板料折彎機液壓課程設計

1、板料折彎機液壓課程設計 攀枝花學院本科課程設計（論文） 1 任務分析 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(huán)為：快速下降、慢速加壓（折彎）、快速退回。給定條件為： 折彎力 1.75?106N 滑塊重量 1.95?104N 快速空載下降 行程 175mm 速度（v1） 22mm/s 慢速下壓（折彎） 行程 30mm 速度（v2） 12mm/s 快速回程 行程 205mm 速度（v3） 50mm/s 1.2任務分析 根據(jù)滑塊重量為1.95?104N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

2、啟動、制動時間為?t?0.2s。折彎機滑塊上下為直線往復運動，且行程較?。?75mm）,故可選單 桿液壓缸作執(zhí)行器,且液壓缸的機械效率?cm?0.91。因為板料折彎機的工作循環(huán)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(zhuǎn)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(xiàn)快速回程。中位時實現(xiàn)液壓泵的卸荷，工作在右位時實現(xiàn)液壓泵的快速和工進。其工進速度由一個調(diào)速閥來控制?？爝M和工進之間的轉(zhuǎn)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(chǎn)生

3、動作，實現(xiàn)由快進到工進的轉(zhuǎn)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 1 攀枝花學院本科課程設計（論文） 1 任務分析 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(wěn)。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(jié)流閥來調(diào)節(jié)，此時換向閥處于中位。當卸壓到一定壓力大小時，換向閥再換到左位，實現(xiàn)平穩(wěn)卸荷。為了對油路壓力進行監(jiān)控，在液壓泵出口安裝一個壓力表和溢流閥，同時也對系統(tǒng)起過載保護作用。因為滑塊受自身重力作用，滑塊要產(chǎn)生下滑運動。所以油路要設計一個液控單

4、向閥，以構成一個平衡回路，產(chǎn)生一定大小的背壓力，同時也使工進過程平穩(wěn)。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 2 方案的確定 攀枝花學院本科課程設計（論文） 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(zhí)行元件的速度不斷變化的要求。因此可以選用變壓式節(jié)流調(diào)速回路和容積式調(diào)速回路兩種方式。 2.1.1變壓式節(jié)流調(diào)速回路 節(jié)流調(diào)速的工作原理，是通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(zhí)行元件或自執(zhí)行元件流出的流量來調(diào)節(jié)其速度。變壓式節(jié)流調(diào)速的工作壓力隨負載

5、而變，節(jié)流閥調(diào)節(jié)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(wěn)性都比較差，可使用比例閥、伺服閥等來調(diào)節(jié)其性能，但裝置復雜、價格較貴。優(yōu)點：在主油箱內(nèi)，節(jié)流損失和發(fā)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(wěn)性要求不高的場合。 2.1.2容積調(diào)速回路 容積調(diào)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變執(zhí) 件的運動速度。優(yōu)點：在此回路中，液壓泵輸出的油液直接進入執(zhí)行元件中，沒有溢流損失和節(jié)流損失，而且工作壓力隨負載

6、的變化而變化，因此效率高、發(fā)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(yōu)缺點比較，泵缸開式容積調(diào)速回路和變壓式節(jié)流調(diào)回路相比較，其速度剛性和承載能力都比較好，調(diào)速范圍也比較寬工作效率更高，發(fā)熱卻是最小的?？紤]到最大折彎力為2.25?106N，故選泵缸開式容積調(diào)速回路。 3 攀枝花學院本科課程設計（論文） 3 負載與運動分析 3 負載與運動分析 要求設計的板料折彎機實現(xiàn)的工作循環(huán)是：快速下降彎) 慢速下壓(折 快速退回。主要性能參數(shù)與性能要求如下：折彎力F?1.75?106N；板 料折彎機的滑塊重量G?1.95?104N；快速空載下降速度 ，

