小型液压机液压系统设计资料

1、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

2、术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。171设计题目小型

3、液压机的液压系统设计2技术参数和设计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:V（m/minL （ mm）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=0.2 25000=5000N动摩擦阻力 Ffd=0.1 X 250

4、00=2500N惯性负载 Fm=m(A v/ t) t为加速或减速的时间一般 t=0.010.5s，在这里取 t=0.2sFm=(25000X4.5 ) / (10X 0.2 X60) =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4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

5、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：3YA rOQK2OQK3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 25MPa2 )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

6、D=4Fw/ n pl n cm1/2=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取液压缸的D和d分别为140mn和100mm按最低工进速度验算液压缸的最小稳定速度A Qmi n/Vmi n=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=n (D2- d2) /4=3.14 x( 1402- 1002) /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，

7、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)进油腔压 力p1(MPa)输入功率 P(kw)快 进( 差 动 )启动300000一4.269一P1=(F/ n )+A2 P/(A1-A2)q=(A1-A2)v1P=p1q加速28438P1+Ap( p=0.3Mpa)一4.062一恒速275000.58883.9372.318工进3775000.60.010325.850.266P1=(F/ n )+p2A2 /A1q=A1v2P=p1q快退启动300000一4.15一P1=(F/ n

8、)+p2A1 /A2q=A2v3P=p1q加速284380.6一5.16一恒速275000.56525.032.843注：液压缸的机械效率取 n 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Pp f 巾式中，Pp液压泵最大工作压力；P1-执行元件最大工作压力；v p 进油管路中的压力损失,简单系统可取0.20.5Mpa。故可取压力损失刀 P1=0.5Mpa 以巳-珥；Th 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

9、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=1.25 25.5=31.875MPaMdodlvd4ELLb25.850266QJ010305.03L/m33.912L/min)0.5652qpp415图4-22）泵的流量确定，液压泵的最大流量应为QKL （刀 Q） max油液的泄漏系数KL=1.2故 Qp=KL （刀 Q） max=1.2 35.33=42.39L/min3）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，n max= 3000 r/minnmin=400r/m

10、i n额定压力pO=31.5Mpa，每转排量q=33.1L/r，容积效率 v=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0.2 1L/min范围内时，可取 =0.03-0.14.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最大功率时不至停转，需进行演算，即Pax Qp/ PD/2(T =38.25 X 140/2 X 100=26.78mm( c =100110MP故取Z =30mm液压缸壁厚算出后,即可求出缸体的外径

11、D1 为D1 D+2Z =140+2X 30=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：t 0.433D ( P/ c ) =23.2mm有孔时：t 0.433 D2 ( P D2/ c (D2- d。) 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/

12、20+D/2=400/20+140/2=90mm取 H=95mm活塞宽度 B=（ 0.6 1.0）D=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25MPa，考虑到进出油路上阀和管道的压力损失为 1MPa （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巳=P +P =（25+1）域106 =26MPa上述计算所得的Pp是系统的静态压力，考

13、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流右因此选泵的额定压力Pn应满足：巳二 f/0.8= 26/0.8 = 31.25Mpa液压泵的最大流量应为：qp Kl（送 q）max式中qp -液压泵的最大流量C q）max -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 2 3L min。Kl-系统泄漏系数，一般取Kl=1.11.3，现取Kl=1.1。qp=K（刀 q）max+刀 q=1.1* （393+2.5） =395.5L/mi n（1）选择液

14、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（200400）5510 Pa，最高可以达到1000 10 Pa。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

15、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qp和Pp在查阅相关手册机械设计手册成大先 P20-195得：现选用63YCY14 1B,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_92%，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26Mpa流量为已选定泵的流量值。液压泵的总效率。柱塞泵为0.80 0.85，取 p -0.82。选用1000r/min的电动机，则驱动电机功率为：选择电动机 Y180M -4，其额定功率为18

16、.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=0.3mAC=1.7mAD=1.7m DE=2m。选用L-HL32液压油，考虑到油的最低温度为15C查得15C时该液压油曲运动粘度 V=150cst=1.5cm /s，油的密度p=920kg/ m5.1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0.25m/ min，进给时的最大流量为23.55L /min，则液压油在管内流速 V为：V1=Q/(n dd/4) = (23.55 X 1000)/( 3.14 X 2.9 X 2. /4 ) =59.45(cm/s)管道

17、流动雷诺数 Rel 为Rel=59.45X3.2/1.5=126.8Relv2300可见油液在管道内流态为层流，其沿程阻力系数入1=75Rel=0.59进油管道的沿程压力损失 P为： P1-仁入 l /(l / d) ( p V / 2)2=0.59X( 1.7+0.3)/(0.029 X 920X 0.59 /2)=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：卩仁厶 P1-1 + A P1-2=(0.2X 1000000+0.05X 1000000)=0.25MPa(2) 工作进给时

18、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(cm/s)Rel=V2d/r=29.7X2/1.5=57.5入 2=75/ Rel=75/57.5=1.3回油管道的沿程压力损失 P为： P2-1=入 / ( l / d ) X ( P X VXV / 2 ) =1.3 X 2 / 0.029 X 920 X0.5952/2=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 ,

19、调速阀 ADTL-10的压力损失 P=0.5MPa回油路总压力损失 P为 P2=A P2-1 + A P2-2+A 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= (F/ n cm+A2 P2)/( A1+ P1)=(307500/0.9+0.00785X1.1X100)/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V仁Q/ ( n dXd/4

20、) =45.22X 1000/(3.14X 2X2/4 X 60)=240.02(cm/s)Rel=vld/r=320.03入 1=75/rel=0.234 P1-仁入(l/d )X( p V2)=0.234.X(1.7/0.02)X(920X2.4X2.4X2)=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 /( n dxd/4)=295cm/sRe2=V/d/r=236V2=75Re2=0.38 P1-2=0.024MPa P1-3=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-仁0.17MPa23Y

21、F3B-E20B勺压力损失， P2-仁0.17MPa据分析在差动连接中，泵的出口压力为 PP=2A P1-2+A P1-2+A P2-2+ P2-1 + A P2-2+F/A2 n cm=2X0.2+0.024+0.15+017+0.17+25/0.00785X0.9=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

22、V=4cm/min 时流量 Q=V ( n DD / 4) =n X 0.14X 0.14/ 4=0.616( L / min) 此时泵的效率为 0.1，泵的出口压力为 22.4MPa则有：P 输入=22.4X 0.616/( 60X 0.1) =2.464 (KW)P 输出=FV=307500x4/60X 0.01 X 0.001=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=25cm/min 时，Q=3.85L/min总效率 n =0.8则 P 输入=25 X 3.85/( 60X 0.8) =1.845( Kw)P 输出=FV

23、=307500 X 25/60X 0.01 X 0.001=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=10 X 0.001Kw/(cm T) 油箱的散热面积 A 为 A=0.065V2/3=6.5m2 系统的温升为：= P/KA=2.156/( 10X 0.001 X 6.6)T =332C 验算表明系统的温升在许可范围内5.3 螺栓校核液压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)】FFb为残余预紧力则Fb= (1.51.8) F取 Fb=1