紧用液控单向阀和单向背压阀实现。系统的机械特性、调速特性不及第一种方案，但其经济性很好，系统效率高。综上所述，考虑到系统的流量很大，变量泵不好选，第二种方案的经济性好，系统效率高，因此从提高系统的效率，节省能源的角度考虑，采用单个定量泵的、供油方式不太适，宜选用双联式定量叶片泵作为油源，所以选第二种方案。3 总体设

6、计3.1 负载分析 工作负载 磨擦负载由于工件为垂直起升，所以垂直作用于导轨的载荷可由其间隙和结构尺寸可根据公式计算出滑台垂直作用于导轨的压力约为120N，取则有：静摩擦负载 动磨擦负载 、惯性负载加速 减速 制动 反向加速 反向制动 根据以上计算，考虑到液压缸垂直安放，其重量较大，为防止因自重而下滑，系统中应设置平衡回路。因此在对快速向下运动的负载分析时，就不考虑滑台2的重量。则液压缸各阶段中的负载如表3.1所示（）。表3.1 液压缸各阶段负载工况计算公式总负载 F/N缸推力 F/N启 动6533.947180.15加 速7445.548181.91快 上6516.977161.51减 速5

7、764.836334.98慢 上6516.977161.51制 动6340.546536.63反向加速1476.151521.80快 下16.9718.65制 动1442.211584.853.2 负载图和速度图的绘制按照前面的负载分析结果及已知的速度要求、行程限制等，绘制出负载图及速度图如图.1所示。图3.1 液压缸各阶段负载和速度3.3液压缸主要参数的确定 、初选液压缸的工作压力压缸的尺寸按标准取：80mm。根据快上和快下的速度比值来确定活塞杆的直径：按标准取：45mm。所以液压缸的有效作用面积为：无杆腔面积 有杆腔面积 、活塞杆稳定性校核因为活塞杆总行程为450mm，而且活塞杆直径45

8、mm， 10 10,不需要进行稳定性校核。、求液压缸的最大流量、绘制工况图表3.2工作循环中各个工作阶段的液压缸压力、流量和功率工况压力流量功率P/W快上163211.005013.06慢上16340.91952.48快下00054226.7820.51由此表绘出液压缸的工况图，如图3.2所示。钢筒壁及法兰的材料选45钢，活塞杆材料选Q235。液压缸的内径D和活塞杆直径d都已在前面的计算中算出，分别为80mm和45mm。 液压缸其它参数的选择 所以取。（3）活塞的宽度的确定 取B 0.7D 56mm（4）活塞杆长度的确定活塞杆的长度活塞杆的长度应大于最大工作行程、导向长度、缸头、缸盖四者长度之

9、和。既L+H+ 450+95+78+32 655mm.但是为了使其能够工作，必须和工作台连接，所以还应支出一部分。考虑实际工作环境和连接的需要，取这部分长度为50mm.所以液压缸的总长 655+50 705mm.液压系统图的拟定，主要是考虑以下几个方面的问题：、供油方式 从工况图分析可知，该系统在快上和快下时所需流量较大，且比较接近。在慢上时所需的流量较小，因此从提高系统的效率，节省能源的角度考虑，采用单个定量泵的供油是不合适的，宜选用双联式定量叶片泵作为油源。、调速回路 由工况图可知，该系统在慢速时速度需要调节，考虑到系统功率小，滑台运动速度低，工作负载变化小，所以采用调速阀的回油节流调速回

10、路。、调速换接回路 由于快上和慢上之间速度需要换接，但对换接的位置要求不高，所以采用由行程开关发讯控制二位二通电磁阀来实现速度的换接。、平衡及锁紧 为防止在上端停留时重物下落和在停留斯间内保持重物的位置，特在液压缸的下腔（无杆腔）进油路上设置了液控单向阀；另一方面，为了克服滑台自重在快下过程中的影响，设置一单向背压阀。 本液压系统的换向阀采用三位四通Y型中位机能的电磁换向阀。拟定系统如图3.3：系统工作过程：快上时，电磁阀2有电，两泵同时工作，液压油经过电换向阀6、液控单向阀7、背压阀8，流入无杆腔，再经过单向电磁阀9、换向阀6回油箱。慢上时，活塞走到420mm处，压下行程开关，行程阀3，4换

