液压机发展制品生产应用设计书

- 1 - 液压机发展 制品生产应用 设计书 液压机是最广的设备之一。自 19 世纪问世以来发展很快，已成为工业生产中必不可少的设备之一。由于 液压机 在工作中的广泛适应性，使其在国民经济各部门获得了广泛的应用。如板材成型；管、线、型材挤压；粉末冶金、塑料及橡胶制品成型；胶合板压制、打包；人造金刚石、耐火砖压制和炭极压制成型；轮轴压装、校直等等。各种类型液压机的迅速发展，有力地促进了各种工业的发展和进步。八十年代以来，随着微电子技术、液压技术等的发展和 普及应用， 液压机 有了更进一步的发展。目前，液压机的最大标称压力已 达到了 750于金属的模锻成型。 然而，作为液压机两大组成部分的主机和液压系统，由于技术发展趋于成熟，国内外机型无较大差距，主要差别在于加工工艺和安装方面。良好的工艺使机器在过滤、冷却及防止冲击和振动方面，有较明显改善。特别是集成块可以进行专业化的生产，其质量好、性能可靠而且设计的周期也比较短。 近年来在集成块基础上发展起来的新型液压元件组成的回路也有其独特 的优点，它不需要另外的连接件其结构更为紧凑，体积也相对更小，重量也更轻无需管件连接，从而消除了因油管、接头引起的泄漏、振动和噪声。逻辑插装阀具有体积小、重量轻、密封性能好、功率损失小、动作速度快、易于集成的特点，从 70 年代初期开始出现，至今已得到了很快的发展。 工业控制机控制方式是在计算机控制技术成熟发展的基础上采用的一种高技术含量的控制方式。这种控制方式以工业控制机或单片 /单板机作为主控单元，通过外围接口器件（如 A/D， D/A 板等）或直接应用数字阀实现对液压系统的控制，同时利用各种传感器组成闭环回路式的 控制系统，达到精确控制的目的。这种控制方式的主要特点如下 ： 具有友好的人机交互性，操作简单。如： 司的产品，可通过数字面板显示输入压力、快进和回程速度、压制速度及保压 /停机时间参数，极大减轻了劳动强度。 控制精度高。数字控制的行程长度及工作行程与传统的机械式的行程开关控制相比，精度有极大的提高。一般控制精度可达到 - 2 - 易于实现高速化，提高生产效率。如美国的 司通过采用电子微处理控制方式，工作循环比以前快 60%。 可顺利实现对工作参数（压力 、速度、行程等）的单独调整。通过对控制参数的单独控制，调整被加工材料的流动，能进行复杂工件、不对称工件的加工。 预存工作模式，可对不同工件的工艺过程、工艺参数预先存储和重复调用，缩短调整时间。这与柔性加工要求相适应。 对高速下的换向冲击可利用软件来消除，以降低噪声，提高系统的稳定性。 在安全方面，可利用软件进行故障预诊断，并自动修复故障和显示错误。如 机型和 司都有此项功能。 易实现生产线的集成控制，组成柔性生产线及与上位机进行通讯和实现调度控制。 现在，国外众多液压机生产厂家生产这种高性能的工业控制机控制方式的液压机产品，如美国 麦 加拿大的 是因为采用这种先进的控制方式，使整机的控制性能，生产效率都有很大提高。 国内外液压机的发展不仅体现在控制系统方面，也主要表现在高速化、高效化、低能耗；机电液一体化，以充分合理利用机械和电子的先进技术促进整个液压系统的完善；自动化、智能化，实现对系统的自动诊断和调整，具有故障预处理功能；液压元件集成化、标准化，以有效防止泄露和污染等等多个方面。 综 上所述，液压机的发展促进了生产力的发展。伴随着电气控制技术、液压传动技术的不断发展，液压机的自动化程度、加工精度将进一步得到提高，实现智能化控制。 压机基本工作方式 液压机 一般 由 本体（主机）动力系统及液压 控制 系统三 部分组成。 最常见的液压机本体结构是三梁四柱上传动式。现以锻造水压机为例，其结构如图 1示。它由横梁、立柱和螺母组成一个封闭框架，框架承受全部工作载荷。工作缸固定在上横梁上，工作缸内装有工作柱塞，它与活动横梁相连接。