上料机液压系统设计毕业论文

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，是理论知识和生产实践机密结合起来，从而使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。 11.1系统机构的主要构成 1 22.1方案的拟定 2 2 33.1负载分析 33.1.1工作负载 3.1.2摩擦负载 33.1.3惯性负载 33.2速度负载图 4 53.3.1工作压力 53.3.2液压缸尺寸 53.3.3活塞杆稳定性 53.3.4液压缸最大流量 53.3.5工况图 63.3.6其他参数 73.4液压系统图的拟订 83.5液压元件的选择 3.5.1液压泵和电机的选择 3.5.2阀类元件及辅助元件的选择 3.6液压系统性能的验算 3.6.1压力损失的确定 3.6.2系统的发热与温升 1任务分析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…起，在活塞杆的作图1.1上料机构示意图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2.11供油方式2.12调速回路2.13速度换接回路2.14平衡及锁紧2.2方案的确定3.1.1工作负载3.1.2磨擦负载静摩擦负载动磨擦负载3.1.3、惯性负载加速减速制动反向加速反向制动Fs=F=1459.18N表3.1液压缸各阶段负载总负载F/N反向加速3.2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3.1所示。3.3液压缸主要参数的确定根据分析此设备的负载不大，按类型属机床类，所以初选液压缸的工作压力为2.0MPa1.3.2计算液压缸的尺寸根据快上和快下的速度比值来确定活塞杆的直径：所以液压缸的有效作用面积为：无杆腔面积有杆腔面积因为活塞杆总行程为450mm,而且活塞杆直径45mm,,不需要进行稳定性校核。3.3.4、求液压缸的最大流量9上P=50.24×10*m²×42m/minq3.3.5、绘制工况图工作循环中各个工作阶段的液压缸压力、流量和功率如表3.2所示表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快上慢上快下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图3.2系统工况图3.3.6液压缸其它参数的选择(1)活塞的最大行程L已由要求给定为450mm。(2)小导向长度当活塞杆全部外伸时，从活塞支承面中点到导向套滑动面中点的距离称为最小导向长度H。如果导向长度过小，将使液压缸的初始挠度增大，影响液压缸的稳定性，因此设计时必须保留有一最小导向长度。对于一般的液压缸，当液压缸的最大行程为L,缸筒直径为D时，最小导向长度所以取H=95。(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L活塞杆的长度应大于最大工作行程、导向长度、缸头、缸盖四者长度之和。既L≥L+H+La+Lx=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L=655+50=705mm.3.4液压系统图的拟定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，采由工况图可知，该系统在慢速时速度需要调节，考虑到系统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: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。8图3.3液压系统原理图3.5液压元件的选择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RV2R34的双联叶片泵，前泵输出流量(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。根据系统的工作压力和通过各个阀类元件和辅助元件的流量，可选出这些元件的型号及规格如表3.3所示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。序号名称通过流量根据流量选择型号及规格1滤油器2双联叶片泵3单向阀4行程阀(二位二通)5溢流阀6三位四通电液换向阀7液控单向阀8单向顺序阀9二位二通电磁换向阀单向调速阀电动机油箱容积根据液压泵的流量计算，取其体积V=(2～4)q,,即取V=3×247=741L取800L油箱的三个边长在1:1:1～1:2:3范围内，设定油箱可以设计为油箱容量大于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3.6.1压力损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Re=vd/v=8.157×25×10³/1.0×10⁴=2039<2320,管中为层流，则阻力损失系数λ=75/Re=75/2039=0.037,若取进、回油管长度均为2m,油液的密度为p=890Kg/m³,则其进油路上的沿程压力损失为程压力损失的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Re=vd/v=5.6×25×10³/1.0×10*=1400<2320(层流),λ=75/Re=0.054,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，即根据以上的计算可知，在快上时电动机的输入功率为有效功率为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1:1:1～1:2:3范围内，则散热面积为假设通风良好，取h=15×10-³KW/(m²●℃),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