管件内高压成型系统设计.doc

QQ740694182 专业代做数控 夹具 模具 机械 造型 机电 土木 等理工科毕业设计 另有大量毕业设计出售 质 量保证价格优惠 QQ740694182 I 大连交通大学大连交通大学 毕毕 业业 设设 计 论计 论 文 文 题 目 管件内高压成型系统设计管件内高压成型系统设计 院 系 专 业 班 级 学生姓名 导师姓名 职称 起止时间 QQ740694182 专业代做数控 夹具 模具 机械 造型 机电 土木 等理工科毕业设计 另有大量毕业设计出售 质 量保证价格优惠 QQ740694182 II 摘要 液压与气动传动是研究以有压流体 压缩油或压缩空气 为能源介质 来实现各 种机械传动和自动控制的学科 近代液压 气压传动是由 19 世纪崛起并蓬勃发展的石 油工业推动起来的 最早实践成功装置是舰艇上的炮塔转位器 其后才在机床上应用 在 20 世纪 30 年代初期和后期在大型自动化工业中引入液压制动 1940 年代开始使用 拖拉机一增强农机设备的机动性和效率 在第二次世界大战后 液压技术很快转入民 用工业 在机床 工程机械 冶金机械 塑料机械 农机机械 汽车 船舶等行业得 到了大幅度的应用和发展 随着液压机械自动化程度的不断提高 液压 气动元件应用数量急剧增加 元件 小型化 系统集成化是必然的发展趋势 特别是近十年来 液压和启动技术与传感技 术 微电子技术密切结合 出现了许多诸多如电液比例控制阀 数字阀 电业伺服液 压缸等机 液 电一体化元器件 使液压技术在高压 高速 大功率 节能高效 低 噪声 使用寿命长 高度集成化等方面取得了重大进展 现今采用液压传动的程度已 成为衡量一个国家工业水平的重要标志 关键字 液压与气动传动 液压系统 测试技术 III ABSTRACT Hydraulic and pneumatic transmissions and a discipline that is based on fluid medium energy of compressive fluid pressure oil or compressive air to accomplish mechanical transmission and automatic control Recently hydraulic and pneumatic pressure transmission technology has been developed with a large scale petrolic industry in the 19th and the barbette displace was the first one successful using hydraulic equipment and then hydraulic machine tool The great automotive industry introduced hydraulic brakes in the early thirties and hydraulic transmissions in the late thirties The tractor industry began using hydraulic in 1940 to increase the flexibility and utility of farm equipment After the World War the hydraulic development turned into civil industry such as machine tool engineering metallurgy plastic machine farm machine vehicle and watercraft In more recent years the role of leadership in hydraulic power application has been taken over larger by some of the large earthmoving and construction equipment manufactures The total power involved is often greater than that required in even the largest aircraft With the development of higher automation