完整版压力机液压系统.docx
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完整版压力机液压系统
一液压系统原理设计………………………………………………1
1工况分析……………………………………………………………1
2拟定液压系统原理图………………………………………………4
二液压缸的设计与计算……………………………………………6
1液压缸主要尺寸的确定……………………………………………6
2液压缸的设计………………………………………………………7
三液压系统计算与选择液压元件…………………………………10
1计算在各工作阶段液压缸所需的流量……………………………10
2确定液压泵的流量,压力和选择泵的规格………………………10
3液压阀的选择………………………………………………………12
4确定管道尺寸2液压缸的设计…………………………………12
5液压油箱容积的确定………………………………………………12
6液压系统的验算……………………………………………………12
7系统的温升验算……………………………………………………15
8联接螺栓强度计算…………………………………………………16
四设计心得…………………………………………………………17
五参考文献…………………………………………………………17
一液压系统原理设计
1工况分析
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—慢速加压—保压—快速回程—停止工作循环。
快速往返速度为3m/min，加压速度为40-250mm/min，压制力为N，运动部件总重力为25000N，工作行程400mm，油缸垂直安装，设计压力机的液压传动系统。
液压缸所受外负载F包括五种类型，即：
F=F压+F磨+F惯+F密+G
式中：
F压-工作负载，对于液压机来说，即为压制力；
F惯-运动部件速度变化时的惯性负载；
F磨-导轨摩擦阻力负载，启动时为静摩擦阻力。
液压缸垂直安装，摩擦力相对于运动部件自重，可忽略不计；
F密-由于液压缸密封所造成的运动阻力；
G-运动部件自重。
液压缸各种外负载值
1）工作负载：
液压机压制力F压=N
2）惯性负载：
3）运动部件自重：
G=25000N
4）密封阻力
F密=0.1F（F为总的负载）
5）摩擦力
液压缸垂直安装，摩擦力较小，可忽略不计。
根据上述计算结果，列出各工作阶段所受的外负载。
工作循环各阶段外负载表
工况
计算公式
液压缸的负载
启动阶段：
F启=F密+F惯-G
加速阶段：
F加=F密+F惯-G
快进阶段：
F快=F密-G
工进阶段：
F工=F密+F压-G
快退阶段：
F退=F密+G
按照给定要求与外负载表绘制速度循环图与负载循环图：
速度循环图：
50
400
0.67~4.17
50
L（mm）
V（mm/s）
负载循环图：
F（N）
22500
566
400
L（mm）
2拟定液压系统原理图
1）确定供油方式：
考虑到该压力机在工作进给时需要承受较大的工作压力，系统功率较大，速度较底。
而在快进,快退时负载较小，速度较快。
从节能，减少发热，系统结构，效率，工作压力等方面考虑，泵源系统宜选用轴向柱塞泵。
2）调速方式的选择：
在小型压力机液压系统中，进给速度的控制一般采用节流阀或者调速阀。
在本系统中选用回油节流调速，
3）速度切换方式的选择：
系统采用由电磁阀控制的快慢速换接回路，它的结构简单，调节行程比较方便，阀的安装也较容易，但速度换接的平稳性较差。
若要提高系统的速度换接平稳性，可改用由行程阀切换速度的换接回路。
液压系统原理图：
二液压缸的设计与计算
1液压缸主要尺寸的确定
工作压力p的确定：
工作压力p可根据负载大小及机器类型初步确定，先查表取液压缸工作压力为25MPa.
设备类型
机床
农业机械或中型工程机械
液压机、重型机械、起重运输机械
磨床
组合机床
龙门刨床
拉床
工作压力P（MPa）
0.8～2.0
3～5
2～8
8～10
10～16
20～32
液压缸缸筒内径D和液压缸活塞杆外径d的确定：
由液压缸缸筒内径（缸径）尺寸系列表查得D=160mm。
活塞直径d，按d/D=0.7,d=112mm。
由液压缸活塞杆外径（杆径）尺寸系列表，取d=125mm。
由此求得液压缸的实际有效面积为：
初步计算液压缸最大工作压力：
按最低工进速度验算液压缸的最小稳定速度，由式
式中Qmin是调速阀的最小稳定流量为0.1
不等式满足，故液压缸能够达到所需稳定工进速度。
液压缸缸筒内径（缸径）尺寸系列（GB2348-80）
（mm）
8
10
12
16
20
25
32
40
50
63
80
（90）
100
（110）
125
（140）
160
（180）
200
（220）
250
（280）
320
（360）
400
（450）
500
根据设备的类型有表2-1初选工作压力P=25MPa
2）液压缸内径D和活塞杆d的确定：
前面的计算以得出D=16cm,d=12.5cm
3）液压缸壁厚的确定和外径的确定：
a.起重运输机械的液压缸，一般采用无缝钢管制造，无缝钢管大多属于薄壁圆筒结构，其壁厚按薄壁圆筒公式计算：
式中：
δ—液压缸壁厚（m）
D—液压缸的内径（m）
py—试验压力，一般取最大工作压力的（1.25～1.5）倍
[σ]—缸筒材料的许用应力。
其值为：
锻钢：
[σ]=110～120MPa；
铸钢：
[σ]=100～110MPa；
无缝钢管：
[σ]=100～120MPa；
高强度铸铁：
[σ]=60MPa；
灰铸铁：
[σ]=25MPa。
现取[σ]=100MPa：
查无缝钢管标准系列取
