打包机液压系统设计2.docx
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打包机液压系统设计2
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XX大学
毕业设计（论文）
设计（论文）题目：
打包机液压系统设计
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前言
液压设备机械基础课程设计是《液压设备机械基础》课程教学中综合性和实践性较强的教学环节，是理论联系实际的桥梁，是学生体察工程实际问题复杂性，学习初次尝试液压机械设计。
液压设计不同于平时的作业，在设计中需要同学独立自主的解决所遇到的问题、自己做出决策，根据老师给定的设计要求自己选择方案、查取数据、进行过程和设备的设计计算，并要对自己的选择做出论证和核算，经过反复的比较分析，择优选定最理想的方案和合理的设。
1.打包机的简介
金属废屑打包机主要用于将各种金属废屑（铸铁屑，铜屑，铝屑等）通过特制模具压制成块，极大方便了金属废屑的运输处理，是钢铁厂，有色金属厂，冶炼厂的理想设备。
若配上，刃模等辅具，还可用于剪切及精度要求不很高的校正、压装、成型、拉伸及一般用途的压力加工，压块机采用液压传动，工作平稳，噪音小，采用点动单次连续工作转换，自动化程度好，操作方便，生产效率高
金属废屑打包机主要由机械系统（主机部分），电气系统，液压系统组成。
压料油缸固定在上横梁上，压料油缸活塞杆用内螺纹与上模联接，上模在主油缸的驱动下作往复直线运动。
压料油缸为组合式油缸，由活塞式单作用，主油缸和快速工进油缸组成，快速工进油缸为活塞式双作用油缸，其内部装有活塞，导套，密封件等。
底座兼作工作平台，上面装有下模具和推料机构，推料油缸为后塞式双作用油缸，才用前法兰结构固定在机架左侧，前端与滑模体联接，滑模体在下模的出料槽内，可在槽内滑动，可作压料时作垫板。
出料时推料出槽。
其基本工作原理为：
从料斗内向下模内加入金属废屑，按压上模下行按钮，上模下行对金属废屑进行压缩达到系统调定压力（由时间继电器调定）后卸荷，推料油缸回程到位。
上模下行将压缩成型后的金属屑屑块下压到出料槽内，推料油缸前进将金属屑块推出槽内，完成一个工作循环。
此液压系统由油箱，泵站，阀站等组成。
系统分推料油路和分压油路。
①为完成一般压制工艺，要求主缸（压料油缸）驱动上模实现实现快速下行——慢速加压——保压延时——回程——停止的工作循环，要求推料油缸驱动下模的滑模体实现前进推出——回程——停止的工作循环。
②液压系统中的压力要经常变换和调节并能产生较大的压制力（吨位）以满足工作要求。
③流量大，功率大，空行程和加压行程速度差异很大，因此要求功率利用合理，工作平稳性和安全可靠性高。
2.液压设计系统计算
根据计算要求主2压油缸最大压制力为2500KN，最大行程为400mm；快进缸最大压制力500000N；推料油缸最大推力为55KN，最大行程为200mm。
上模自重为5KN，最大伸出速度为7.4m/s，快进、快退约为4.5m/s,启动换向时间为0.05s。
单工作循环时间12秒（不计辅助时间），压制屑块尺寸为φ120100。
2.1工况分析
2.1.1.主油缸工况分析
首先根据已知条件，计算各阶段的外负载。
主液压缸所受外负载F包括三种类型，即：
F=Fw+Ff+Fa
式中Fw——工作负载，对于液压系统来说，即为沿活塞运动方向的压制力；
Fa——运动部件速度变化时的惯性负载；
Ff——导轨摩擦阻力负载，启动时为静摩擦阻力，启动后为动摩擦阻力，对于平导轨Ff可由下式求得
=；
G——运动部件重力；
——垂直于导轨的工作负载；
——导轨摩擦系数，在本例中静摩擦系数为0.2，动摩擦系数为0.1，则求得
上式中为静摩擦阻力，为动摩擦阻力。
式中——重力加速度
——加速或减速时间，一般=0.01-0.5s
——时间内的速度变化量。
在本例中
表一、主油缸工作循环各阶段的外负载
工作循环
外负载F（N）
启动、加速
1765
快进
500
慢速加压
快退
500
2.1.2.快进缸工况分析
同主油缸，计算各阶段的外负载。