活动横梁以立柱为导向，在上、下横梁之间往复运动。在活动横梁的下表面上，一般固定有上砧（上模），而下砧（下模）则固定于下横梁上的工作台上。当高压液体进入工作缸后，在工作柱塞产生很大的压力，并推动工作柱塞、活动横梁及上砧向下运动，使工件 (锻件 )在上、下砧之间产生塑性变形，此时回程缸内通低压液体并排出工作液体。回程缸固定在下横梁上，回程柱塞与活动横梁相连接。回程时，工作缸通低压液体，高压液体进入回程缸，推动回程柱塞向上运动 ,带动活动横梁回到原始位置，完成一个工作循环。 - 3 - 锻造机结构 动力系统主要提供液压机本体工作时所需要的高压液体，并接收回程排回的低压液体，此外，对工作 液体进行检测、过滤、搅拌及冷却，以保证工作液体处于最佳工作状态。动力系统分为泵直接传动和泵蓄势器传动两种类型。 液压控制系统主要将动力系统提供的高压液体在准确的时间和地点输送到所需要的工作缸处，并将各缸排回的低压液体输送回动力系统。液压控制系统主要由各种阀、阀箱、连接管道及操纵阀正确动作的控制部分组成。最简单的控制系统由手通过操纵杆来完成，十分费力，目前只用于小型简单的液压机。一般液压机则通过电磁铁或随动接力装置来比较轻松地操纵阀的动作。近年来，增加了计算机控制，极大地提高了控制的精确度和自动化程度。液压机 的工作循环一般包括停止、充液行程 (空程向下 )、工作行程及回程。上述的不同行程都是由液压控制统中各种阀的正确动作来实现的。 计要求 （ 1）液压机总体方案设计，其中包括主机的结构设计，零部件的结构设计和部件装配方案设计，主机要与辅助及辅助装置配套协调； （ 2）通过液压系统总体设计方案的对比，确定合理的液压系统设计方案，且液压系统在高压大流量的情况下要工作平稳，无较大的冲击振动； （ 3）电气控制系统设计，包括主电路和控制电路电路图设计； （ 4）设计方案确定时，必须考虑选用什么样的制造材料，达到什么样的表 面加工质量，采用什么样的机械加工设备，选择什么样的热处理方式等； （ 5）四柱液压机能够准确完成如下工作循环：主缸活塞滑块快速下行、主缸活塞滑块慢速加压、主缸保压、主缸卸压、主缸活塞滑块回程、顶出缸顶出、顶出缸退回等； （ 6）设计出结构满足所需的各种锻造工艺要求，设备达到总体布局合理，结构紧凑、工作稳定可靠、操作简单、维护方便、环境污染小、工作的时候噪音低、自动化程度高等 6。 重庆大学本科学生课程设计（论文） 载荷组成和计算 - 4 - 一 . 明确液压执行元件的载荷，速度及其变化规律，绘制液压系统工况图 1 液压机主缸工况分析 （ 1）主缸速度循环图 主缸速度循环图 （ 2）主缸负载分析 液压机启动时，主缸上腔充油主缸快速下行，惯性负载随之产生。此外，还存在静摩擦力、动摩擦力负载。由于滑块不是正压在导柱上，不会产生正压力，因而滑块在运动过程中所产生的摩擦力会远远小于工作负载，计算最大负载时可以忽略不计。液压机的最大负载为工进时的工作负载。通过各工矿的负载分析，液压机主缸所受外负载包括工作负载、惯性负载、摩擦阻力负载，即： w f F F 1）惯性负载 算 计算公式： 查阅类似型号的液压机资料 7，初步估算横梁滑块的重量为 10液压机所给设计参数可及：v=s ，取t=入公式 4。 2）摩擦负载 滑块启动时产生静摩擦负载，启动过后产生动摩擦负载。通过所有作用在主缸上的负载可以看出，工作负载远大于其它形式的负载。由于滑块与导柱、活塞重庆大学本科学生课程设计（论文） 载荷组成和计算 - 5 - 与缸体之间的摩擦力不是很大，因而在计算主缸最大负载时摩擦负载先忽略不计。 3） 主缸负载 F 计算 将上述参数 250N、 10000入公式中。 即： F = 10000 + 3) 主缸负载循环图 1）主缸工作循环各阶段外负载如表所示。 