。
式中：
t—缸盖有效厚度（m）；
D2—液压缸缸盖的止口直径（m）；
d0—缸盖孔直径。
6）最小导向长度的确定：
最小导向长度是指从活塞支撑面到缸盖滑动轴承支撑面中点的距离，如果导向长度过小，将使液压缸的初始绕度增大影响液压缸的稳定性。
对一般液压缸，要求最小导向长度H应满足以下要求：
式中：
l—液压缸的最大行程；
D—液压缸的内径。
活塞宽度B一般取B=（0.6~1.0）D，
B=96~160mm，
现取B=130mm。
缸盖的滑动支撑面的长度A，根据液压缸内径D而确定，
当D<80mm时，取A=（0.6~1.0）D，
当D>80mm时，取A=（0.6~1.0）d，
因为D=160mm>80mm，
故A=（0.6~1.0）d=75~125mm，
现取A=90mm。
可满足导向要求。
三液压系统计算与选择液压元件
1计算在各工作阶段液压缸所需的流量
2确定液压泵的流量,压力和选择泵的规格
1）泵的压力的确定：
考虑到正常工作中进油路有一定的压力损失,所以泵的工作压力为
式中：
pp—液压泵最大工作压力；
P1—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0.8MPa。
pp是静压力，考虑到系统在各种工况的过渡阶段出现的压力往往超过静压力。
另外考虑到低压系统取小值，高压系统取大值。
在本系统中
。
取Pn=25MPa
3液压阀的选择
液压元件明细表
序号
元件名称
型号
通过的流量
工作压力
1
过滤器
XU-D32×100
45L/min
25MPa
2
轴向柱塞泵
CY14-1B
45L/min
25MPa
3
压力表
KF3-EA20B
20L/min
25MPa
4
三位四通换向阀
4YF30-E20B
45L/min
25MPa
5
调速阀
AQF3-E20B
30L/min
25MPa
6
单向阀
AF3-EA20B
30L/min
25MPa
7
二位三通换向阀
23YF3B-E203
45L/min
25MPa
4确定管道尺寸
油路内径尺寸一般可参照选用的液压元件接口尺寸而定，也可按管路允许的流速进行计算。
本系统主油路流量为差动时流量q=60.29L/min,压油管的允许流速取v=5m/s。
取d=16mm。
综合诸因素及系统上面各阀的通径取d=16mm，吸油管的直径参照CY14-1B变量泵吸油口连接尺寸，取吸油管内径d=42mm。
5液压油箱容积的确定
本系统为高压系统,液压油箱有效容量按泵流量的5～7倍来确定,现选用容量为400L的油箱。
6液压系统的验算
已知液压系统中进回油路的内径为d=16mm，各管道长度分别AB=0.5m,,BD=DE=1m,CF=2.5m,DF=1.5m,选用L-HM32液压油。
设其工作在20℃，其运动粘度υ=150cst=1.5cm2/s油液的密度ρ=920kg/m3。
1）工进进油路的压力损失：
运动部件快进时的最大速度为0.25，最大流量为5.02
，则液压油在油管内的流速为：
管道的雷诺数Re1为
Re1<2300，
可见油液在管道内流态为层流，其沿程阻力系数
进油管FC的沿程压力损失Δp1-1为
换向阀的压力损失Δp1-2=0.05MPa，忽略油液通过管接头，油路板处的局部压力损失，则进油路的总压力损失Δp1为：
Δp1=Δp1-1+Δp1-2=0.023+0.05=0.073MPa
2）工进回油路的压力损失：
管道的雷诺数Re2为
Re2<2300，
油液在管道内的流态为层流，其沿程阻力系数
，
回油路管道沿程压力损失Δp2-1为：
换向阀压力损失Δp2-2=0.025MPa；调速阀的压力损失Δp2-3=1MPa。
回油路的总压力损失：
Δp2=Δp2-1+Δp2-2+Δp2-3=0.0105+0.025+1=1.036MPa
变量泵出口处的压力Pp：
3）快进进油路的压力损失：
快进时液压缸为差动连接，自汇流点D至液压缸进油口E之间的管路DE中，流量60.29
。
管道的雷诺数Re1为：
Re1<2300，
可见油液在管道内流态为层流，其沿程阻力系数
。
进油管DE的沿程压力损失Δp1-1为：
同样可求管道AD段，DF段的沿程压力损失Δp1-2，Δp1-3。
管道的雷诺数Re2，Re3为：
Re2、Re3<2300，
油液在管道内流态为层流，其沿程阻力系数：
换向阀压力损失为Δp1-4=0.17MPa，Δp1-5=0.17MPa。
泵的出口压力为：
Δpp=Δp1-1+Δp1-2+Δp1-3+Δp1-4+Δp1-5=0.101+0.105+0.058+0.17+0.17=0.604MPa
快退时压力损失验算从略。
8联接螺栓强度计算
缸体与缸盖之间使用六颗45号钢螺栓进行连接，且螺栓只受拉应力。
则单个螺栓受力：
F=.56/6=50926N
由公式：
可确定：
取d=16mm
式中：
d—螺栓的危险截面直径，mm；
[σ]—螺栓材料的许用应力，MPa，[σ]=σS/S；
σS—螺栓材料的屈服极限，对于45号钢，σS=360MPa；
S—安全系数，S在1.2～1.7。
四设计心得
通过本次课程设计，让我深深的体会到了自身的不足之处，以及平日学习的粗略。
这次课程设计，使我对液压系统有了更加全面的认识和理解，了解了液压知识在生活中的广泛应用前景。
这次设计增强了自己动手能力与理论结合实际能力，同时提高了自己的独立思考能力。
五参考文献
1.《液压与气动传动》左健民主编
2.《液压系统设计简明手册》杨培元主编
3.《液压系统的计算与结构设计》张世伟主编
4.《液压气动与液力工程手册》李壮云主编
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