小型液压机设计

1、小型液压机液压系统设计、八、.j前言作为现代机械设备实现传动与控制的重要技术手段，液压技术在国民经济各领域得 到了广泛的应用。与其他传动控制技术相比，液压技术具有能量密度高、配置灵活方 便、调速范围大、工作平稳且快速性好、易于控制并过载保护、易于实现自动化和机 电液一体化整合、系统设计制造和使用维护方便等多种显著的技术优势，因而使其成 为现代机械工程的基本技术构成和现代控制工程的基本技术要素。液压压力机是压缩成型和压注成型的主要设备，适用于可塑性材料的压制工艺。如 冲压、弯曲、翻边、薄板拉伸等。也可以从事校正、压装、砂轮成型、冷挤金属零件 成型、塑料制品及粉末制品的压制成型。本文根据小型压力机

2、的用途、特点和要求， 利用液压传动的基本原理，拟定出合理的液压系统图，再经过必要的计算来确定液压 系统的参数，然后按照这些参数来选用液压元件的规格和进行系统的结构设计。小型 压力机的液压系统呈长方形布置，外形新颖美观，动力系统采用液压系统，结构简单、 紧凑、动作灵敏可靠。该机并设有脚踏开关，可实现半自动工艺动作的循环。目录前言 错误！ 未定义书签。一. 工况分析 3二. 负载循环图和速度循环图的绘制 4三. 拟定液压系统原理图1确定供油方式 42. 调速方式的选择 43液压系统的计算和选择液压元件 54. 液压阀的选择 75. 确定管道尺寸 86. 液压油箱容积的确定 87. 液压缸的壁厚和外

3、径的计算 88. 液压缸工作行程的确定 89. 缸盖厚度的确定 810. 最小寻向长度的确定 911. 缸体长度的确定 9四. 液压系统的验算1. 压力损失的验算 92. 系统温升的验算 113. 螺栓校核 12五. 参考文献13技术参数和设计要求!设计一台小型液压压力机的液压系统，要求实现快速空程下行一慢速加压一保压一快速回程一停止的工作循环，快速往返速度为3 m/min,加压速度40-250mm/min, 压制力为300000N运动部件总重为25000N,工作行程400m,油缸垂直安装，设计改压 力机的液压系统传动。一工况分析:1工作负载工件的压制抗力即为工作负载：Fw=300000N2.

4、摩擦负载静摩擦阻力：F fs =0.2x25000=5000N动摩擦阻力：Ffd=0.1X25000=2500N3惯性负载Fm=maF25000/10X3/(0.02X60)=6250N背压负载Fb二30000N(液压缸参数未定，估算)自 重：G=mg=25000N4液压缸在各工作阶段的负载值：其中：5=0.9J液压缸的机械效率，一般取 5=0.9-0.97。表1.1 :工作循环各阶段的外负载工况负载组成启动F= Fb+ Ffs-G=10000N加速F=Fb+Ffd+Fm-G=13750N快进F=Fb+Ffd-G=7500N工进F=Fb+Ffd+Fw-G=307500N快退F=Fb+Ffd+G

5、=57500N1. 负载循环图和速度循环图的绘制三.拟定液压系统原理图1. 确定供油方式考虑到该机床压力要经常变换和调节，并能产生较大的压制力，流量大，功率大，空行程和加压行程的速度差异大，因此采用一高压泵供油2. 调速方式的选择工作缸采用活塞式双作用缸，当压力油进入工作缸上腔，活塞带动横梁向下运动，其速度慢，压力大，当压力油进入工作缸下腔，活塞向上运动，其速度较快，压力较小,符合一般的慢速压制、快速回程的工艺要求得液压系统原理图=3. 液压系统的计算和选择液压元件(1) 液压缸主要尺寸的确定1 )工作压力P的确定。工作压力P可根据负载大小及机器的类型，来初步确定由手册查表取液压缸工作压力为

6、25MPaj-2 )计算液压缸内径D和活塞杆直径d。由负载图知最大负载F为307500N按表2-2取p2可不计,考虑到快进，快退速度相等，取 d/D=0.71 -D=4Fw/冗pl n cn1/2=0.13 (m)根据手册查表取液压缸内径直径 D=140 (mm)活塞杆直径系列取d=100 (mm)取两液压缸的D和d分别为140mm和100mm。按最低工进速度验算液压缸的最小稳定速度2A 血mi n/Vmi n=0.05x1000/3=16.7(cm)ii1J液压缸节流腔有效工作面积选取液压缸有杆腔的实际面积，即A=n (D2-d2) /4=3.14 x( 1402- 1002) /4 =75