of hydraulic machine and increasing use of hydraulic and pneumatic elements the scaled elements and integrated system with miniaturization is inevitable Especially in recent years hydraulic and pneumatic transmission is combined closely with the sensor and micro electronics technology It has been emerging amounts of new valves such as hydraulic electricity proportional valves digital valve hydraulic and plectra hydraulic servo cylinders and the integrative elements which will lead the hydraulic and pneumatic technology to the development of higher pressure higher speed lager power lower energy wastage and noise longevity and high integration Nowadays the application of hydraulic transmission system has become one of the important indications of industry level for a county Keywords Hydraulic and pneumatic transmissions hydraulic system testing technology 目录 摘要 I ABSTRACT II 1 绪论 1 1 1 历史液压系统的发展 1 1 2 液压技术的发展趋势 1 1 3 液压系统的影响因素 3 1 4 液压缸测试系统 4 2 液压测试系统设计 6 3 油路块设计 18 4 液压测试系统泵的概述 24 6 液压元件的选型 27 参考文献 32 致谢 33 1 绪论 1 1 液压系统的发展 液压传动和气压传动称为流体传动 是根据 17 世纪帕斯卡提出的液体静压力传动 原理而发展起来的一门新兴技术 1795 年英国约瑟夫 布拉曼 Joseph Braman 1749 1814 在伦敦用水作为工作介质 以水压机的形式将其应用于工业上 诞生了世界上 第一台水压机 1905 年将工作介质水改为油 又进一步得到改善 第一次世界大战 1914 1918 后液压传动广泛应用 特别是 1920 年以后 发展更 为迅速 液压元件大约在 19 世纪末 20 世纪初的 20 年间 才开始进入正规的工业生 产阶段 1925 年维克斯 F Vikers 发明了压力平衡式叶片泵 为近代液压元件工业或 液压传动的逐步建立奠定了基础 20 世纪初康斯坦丁 尼斯克 G Constantimsco 对能 量波动传递所进行的理论及实际研究 1910 年对液力传动 液力联轴节 液力变矩器等 方面的贡献 使这两方面领域得到了发展 第二次世界大战 1941 1945 期间 在美国机床中有 30 应用了液压传动 应该指出 日 本液压传动的发展较欧美等国家晚了近 20 多年 在 1955 年前后 日本迅速发展液 压传动 1956 年成立了 液压工业会 近 20 30 年间 日本液压传动发展之快 居世 界领先地位 液压传动有许多突出的优点 因此它的应用非常广泛 如一般工业用的塑料加工 机械 压力机械 机床等 行走机械中的工程机械 建筑机械 农业机械 汽车等 钢铁工业用的冶金机械 提升装置 轧辊调整装置等 土木水利工程用的防洪闸门及 堤坝装置 河床升降装置 桥梁操纵机构等 发电厂涡轮机调速装置 核发电厂等等 船舶用的甲板起重机械 绞车 船头门 舱壁阀 船尾推进器等 特殊技术用的巨型 天线控制装置 测量浮标 升降旋转舞台等 军事工业用的火炮操纵装置 船舶减摇 装置 飞行器仿真 飞机起落架的收放装置和方向舵控制装置等 1 2 液压技术的发展趋势 由于液压技术广泛应用了高技术成果 如自动控制技术 计算机技术 微电子技 术 磨擦磨损技术 可靠性技术及新工艺和新材料 使传统技术有了新的发展 