7、工作下壓速度 v2?12mm/s?0.012m/s，快速回程速度v3?50mm/s?0.05m/s，板料折彎機快 速空載下降行程L1?175mm=0.175m，板料折彎機工作下壓行程 L2?30mm=0.03m，板料折彎機快速回程：H=205mm=0.205m；啟動制動時間 ?t?0.2s，液壓系統(tǒng)執(zhí)行元件選為液壓缸。液壓缸采用V型密封圈，其機械效率 ?v ?cm?0.91。由式 Fm?m ?t 式中 m工作部件總質(zhì)量 ?v快進或快退速度 ?t運動的加速、減速時間 ?vG?v1.95?1040.022 求得慣性負載 Fm下?m?219N ?tg?t9.80.2再求得阻力負載 靜摩擦阻力 Fsf

8、?0.2?1.95?104?3900N 動摩擦阻力 Ffd?0.1?1.95?104?1950N 表3.1 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F/?cm 起動 加速 快進 工進 快退 F?Fsf 3900 2169 1950 1751950 11950 4286 2384 2143 1925220 2143 F?Ffd?Fm F?Ffd F?Ffd?F F?Ffd 注:液壓缸的機械效率取?cm?0.91 4 攀枝花學院本科課程設計（論文） 4 負載圖和速度圖的繪制 4 負載圖和速度圖的繪制 負載圖按上面數(shù)據(jù)繪制，如下圖a)所示。速度圖按己知數(shù)值v1?22m

9、m/s,v2?12mm/s,v3?50mm/s,L1?175mm,L2?30mm,快速回程L3? 205mm 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 攀枝花學院本科課程設計（論文） 5 液壓缸主要參數(shù)的確定 5 液壓缸主要參數(shù)的確定 由表11-2和表11-3可知，板料折彎機液壓系統(tǒng)在最大負載約為193KN時工作壓力P將液壓缸的無桿腔作為主工作腔，考慮到缸下行時，滑塊自1?30MPa。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。 A1? Fmax1925220 ?0.071m2 6 ?cm?p10.91?30?10 液壓缸內(nèi)

10、徑： D? 4?A1 ? ? 4?0.071 ? ?0.3m?300mm 按GB/T2348-2001，取標準值D=320mm=32cm 根據(jù)快速下降與快速上升進的速度比確定活塞桿直徑d: V快上D250 ?2?2.3?d?225.5mm?22.55cm 2 V快下D?d22取標準值d=220mm=22cm 4 則：無桿腔實際有效面積A1? 有桿腔實際有效面積A2? ? 4 D2? 2 ? 4 ?322?803.8cm2 ? ?D 4 ?d2? ? ? 4 ?322?222?424.1cm2 ? 液壓缸在工作循環(huán)中各階段的壓力和流量計算見表5.1。 表5.1 各階段的壓力和流量 6 攀枝花學院

11、本科課程設計（論文） 5 液壓缸主要參數(shù)的確定 液壓缸在工作循環(huán)中各階段的功率計算見表5.2 根據(jù)以上分析與計算數(shù)據(jù)處理可繪出液壓缸的工況圖5.1： 7 攀枝花學院本科課程設計（論文） 5 液壓缸主要參數(shù)的確定 圖5.1 液壓缸的工況圖 8 攀枝花學院本科課程設計（論文） 6 系統(tǒng)液壓圖的擬定 6 系統(tǒng)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(diào)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(zhuǎn)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

12、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(xiàn)速度失控的現(xiàn)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(tǒng)工作時壓力恒定，在泵的出口設置一個溢流閥，來調(diào)定系統(tǒng)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； （7）為使液壓缸在壓制時不至于

13、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(diào)定壓力時，壓力繼電器發(fā)出電信號，控制電磁閥實現(xiàn)保壓； 綜上的折彎機液壓系統(tǒng)原理如下圖： 9 攀枝花學院本科課程設計（論文） 6 系統(tǒng)液壓圖的擬定 圖6.1折彎機液壓系統(tǒng)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10-調(diào)速閥 11-單向閥 12-壓力繼電器 10 攀枝花學院本科課程設計（論文） 7 液壓元件的選擇 7 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(xiàn)在加壓壓制階段時P1?26.3MP