7、.36 cm 2满足不等式，所以液压缸能达到所需低速（2）计算在各工作阶段液压缸所需的流量Q（快进）=nl2v （快进）/4=3.14x0.1x0.1x3/4=23.55L/mi nQ （工进）=冗D2v （工进）/4=3.14x0.14x0.14x0.4/4=6.15L/minQ（快退）=n （D2-d2）（快退）v /4=22.61 L/min（3）确定液压泵的流量，压力和选择泵的规格1. 泵的工作压力的确定考虑到正常工作中进油管有一定的压力损失，所以泵的工作压力为Pp =R +瓦即式中，Pp液压泵最大工作压力；P1执行元件最大工作压力；!z也p 进油管路中的压力损失，简单系统可取0.20

8、.5Mpa。故可取压力损失刀 P1=0.5Mpa一 - L -25+0.5=25.5MP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度阶段出现的动态压力往往超出静态压力，另外考虑到一定的压力储备量，并确保泵的寿命，因此选泵的压力值 Pa应为Pa _1.25Pb-1.6Pb因此 Pa=1.25Pp=1.25 %25.5=31.875MPa2. 泵的流量确定，液压泵的最大流量应为Q AKL （刀 Q max油液的泄露系数KL=1.2故 Qp=KL（刀 Q max=1.2 23.55=28.26L/min3. 选择液压泵的规格根据以上计算的Pa和Qp查阅相关手册现选用IGP5-032

9、型的内啮合齿轮泵，n ma= 3000 r/minn min=400r/min额定压力pO=31.5Mpa,每转排量q=33.1L/r，容积效率引v=85%总效率” =0.7.4. 与液压泵匹配的电动机选定I;首先分别算出快进与工进两种不同工况时的功率，取两者较大值作为选择电动机规格的依据。由于在慢进时泵输出的流量减小，泵的效率急剧降低，一般在流量在0.2-1L/min范围内时，可取 =0.03 0.14.同时还应该注意到，为了使所选择的电动机 在经过泵的流量特性曲线最大功率时不至停转，需进行演算，即Pax Qp/ PD/2(T=38.25 X 140/2 X 100=26.78mm( c=1

10、00110MP故取Z =30mm液压缸壁厚算出后，即可求出缸体的外径D1为D1 D+2Z =140+2X 30=200mm8. 液压缸工作行程的确定液压缸工作行程长度，可根据执行机构实际工作烦人最大行程来确定，查表的 系列尺寸选取标准值L=400mmj9. 缸盖厚度的确定一般液压缸多为平底缸盖，其有效厚度t按强度要求可用下面两个公式进行j近似计算无孔时：t 0.433D (P/(T ) =23.2mm有孔时：t 0.433 D2 (P D2 / (T ( D do) 1/2 式中,t缸盖有效厚度D 缸盖止口内直径D2 缸盖孔的直径10. 最小寻向长度的确定 ;当活塞杆全部外伸时，从活塞支撑面中

11、点到缸盖滑动支撑面中点的距离H称为.最小导向长度过小，将使液压缸的初试挠度增大，影响液压缸的稳定性，因此，设计 时必须保证有一定的最小导向长度。对一般的液压缸，最小导向长度 H应满足以下要求H=L/20+D/2=400/20+140/2=90mm取 H=95mm活塞宽度 B= (0.61.0 ) D=11011. 缸体长度的确定液压缸体内部长度应等于活塞的行程与活塞的宽度之和，缸体外形长度还要考虑到两端端盖的厚度，一般的液压缸的缸体长度不应大于内径地2030倍四液压系统的验算已知该液压系统中进回油管的内径均为12mm各段管道的长度分别为：AB=0.3mAC=1.7m AD=1.7m DE=2m

12、。选用L-HL32液压油，考虑到油的最低温度为 15C查得 15C时该液压油曲运动粘度 V=150cst=1.5cm /s，油的密度p =920kg/m1 .压力损失的验算1. 工作进给时进油路压力损失，运动部件工作进给时的最大速度为0.25m/min，进给时的最大流量为23.55L /min，则液压油在管内流速 V为：V仁Q/( n dd/4) = (23.55 X 1000)/( 3.14 X 2.9 X 2. /4 ) =59.45(cm/s) j管道流动雷诺数Rel为Rel=59.45X 3.2/1.5=126.8Relv 2300可见油液在管道内流态为层流，其沿程阻力系数入1=75R