也使 液压系统和元件的质量 水平有一定的提高 尽管如此 走向二十一世纪的液压技术 不可能有惊人的技术突破 应当主要靠现有技术的改进和扩展 不断扩大其应用领域 以满足未来的要求 综合国内外专家的意见 其主要的发展趋势将集中在以下几个方 面 1 2 1 减少能耗 充分利用能量 液压技术在将机械能转换成压力能及反转换方面 已取得很大进展 但一直 存在能量损耗 主要反映在系统的容积损失和机械损失上 如果全部压力能都能得到 充分利用 则将使能量转换过程的效率得到显著提高 为减少压力能的损失 必须解 决下面几个问题 减少元件和系统的内部压力损失 以减少功率损失 主要表现在改进元件内部 流道的压力损失 采用集成化回路和铸造流道 可减少管道损失 同时还可减少漏油损失 减少或消除系统的节流损失 尽量减少非安全需要的溢流量 避免采用节流系 统来调节流量和压力 采用静压技术 新型密封材料 减少磨擦损失 发展小型化 轻量化 复合化 广泛发展3 通径 4 通径电磁阀以及低功率电磁阀 改善液压系统性能 采用负荷传感系统 二次调节系统和采用蓄能器回路 为及时维护液压系统 防止污染对系统寿命和可靠性造成影响 必须发展新的 污染检测方法 对污染进行在线测量 要及时调整 不允许滞后 以免由于处理不及 时而造成损失 1 2 2 主动维护 液压系统维护已从过去简单的故障拆修 发展到故障预测 即发现故障苗头 时 预先进行维修 清除故障隐患 避免设备恶性事故的发展 要实现主动维护技术必须要加强液压系统故障诊断方法的研究 当前 凭有 经验的维修技术人员的感宫和经验 通过看 听 触 测等判断找故障已不适于现代 工业向大型化 连续化和现代化方向发展 必须使液压系统故障诊断现代化 加强专 家系统的研究 要总结专家的知识 建立完整的 具有学习功能的专家知识库 并利用 计算机根据输入的现象和知识库中知识 用推理机中存在的推理方法 推算出引出故 障的原因 提高维修方案和预防措施 要进一步引发液压系统故障诊断专家系统通用 工具软件 对于不同的液压系统只需修改和增减少量的规则 另外 还应开发液压系统自补偿系统 包括自调整 自润滑 自校正 在故 障发生之前 进市补偿 这是液压行业努力的方向 1 2 3 机电一体化 电子技术和液压传动技术相结合 使传统的液压传协与控制技术增加了活力 扩大了应用领域 实现机电一体化可以提高工作可靠性 实现液压系统柔性化 智能 化 改变液压系统效率低 漏油 维修性差等缺点 充分发挥液压传动出力大 贯性 小 响应快等优点 其主要发展动向如下 1 电液伺服比例技术的应用将不断扩大 液压系统将由过去的电气液压 on oE 系 统和开环比例控制系统转向闭环比例伺服系统 为适应上述发展 压力 流量 位置 温度 速度 加速度等传感器应实现标准化 计算机接口也应实现统一和兼容 2 发展和计算机直接接口的功耗为 5mA 以下电磁阀 以及用于脉宽调制系统的高 频电磁阀 小于 3ms 等 3 液压系统的流量 压力 温度 油的污染等数值将实现自动测量和诊断 由于 计算机的价格降低 监控系统 包括集中监控和自动调节系统将得到发展 4 计算机仿真标准化 特别对高精度 高级 系统更有此要求 5 由电子直接控制元件将得到广泛采用 如电子直接控制液压泵 采用通用化控 制机构也是今后需要探讨的问题 液压产品机电一体化现状及发展 液压行业 液压元件将向高性能 高质量 高可靠性 系统成套方向发展 向低能耗 低噪声 振动 无泄漏以及污染控制 应用水基介质等适应环保要求方向发展 开发 高集成化高功率密度 智能化 机电一体化以及轻小型微型液压元件 积极采用新工 艺 新材料和电子 传感等高新技术 液力偶合器向高速大功率和集成化的液力传动装置发展 开发水介质调速型 液力偶合器和向汽车应用领域发展 开发液力减速器 提高产品可靠性和平均无故障 工作时间 液力变矩器要开发大功率的产品 提高零部件的制造工艺技术 提高可靠 性 推广计算机辅助技术 开发液力变矩器与动力换档变速箱配套使用技术 液粘调 速离合器应提高产品质量 形成批量 向大功率和高转速方向发展 1 3 液压系统的影响因素 1 压力不正常 液压系统压力不正常主要表现为 1 工作压力建立不起来 2 工作压力升不到调定值 3 工作压力不稳定 2 流量不正常 速度不正常 液压系统流量不正常主要表现为 1 执行机构运 动速度不能调整到应调整的速度范围 2 速度不稳定 高速时产生冲击 低速出现爬 行 速度随负载变化而变化 3 速度转换不正常 3 液压冲击 液压冲击故障现象为 1 产生剧烈震动和噪声 2 测量仪表损坏 3 管路破裂 