14、a，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?P?0.5。所以泵的最高工作壓力MPa Pp?0.5?26.3?26.8MP。a 液壓泵的最大供油量qp按液壓缸最大輸入流量（106.1L/min）計算，取泄 漏系數(shù)K=1.1,則qp?1.1?106.1?116.71。 根據(jù)以上計算結果查閱機械設計手冊表23.5-44，選用規(guī)格為A7V型斜軸式軸向柱塞泵，其額定壓力P=35MPa，排量為80mL/r,額定轉(zhuǎn)速為2100r/min，流量為q=112.5L/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26.3+0.5=26.8MPa，流量為1.1

15、?57.9?63.69L/min,取泵的總效率?0.85，則液壓泵的驅(qū)動電機所要的功率為P?pp?qp 60?26.8?63.69?33.47KW， 60?0.85 根據(jù)此數(shù)據(jù)按JB/T9619-1999，選取Y225M-6型電動機，其額定功率P?35KW，額定轉(zhuǎn)速2100r/min,按所選電動機的轉(zhuǎn)速和液壓泵的排量，液壓泵最大理論流量qt?n?V?2100r/min?60mL/r?126L/min，大于計算所需的流量116.71L/min，滿足使用要求。 7.2 閥類元件及輔助元件 根據(jù)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(guī)格，結果見表

16、7.1。 11 攀枝花學院本科課程設計（論文） 7 液壓元件的選擇 7.3 油管元件 各元件間連接管道的規(guī)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(shù)值不同，所以重新計算如表5.2，表中數(shù)值說明液壓缸壓制、快退速度v2, v3與設計要求相近，這表明所選液壓泵的型號，規(guī)格是適宜的。 12 攀枝花學院本科課程設計（論文） 7 液壓元件的選擇 表5.2 液壓缸在各個階段的進出流量 d2 v得由表中數(shù)值可知，當油液在壓力管中速度取5m/s時，按q?Av? ?4 d?2 .8?10-3 液壓缸進油路油管內(nèi)徑d進?2?0.

17、01196?11.96mm ?5?60 液壓缸回油路管內(nèi)徑d回?2?0.008m?8mm； 這兩根油管選用參照液壓系統(tǒng)設計簡明手冊P111，進油管的外徑 D?34mm，內(nèi)徑d?25mm，回油路管的外徑D?32mm，內(nèi)徑d?20mm。 7.4油箱的容積計算 容量V(單位為L)計算按教材式(7-8) : V?qP，由于液壓機是高壓系統(tǒng)， ?11。 所以油箱的容量 V?qP?11?63.69?700.59L， 而 700.59?0.8?875.7L 按JB/T7938-1999規(guī)定容積取標準值V?1000L. 7.5油箱的長寬高確定 因為油箱的寬、高、長的比例范圍是1：12：23，此處選擇比例是1：

18、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(yōu)點是維修調(diào)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(tǒng)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0.8L。因為推桿總行程為205mm，選取缸的內(nèi)腔長度為 360mm。忽略推桿所占的體積，則液壓缸的體積為 v缸?A1L?803.8?10?4?360?10?3?0.0289m3?28.9L 當液壓缸中油液注滿時，此時油箱中的液體體積達到最小為： V油min?800?28.9?0.8?

19、770L 13 攀枝花學院本科課程設計（論文） 7 液壓元件的選擇 則油箱中油液的高度為：H1?770?1000/(160?110)?44cm 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(yǎng)，取箱底離地的距離為200mm。 故可知，油箱的總長總寬總高為： 長為：l?l1?2t?(1100?2?4)mm?1108mm 寬為：w?w1?2t?(1600?2?4)mm?1608mm 高為：h?(h?200?4?4)mm?(770?4?200?4)mm?97

20、8mm1 7.6油箱底面傾斜度 為了更好的清洗油箱，取油箱底面傾斜度為： 1 ? 7.7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 ： ?q?2.5?(63.69?2.5)L/min?159.2L/min q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(wǎng)式吸油中過濾器： 表7.4 14 攀枝花學院本科課程設計（論文） 7 液壓元件的選擇 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

21、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： 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， ?2?q?2?63.69L/min?127.4L/min 即： q 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(shù)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?？紤]到鋼板的剛度，將其按在偏左邊的地方。 15 攀枝花學院本科課程設計（論文） 8 液壓系統(tǒng)性能的運算 8 液壓系統(tǒng)性能的運算 8.1 壓力損失和調(diào)定壓力的確定 由上述計算