Fw=550000N
表二、快进缸工作循环各阶段的外负载
工作循环
外负载F（N）
启动、加速
1765
快进
500
慢速加压
500500
快退
500
2.1.3.推料缸工况分析
Fw=55000N
表三、推料缸工作循环各阶段的外负载
工作循环
外负载F（N）
启动、加速
1510
快进
500
慢速加压
55500
快退
500
2.2拟订液压系统原理图
2.2.1确定供油方式
考虑到该打包机的主油缸，在工作加压时负载较大，速度较低。
而在快进、快退时负载较小，速度较高，泵源系统选用变量泵供油或双泵供油。
推料缸工作时负载较小，速度较低。
而在快进、快退时负载较小，速度较低，选用齿轮泵。
2.2.2调速方式的选择
在小型的液压系统中，慢速加压速度的控制一般采用溢流阀。
根据液压机系统工作时对低系统性能和速度负载特性有一定要求的特点，决定采用柱塞式变量泵。
这种调速回路具有效率高、发热小和速度刚性好的特点。
2.2.3速度换接方式的选择
本系统采用电磁阀的快慢换接回路，它的特点是结构简单、调节行程比较方便，阀的安装也容易，但速度换接的平稳性较差。
若要提高系统的换接平稳性，则可改用行程阀切换的速度换接回路。
2.2.4夹紧回路的选择
考虑到加压时间可调节和当进回路瞬时下降时仍能保持加紧力，所以接入节流阀和单向阀保压。
最后把所选择的液压回路组合起来，即组合成以下原理图。
动作
Yv1
Yv2
Yv3
Yv4
压力继电器
系统卸荷
-
-
-
-
-
主缸快速前进
+
-
-
-
-
主缸慢速加压
+
-
-
-
-
保压
+
-
-
-
+
主缸回程
-
+
-
-
-
推料缸前进
-
-
-
+
-
推料缸回程
-
-
+
-
-
表四：
系统图中各电磁铁动作顺序见下表
2.3液压原理分析
2.3.1主缸活塞块快速下行
启动变量泵和齿轮泵，并令Yv1得电，电磁阀23的左位接入系统，使阀11也在左位工作，来自变量泵的压力油经阀9，11，进入快进缸上腔，同时通过阀23、21，下腔回油经阀11，流回油箱，这时主缸活塞连同上滑块在自重作用下快速下行，这时虽变量泵输出最大流量，但主缸上腔仍因油液不足而形成负压，吸开充液阀21，充液油箱的油便补入主缸上腔。
2.3.2主缸慢速加压
YV1仍得电，电磁阀23左位接入系统，是阀在左位工作，来自变量泵的压力油经阀9、11进入快进缸上腔，同时通过阀23、25，进入主油缸上腔，下腔回油经阀11，流回油箱。
2.3.3保压延时
当主缸上腔油压增加使油路压力达到压力继电器8的调定值时Yv1仍得电，主缸上腔的高压油被活塞环封闭，同时电气元件时间继电器开始延时2.5s。
2.3.4主缸回程
主缸完成一次下行的动作后，YV2得电，YV1断电，阀23右腔接入系统，阀11右腔即在工作状态，主缸上腔油压降到一定数值以下时，活塞带动上模快速回程，回油经阀20，11流回油箱。
2.3.5推料缸的前进
液压系统YV1、YV2失电，主缸停止，使YV4得电，，阀24控制阀16右腔接入工作状态，压力油进入推料缸左腔，推到推料缸活塞克服阻力前进，右腔经阀16回油，使推料缸前进到位
2.3.6推料缸回程
YV4失电，YV3得电，阀16左腔接入工作状态，压力油进入推料缸右腔，左腔经阀16回油，使推料缸前进到位
2.4确定液压缸的主要参数
2.4.1.初选液压缸的工作压力
由负载值的大小，查以下表五
设备类型
精加工机床
半精加工机床
粗加工或重机床
小型工程机械
液压机大中型挖掘运输机械
工作压力P/Mpa
0.8—2
3—5
5—10
10—16
20—32
取：
主液压缸工作压力为22Mpa
快进缸的工作压力为13Mpa
推料缸的工作压力为9Mpa
2.4.2.确定液压缸的主要结构参数
2.4.2.1液压缸内径
由以上表可以看出
快进缸的最大负载为慢速加压时F2=494000N
推料缸的最大负载为顶出料时F3=55500N
则：
1）主油缸
2）快进缸
3）推料缸
查设计手册，按液压缸的内径系列表将以上计算值圆整为标准直径，
取：
D1=450mm
D2=220mm
D3=90mm
2.4.2.2柱塞杆直径
1）主油缸
=见《机械设计手册5》43-229
δ为速度比.
