小型液压机液压系统设计DOC.docx

1、小型液压机液压系统设计DOC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

2、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

3、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：图3-1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=0.125000=2500N惯性负载 Fm=m（v/t）t为加速或减速的时间

4、一般t=0.010.5s，在这里取t=0.2sFm=（250004.5）/（100.260）=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+Ffs30000N加速F=G+Fm+Ffd28438N快进F=G+Ffd27500N共进F=G+Ft+Ffd3775000N快退F=G-Ffd22500N负载循环图如下图3-24 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

5、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: 图4-14.3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/p1cm1/2=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

6、）取液压缸的D和d分别为140mm和100mm。按最低工进速度验算液压缸的最小稳定速度AQmin/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=（D2d2）/4=3.14（14021002）/4 =75.36 cm2A1= 2A2=157.3 cm2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

7、油腔压力p1(MPa)输入功率P(kw)快进（差动）启动3000004.269P1=(F/)+A2P/(A1-A2)q=(A1-A2)v1P=p1q加速28438P1+p(p=0.3Mpa)4.062恒速275000.58883.9372.318工 进3775000.6 0.010325.850.266P1=(F/)+p2A2/A1q=A1v2P=p1q快退启动3000004.15P1=(F/)+p2A1/A2q=A2v3P=p1q加速284380.65.16恒速275000.56525.032.843注：液压缸的机械效率取m=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

8、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，简单系统可取0.20.5Mpa。故可取压力损失P1=0.5Mpa 25+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Pa 1.25Pp-1.6Pp 因此Pa=1.25Pp=1.2525.5=31.875MPa图4-2 2）泵的流量确定,液压泵的最大流量应为 QKL（Q）max油液的泄漏系数KL=1.2故

9、Qp=KL（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= 3000 r/min nmin=400r/min 额定压力p0=31.5Mpa，每转排量q=33.1L/r，容积效率=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0.21L/min范围内时，可取0.030.14.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

10、最大功率时不至停转，需进行演算，即PaQp/,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/=3.31kw 工进时所需电机功率为：P工进=4.06 kw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72.4XU-D32X100XU-D32X1002液压泵49.6345IGP5-3

11、23三位四通电磁阀60.32534YF30-E20B4单向调速阀3040ADTL-105二位三通电磁阀60.323YF3B-E20B6单向阀18-150031.5SA107压力表开关35KF-288溢流阀6316YF3-E10B4.5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=47.1Lmin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=33.91Lmin，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=49.6

12、Lmin ，V=2ms）现参照YBX-16变量泵吸油口连接尺寸，取吸油管内径d为29mm4.6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57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PD/2=38.25140/2100=26.78mm（=100110MP）故取=30mm液压缸壁厚算出后，即可求出缸体

13、的外径D1为D1D+2=140+230=200mm4.8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：t0.433D（P）=23.2mm有孔时：t0.433 D2（P D2（D2d0）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=90m

14、m取H=95mm活塞宽度B=（0.61.0）D1=1404.10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2030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，考虑到进出油路上阀和管道的压力损失为（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上述计算所得的是系统的静态压力，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态压力，另外考虑到一定压力贮备量，并确保泵的寿命，其正常工作压力为泵的额定压力的80%左

15、右因此选泵的额定压力应满足：液压泵的最大流量应为：式中液压泵的最大流量同时动作的各执行所需流量之和的最大值，如果这时的溢流阀正进行工作，尚须加溢流阀的最小溢流量。系统泄漏系数，一般取，现取。qp=KL(q)max+q=1.1*（393+2.5）=395.5L/min（1）选择液压泵的规格由于液压系统的工作压力高，负载压力大，功率大。大流量。所以选轴向柱塞变量泵。柱塞变量泵适用于负载大、功率大的机械设备（如龙门刨床、拉床、液压机），柱塞式变量泵有以下的特点：1） 工作压力高。因为柱塞与缸孔加工容易，尺寸精度及表面质量可以达到很高的要求，油液泄漏小，容积效率高，能达到的工作压力，一般是（），最高可

16、以达到。 2） 流量范围较大。因为只要适当加大柱塞直径或增加柱塞数目，流量变增大。 3） 改变柱塞的行程就能改变流量，容易制成各种变量型。 4） 柱塞油泵主要零件均受压，使材料强度得到充分利用，寿命长，单位功率重量小。但柱塞式变量泵的结构复杂。材料及加工精度要求高，加工量大，价格昂贵。根据以上算得的和在查阅相关手册机械设计手册成大先P20-195得：现选用，排量63ml/r，额定压力32Mpa，额定转速1500r/min，驱动功率59.2KN，容积效率，重量71kg，容积效率达92%。（2）与液压泵匹配的电动机的选定由前面得知，本液压系统最大功率出现在工作缸压制阶段，这时液压泵的供油压力值为2

17、6Mpa，流量为已选定泵的流量值。液压泵的总效率。柱塞泵为，取0.82。 选用1000r/min的电动机，则驱动电机功率为：选择电动机 ，其额定功率为18.5KW。5 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=0.3m AC=1.7m AD=1.7m DE=2m 。选用L-HL32液压油，考虑到油的最低温度为15查得15时该液压油曲运动粘度 V=150cst=1.5cms，油的密度=920kgm5.1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 ，进给时的最大流量为23.55Lmin ，则液压油在管