22、可知，工進時油液流動速度較小，通過的流量為57.9L/min,主要壓力損失為閥件兩端的壓降可以省略不計?？爝M時液壓桿的速度 134.8?10?3 v1?1.67m/s，此時油液在進油管的速度?4A1803.8?10qp 134.8?10?3 v?4.57m/s 2?6A0.25?25?10?60qp 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(tài)，此系統(tǒng)采用N32號液壓油，室溫為200C時?1.0?10?4m2/s，所以有 Re?vd/?4.57?25?10?3/1?10?4?1142?2300 油液在管中的流動狀態(tài)為層流，則阻力損失系數(shù)?75/1142?0.066，若取進油和回

23、油的管路長均為2m，油液的密度為?890Kg/m3，則進油路上的沿程壓力損失為?p?1?l/d?/2?v2?0.066?2890?4.572?4.91?105Pa。 ?425?102 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qr和?qr，則當通過閥的流量為q時的閥的壓力損失?qr，由 q?134.8?p?pr?()2算得?P?0.5?0.354MPa小于原估算值0.5MPa,所以?qr?160?2

24、是安全的。 同理快進時回油路上的流量q2?q1A2134.8?424.1?71.1L/min則回油管 A1803.8 16 攀枝花學院本科課程設計（論文） 8 液壓系統(tǒng)性能的運算 71.1?10?3 路中的速度v?2.41m/s；由此可以計算出 60?0.25?252?10?6 751.38?25?10?3 （603<2300,所以為層流）; ?0.12,所Re?vd/?603Re1.0?10?4 以 回 油 路 上 的 沿 程 壓 力 損 失 為 28902?p?2?l/d?/2?v2?0.12?2.41?0.248Pa。 ?425?102 由上面的計算所得求出：總的壓力損失?p?p?

25、1?A2424.1?P?2?0.491?0.248?0.622MPa A1803.8 這與估算值有差異，應該計算出結果來確定系統(tǒng)中的壓力閥的調(diào)定值。 8.1.3壓力閥的調(diào)定值計算 由于液壓泵的流量大，在工進泵要卸荷，則在系統(tǒng)中卸荷閥的調(diào)定值應該滿足快進時要求，因此卸荷閥的調(diào)定值應大于快進時的供油壓力pp?F1925220?p?0.622?3.02MPa，所以卸荷閥的調(diào)定壓力值應該取A1803.8 3.02MPa為好。溢流閥的調(diào)定壓力值應大于卸荷閥的調(diào)定壓力值0.30.5MPa，所以取溢流閥的調(diào)定壓力值為3.5MPa。背壓閥的調(diào)定壓力以平衡板料折變機的自重，即p背?F?1.95?104/424.

26、1?10?4Pa?0.46MPa A2 8.2 油液溫升的計算 在整個工作循環(huán)中，工進和快進快退所占的時間相差不大，所以，系統(tǒng)的發(fā)熱和油液溫升可用一個循環(huán)的情況來計算。 8.2.1快進時液壓系統(tǒng)的發(fā)熱量 快進時液壓缸的有效功率為：P0?Fv?219?0.022?4.82W?0.0048KW 2994?219?10?3/60泵的輸出功率為：Pi?12.9W?0.0133KW ?0.85pq 因此快進液壓系統(tǒng)的發(fā)熱量為： Hi?PKW i?P0?0.0129?0.0048?0.0081 17 攀枝花學院本科課程設計（論文） 8 液壓系統(tǒng)性能的運算 8.2.2 快退時液壓缸的發(fā)熱量 快退時液壓缸的有效功率為：P?0.050?119.2W 0?Fv?2384 0.062?106?10?3/60泵的輸出功率Pi?154.6W ?0.85pq 快退時液壓系統(tǒng)的發(fā)熱量為： Hi?Pi?P0?154.6?119.2?0.0354KW 8.2.3壓制時液壓缸的發(fā)熱量 壓制時液壓缸的有效功率為：P0?Fv?1925220?0.012?23102.7W?23.103