参照《机械设计手册》根据系统压力为22MPa.选δ=1.46.
=≈247mm
圆整后取d1=250mm
2）快进缸
=
==123mm
圆整后取d=125mm
3）推料缸
=
参照《机械设计手册》,根据系统压力P=9MPa,选δ=1.33
==44.8mm
圆整后取d=50mm
2.4.2.3液压缸无杆腔有效作用面积
1）主油缸
A1=
A1==1598㎠
2）快进缸
A=
A1==380㎠
3）推料缸
A==64㎠
2.4.4.4有杆腔有效作用面积
1）主油缸
A2=
A2==490㎠
2）快进缸
A2=
A2==123㎠
3）推料缸
A=
A==20㎠
2.5计算液压缸在各工作阶段所需的流量
（1）主油缸
（2）快进缸
（3）推料缸
2.6确定液压泵的流量、压力和选择泵的规格
液压泵是将原动机的机械能转换为液压能的能量转换文件，在液压传动中，油压泵作为动力元件向液压系统提供液压能。
液压系统的工作介质完全由液压源来提供，液压源的核心是液压泵。
本机的动作完成需设置两个两个泵体，分别为系统提供高、低压油，节流调速系统一般用定量泵供油，在无其他辅助油源条件下，液压泵的供油量要大于系统需油量，多余的油经溢流阀流回油箱，溢流阀同时起到控制并稳定油源压力的作用。
容积调速多用变量泵供油，用安全阀限定系统最高压力
2.6.1泵的工作压力的确定
考虑到正常工作中进油管路有一定的压力损失，所以泵的工作压力为
——液压泵最大工作压力；
——为执行元件最大工作压力
——进油管路中的压力损失，初算时简单系统可取0.2-0.5Mpa，复杂系统取0.5～.5Mpa，本例取0.5Mpa
=22+0.5=22.5Mpa
上述计算所得的Pp是系统的静态压力，考虑到系统在各种工况的过渡阶段出现的动态压力往往超过静态压力。
另外考虑到一定的压力储备量，并确保泵的寿命，因此选泵的额定压力应满足≥（1.25-1.6）。
中低压系统取小值，高压系统取大值。
在本例中=1.3Pp=29.25MPa.
2.6.2泵流量的确定
液压泵的最大流量应为
≥（）见《机械设计手册5》43-67.11
——液压泵的最大流量；
——同时动作的各执行元件所需流量之和的最大值；
——系数泄露系数，一般取1.1-1.3，现取KL=1.2；
≥（）=1.2×494L/min=592.8L/min
2.6.3选择液压泵的规格
根据以上得的和再查阅有关手册，现选用63YCY14-1B型柱塞泵。
2.7选择电动机型号
2.7.1择电动机型号
本金属废屑压块机在常温下连续工作,载荷平稳.由交流接触器自动控制油泵电机星形接法降压启动,三角形接法运行.且工作环境灰尘较多,故选用三相鼠笼式异步电动机.工作电压为380V.