18、内流速V为：V1=Q（dd4）=（23.551000）（3.142.92. /4）=59.45(cms)管道流动雷诺数Rel为Rel=59.453.21.5=126.8Rel2300可见油液在管道内流态为层流，其沿程阻力系数l=75 Rel=0.59进油管道的沿程压力损失P为：P1-1=l（ld）（V2 =0.591.7+0.3(0.0299200.5922)=0.2MPa查得换向阀34YF30-E20B的压力损失P=0.05MPa忽略油液通过管接头、油路板等处的局部压力损失，则进油路总压力损失P为：P1=P1-1+P1-2=(0.21000000+0.051000000)=0.25MPa （

19、2）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，则回油管道的流量为进油管的二分之一，则：V2=V/2=29.7（cms）Rel=V2dr=29.721.5=57.52=75Rel=7557.5=1.3回油管道的沿程压力损失P为：P2-1=（ld）（PVXV2）=1.320.0299200.5952/2=0.56MPa查产品样本知换向阀23YF3B-E20B的压力损失P=0.025MPa。换向阀34YF30-E20B的压力损失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=P2-1+P

20、2-2+P2-3+2-4=0.55+0.025+0.025+0.5=1.1MPa（3）变量泵出口处的压力P： Pp=（Fcm+A2P2）（A1+P1） =（3075000.9+0.007851.1100）0.01539+0.15 =22.4MPa（4）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段管路的沿程压力损失为P1-1为 V1=Q/（dXd/4）=45.221000(3.142X2/460)=240.02(cms) Rel=vld/r=320.03 1=75/rel=0.234 P1-1=（l/d）

21、（V2） =0.234.（1.70.02）（9202.4X2.4X2） =0.2MPa同样可求管道AB段及AD段的沿程压力损失P1-2 P1-3为V2=Q（dxd4）=295cms Re2=Vdr=236V2=75 Re2=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： 34YF30-E20B的压力损失，P2-1=0.17MPa 23YF3B-E20B的压力损失，P2-1=0.17MPa据分析在差动连接中，泵的出口压力为PP=2P1-2+P1-2+P2-2+P2-1+P2-2+FA2cm =20.2+0.024+0.15+017+0.17+

22、250.007850.9 =0.18MPa快退时压力损失验算亦是如此，上述验算表明，无需修改远设计。5.2 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当V=4cmmin时流量Q=V（DD4）=0.140.144=0.616Lmin）此时泵的效率为0.1，泵的出口压力为22.4MPa则有：P输入=22.40.616（600.1）=2.464（KW）P输出=FV=307500x4600.010.001

23、=0.21（Kw）此时的功率损失为P=P输入P输出=2.464-0.21=2.23 (Kw)当V=25cmmin时，Q=3.85Lmin 总效率=0.8则P输入=253.85（600.8）=1.845（Kw）P输出=FV=30750025600.010.001=1.28（Kw）P=P输入P输出=0.565（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=100.001Kw（cm）油箱的散热面积A为 A=0.065V2/3=6.5m2系统的温升为：T=PKA=2.156（100.0016.6）=33.2验算表明系统的温升在许可范围内5.3 螺栓校核 液压

24、缸主要承受轴向载荷Fmax=207000取6个普通螺栓，则每个螺栓的工作拉力为Fo=207000/6=34500N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)】F Fb为残余预紧力 则Fb=（1.51.8）F 取Fb=1.5F Cb/(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=86250N螺栓的中径d(1.3x4F)/ 1/2=22.1mm=s/S=433MP 材料选用40Cr所以取标准值d=24mm 选用螺栓为M24总 结经过一周的努力我终

25、于完成了这次液压课设，期间我有很多不懂的地方通过查找资料虚心地向同学请教我克服了这些困难，也能过完成基本简单的项目了，这次课设于我来说收获丰富，它不紧使我对液压这门课的知识有了更深层次的认识，也对我的将来有重大的影响，教会了我如何克服困难，我坚信这次课设对我以后的工作道路影响巨大。 通过本次设计，让我很好的锻炼了理论联系实际，与具体项目、课题相结合开发、设计产品的能力既让我们懂得了怎样把理论应用于实际，又让我们懂得了在实践中遇到的问题怎样用理论去解决。在本次设计中，我们还需要大量的以前没有学到过的知识，于是图书馆和INTERNET成了我们很好的助手在查阅资料的过程中，我们要判断优劣、取舍相关知识，不知不觉中我们查阅资料的能力也得到了很好的锻炼。 在设计过程中，总是遇到这样或那样的问题有时发现一个问题的时候，需要做大量的工作，花大量的时间才能解决自然而然，我的耐心便在其中建立起来了为以后的工作积累了经验，增强了信心。 参 考 文 献1孔庆华.液压系统设计指导.哈尔滨：哈尔滨工业大学出版社，2012. 2左健民.液压与气压传动.第2版.北京：机械工业出版社，2004.3章宏甲.液压与气压传动.第2版.北京：机械工业出版社，2001.4许福玲. 液压与气压传动. 武汉：华中科技大学出版社，2001.5林文华.液压系统设计简明手册.北京：机械工业出版社，2000.