压力机液压系统

目目 录录 一一 液压系统原理设计液压系统原理设计 1 1 1 1 工况分析工况分析 1 1 2 拟定液压系统原理图拟定液压系统原理图 4 4 二二 液压缸的设计与计算液压缸的设计与计算 6 6 1 1 液压缸主要尺寸的确定液压缸主要尺寸的确定 6 6 2 2 液压缸的设计液压缸的设计 7 7 三三 液压系统计算与选择液压元件液压系统计算与选择液压元件 10 10 1 1 计算在各工作阶段液压缸所需的流量计算在各工作阶段液压缸所需的流量 10 10 2 2 确定液压泵的流量确定液压泵的流量 压力和选择泵的规格压力和选择泵的规格 10 10 3 3 液压阀的选择液压阀的选择 12 12 4 4 确定管道尺寸确定管道尺寸 2 2 液压缸的设计液压缸的设计 12 12 5 5 液压油箱容积的确定液压油箱容积的确定 12 12 6 6 液压系统的验算液压系统的验算 12 12 7 7 系统的温升验算系统的温升验算 15 15 8 8 联接螺栓强度计算联接螺栓强度计算 16 16 四四 设计心得设计心得 17 17 五五 参考文献参考文献 17 17 一一 液压系统原理设计液压系统原理设计 1 1 工况分析工况分析 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 慢速加压 保压 快速回程 停止工作循环 快速往返速度为 3m min 加压速度为 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 由于液压缸密封所造成的运动阻力 G 运动部件自重 液压缸各种外负载值 1 工作负载 液压机压制力 F压 300000N 2 惯性负载 N tg VG F20 25510 3 08 9 325000 惯 3 运动部件自重 G 25000N 4 密封阻力 F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 GN GF F89 566 9 0 2500020 25510 9 0 惯 启 加速阶段 F加 F密 F惯 GN GF F89 566 9 0 2500020 25510 9 0 惯 加 快进阶段 F快 F密 G NGF22500 9 0 快 工进阶段 F工 F密 F压 GN GF F56 305555 9 0 25000300000 9 0 压 工 快退阶段 F退 F密 GN G F78 27777 9 0 25000 9 0 退 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 负载循环图 50 L mm V mm s 0 67 4 17 50 400 2 拟定液压系统原理图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 305555 L mm 400 566 22500 277778 F N 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 二二 液压缸的设计与计算液压缸的设计与计算 1 1 液压缸主要尺寸的确定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 机 床 设备类型 磨床 组合机 床 龙门刨 床 拉床 农业机械或中 型工程机械 液压机 重型 机械 起重运 输机械 工作压力 P MPa 0 8 2 0 3 52 88 1010 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 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 2 22 1 0201 0 4 16 0 4 m D A 2 2222 2 0078 0 4 125 0 16 0 4 m dD A 初步计算液压缸最大工作压力 MPa A F Pn20 15 0201 0 56 305555 1 按最低工进速度验算液压缸的最小稳定速度 由式 2 3 min min 25 4 101 0 cm v Q A 式中 Qmin是调速阀的最小稳定流量为 0 1minL 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 8101216202532 40506380 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 2 Dpy 式中 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 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 MPapp ny 87 2458 165 15 1 现取 100MPa mm90 19 1002 16087 24 查无缝钢管标准系列取 mm20 035 0 16 0 100 16 0 1087 24 16 0 433 0 6 t mmt09 39 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 要求最小导向长度 H 应满足以下要求 220 Dl H 式中 l 液压缸的最大行程 D 液压缸的内径 mm Dl H100 2 160 20 400 220 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 D80mm 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 Hmm BA 110 2 90130 2 可满足导向要求 三三 液压系统计算与选择液压元件液压系统计算与选择液压元件 1 1 计算在各工作阶段液压缸所需的流量计算在各工作阶段液压缸所需的流量 vdQ 2 4 快进 min 80 363125 0 4 2 L min 02 525 0 16 0 44 22 1 LvDQ 工进 min 80 004 0 16 0 44 22 2 LvDQ 工进 min 49 233 125 0 16 0 4 4 2222 LvdDQ 快退 2 2 确定液压泵的流量确定液压泵的流量 压力和选择泵的规格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 pppp 1 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 初算时简单系统可取 0 8MPa p MPapppp38 178 058 16 1 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 MPapp pn 33 244 1 取 Pn 25MPa 3 3 液压阀的选择液压阀的选择 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 D32 10045L min25MPa 2轴向柱塞泵CY14 1B45L min25MPa 3压力表KF3 EA20B20L min25MPa 4三位四通换向阀4YF30 E20B45L min25MPa 5调速阀AQF3 E20B30L min25MPa 6单向阀AF3 EA20B30L min25MPa 7二位三通换向阀23YF3B E20345L min25MPa 4 4 确定管道尺寸确定管道尺寸 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 s mm v q d97 15 5 29 60 6 46 4 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 5 液压油箱容积的确定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 6 液压系统的验算液压系统的验算 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 20 其运动粘度 150cst 1 5cm2 s 油液的密度 920kg 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 02 则液压油在minL 油管内的流速为 smmcm d q V 3 416min 01 2498 6 1 1002 5 4 4 2 3 2 1 管道的雷诺数 Re1为 41 44 5 1 6 163 41 1 1 dV Re Re1 2300 可见油液在管道内流态为层流 其沿程阻力系数69 1 41 44 7575 1 e R 进油管 FC 的沿程压力损失 p1 1为 MPa V d l p023 0 2 4163 0 920 016 0 117 0 69 1 2 22 11 换向阀的压力损失 p1 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 p1为 p1 p1 1 p1 2 0 023 0 05 0 073MPa 2 工进回油路的压力损失 smm V V 15 208 2 3 416 2 1 2 管道的雷诺数Re2为 20 22 5 1 6 1815 20 2 2 dV Re Re2 2300 油液在管道内的流态为层流 其沿程阻力系数 38 3 20 22 7575 2 e R 回油路管道沿程压力损失 p2 1为 MPa V d l p0105 0 2 20815 0 920 016 0 5 2 38 3 2 22 12 换向阀压力损失 p2 2 0 025MPa 调速阀的压力损失 p2 3 1MPa 回油路的总压力损失 p2 p2 1 p2 2 p2 3 0 0105 0 025 1 1 036MPa 变量泵出口处的压力 Pp MPap A pAF p cm p 19 1610073 0 1010 20 036 11083 795 0 300000 6 3 63 1 1 22 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 29 minL smm d q V 5000 606 114 3 1029 604 4 2 3 2 1 管道的雷诺数 Re1为 3 533 5 1 6 1500 1 1 dV Re Re1 2300 可见油液在管道内流态为层流 其沿程阻力系数 141 0 3 533 7575 1 e R 进油管 DE 的沿程压力损失 p1 1为 MPa v d l p101 0 2 5920 016 0 1 141 0 2 2 11 同样可求管道 AD 段 DF 段的沿程压力损失 p1 2 p1 3 smm d q V 3052 606 114 3 10 8 364 4 2 3 2 2 smm d q V 1948 606 114 3 1049 234 4 2 3 2 3 管道的雷诺数 Re2 Re3为 325 5 1 6 1 2 305 2 2 dV Re 208 5 1 6 18 194 3 3 dV Re Re2 Re3 2300 油液在管道内流态为层流 其沿程阻力系数 23 0 325 7575 2 2 e R 36 0 208 7575 3 3 e R MPa v d l p105 0 2 05 3 920 016 0 7