4 连接件松动等 4 噪音过大及过分振动 液压系统噪音过大及过分振动表现为 1 噪声和振 动超过正常工作值 2 噪声主要部位为泵 溢流阀和回油管出油管处 3 振动主要 部位为执行件 管路系统 各元件 5 油温过高 油温过高主要表现为 1 各液压件明显发热 2 油温超过成长 范围 3 油黏度明显降低 6 泄露 液压系统泄露分为外泄漏和内泄漏 故障现象主要表现为 1 系统 压力调不高 2 执行机构速度不稳定 3 系统发热 4 压力阀噪声和振动 5 控 制元件失灵 6 油从系统溢出 污染环境 7 爬行 爬行现象表现为低速时速度跳跃进行 时走时停 8 液压卡紧 液压卡紧表象为控制元件卡死 运动件不能运动使阀芯动作失灵 9 气穴现象 气穴现象主要表象为油液泡沫化 同时产生噪声和振动 导致系 统压力 速度不正常 一 工况分析 内高压成型是通过内部加压和轴向加工补料把管坯压入到模具型腔使其成型 用内高压成型可以一次成型出沿着构件的轴线截面不同的复杂零件 可以减少 模具 降低生产成本 缩短加工周期 提高成型零件的精度 降低生产成本 提高强度和刚度 尤其是提高疲劳强度等 在空心构件成型如汽车排气系统异 型管件 车身框架和空心轴类零件的成型工艺中广泛应用 本设计的设计要求 等径管件内高压成型 成型部分沿海轴线仍然为等径管件 成型模具设计 液 压系统设计 主要参数 成型管件材质为 B441 成型要求 管件内高压成型系 统液压系统 完成的工作循环是 模具油缸松开 夹紧 松开 夹紧油缸退模 起模 退模 模具油缸运动部件的重力 4KN 模具油缸的往返速度为 20mm s 模具油缸的压制力为 40KN 夹紧油缸运动部件的重力 2KN 夹紧油缸的往返速 度为 0 10mm s 夹紧油缸的压制力为 20KN 静摩擦系数 0 2 动摩擦系数 0 1 1 1 按上述设计步骤计算如下 1 1 1 工况分析 首先根据已知条件 绘制运动部件的速度循环图 如图 1 1 所示 然后计算各阶段的 外负载并绘制负载图 两油缸所受外负载 F 包括三种类型 即 F Fw Ff Fa 式中 Fw 工作负载 对于液压机来说 即为压制力 Fa 运动部件速度变化时的惯性负载 Ff 导轨摩擦阻力负载 启动时为静摩擦阻力 启动后为动摩擦阻力 对于平 导轨 Ff 可由下式求得 Ff f G FRn G 重力 FRn 垂直于导轨的工作负载 本系统中为零 f 导轨摩擦系数 静摩擦系数取 0 2 动摩擦系数为 0 1 初步确定液压缸参数 对模具油缸 1 1 2N F惯 tg VG 48 9 02 0 4000 对夹紧油缸 2 2 0 5N F惯 tg VG 48 9 01 0 2000 式中 t 起动或制动时间 s 一般机械 0 1 0 5s 对轻载低速运动部件取小 值 3 摩擦力 F 动 F 静忽略不计 4 重力 1 4000N 2 2000N F重F重 5 密封阻力 0 1F F 为总的负载 F密 5 背压阻力F 背 处算时不考虑 F背 6 压制力 1 40000N 2 20000N F压F压 根据上述计算结果 列出各工作阶段所受的外负载 并画出负载循环图 对于夹紧油缸有 F1 Fw Ff Fa1 40000N F 压 F2 Fw Ff Fa2 20000N F 压 F启 1 2 2N F启 2 0 56N F密F惯F摩 F密F惯F摩 F 起模 40000 0 9 44444N F密F压F摩 F夹紧 20000 0 9 22222N F密F压F摩 F退模 4000 0 9 4444N F密F压F摩 F 松开 2000 0 9 2222N F密F压F摩 1 1 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负载不是很大大 慢进 快退时速度较慢 从经济节 能 减少发热考虑 泵源系统宜选用叶片泵 2 调速方式的选择 在压力机的液压系统中 进给速度的控制一般采用节流阀或者调速阀 这种调速回 路具有效率高 发热小和速度刚性好的特点 1 2 液压回路组合 一 速度循环图 对于模具油缸 对于夹紧油缸 二 负载循环图 对于模具油缸 对于夹紧油缸 三 液压系统原理图 见页面 二 液压缸的设计与计算 2 1 液压系统的计算 2 1 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 4MPa 表 1 按载荷选择工作压力 载荷 kN 55 1010 2020 3030 50 50 工作压力 MPa 0 8 11 5 22 5 33 44 5 5 表 2 