主缸工作循环负载 工 作 循 环 外 负 载 启 动 F = f 静 + 梁滑块快速下行 F = f 动 忽略不计 工 进 F = f 动 + 10000 速回程 F = f 回 580：“ f 静 ”表示启动时的静摩擦力，“ f 动 ”表示启动后的动摩擦力。 2）主缸各阶段负载 循环如图 重庆大学本科学生课程设计（论文） 载荷组成和计算 - 6 - 主缸各阶段负载循环图 2 液压机顶出缸工况分析 2. 顶出缸速度循环图 根据液压机系统设计参数和表中顶出缸活塞行程为 250到顶出缸的速度循环图如 2 顶出缸速度循环图 主缸回程停止后，顶出缸下腔进油，活塞上行，这时会产生惯性、静摩擦力、动摩擦力等负载。由于顶出缸工作时的压力远小于主缸的工况压力，而且质量也比主缸滑块小很多，惯性负载很小，计算时可以忽略不计；同理摩擦负载与顶出力相比也很 小，也可不计；工件顶出时的工作负载比较大，计算顶出缸的最大工作负载时可以近似等于顶出力。将参数代入公式 4算顶出缸的最大负载。 即： F = 320庆大学本科学生课程设计（论文） 载荷组成和计算 - 7 - 式中 顶出力； (1)顶出缸负载循环图 1） 顶出缸工作循环各阶段外负载如表 . 顶出缸工作循环负载 工 作 循 环 外 负 载 启 动 F = F 静 + 略不计 顶出缸顶出 F = = f 动 + 320 速退回 F = f 动 225：“ f 静 ”表示启动时的静摩擦力，“ f 动 ”表示启动后的动摩擦力。 2)顶出缸各阶段负载循环如图 顶出缸各阶段负载循环图重庆大学本科学生课程设计（论文） 计算执行元件主要参数 - 8 - 二计算执行元件主要参数 (1)主缸工作压力、内径、活塞杆直径的确定 由于液压机的工作载荷比较大，故主缸的工作压力取P=25。 计算主缸内径和活塞杆直径。由主缸负载图 3知最大负载 F=100表，由主缸工作压力为 25取液压缸的机械效率 压缸受力如图所示。 液压缸受力图 22212 )(44 将参数代入公式， 略不计，可求得液压缸内径： 04 6 7 将液压缸的内径圆整为标准系列直径，取 D=400么由 d/D=以求得活塞杆直径。 80活塞杆直径圆整为标准系列直径，取 d=280 经过计算液压机主缸的内径、活塞杆直径分别为： D=400 d=280 (2)顶出缸工作压力、内径、活塞杆直径的确定 顶出缸工作负载与主缸相比要小很多，查液压系统 简明手册 ,取顶出缸的工作压力 P=10算顶出缸内径和活塞杆直径。由顶出缸负可知最大负载 F=20液压系统简明手册，缸工作压力为 10取 d/D 为 液压缸的机械效率 出缸受力如图所示。 重庆大学本科学生课程设计（论文） 计算执行元件主要参数 - 9 - 顶出缸受力图 参考主缸计算公式，求得顶出缸内径 D 200 004 6 查液压系统设计简明手册 ,将液压缸的内径圆整为标准系列直径，取D=110么由 d/D=以求得活塞杆直径。 液压系统设计简明手册 ,将活塞杆直径圆整为标准系列直径，取d=80 经过计算液压机顶出缸的内径、活塞杆直径分别为： D=110 d=80 2液压系统流量计算 （ 1） 主缸所需流量计算 参考表及主缸的尺寸，对主缸各个工况所需流量进行计算。已知主缸的快进速度为 s，工进速度为 s，快速回程速度为 s，主缸内径为400塞杆直径为 280 由流量计算公式： m 4 2 进进 工进时： m i n/ 工进工进 快退时： m i n/ 快退快退 （ 2） 顶出缸所需流量计算 参考表及顶出缸的尺寸，对顶 出缸各工况所需流量进行计算。已知顶重庆大学本科学生课程设计（论文） 计算执行元件主要参数 - 10 - 出缸的顶出速度为 s，快退速度为 s，顶出缸内径为 110塞杆直径为 80入公式（ *），即得： 顶出时： 顶出顶出 快退时： 4 2 快退快退 三液压泵额定压力、流量计算及泵的规格选择 1）泵工作压力确定 实际工作过程中，液压油在进油路中有一定的压力损失，因此在计算泵的工作时必须考虑压力损失。