压力机液压系统.docx

1、压力机液压系统一液压系统原理设计 11工况分析 12拟定液压系统原理图 4二液压缸的设计与计算 61液压缸主要尺寸的确定 62液压缸的设计 7三液压系统计算与选择液压元件 101计算在各工作阶段液压缸所需的流量 102确定液压泵的流量，压力和选择泵的规格 103液压阀的选择 124确定管道尺寸2液压缸的设计 125液压油箱容积的确定 126液压系统的验算 127系统的温升验算 158联接螺栓强度计算 16四设计心得 17五参考文献 17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：快速空程下行一慢速加压一 保压一快速回程一停止工作循环。快速往返速度为3m/min ,加压

2、速度为 40-250mm/min，压制力为300000N,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-由于液压缸密圭寸所造成的运动阻力；G-运动部件自重液压缸各种外负载值液压机压制力F压=300000N1） 工作负载：2） 惯性负载：数沁J 25510.20Ng t 9.8 0.

3、33） 运动部件自重:4） 密封阻力G=25000NF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-GF 惯 G 25510.20 25000 MF 启 0.9 0.9 566.89N加速阶段：F加=F密+F惯-GF 加 F 惯 G 2551.20 25000 566.89N加 0.9 0.9快进阶段：F快=卩密-GF快 0.9( G) 22500N工进阶段：F工=F密+F压-GF工 F 压 G 300000 25000 305555.56N0.9

4、 0.9快退阶段：F退=卩密+G2 5000 27777.78N0.9 0.9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：5050L(mm)负载循环图:F(N)30555556622500 J 400277778L(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

5、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）0.82.0352881010 1620 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。

6、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:0.162420.0201mA2 （D2 d2）4初步计算液压缸最大工作压力:(0.162 0.1252)40.0078m2Pn305555.560.020115.20MPa按最低工进速度验算液压缸的最小稳定速度，由式Qminv min0.1 103425cm2式中Qmin是调速阀的最小稳定流量为 0.1 L min 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)81012162025324050

7、6380(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=25MPa2） 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=12.5cm3） 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：PyD2H式中：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（1.251.5）倍d缸筒材料的许用应力。其值为：锻钢：d=110 120MPa；铸钢：护100110

8、MPa； 无缝钢管：(T =100120MPa； 高强度铸铁：(T =60MPa;灰铸铁：(T =25MPa。Py 1.5pn 1.5 16.58 24.87MPa现取d=100MPa：查无缝钢管标准系列取24.87 1602 10019.90mm20mm。0.433 0.1624.87 106 0.16100 (0.16 0.035)t 39.09mm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

9、小导向长度 H应满足以下要求：H丄202式中：l 液压缸的最大行程；D 液压缸的内径。lD 400160H 一 100mm202 202活塞宽度B 一般取B=(0.61.0)D,B=96160mm,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 D80mm 时，取 A=(0.61.0)d,因为 D=160mm80mm，故 A=(0.61.0)d=75125mm,现取 A=90mm。A B 130 90 110mm H2 2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-0.12523 36.80L/min44Q工进12D

10、 v0.1620.255.02L / min44Q工进22D v0.1620.040.80L/min44Q快退-(D2d2)v -2(0.1620.125 ) 34 423.49L/min2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Pp P1 P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,初算时简单系统可取0.8MPapp p1 p 16.58 0.8 17.38MPaPp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

11、系统中Pn 1.4pp 24.33MPa。取 Pn=25MPa3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-D32X10045L/mi n25MPa2轴向柱塞泵CY14-1B45L/mi n25MPa3压力表KF3-EA20B20L/mi n25MPa4三位四通换向阀4YF30-E20B45L/mi n25MPa5调速阀AQF3-E20B30L/mi n25MPa6单向阀AF3-EA20B30L/mi n25MPa7二位三通换向阀23YF3B-E20345L/mi n25MPa4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

12、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/so4.660.29515.97mm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 57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

13、=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5.02L min，则液压油在油管内的流速为:34 5.02 104d21.622498.01cm/ min416.3mm/ s管道的雷诺数Re1为Re1虫41型空 44.411.5Re1 2300,可见油液在管道内流态为层流，其沿程阻力系数空 d 1.69Re1 44.41进油管FC的沿程压力损失 巾1-1为2 2P1 10.023MPal V 0.7 1 1 920 0.41631.69 -d 2 0.016换向阀的压力损失 巾1-2=0.05MPa，忽略油液通过管接

14、头，油路板处的局部 压力损失，则进油路的总压力损失 Ap1为：Zp1=4)1-1+ Ap1-2=0.023+0.05=0.073MPa2)工进回油路的压力损失：V1 416.3V2 1 208.15mm/s2 2管道的雷诺数R2为空 20815 =6 22.201.5Re22300,油液在管道内的流态为层流，其沿程阻力系数75 75 3.38 ,Re2 22.20回油路管道沿程压力损失巾2-1为:p2 14 3.38d 222.5 920 0.208150.0160.0105MPa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=

15、zp2-i + zp2-2+ Zp2-3=0.0105+0.025+1=1.036MPa变量泵出口处的压力Pp：Pp F/ 叮 P2 P1A300000/0.95 了83 10 3 * * * * 倔66 0.073 106 16.19MPa20.10 10 33）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 L min 。qd2460.29 10可见油液在管道内流态为层流，其沿程阻力系数75750.141 。533.3进油管DE的沿程压力损失 巾1-1为:Pl 10.14110.0162920 520.101MPa同样可求管道A

16、D段，DF段的沿程压力损失Ap1-2,巾1-3。q-d2434 36.8 1023.14 1.6 603052mm/sq-d2434 23.49 103.14 1.62 601948mm/ s管道的雷诺数Re2, Re3为:Re2Re3V2dV3d305.2 1.61.5194.8 1.61.5325208Re2、Re32300,油液在管道内流态为层流，其沿程阻力系数:p1 22d 2p1 3_3 d75Re275Re375325752080.230.36ccc 1.7 920 3.0520.23 -0.016 21.50.36 0.0162920 1.9420.105MPa0.0584)换向

17、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：d J41可确定:4 5092614.7mm300取 d=16mm式中：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1.21.7。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2 5000mm /s管道的雷诺数Re1为:空竺卫533.31.5Re1 2300,