各种机械常用的系统工作压力 机床 机械类型 磨床组合机床龙门创床拉床 家业机械 小型工程机械 建筑机械 液压凿岩机 液压机 大中型挖掘机 重型机械 起重运输机械 工作压力 MPa 0 8 23 52 88 1010 1820 32 表 3 执行元件背压力 系统类型背压力 MPa 简单系统或轻载节流调速系统0 2 0 5 回油路带调速阀的系统0 4 0 6 回油路设置有背压阀的系统0 5 1 5 用补油泵的闭式回路0 8 1 5 回油路较复杂的工程机械1 2 3 回油路较短 且直接回油箱可忽略不计 表 4 液压泵的总效率 液压泵类型齿轮泵螺杆泵叶片泵柱塞泵 总效率0 6 0 70 65 0 800 60 0 750 80 0 85 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 44444N 和 22222N 按表可取 p2 为 0 2MPa cm 为 0 75 按设计手册取 d D 为 0 5 将上述数据代入式 2 3 可得 对于模具油缸 8 0cm 对于夹紧油缸 11 43cm 由液压缸尺寸系列表 2 4 查得 D 8 0cm 活塞直径 d 按 0 5 d 4 0cm D d D1 11 43cm 活塞直径 d 按 0 5 d1 5 7cm D d 由下表液压缸和活塞尺寸系列 取液压缸为 D 80mm 和活塞为 d 40mm D1 110mm 和活塞为 d 56mm 按最低起模速度验算液压缸的最小稳定速度 由式 A A 100 5 20 v Q min min cm 2 式中是由产品样本差得调速阀最小稳定流量为 0 1 Qmin minL 本例中调速阀是安装在起模上 故液压缸节流腔有效工作面积应取液压缸无杆腔的实 际面积 即 2 2 11 50 24cmD 4 A 2 2 22 102 56cmD 4 A 可见上述不等式能满足 液压缸所达到所需低速 液压缸内径尺寸系列 GB2348 80 8101216202532 40506380 90 100 110 125 140 160 180 200 220 250 活塞杆直径系列 GB2348 80 45681012141618 202225283236404550 5663708090100110125140 2 1 2 液压缸的设计 1 液压缸工作压力的确定 根据设备的类型按表初选工作压力 P 4MPa 2 液压缸内径 D 和活塞杆 d 的确定 有前面的计算以得出对于夹紧油缸有 D 8 0cm 和活塞 d 4 0cm 模具油缸有 D1 110mm 和活塞为 d1 56mm 3 液压缸壁厚的确定和外径的确定 1 机械的液压缸 一般用高强度铸铁材料 大多属于薄壁圆筒结构 其壁厚按薄 壁圆筒公式计算 2 D py 式中 液压缸壁厚 m D 液压缸的内径 m 试验压力 一般取最大工作压力的 1 25 1 5 倍 MPa py 缸筒材料的许用应力 其值为锻钢 110 120MPa 铸钢 100 110MPa 无缝钢管 100 120MPa 高强度铸铁 60MPa 灰铸铁 25MPa 现取 100MPaMPPP ny 65 1 对于模具油缸 cm MP cmMP 4 0 602 86 对于夹紧油缸 cm MP cmMP 57 0 602 43 116 查铸铁标准系列取 mm401 mm602 计算液压缸的主要结构尺寸计算液压缸的主要结构尺寸 确定合模缸的活塞及活塞杆直径 合模缸最大载荷时 为锁模工况 其载荷力为 1000kN 工作在活塞杆受压状态 活塞直径 1 4 2 21 pp F D 此时 p1是由增压缸提供的增压后的进油压力 初定增压比为 5 则 p1 5 6 5MPa 32 5MPa 锁模工况时 回油 流量极小 故 p2 0 求得合模缸的活塞直径为 mmDh198 0 10 5 3214 3 101004 6 4 取 Dh 0 2m 按表 2 5 取 d D 0 7 则活塞杆直径 dh 0 7 0 2m 0 14m 取 dh 0 15m 为设计简单加工方便 将增压缸的缸体与合模缸体做成 一体 见图 1 增压缸的活塞直径也为 0 2m 其活塞杆直径 按增压比为 5 求得 m D d h z 089 0 5 2 0 5 22 取 dz 0 09m 2 缸体的外径为 cmDD1642821 现取 D 16 5cm cmDD2462822 选择铸铁对于模具油缸 mmD1601 mm40 对于夹紧油缸 mmD2401 mm60 4 液压缸工作行程的确定 由于本执行机构实际工作的最大行程模具油缸 