泵的工作压力计算公式为： 1本液压机执行部件的最大工作压力 5油路中的压力损失，取=入公式可求得泵的工作 压力。 即： 25 通过对液压缸所需流量的计算，以及各自的运动循环原理，泵的最大流量可由公式计算得到。 P 将参数代入公式中，即： mi n/查液压系统设计简明手册，根据 q，选取液压泵的型号为：25 基本参数如下： 排量： 63mm/r ； 额定压力： 32 额定转速： 1500r/ 容积效率： 92% ； 驱动功率 泵的流量验算： 由液压泵的基本参数可知 泵每分钟排量 q=63ml/r 1500r/泵实际所需的最大流量 =，液压机可以实现快进重庆大学本科学生课程设计（论文） 载荷组成和计算 - 11 - 重庆大学本科学生课程设计（论文） 液压系统原理图拟定 - 12 - 四液压系统原理图拟定 液压机工进时负载大，运动速度慢，快进、快退时的负载相对于工进时要小很多，但是速度却比工进时要快。为了提高液压机的工作效率，可以采用双泵或变量泵供油的方式。综合考虑，液压机采用双泵供油。 （ 1）调压回路 调压回路的功用是使液压系统整体或部分的压力保持恒定或不超过某个数值。在定量泵系统中，液压泵 的供油压力可以通过溢流阀来调节。在变量泵系统中，用安全阀来限定系统的最高压力，防止系统过载。若系统中需要两种以上的压力，则可采用多级调压回路。液压机采用二级调压回路，如图所示。 二级调压回路 （ 2） 保压回路 由于液压机主要进行压制工艺，所以在行程终止时要求有一段保持压力的时间，这时就必须采用保压回路。常用的保压回路有利用液压泵的保压回路、利用蓄能器的保压回路、自动补油保压回路。选用蓄能器保压。 （ 3） 泄压回路 液压机由于保压一段时间后，如果马上进行快退会产生很大的冲击。选液控单向阀进行控制。 （ 4）速度换接回路 液压机加工零件的过程包括主缸的“快速下行、慢速加压、保压延时、快速返回及停止”，顶出缸的“顶出、返回及停止”。采用什么样的方式进行速度的安全、准确换接是液压机稳定工作的基础。为了达到控制要求，液压系统的速度重庆大学本科学生课程设计（论文） 液压系统原理图拟定 - 13 - 换接通过行程开关控制。这种速度换接方式具有平稳、可靠、结构简单、行程调节方便等特点，安装也很容易。 （ 4） 平衡回路 平衡回路的功用，在于执行机构不工作时，不致因受负载重力作用而使执行机构自行下落。选用单向顺序阀的平衡回路。 采用低压齿轮泵来提供控制油压，具有恒定的功率耗损。 机工作循环图 液压机工作循环图。 滑块快速下行 工进、加压 保压顶出快速回程 停止液压机工作循环图 液压机工作循环如图，滑块在自重的作用下快速下行，碰到行程开关后由快进变为工进，随后进行加压、保压。保压时间完成后，滑块快速回程，直到回到原来的位置，停止运动；图 示顶出缸的工作循环过程，主缸快进、工进、保压、退回停止后，顶出缸才运动，将工件顶出。 根据液压机的动作液压系统原理图。 系统的油源为主液压泵 1 和辅助液压 泵 2。主泵为高压大流量压力补偿式恒功率变量泵，最高工作压力为 32远程调压阀 5 设定；辅泵为低压小流量定量泵，主要用作电液动换向阀 6 及 18 的控制油源，其工作压力由溢流阀 3设定。系统的两个执行元件为主液压缸 16 和定出液压缸 17，两液压缸的换向分别由电液动换向阀 6 和 18 控制；带卸荷阀芯的液控单向阀 14 用作充液阀，在主缸 16 快速下行时开启使副油箱向主缸充液；液控单向阀 9 用于主缸 16 的快速下行通路和快速回程通路；背压阀 10 为液压缸慢速下行时提供背压；单向阀 13重庆大学本科学生课程设计（论文） 液压系统原理图拟定 - 14 - 用于主缸 16 的保压；阀 11 为带阻尼孔的卸荷阀，用于 主缸保压结束后换向前主泵 1 的卸荷；压力继电器 12 用作保压起始的发信装置。 