小型液压机液压系统

1、液压课程设计小型液压机液压系统姓名：田瑞学号：13341231班级：机械1312摘要：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。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 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

2、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。液压传动是以流体作为工作介质对能量进行传动和控制的一种传动形式。利用有压的 液体经由一些机件控制之后来传递运动和动力。相对于电力拖动和机械传动而言，液 压传动具有输出力大，重量轻，惯性小，调速方便以及易于控制等优点，因而广泛应 用于工程机械，建筑机械和机床等设备上。关键词：现代机械、液压技术、系统设计、小型液压机、液压传动目录摘要.1关键词.1一.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.5I. 确定供油方式 .52调速方式的选择.53. 液压系统的计算和选择液压元件

3、 .64. 液压阀的选择.85. 确定管道尺寸 .86. 液压油箱容积的确定 .87. 液压缸的壁厚和外径的计算 .98. 液压缸工作行程的确定 .99. 缸盖厚度的确定.910. 最小寻向长度的确定 .9II.缸体长度的确定.10四液压系统的验算.101. 压力损失的验算.102. 系统温升的验算.123. 螺栓校核.124电磁铁动作顺序表.13五. 参考文献.14六. 总结.15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5m/min,加压速度40-250mr/min,压制力为300000N运动部件总重

4、为20000N,工作行程400mm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.摩擦负载静摩擦阻力：Ffs=0N动摩擦阻力：Ffd=0N3惯性负载Fm=maF20000/10X3/(0.02X60)=5000N背压负载Fb二30000N(液压缸参数未定，估算)自 重：G=mg=20000N4液压缸在各工作阶段的负载值：其中：m 0.9m液压缸的机械效率，一般取m=0.9-0.95。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=5000N加速F=Fb+Ffd+Fm-G=11250N快进F=Fb+Ff

5、d-G=5000N工进F=Fb+Ffd+Fw-G=305000N快退F=Fb+Ffd+G=55000N.负载循环图和速度循环图的绘制负载循环图如下1.确定供油方式速度循环图0.04心/4-11I302/.拟定液压系统原理图L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

6、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20MPa。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305000N按表9-2取p2可不计，考虑到快进，快退速度相等，取d/D=0.7D=4Fw/ nplncn1/2= 147(mm)根据手册查表取液压缸内径直径D=160(mm)活塞杆直径系列取d=110(mm) 取两液压缸的D和d分别为160mm和110mm。按最低工进速度验算液压缸的最小稳定速度A血min/Vmin=0.05X1000/3=16.7(cm2)液压缸节流腔有效工作面积选取液压

7、缸有杆腔的实际面积，即A2=n(D2-d2)/4=3.14X(1602-1102)/4 =105.98 cm2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)=冗d2v (快进)/4=3.14x0.112x3/4=28.50L/mi nQ(工进)=冗 D2V(工进)/4=3.14x0.162x 0.04/4=0.804L/minQ(快退)=n(D2-d2)v (快退)/4=3.14x (0.162-0.112)x3/4=31.79L/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

8、力为PpP1p式中，Pp液压泵最大工作压力；P1-执行元件最大工作压力(Pa)；p进油管路中的压力损失(Pa)，简单系统可取0.20.5Mpa。故可取压力损失刀P1=0.5Mpa20+0.5=20.5MPa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 1.25Pp-1.6Pp因此Pa=1.25Pp=(1.251.6)20.5=25.62532.8MPa。2泵的流量确定,液压泵的最大流量应为Qp K(刀Q)maxK为系统泄漏系数， 一般取K=1.1-1.3， 大流量取小值

9、； 小流量取大值。油液的泄露系数K=1.2故Qp=K(刀Q)max=1.2 31.76=38.15L/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63YCY14-1B斜盘式轴向柱塞泵,nmax= 3000 r/minnmin=1000r/min额定压力pO=32Mpa每转排量q=63mL/r，容积效率 v=85%总效率=0.7.4.与液压泵匹配的电动机选定 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 =0.030.14.同时还应该

10、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PaxQp/ Pd,式中,Pd所选电动机额定功率；Pb内啮合齿轮泵的限定压力；Qp-压力为Pb时，泵的输 出流量。首先计算快进时的功率，快进时的外负载为5000N进油时的压力损失定为0.3MP&-6Pb=5000/(0.11x0.11n/4)x10 +0.3=0.0.826MPa快进时所需电机功率为：(0.826x38.15/60)/0.7=0.75kw工进时所需电机功率为：P=Ppx0.804/(60 x0.7)=0.39kw查阅电动机产品样本，选用丫90S-4型电动机，其额定功率为1.1KW,额定

11、转速为1400r/mi n4.液压阀的选择根据所拟定的液压系统图，按通过各元件的最大流量来选择液压元件的规格。选定的液压元件如表所示序号元件名称最大流量(L/min最大工作压力(Mpa型号选择1滤油器3031ZU-H40X 10S2液压泵25.0540BFW01A3三位四通电磁阀6031.534WE6G50-50/AW220R4单向调速阀6531.5S15A020/55二位三通电磁阀6031.523WE6G50-506单向阀6531.5S15A020/57压力表31.5AF6EA30/Y4008平衡阀5014DZ10-130/2109液控单向阀60约31.5SV15GB230/210溢流阀2.