400mm 夹紧油缸 200mm 5 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式 子进行近似的计算 T1 433 0 02 2 2 dD D p D y mm45 T1 433 0 02 2 2 dD D p D y mm65 式中 t 缸盖有效厚度 m 液压缸缸盖的止口直径 m D2 缸盖孔直径 d0 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 220 D 式中 L 液压缸的最大行程 D 液压缸的内径 H 220 D 活塞的宽度 B 一般取 B 0 6 1 0 缸盖的滑动支撑面的长度 根据液压缸内 D1 1 径 D 而确定 当 D80mm 时 取 0 6 1 0 d 1 因为 B 在 0 6 1 0 D 故 模具油缸活塞 B1 75 125 mm 夹紧油缸活塞 B2 25 65 mm 现取 B1 80mm B2 45mm 因为 D1 160mm D2 240mmmm80 mm45 故取 0 6 1 0 d 1 现取 75cm 40cm 1 2 三 液压系统计算与选择液压元件 3 1 计算在各工作阶段液压缸所需的流量 D Q起模 4 2 vmin 02 0 580 4 2 Lsmm Q退模 min 09 0 2080 44 22 LsmmvD Q夹紧 min 8 0 20113 4 1 4 22 Lsmmvd min 8 0 10113 4 1 4 22 Lsmmvd Q 松开 确定液压泵的流量 压力和选择泵的规格 3 2 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 p ppp 1 式中 液压泵最大工作压力 pp 执行元件最大工作压力 p1 进油管路 中的压力损失 初算时简单系统可取 0 8MPa p MPaMPaMPap ppp 6 4 6 04 1 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 pp 另外考虑到低压系统取小值 高压系统取大值 在本系统中 1 45 pnpp MPa6 6 3 2 2 泵的流量的确定 液压泵的最大流量为 1 2 4 4 8 max q K q L p minL 式中 液压泵的最大流量 qp 同时作用的各执行元件所需流量之和的最大值 max q 系统泄漏系数 一般 1 1 1 3 现取 1 2 KLKLKL 选择液压泵的规格 根据以上计算得的和再查有关手册 现选择 YB1 25 qppp 型斜盘式轴向柱塞泵 该泵的参数为 每转的排量 泵的额rmL q 100 5 2 0 定压力 电动机转速 960 总效率 MPa pn 3 6 minr75 0 与液压泵匹配的电动机的选定 首先分别算出两种不同工况时的功率 两者 较大者作为电动机规格的依据 由于在泵的输出流量减小 泵的功率急剧下降 一般当流量在 0 2 1的范围内时 可取 同时还应该注意到 minL14 0 3 0 为了使所选择的电动机在经过泵的流量特性曲线的最大功率点时不至电动机停转 需进行验算即 p qp n pB 2 式中 所选择电动机额定功率 pn 力限压式变量泵的限定压 pb 泵的输出流量时压力 为 pq bp 首先计算快进时的功率 快进时的外负载为 0N 此时快进时进油路的压力为 0 功率为 0 起模时所需电动机功率为 P kw LMPa 81 0 75 0 60 min86 4 由手册选择 YB1型三相异步电动机 功率 4kw 额定转速 960 minr 3 3 液压阀的选择 液压元件明细表 序号元件名称型号备注 1 截止阀 2 液位计 3 空气滤清器 4 滤油器 5 叶片泵 YB1 25 无锡市拓力 6 三相异步电机 Y132M1 6 上海松江机电厂 7 单向阀 8 电磁溢流阀 9 压力表 10 蓄能器 11 三位四通换向阀 12 二位二通换向阀 13 单向调速阀 14 液控单向阀 3 4 蓄能器的选择 1 蓄能器用于补充液压泵供油不足时 其有效容积为 V A1L1K qBt m3 式中 A 为液压缸有效面积 m2 L 为液压缸行程 m K 为液压缸损失系数 估算时可 取 1 2 qB 为液压泵供油流量 m3 s t 为动作时间 s 2 蓄能器作应急能源时 其有效容积为 V A1L1K m3 当蓄能器用于吸收脉动缓和液压冲击时 应将其作为系统中的一个环节与其关联 部分一起综合考虑其有效容积 根据求出的有效容积用 NXQA4 10 L 