1 23、 456、 187 压力表 89、 141011阻尼孔） 12 135161719液压系统原理图 液压机主缸、顶出缸工作循环过程分析如下： （ 1）主缸工作循环分析 1）快速下行 2）慢速接近工件 、加压 3）保压 4）泄压、快速回程 5）停止 （ 2）顶出缸工作循环分析 1）顶出 2）退回 电磁铁动作顺序如表 重庆大学本科学生课程设计（论文） 液压系统原理图拟定 - 15 - 动机的选择 液压机的执行件有两个，即：主缸和顶出缸。主缸和顶出缸各自工况的快进、工进、回程速度又不尽相同，这样对功率的消耗也不同。电动机额定功率的确定必须根据消耗功率最大的工况来确定，因此要分别计算主缸、顶出缸各工况消耗的功率。功率计算公式如下： P= 1） 快进功率 主缸滑块快进时，在自重作用下速度比较 快，而液压泵此时的输出油量不能满足滑块的快速下行。快进时的负载很小，只有活塞与缸筒、导柱与滑块之间的摩擦负载，这样泵的出口压力也很小，消耗的功率不会很大。 2） 工进功率 由主缸负载循环图可知，工进时主缸最大负载为 10000杆腔面积 22 A，进油回路压力损失取P=液压泵的压力 p 即： 01 =入公式中，求得工进功率为： 重庆大学本科学生课程设计（论文） 液压系统原理图拟定 - 16 - mi n/3）快退功率 由图 退负载为 58022 06 40 ）（取进油回路压力损失取P=入公式，求得泵的压力P。 ap 将ap =入公式中， 求得快退功率即为： 1）顶出功率 由顶出缸负载循环图可知，顶出时主缸最大负载为 320杆腔面积22 00 94 进油回路压力损失取P=么液压泵的压力 ： 52 0 将Pp =入公式中， 求得工进 功率即为： mi n/2）回程功率 顶出缸回程时，负载只有活塞与缸筒间的摩擦负载。负载大小应该比顶出时的负载要小很多，这样回程消耗的功率也比顶出时消耗的功率要小，因此，回程功率计算从略。 电动机额定功率的确定，应依据消耗功率最大的工况。比较主缸、顶出缸各工况所需要的功率，主缸快退时的功率最大，为 查机械设计手册，选取电动机型号为 其它技术参数为： 额定功率： 满载转速： 1440r/重庆大学本科学生课程设计（论文） 电 动 机 的 选 择 - 17 - 五阀类元件及辅助元件的选择 1. 对液压阀的基本要求 ： (1). 动作灵敏，使用可靠，工作时冲击和振动小。油液流过时压力损失小。 (2). 密封性能好。结构紧凑，安装、调整、使用、维护方便，通用性大。 2. 根据液压系统的工作压力和通过各个阀类元件及辅助元件型号和规格 主要依据是根据该阀在系统工作的最大工作压力和通过该阀的实际流量，其他还需考虑阀的动作方式，安装固定方式，压力损失数值，工作性能参数和工作寿命等条件来选择标准阀类的规格： 序号 元件名称 估计通过流量()m 规格 1 斜盘式柱塞泵 31B 32动功率 式滤油器 160 80 40 通径，压力损失 直动式溢流阀 120 150 通径， 32式联接 4 背压阀 80 0 通径， 21式联接 5 二位二通手动电磁阀 80 226 三位四通电磁阀 100 340 通径，压力 液控单向阀 80 2 通径， 32 节流阀 80 0 通径， 16 节流阀 80 0 通径， 160 二位二通电磁阀 30 22 通径，压力 20 1 压力继电器 通径， 2 压力表开关 30E 326 测点 13 油箱 14 液控单向阀 2 通径， 325 上液压缸 重庆大学本科学生课程设计（论文） 电 动 机 的 选 择 - 18 - 16 下 液压缸 17 单向节流阀 48 0 通径， 168 单向单向阀 48 0 通径， 169 三位四通电磁换向阀 25 340 减压阀 40 六液压油管设计 液压传动中装置中，常用的液压油管有钢管、铜管、胶管、尼龙管和塑料管等。