小型液压机液压系统设计.docx
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小型液压机液压系统设计
引言
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。
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。
1设计题目
小型液压机的液压系统设计
2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、慢速加压、
保压、快速回程、停止的工作循环，快速往返速度为4.5m/min，加压速度为
40-260mm/min,压制力为350000N运动部件总重力为25000N油缸垂直安装,设计该压力机的液压传动系统。
3工况分析
首先根据已知条件绘制运动部件的速度循环图:
计算各阶段的外负载并绘制负载图
工件的压制力即为工件的负载力：
F=350000N
摩擦负载静摩擦系数取0.2，动摩擦系数取0.1则
静摩擦阻力Ffs=0.225000=5000N
动摩擦阻力Ffd=0.1X25000=2500N
惯性负载Fm=m（Av/△t）
△t为加速或减速的时间一般△t=0.01~0.5s，在这里取△t=0.2s
Fm=（25000X4.5）/（10X0.2X60）=938N自重G=25000N
表1液压缸在各工作阶段的外负载
工作循环
外负载F（N）
启动
F=G+Ffs
30000N
加速
F=G+Fm+Ffd
28438N
快进
F=G+Ffd
27500N
共进
F=G+Ft+Ffd
3775000N
快退
F=G-Ffd
22500N
负载循环图如下
4拟定液压系统原理
4.1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。
4.2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：
K1
K2
图4-1
K3
4.3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25MPa
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377500N,按表2取p2可不计,考虑到快进，快退速度相等，取d/D=0.7
D={4Fw/[nplncm]}1/2=0.141（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
取液压缸的D和d分别为140mn和100mm
按最低工进速度验算液压缸的最小稳定速度
A>Qmin/Vmin=0.05x1000/3=16.7（cm2）
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
A2=n（D2-d2）/4=3.14x（1402-1002）/4=75.36cm2
A1=2A2=157.3cm2
满足不等式，所以液压缸能达到所需低速。
根据上述D和d的值，可估算出液压缸在各个工作阶段中的压力、流量和功率，如表2所示，并据此绘出工况图如图4-2所示。
表2液压缸在不同工作阶段的压力、流量和功率值
工况
负载F
（N）
液压缸
计算公式
回油腔压力
p2（MPa）
输入流量q（?
/s）
进油腔压力
p1（MPa）
输入功
率P（kw）
快进
（差动）
启动
30000
0
一
4.269
一
P1=[（F/n）+A2△P]/（A1-A2）
q=（A1-A2）v1
P=p1q
加速
28438
P1+Ap
（△
p=0.3Mpa）
一
4.062
一
恒速
27500
0.5888
3.937
2.318
工进
377500
0.6
0.0103
25.85
0.266
P1=[（F/n）+p2A2]/A1
q=A1v2
P=p1q
快
退
启动
30000
0
一
4.15
一
P1=[（F/n）+p2A1]/A2
q=A2v3
P=p1q
加速
28438
0.6
一
5.16
一
恒速
27500
0.5652
5.03
2.843
注：
液压缸的机械效率取nm=0.9
（2）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
PpRp
式中，Pp—液压泵最大工作压力；
P1-执行元件最大工作压力；
p—进油管路中的压力损失,
简单系统可取0.2~~0.5Mpa。
故可取压力损失刀△P1=0.5Mpa25+0.5=25.5MPa
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Pa1.25Pp-1.6Pp
因此Pa=1.25Pp=1.2525.5=31.875MPa
sXAod乏、巳yEL匚二一
2）泵的流量确定，液压泵的最大流量应为
QKL（刀Q）max
油液的泄漏系数KL=1.2
故Qp=KL（刀Q）max=1.235.33=42.39L/min
3）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型的内啮合齿轮
泵，
nmax=
nmin=400r/min
额定压力pO=31.5Mpa,每转排量q=33.1L/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=0.03-0.14.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
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。
快进时所需电机功率为：
P电机=P/n=3.31kw
工进时所需电机功率为：
P工进=4.06kw
查阅电动机产品样本，选用Y132S1-2型电动机，其额定功率为5.5KW，额定转速为2900r/min。
4.4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
72.4
XU-D32X100
XU-D32X100
2
液压泵
49.6
34.5
IGP5-32
3
三位四通电磁阀
60.3
25
34YF30-E20B
4
单向调速阀
30
40
ADTL-10
5
二位三通电磁阀
60.3
23YF3B-E20B
6
单向阀
18-1500
31.5
SA10
7
压力表开关
35
KF-28
8
溢流阀
63
16
YF3-E10B
4.5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=47.1L／min压油管的允许流速
取V=3m/s则内径d为d=4.6（35.33/3）1/2=15.8mm
若系统主油路流量按快退时取Q=33.91L/min,则可算得油管内径d=15.4mm.
综合d=20mm
吸油管同样可按上式计算（Q=49.6L/min,V=2n/s）现参照YBX-16变量
泵吸油口连接尺寸，取吸油管内径d为29mm
4.6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5—7倍来确定则选用容量为400L。
4.7液压缸的壁厚和外径的计算
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
Z>PD/2[（T]=38.25X140/2X100=26.78mm（[c]=100~110MP
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+2X30=200mm
4.8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：
t>0.433D（P/[c]）=23.2mm
1/2
有孔时：
t>0.433D2（PD2/[c]（D2-do）}式中，
t缸盖有效厚度
D缸盖止口内直径
D2缸盖孔的直径
4.9最小导向长度的确定
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+140/2=90mm
取H=95mm
活塞宽度B=（0.6—1.0）D=140
4.10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20~30倍液压元件的选择确定液压泵规格和驱动电机功率。
由前面工况分析，由最大压制力和液压主机类型，初定上液压泵的工作压力取为25MPa，考虑到进出油路上阀和管道的压力损失为1MPa（含回油路上的压力损失折算到进油腔），则液压泵的最高工作压力为
巳PP（251）10626MPa
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
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