13、el=0.59进油管道的沿程压力损失 P为： P1-仁入 l/(l/d) ( p V/2 )； 2 / !=0.59X( 1.7+0.3)/ (0.029X 920X 0.592/2)=0.2MPa查得换向阀34YF30-E20B的压力损失 P=0.05MPa忽略油液通过管接头、油路板等处的局部压力损失，则进油路总压力损失 P为： P1M P1-1 + A P1-2=(0.2X 1000000+0.05X 1000000)=0.25MPa2. 工作进给时间回油路的压力损失，由于选用单活塞杆液压缸且液压缸有杆腔 的工作面积为无杆腔的工作面积的二分之一，则回油管道的流量为进油管的二分之一，则V2=

14、V/2=29.7 (cm/s)Rel=V2d /r=29.7X 2/1.5=57.5入 2=75/Rel=75/57.5=1.3回油管道的沿程压力损失 P为： P2-1=X/( l / d)X( PX VXV /2) =1.3X 2/ 0.029X 920 X 0.5952/2=0.56MPa 查产品样本知换向阀 23YF3B-E20B的压力损失 P=0.025MPa=换向阀34YF30-E20B 的压力损失 P=0.025MPa调速阀ADTL-10的压力损失 P=0.5MPa回油路总压力损失 P为 P2=A P2-1 + A P2-2+ P2-3+A 2-4=0.55+0.025+0.025

15、+0.5=1.1MPa3. 变量泵出口处的压力P:Pp= ( F/ n cm+A2 P2)/( A1+ P1)I=(307500/0.9+0.00785X 1.1X 100)/ 0.01539+0.15 =22.4MPa4. 快进时的压力损失，快进时液压缸为差动连接，自会流点A至液压缸进油口 C之. 间的管路AC中，流量为液压泵出口流量的两倍即26L/min,AC段管路的沿程压力 损失为 P1-1为V仁Q/ ( n dXd/4) =45.22X 1000/(3.14X 2X2/4X 60)=240.02(cm/s)Rel=vld/r=320.03入 1= 75/rel=0.234 P1-仁入(

16、l/d )X( p V2)=0.234.X( 1.7/0.02)X( 920X 2.4X2.4X2) =0.2MPa同样可求管道AB段及AD段的沿程压力损失 P1-2 P1-3为V2=Q /( n dxd/4) =295cm/ sRe2=V/d/r=236V2=75Re2=0.38 P1-2=0.024MPa P1-3=0.15MPa查产品样本知，流经各阀的局部压力损失为：34YF30-E20B 的压力损失， P2-1=0.17MPa23YF3B-E20B的压力损失， P2-1=0.17MPa据分析在差动连接中，泵的出口压力为PP=2A P1-2+A P1-2+A P2-2+A P2-1 +

17、A P2-2+F/A2 n cm=2X 0.2+0.024+0.15+017+0.17+25/0.00785X 0.9=0.18MPa快退时压力损失验算亦是如此，上述验算表明，无需修改远设计。2系统温升的验算在整个工作循环中，工进阶段所占的时间最长，为了简化计算，主要考虑工进 时的发热量，一般情况下，工进速度大时发热量较大，由于限压式变量泵在流量不 同时，效率相差极大，所以分别计算最大、最小时的发热量，然后加以比较，取数 值大者进行分析当 V=4cm / min 时流量 Q=V ( n DD / 4) =nX 0.14X 0.14/ 4=0.616( L / min)此时泵的效率为0.1，泵的

18、出口压力为22.4MPa则有：P 输入=22.4X 0.616/( 60 X 0.1) =2.464 (KW)P 输出=FV=307500x4/60X 0.01 X 0.00仁0.21 ( Kw) 此时的功率损失为 p=p 输入P 输出=2.464-0.21=2.23 (Kw)当 V=25cm/min 时，Q=3.85L/min总效率 n =0.8则 P 输入=25 X 3.85/( 60 X 0.8) =1.845 (Kw )P 输出=FV=307500 X 25/60 X 0.01 X 0.001=1.28 (Kw) P=P 输入P 输出=0.565 (Kw)可见在工进速度低时，功率损失为 2.156Kw，发热最大假定系统的散热状况一般，取 K=10 X 0.001Kw/( cm T)2/32油箱的散热面积A为A=0.065V =6.5m系统的温升为： T= P/KA=2.156/( 10X 0.001 X 6.6)T =332C验算表明系统的温升在许可范围内3.螺栓校核液压缸主要承受轴向载荷Fmax=307500取6个普通螺栓，则每个螺栓的工作拉力为Fo=307500/6=51250N螺栓总拉力F=Fa+Cb/(Cb+Cm)FoFa为螺栓预紧力Cb为螺栓刚度Cm为被连接件刚度又Fa=Fb+【1-Cb/(Cb+Cm)】FFb为残余预紧力则Fb= (1