钢管承受的压力高，弯曲半径不能太小，弯制时比较困难。对于高压系统液压油管一般选用无缝钢管；紫铜管承受的工作压力一般在 108。紫铜管加热软化后可进行 弯曲，比钢管容易弯制，价格昂贵，抗振性较弱；尼龙管主要用于低压系统；塑料管承受的工作压力比较小，一般用于液压系统的回油路中；胶管有高压管和低压管两种，而者的区别在于骨架组成不同。高压胶管是钢丝编制体或钢丝缠绕为骨架，可用于较高的油路中。低压胶管的组成骨架是麻线或棉线编制体，多用于压力较低的油路中。 通过液压机主缸、顶出缸工作压力的计算可知，出缸的工作压力约为 液压系统设计简明手册 ，主缸工作压力较高，油管选用无缝钢管，顶出缸油路油管选用高压胶管。 油 管的内径可由公式求得 油油管内径1缸快进所需流量q=，而泵的额定流量q=油管允许流速=4m/s，代入公式，即： 圆整后，查液压系统设计简明手册，取01壁厚=3 回油油管内径1缸快退所需流量q， 重庆大学本科学生课程设计（论文） 电 动 机 的 选 择 - 19 - 圆整后，查液压系统简明手册，取 壁厚=2 计算 2 pd m 我们选钢管的材料为 45#钢，由此可得材料的抗拉强度b=600600 150(1). 液压泵压油管道的 壁厚 020103226 (2). 液压泵回油管道的壁厚 014103226 所以所选管道适用。 进油油管内径2出缸顶出所需流量q=3. 4194L/油管允许流速=4m/s，代入公式即 ： 圆整后，查液压系统简明手册 ，取2 5D 回油油管内径2出缸回程所需流量q=油管允许流速=4m/s，代入公式，即： 圆整后，查液压系统设计简明手册，取 重庆大学本科学生课程设计（论文） 液压油箱容积确定 - 20 - 重庆大学本科学生课程设计（论文） 液压油管设计 - 21 - 2 pd m 根据上述的参数可以得到： 我们选钢管的材料为 45#钢 ，由此可得材料的抗拉强度b=600600 150(1). 液压泵压油管道的壁厚 0510322 (2). 液压泵回油管道的壁厚 0610322 所以所选管道适用。 七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 3低压系统（ 中压系统（ 中高压或大功率系统（ 24 57 612 根据实际设计 需要，选择的26p 所以此系统属于中高压系统( p 所以取： (612 取 应当注意：设备停止运转后，设备中的那部分油液会因重力作用而流回液压油箱。为了防止液压油从油箱中溢出，油箱中的液压油位不能太高，一般不应超过液压油箱高度的 80%。 所以，实际油箱的体积为： 压系统压力损失的验算 双柱液压机执行部件有主缸和顶出 缸，主缸的进、回油管直径分别为： 204出缸的进、回油管直径分别为 65压油选用 压1 1320 2 1 1320 .8 V 重庆大学本科学生课程设计（论文） 液压油管设计 - 22 - 油， 15时该油液的运动粘度,油液密度3/920 。 （ 1）主缸各工况时的压力损失验算 1）工进时进油路、回油路的压力损失 工进时运动部件最大速度为 s，工进时最大流量为 ，则液压油在油管中的流速1 321 管道流动雷诺数140011 2300 ， 油 液 在 管 道 内 流 动 为 层 流 ， 沿 程 阻 力 系 数 进油管长度为 8m，沿程压力损失 1P为： 阀的压力损失 阀； 那么进油路总的压力损失进P为： 进P= 1+阀P=工进时回油管的最大流量回 m i n/ 回回油管中液压油的流速 2 322 回管道流动雷诺数2重庆大学本科学生课程设计（论文） 液压油管设计 - 23 - 822 2300，油液在管道内流动为层流，沿程阻力系数 油管长度为 6m，沿程压力损失 2P为： 阀的压力损失 阀；调速阀压力损失 调；那么回油路总的压力损失回为： 回P= 2+阀P+调=aa 666 ）（泵的出口压力 010进回2）快进、快退时的压力损失 主缸快进时，泵口的压力很小；快退时的负载为 580工进时的负 载10000比要小，这样回路中的压力损失比工进时要小，泵的出口压力也比工进时小，具体验算过程从略。 （ 2）顶出缸各工况时的压力损失验算 1）工件顶出时进油路、回油路的压力损失 顶出缸顶出速度为 s，需要的最大流量为 油管直径D=5液压油在油管中的流速1 321 管道流动雷诺数19 011 庆大学本科学生课程设计（论文） 液压油管设计 - 24 - 进油管长度为 6m，沿程压力损失 1P为： 阀的压力损失 阀；那么进油路总的压力损失进P为： aa 661 ）（阀进回油管直径 D=6进时回油管 的最大流量回 m 回回油管中液压油的流速 2 322 回管道流动雷诺数241 2 2300，油液在管道内流动为层流，沿程阻力系数 eR 阀的压力损失 阀；调速阀压力损失 调；那么回油路总的压力损失回为： aa ）（调阀回泵的出口压力 2 1 29 进回重庆大学本科学生课程设计（论文） 液压油管设计 - 25 - 2）快进、快退时的压力损失 顶出缸回程时只有摩擦负载存在，比顶出负载 320 小，因此回程时液压泵口的压力比顶出时要小，具体验算过程从略。 通过对主缸、顶出缸各工况的压力损失验算可知，液压系 统的油路结构及元件参数选择满足要求。 八 液压系统温升和冲击力的验算 对液压机进行系统温升验算，只要验算发热量最大的那个工况就可行。液压缸各工况输入功率输入在只要计算液压缸各工况的输出功率输出P。 主缸工进时输入、输出功率分别为： 输入P =输出P = 10s= 工进时系统发热功率 输入P - 输出P =缸快退时输入、输出功率分别为： 输入P =出P = 580s=退时系统发热功率 输入P - 输出P =出缸的工况压力比主缸小，系统的温升功率不会超过主缸的温升功率，这里就不对顶出缸温升功率进行具体计算了。 通过计算可知，主缸的最大发热功率为 系统温升 T 计算公式如下： 油箱的散热面积 3 A 即： 23 2 5 00 6 5.0 将 = 24.9 ； 10 310 代入公式 ,求系统温升，即： 3 根据散热要求计算油箱容量 重庆大学本科学生课程设计（论文） 液压油管设计 - 26 - 最大温差 算其散热面积是否满足要求。当系统的发热量求出后，可根据散热要求确定油箱的容量 由 12211 h 如不考虑散热， 上式可简化为： 111 h 考虑散热，代入数据，可求得 则下图油箱的有效体积和散热面积分别为 1 有前面得： a=b=h=入得： V=m ， 故，油箱尺寸选为 2.4 足长 a：宽 b：高 h=1:1:1 3:2:1的要求。 冲击压力是由于管道液流速度急剧改变而形成的。例如液压执行元件在高速运动中突然停止，换向阀的迅速开启和关闭，都 会产生高于静态值的冲击压力。它不仅伴随产生振动和噪声，而且会因过高的冲击压力而使管路、液压元件遭到破坏。对系统影响较大的压力冲击常为以下两种形式： （ 1）当迅速打开或关闭液流通路时，在系统中产生的冲击压力。直接冲击（即 t ）时，管道内压力增大值 c 若不考虑粘性和管径变化的影响，冲击波在管内的传播速度 h a b 重庆大学本科学生课程设计（论文） 液压油管设计 - 27 - 2237320102107192010711199求得： v =839m/s，故 = 由前面得： v=s 代入数据，可求得直接冲击时，管道内压力增大值： 关闭 管道的时间为 间接冲击时，管道内压力增大值可忽略不计。 （ 2）急剧改变液压缸运动速度时，由于液体及运动机构的惯性作用而引起的压力冲击，其压力的增大值为 计算出冲击压力后，此压力与管道的静态压力之和即为此时管道