11、接，同时使电磁3有电，大流量泵经过它卸荷，只有小流量泵供油，调速阀10调节回油。工作太速度下降。快下时，行程阀复位，电磁阀1有电，双泵同时供油，经过换向阀6（左位）、调速阀10、背压阀8、液控单向阀7、换向阀6回到油箱。3.5 液压元件的选择压泵的型号及电机功率液压缸在整个工作循环中最大工作压力为1.63MPa，由于该系统比较简单，所以取其压力损失0.4MPa，所以液压泵的工作压力为两个液压泵同时向系统供油时，若回路中的泄漏按10%计算，则两个泵总流为，慢进时液压缸所需流量为40.19L/min，所以，高压泵的输出流量为44.209L/min。根据以上压力和流量的数值查产品目录，选用RV2R3

12、4的双联叶片泵，前泵输出流量47ml/r, 后泵输出流量200ml/r，额定压力为14MPa，容，所以驱动该泵的电动机的功率可由泵的工作压力 2.03MPa 和输出流量 970r/min 求出：查看电机产品目录、拟选用电动机的型号为Y160L-6,功率为11000W，额定转速为970r/min。、选择阀类元件及辅助元件油管的确定：可按公式：快退时候流量最大为226.78l/min,V取10m/s计算本油路系统中出油口采用内径为25mm，外径为34mm的紫铜。表3.3 元件的型号及规格序号名称通过流量根据流量选择型号及规格1滤油器400XUA4030FS2双联叶片泵44.209/195.249P

13、V2R24（47/200）3单向阀200CIT-10-35-504行程阀（二位二通）20022EF3-E10B5溢流阀144.43Y2-Ha32L6三位四通电液换向阀239.458H-1WEH7液控单向阀239.458CT1-10B8单向顺序阀239.458AXF3-20B9二位二通电磁换向阀22EF3-E10B10单向调速阀239.458MSA30EF25011电动机Y90S-6油箱：油箱容积根据液压泵的流量计算，取其体积V （24），即取V 3247 741 L取800L油箱的三个边长在1：1：11：2：3范围内，设定油箱可以设计为L 1100mm,D 910mm,H 800mm。由于油箱

14、选择容量时系数偏大，就把油箱壁厚包括在以上的计算出的长度中。 油箱容量大于400ml，壁厚取5mm，油箱底部厚度取8MM，箱盖应为壁厚的3倍，取15mm。为了增加油液的循环距离，使油液有足够的时间分离气泡，沉淀杂质，消散热量，所以吸油管和回油管相距较远，并且中间用隔板隔开，油箱底应微微倾斜以便清洗。由于油箱基本装满油，隔板高取液面高的3/4，取为600mm.其他油箱辅助元件和油箱结构见油箱的结构设计见零件图3.6 液压系统的性能验算失及调定压力的确定根据计算慢上时管道内的油液流动速度约为0.50m/s，通过的流量为1.5L/min，数值较小，主要压力损失为调整阀两端的压降；此时功率损失最大；而

15、在快下时滑台及活塞组件的重量由背压阀所平衡，系统工作压力很低，所以不必验算。所以有快进做依据来计算卸荷阀和溢流阀的调定压力，由于供油流量的变化，快进时液压缸的速度为此时油液在进油管中的流速为（1）沿程压力损失 首先要判别管中的流态，设系统采用N32液压油。室温为20时，动力粘度，所以有：，管中为层流，则阻力损失系数，若取进、回油管长度均为2m，油液的密度为，则其进油路上的沿程压力损失为（2）局部压力损失 局部压力损失包括管道安装和管接头的压力损失和通过液压阀的局部压力损失，前者视管道具体安装结构而定，一般取沿程压力损失的10；而后者则与通过阀的流量大小有关，若阀的额定流量和额定压力损失为和，则

16、当通过阀的流量为q时的阀的压力损失式为因为25mm通径的阀的额定流量为260L/min，所以通过整个阀的压力相比14MPa很小，且可以忽略不计。同理，快上时回油路上的流量，则回油路油管中的流速。由此可计算出（层流），,所以回油路上沿程压力损失为: 3）总的压力损失 同上面的计算所得可求出 （4）压力阀的调定值背压阀的调定压力以平衡滑台自重为根据，即, 取。、系统的发热与温升根据以上的计算可知，在快上时电动机的输入功率为；慢上时的电动机输入功率为；而快上时其有用功率为；慢上时的有效功率为1091.83W；所以慢上时的功率损失为1026.51W，略小于快上时的功率损失713.05W，现以较大的值来校核其热平衡，求出发热温升。油箱的三个边长在1：1：11：2：3范围内，则散热面积为假设通风良好，取，由于升降台在上升后有时间停留，在快下后也有上料上时间要停留，综合考滤取其工作时理论的油温升的1/4作油箱的温升，所以油液的温升为室温为