2.7.2确定电动机功率
工作所需要功率:
=见《机械设计基础实训教程》P53
F------有效推力
---油缸效率.取ηw=0.96
=
=15.5kw
电动机功率
=见《机械设计基础实训教程》P53
电动机到液压缸的总效率为
η=见《机械设计基础实训教程》P53
查表得η1=0.96（V带传动）.η2=0.97（齿轮精度为八级）.η3=0.99（齿形联轴器）.
代入得:
η==0.84
=18.3kw
查表选电动机额定功率为18.5kw
2.7.3确定电动机转速
=见《机械设计手册5》⑥
v-----液压缸流速.
D-----泵接口直径.
=11.46r/min
查《机械设计手册》的传动比合理范围.取V带传动的传动比i=2~4.二级圆柱齿轮减速器传动比i=8~20.则总传动比合理范围为:
i=16~160.电动机转速可选范围为:
=183~1834（r/min）
符合这一范围的同步转速有750.1000.1500.1500r/min
表六：
方案
电动机型号
额定功率kw
电机转速
同步转速
满载转速
1
Y225S-8
18.5
750
730
2
Y180M-4
18.5
1500
1470
3
Y160L-2
18.5
3000
2930
4
Y200L1-6
18.5
1000
970
综合考虑减轻电动机及传动装置的重量和节约资金.选用第2方案.电动机带动变量
和定量泵工作,因此电动机选定型号为:
Y180M-4B35双出轴.其主要性能如下：
表七
电动机型号
额定功率kw
同步转速r/min
满载转速r/min
额定转矩
质量kg
Y180M-4B35
18.5
1500
1470
2.2
182
2.8液压阀的选择
选择液压阀主要根据工作压力和通过的流量。
本系统工作压力为26Mpa,所以液压阀都选择中，高压阀，溢流阀按液压泵最大流量选取，控制阀流量一般要选得比实际通过的流量要大一些，必要时也允许20%以内的短时间过流量。
表八:
序号
名称
选用规格
备注
1
溢流阀
YF-L20H4-S
P=16~32MPa
2
直通单向阀
DH-L32H2
3
三位四通电液换向阀
34BYK-L32H-T
4
三位四通电磁阀
5
溢流阀
YF-L10H1-S
P=8~12MPa
6
三位四通电液换向阀
34BYM-L20H-T
7
三位四通电磁阀
8
直通单向阀
XD2T-B20H2
P=10~16MPa
9
充液阀
CF2-H63B
2.9确定管道尺寸
2.9.1．变量泵
油管内径尺寸一般可参照选用的液压元件接口尺寸而定，也可按管路允许流速进行计算。
本系统主油路流量q=40L/min,压油管的允许流量取v=4m/s
则内径d为
若系统主油路流量按快退取q=115L/min,则可算得油管内径d=24.6mm。
综合诸因素，现取油管d为25mm。
吸油管同样可按上式计算
取
吸油管内径
2.9.2．定量泵
综合诸多因素，现取油管的内径d为12mm，吸油管同样可计算得d=17.9mm
取吸油管内径d为20mm.
3．液压系统性能验算
液压系统初步设计是在某些估计参数情况下进行的当各回路形式、液压元件及连接管路等完全确定后，针对实际情况对设计的系统进行各项性能分析。
对本系统来说主要是进一步确切的计算液压回路各段压力损失、容积损失及系统效率、压力冲击和发热温升。
根据分析计算发现问题对某些不合理设计进行重新调整。
3.1.液压系统压力损失
压力损失包括管路的沿程损失、管路的局部压力损失、和阀类元件的局部损失，总压力损失为：
++
3.1.1.沿程压力损失
沿程压力损失主要是上模快速下行时进油管路的压力损失。
此管长5m，管路内径为0.0246m，快速时通过的流量为8.2L/S。
选用20号机械系统损耗油，油密度为9.8Kg/.正常运转后油运动黏度为27mm/s.
