压力机液压系统Word格式.docx

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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

F惯G25510.2025000M

F启0.90.9566.89N

加速阶段：

F加=F密+F惯-G

F加F惯G2551°

.2025000566.89N

加0.90.9

快进阶段：

F快=卩密-G

F快0.9（G）22500N

工进阶段：

F工=F密+F压-G

F工F压G30000025000305555.56N

0.90.9

快退阶段：

F退=卩密+G

2^500027777.78N

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

L（mm）

负载循环图:

F（N）

305555

566

22500J400

277778

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

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:

0.162

4

2

0.0201m

A2（D2d2）

初步计算液压缸最大工作压力:

（0.1620.1252）

0.0078m2

Pn

305555.56

0.0201

15.20MPa

按最低工进速度验算液压缸的最小稳定速度，由式

Qmin

vmin

0.1103

25cm2

式中Qmin是调速阀的最小稳定流量为0.1Lmin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

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：

PyD

2H

L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

[d—缸筒材料的许用应力。

其值为：

锻钢：

[d=110〜120MPa；

铸钢：

［护100〜110MPa；

无缝钢管：

［（T］=100〜120MPa；

高强度铸铁：

［（T］=60MPa;

灰铸铁：

［（T］=25MPa。

Py1.5pn1.516.5824.87MPa

现取［d=100MPa：

查无缝钢管标准系列取

24.87160

2100

19.90mm

20mm。

0.4330.16

24.871060.16

100（0.160.035）

t39.09mm

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：

H丄

l—液压缸的最大行程；

D—液压缸的内径。

l

D400

H一

100mm

220

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。

AB13090110mmH

22

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

Q快进

d2v

-0.1252

336.80L/min

Q工进1

Dv

0.25

5.02L/min

Q工进2

0.04

0.80L/min

Q快退

-（D2

d2）v-

（0.16

0.125）3

44

23.49L/min

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

PpP1P

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,初算时简单系统可取0.8MPa

ppp1p16.580.817.38MPa

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

Pn1.4pp24.33MPa。

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-D32X100

45L/min

25MPa

轴向柱塞泵

CY14-1B

3

压力表

KF3-EA20B

20L/min

三位四通换向阀

4YF30-E20B

5

调速阀

AQF3-E20B

30L/min

6

单向阀

AF3-EA20B

7

二位三通换向阀

23YF3B-E203

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/so

4.6

60.29

15.97mm

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20C,其运动粘度u150cst=1.5cm2/s油液的密度p920kg/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5.02Lmin，则液压油在

油管内的流速为:

45.0210

4d2

1.62

2498.01cm/min

416.3mm/s

管道的雷诺数

Re1为

Re1虫

41型空44.41

1.5

Re1<

2300,

可见油液在管道内流态为层流，其沿程阻力系数

空d1.69

Re144.41

进油管FC的沿程压力损失巾1-1为

P11

0.023MPa

lV…0.7119200.4163

1.69-

d20.016

换向阀的压力损失巾1-2=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Ap1为：

Z\p1=4）1-1+Ap1-2=0.023+0.05=0.073MPa

2）工进回油路的压力损失：

V1416.3

V21208.15mm/s

管道的雷诺数R2为

空20815=622.20

Re2<

油液在管道内的流态为层流，其沿程阻力系数

75753.38,

Re222.20

回油路管道沿程压力损失

巾2-1为:

p21

43.38

d2

2.59200.20815

0.016

0.0105MPa

换向阀压力损失巾2-2=0.025MPa;

调速阀的压力损失Ap2-3=1MPa。

回油路的总压力损失:

Ap2=z\p2-i+z\p2-2+Z\p2-3=0.0105+0.025+1=1.036MPa

变量泵出口处的压力Pp：

PpF/叮P2P1

A

300000/0.95了83103****倔660.07310616.19MPa

20.10103

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60.29Lmin。

q

d2

60.2910

75

0.141。

533.3

进油管DE的沿程压力损失巾1-1为:

Pl1

0.141

9205

0.101MPa

同样可求管道AD段，DF段的沿程压力损失

Ap1-2,巾1-3。

-d2

436.810

3.141.660

3052mm/s

423.4910

3.141.6260

1948mm/s

管道的雷诺数Re2,Re3为:

Re2

Re3

V2d

V3d

305.21.6

194.81.6

325

208

Re2、Re3<

油液在管道内流态为层流，其沿程阻力系数:

p12

2d2

p13

\_

3d

0.23

0.36

ccc1.79203.052

0.23-

0.0162

0.360.016

9201.94

0.105MPa

0.058

4）

换向阀压力损失为

1-4=0.17MPa,y1-5=0.17MPa。

泵的出口压力为:

App=Ap1-1+^p1-2+4）1-3+Ap1-4+Ap1-5=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=305555.56/6=50926N

由公式：

dJ41]

可确定:

450926

14.7mm

300

取d=16mm

d—螺栓的危险截面直径，mm；

[d—螺栓材料的许用应力，MPa,[可=®

S;

螺栓材料的屈服极限，对于45号钢，d=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

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

25000mm/s

管道的雷诺数Re1为:

空竺卫533.3