蓄能器 3 5 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 8 0 9 8 9L min 压油管的允许 流速取sm4 d 4 6mm q 8 6 综合诸因素及系统上各阀的通径取 d 7mm 吸油管的直径参照 YB1 25 变量泵吸 油口连接尺寸 取吸油管内径 d 45mm 3 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 倍来确定选用容量为 400L 3 6 液压系统的验算 已知液压系统中进回油路的内径为 d 7mm 各管道长度分别 AB 0 5m BC 0 7m DE FG 4m CD 0 5m CF 0 3m 选用 L HM32 液压油 设其工作 在 其运动粘度油液的密度C 0 20scst cm 2 5 1150 m kg 3 920 1 压力损失验算 1 模具油缸起模的压力损失 运动部件的最大速度为 20mm s 最大流 量为 0 8 则液压油在油管内的流速为minL scm q d V 66 34 14 3 8 04 1 4 7 0 10 2 3 2 1 1 夹紧时油液的压力损失 运动部件的最大速度为 20mm s 最大流量为 0 8 则液压油在油管内的流速为minL scm q d V 87 0 14 3 02 0 4 2 4 7 0 10 2 3 2 2 管道的雷诺数为 Re1 Re1 d V 58 16 5 1 7 053 35 2300 可见油液在管道内流态为层流 其沿程阻力系数 Re1 Re1 75 52 4 58 16 75 进油管 FC 的沿程压力损失为 p 11 2 1 p 11 2 2 v d l MPa023 0 2 008 0 34 0 920 007 0 3 05 07 0 2 查的换向阀的压力损失 0 05Mpa 管的压力损失 1MPa p 21 p 31 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为 p1 2 0 023 0 10 1 1 123MPa p1 p 11 p 21 p 31 2 退模回油路的压力损失 scm q d V 90 3 14 3 09 0 4 2 4 7 0 10 2 3 2 2 松开回油路的压力损失 scm q d V 66 34 14 3 8 04 1 4 7 0 10 2 3 2 1 管道的雷诺数为 Re2 Re2 d V2 99 17 5 1 7 056 38 2300 油液在管道内的流态为层流 其沿程阻力系数 Re2 Re2 75 16 4 99 17 75 回油路管道沿程压力损失为 p 12 4 97 p 12 2 2 v d l MPa048 0 2 920 007 0 1 385 0 2 查产品样本知换向阀的压力损失 0 025Mpa p 22 回油路的总压力损失 p2 p 12 p 22 p 32 0 048MPa 0 025MPa 1MPa 1 07 MPa 变量泵出口处的压力p p ppp A p A cm F 1 1 2 2 19 2Mpa 10 10 043 1 10 6 4 64 083 1 72 122 043 1 1 5975 0 60000 4 快进时的压力损失 1 进油路的压力损失 快进时液压缸为差动连接 自汇流点 A 至液压缸进油口 C 之 间的管路 AC 中 流量为液压缸出口的两倍即 40 AC 段管路的沿程压力损失minL 为 p 11 V1 d q 2 4 scm590 6014 3 404 2 1 10 2 3 管道的雷诺数为 Re1 Re1 d V1 472 5 1 2 1590 2300 可见油液在管道内流态为层流 其沿程阻力系数 Re1 Re1 75 159 0 472 75 进油管 AC 的沿程压力损失为 p 11 0 159 p 11 2 2 v d l MPa15 0 2 920 012 0 7 0 9 5 2 同样可求管道 AF 段及 AD 段的沿程压力损失和 p 21 p 31 V1 d q 2 4 scm295 6014 3 204 2 1 10 2 3 管道的雷诺数为 Re1 Re1 d V1 236 5 1 2 1295 2300 可见油液在管道内流态为层流 其沿程阻力系数 Re1 Re1 75 32 0 236 75 0 32 p 21 2 2 v d l MPa139 0 2 920 012 0 3 1 95 2 2 0 32 p 31 2 2 v d l MPa107