油在管路中实际流速为：
=17.2/s
Re===15671>2300
油在管路中紊流状态。
其沿程阻力系数为：
按式：
----管道长度m见《机械设计手册5》43-60.16
d----管道内径m
ρ---液压油密度Kg/m
λ---沿程阻力系数
求沿程压力损失为：
3.1.2.局部压力损失
管路局部压力损失相对来说小得多，主要为控制阀局部压力损失，参看系统原理从变量泵到油缸，要经过顺序阀、电液换向阀及单向顺序阀。
电液阀额定流量为190L/min。
额定压力损失为0.3Mpa。
单向顺序阀额定流量为150L/min，额定压力损失为0.2Mpa.
见《机械设计手册5》43-60.17
Q---通过阀的实际流量m/s
--阀的额定压力损失Pa
Q----阀的额定流量m/s
=
=0.31+0.34+0.23）=0.88Mpa
从定量泵到上模快速下行油口要进过电液阀、单向顺序阀。
单向阀额定流量为250L/min，额定压力损失为0.2Mpa
通过各阀的局部压力损失之和为：
=0.65Mpa
变量泵出口压力P=22+0.88=22.88Mpa
定量泵出口压力P=9+0.65=9.65Mpa
由计算结果看，变量泵和定量泵实际出口压力距泵的额定压力还有一定量的压力裕度，所选的变量泵和定量泵是适合的。
3.2.液压系统发热温升计算
3.2.1.计算发热功率
液压系统的功率损失全部转化为热量
见《机械设计手册5》43-60.18
对本液压系统来说，Pr是整个工作循环中双泵的平均输入功率
Pr=见《机械设计手册5》43-60.19
T---工作循环周期
Z---投入工作的液压泵台数
P、Q、t---第I台泵实际输出压力、流量、工作时间
y---第I台泵实际输出效率
算得泵的平均输入功率为15.5KW
系统总输出功率
P=见《机械设计手册5》43-61.20
T、W、t---液压马达的外载转距、转速、工作时间
F--液压缸外载荷
S---驱动此载荷的行程
P=
=5Kw
总发热功率为P=（15.5-5）=10.5Kw
3.2.2.算散热功率
前面初步求得油箱的有效容积为1.12m
按V=0.8abh求得各边之积abh=
取a=1.4m、b、h分别为1m
油箱散热面积为：
A1.8=6.4m
油箱散热功率
=KA见《机械设计手册5》43-69.21
油箱散热系数。
查机械设计手册取K=16w/（mc）
---油温与环境温度之差。
取=35
P=16
由此可见，油箱的散热运动满足不了本系统的散热要求，管路散热是极小的，需要另设冷却器。
3.2.3.冷却器所需要冷却面积的计算
冷却器面积为：
A=见《机械设计手册5》43-69.22
K---传热系数。
用管式冷却器。
取K=1.6
--平均温升。
=
取油进入冷却器的温度T=60c,油流出冷却器的温度T=50C冷却水入口温度t=25c,冷却水出口温度t=30c。
则==27.5c
所需要冷却器的散热面积为
A==3.3m
考虑到冷却器长期使用时，设备腐蚀和油垢、水垢对传热的影响，冷却面积应该比计算的值大0.3倍，实际选用冷却器散热面积为
A=3.3=4.3m
4．液压站的设计
4.1.液压油箱的设计
液压油箱的作用是储存液压油、分离液压油中的杂质和空气，同时还起到散热的作用。
4.1.1．液压油箱有效容积的确定
液压油箱在不同的工作条件下，影响散热的条件很多，通常按压力范围来考虑。
液压油箱的有效容量V可概略地确定为：
在低压系统中（p≤2.5Mpa）可取：
=（2～4）
在中压系统中（p≤6.3Mpa）可取
=（5～7）
在中高压或高压大功率系统中（p≥6.3MPa）可取
=（6～12）
式中V——液压油箱有效容量；