12、56.3Y-10B5.确定管道尺寸油管内径尺寸一般可参照选用的液压元件接口尺寸而定，也可接管路允许流速进行计算，本系统主要路流量为差动时流量Q=57L/min压油管的允许流速取V=3m/s则内径d为：1/2d=4.6(57/3)=20.05mm若系统主油路流量按快退时取Q=31.79L/min,贝U可算得油管内径d=12.96mm.综合d=20mm吸油管同样可按上式计算(Q=42.4L/min , V=1.5m/s)现参照YBX-16变量泵吸油口连接尺寸，取吸油管内径d为29mm6.液压油箱容积的确定根据液压油箱有效容量按泵的流量的57倍来确定则选用容量为400L。7.液压缸的壁厚和外径的计算

13、 液压缸的壁厚由液压缸的强度条件来计算 液压缸的壁厚一般是指缸筒结构中最薄处的厚度，从材料力学可知，承受内压 力的圆筒，其内应力分布规律因壁厚的不同而各异，一般计算时可分为薄壁圆筒， 起重运输机械和工程机械的液压缸一般用无缝钢管材料，大多属于薄壁圆筒结构， 其壁厚按薄壁圆筒公式计算ZPD/2(T=25.625X160/(2X100)=20.5mm(c=100110MP故取Z=20mm液压缸壁厚算出后，即可求出缸体的外径D1为D1D+2Z160+2X20=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=400mm。9.

14、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近似计算无孔时：t0.433D(P/c)1/2=0.433X160X(25.625/100)1/2=35.07有孔时：t0.433 D2(P D2/(T (Ddo)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+160/

15、2=100mm取H=100mm活塞宽度B=(0.61.0)D1=10011.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。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0.25mmin

16、，进给时的最大流量为19.08L/min，则液压油在管内流速V为：V仁Q/(ndd/4)=(19.08X1000)/(3.14X2.9X2/4)=69.74(cm/s)管道流动雷诺数Rel为Rel=69.74X3.2/1.5=148.8Relv2300可见油液在管道内流态为层流，其沿程阻力系数入l=75Rel=0.59进油管道的沿程压力损失P为：P1-仁入l/(l/d) (pV/2)=0.59X(1.7+0.3)/(0.029X920X0.592/2)=0.2MPa查得换向阀34WE6G50-50/AW220的压力损失厶P=0.05MPa忽略油液通过管接头、油路板等处的局部压力损失，贝U进油路

17、总压力损失P为:卩仁厶P1-1 +AP1-2=(0.2X1000000+0.05X1000000)=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， 贝回油管道的流量为进油管的二分之 一，贝V2=V/2=34.87(cm/s)Rel=V2d/r=34.87X2/1.5=46.5入2=75/Rel=75/46.5=1.6回油管道的沿程压力损失P为:P2-1=X/(l/d) X(PXVXV/2)=1.6X2/0.029X920X0.5952/2=0.68MPa查产品样本知换向阀23WE6G50-50的压力损失P=0.02

18、5MPa。换向阀34WE6G50-50/AW220R勺压力损失厶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=AP2-1 +AP2-2+P2-3+A2-4=0.68+0.025+0.025+0.5=1.23MPa3.变量泵出口处的压力P：Pp=(F/ncm+A2P2)/(A1+P1)=(305000/0.9+0.00591X1.1X100)/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

19、损失为P1-1为V1=Q/(ndxd/4)=45.22X1000/(3.14X2X2/4X60)=240.02(cm/s)Rel=V1d/r=320.03入1=75/Rel=0.234P1-仁入(l/d)X(pV2)=0.234X(1.7/0.02)X(920X2.4X2.4X2) =0.2MPa同样可求管道AB段及AD段的沿程压力损失P1-2P1-3为V2=Q/(ndxd/4)=295cm/sRe2=V/d/r=236V2=75Re2=0.38P1-2=0.024MPaP1-3=0.15MPa查产品样本知，流经各阀的局部压力损失为：34WE6G50-50/AW220的压力损失，P2-仁0.1

20、7MPa23WE6G50-50勺压力损失，P2-1=0.17MPa据分析在差动连接中，泵的出口压力为PP=2AP1-2+AP1-2+AP2-2+AP2-1 +AP2-2+F/A2ncm=2X0.2+0.024+0.15+017+0.17+25/0.00785X0.9=0.18MPa快退时压力损失验算亦是如此，上述验算表明，无需修改原设计。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。(1)当

21、V=4cm/min时流量Q=V(nDD/4)=nX0.125X0.125/4=0.491(L/min)此时泵的效率为0.1，泵的出口压力为22.4MPa则有：P输入=22.4X0.613/(60X0.1)=2.29(KW)P输出=FV=305000X4/60X0.01X0.00仁0.203(Kw)此时的功率损失为P=P输入P输出=2.29-0.203=2.09 (Kw)当V=25cm/min时，Q=3.85L/min总效率n=0.8贝UP输入=25X3.85/(60X0.8)=1.845(Kw)P输出=FV=307500X25/60X0.01X0.001=1.28(Kw)P=P输入P输出=0.

22、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=10X0.001Kw/(cmT)油箱的散热面积A为A=0.065V2/3=6.5m2系统的温升为：T=P/KA=2.156/(10X0.001X6.6)C=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=305000取6个普通螺栓，则每个螺栓的工作拉力为Fo=305000/6=51250N螺栓总拉力F=Fa+Cb/(Cb+Cm)Fo Fa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=(1.51.8)F取Fb=1.5FCb/(Cb+Cm)在无垫片是取0.20.3去取值为0.3得Fa=2.2Fo F=2.5 Fo由此求得F=128125N螺栓的中径d(1.3x4F)/ (T 舟1/2=22.1mm(T =(T s/S=433MP材料选用40Cr所以取标准值d=24mm选用螺栓为M24电磁铁动作顺序表1YA2YA3YA快进_+_工进+快退+_+停止_五.参考文献：1成大先主编 机械设计手册M第四版第四卷2液压与气动传动.机械工业出版社3液压与传动系统及设计.化学