——液压泵额定流量。
在此系统中取m=8
已知所选泵流量为（63+32）=95mL/r.每分钟排出的压力油体积为：
V=95140L=0.14m
V=m
查《机械设计手册》油箱公称容量系列。
取V=1250L
4.1.2.液压油箱的外形尺寸
液压油箱的有效容积确定后，需设计液压油箱的外形尺寸，一般尺寸比（长：
宽：
高）为1：
1：
1～1：
2：
3。
为提高冷却效率，在安装位置不受限制时，可将液压油箱的容量予以增大。
在此a=1258,b=1250,c=900。
在油箱的上盖或侧面可以安装液压泵、电动机以及其他液压元件。
4.1.3.液压油箱的结构
在一般设备中，液压油箱多采用钢板焊接的分离式液压油箱，很少采用机床床身底座作为液压油箱。
（1）隔板
1）作用增长液压油流动循环时间，除去沉淀的杂质，分离、清除水和空气，调整温度，吸收液压油压力的波动及防止液面的波动。
2）安装形式隔板的安装形式有很多种，可以设计成高出液压油面，使液压油从隔板侧面流过；还可以把隔板设计成低于液压油面，其高度为最低油面的2/3，使液压油从隔板上方流过。
3）过滤网的配置过滤网可以设计为将液压油箱内部一分为二，使吸油管与回油管隔开，这样液压油可以一次过滤。
过滤网通常使用50～100目左右的金属网。
（2）吸油管与回油管
1）回油管出口回油管形式有直口、斜口、弯管直口、带扩散器的出口等几种形式，斜口应用较多，一般为45°斜口。
为了防止液压波动，可以在回油管出口装扩散器。
回油管必须放置在液面以下，一般距液压油箱底面的距离大于300mm，回油管出口绝对不允许放在液面以上。
2）回油集管单独设置回油管当是理想的，但不得已时则应使用回油集管。
对溢流阀、顺序阀等，应注意合理设计回油集管，不要人为的施以背压。
3）泄漏油管的配置管子内径和长度要适当，管口应在液面以下以避免产生背压。
泄露油管以单独配管为好，尽量避免与回油管集油配管的方法。
4）吸油管吸油管前一般应设置滤油器，其精度为100～200目的网式或线细式滤油器。
滤油器要有足够的容量，避免阻力太大。
滤油器与箱底间的距离应不小于20mm。
吸油管应插入液压油面以下，防止吸油时卷吸空气或因流入液压油箱的液压油搅动油面，致使油中混入气泡。
5）吸油管与回油管的方向为了使油液流动具有方向性，要综合考虑隔板、吸油管和回油管的配置，尽量把吸油管和回油管用隔板隔开。
为了不使回油管的压力波动及吸油管，吸油管及回油管的斜口发现应一致，而不是相对着。
（3）防止杂质侵入
为了防止液压油被污染，液压油箱应做成完全封闭型的。
在结构上应注意以下几点：
1）不要将配管简单地插入液压油箱，这样空气、杂质和水分等便会从其周围的间隙侵入。
同时应尽量避免将液压泵及马达只装在液压油箱顶盖上。
2）在结合面上需衬入密封填料、密封胶和液态密封胶，一保证可靠的气密性。
3）为保证液压油箱通大气并净化抽吸空气，需配备空气滤清器。
空气滤清器常设计成既能过滤空气有能加油的结构。
（4）顶盖及清洗孔
1）顶盖在液压油箱顶盖上装设泵、马达、阀组、空气滤清器时，必须十分牢固。
液压油箱同它们的接合面要平整光滑，将密封填料、耐油橡胶密封垫圈以及液态密封胶衬入其间，以防杂质、水和空气侵入，并防止漏油。
同时，不允许由阀和管道泄露在箱盖上的液压油流回液压油箱内。
2）清洗孔液压油箱的清洗孔，应最大限度地易于清扫油箱内的各个角落和取出箱内的元件。
3）杂质和污油的排放为了便于排放污油，液压油箱底部应做成倾斜式箱底，并将放油塞安放在最低处。
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