液压方向多功能棒料折弯机液压系统设计课件

唐山学院毕业设计设计题目：多功能棒料折弯机液压系统设计系别：机电工程系班级：09机本3姓名：XXX指导教师：魏雪丽2013年6月2日多功能棒料折弯机液压系统设计摘要棒料折弯尤其是棒料一次折多个弯是一项效率低、能耗高、噪音大和加工成本高的工作，设计合理的折弯机液压系统对提高工作效率、降低噪音、优化工作环境、降低生产成本和提高安全性都有着重要意义。本课题设计了一套多功能棒料折弯机液压系统，该系统采用典型的双泵+三缸结构，双泵给左右折弯缸单独供油满足了该液压系统对工作抗干扰能力的要求；采用单向节流阀回油节流调速方式既降低了制造成本又能实现液压系统的平稳运行；多根棒料同时折弯以及多根棒料一次折多个弯不仅降低了生产成本还大大提高了生产效率。本课题涉及了多功能棒料折弯机液压系统原理图的拟定，液压系统的分析与计算，集成块设计和液压站的组建，可作为多功能棒料折弯机液压系统设计和故障诊断的参考资料。关键词：棒料折弯机 抗干扰 液压系统 Multifunctionbarbendingmachinehydraulicsystemdesign

AbstractRodbending,especiallyoffthebaroncemorebentisalowefficiency,highenergyconsumption,highnoiseandprocessingcostsworkproperlydesignedbendingmachinehydraulicsystemtoimproveworkefficiency,reducenoiseandoptimizetheworkenvironment,reduceproductioncostsandimprovesecurityareofgreatsignificance.Thistopichasdesignedaversatilerodbendingmachinehydraulicsystem,whichusesatypicaldualpump+triplexstructure,dualpumptobendaroundaseparateoiltankmeetsthesystemrequirementsforworkinganti-jammingcapability;aone-waythrottlethrottlewaybacktotheoilnotonlyreducesmanufacturingcostsbutalsotoachievethesmoothoperationofthehydraulicsystem;multi-feedwhilebendingrodsandapluralityofrodsfoldoncemorebentnotonlyreducesthecostofproductiongreatlyimprovingproductionefficiency.Thistopicrelatestoamulti-functionbarbendingmachinehydraulicsystemschematicformulation,analysisandcalculationofthehydraulicsystem,manifolddesignsandbuildshydraulicstation,availableasamultifunctionbarbendingmachinehydraulicsystemdesignandtroubleshootingreferencedata.Keywords:barbendingmachineinterferencehydraulicsystem目录1.引言 12.液压系统的设计计算 22.1原始参数分析 22.1.1原始参数和动作循环 22.1.2运动和动力分析 22.2工况分析 22.2.1计算压紧缸各阶段的外负载 32.2.2计算左折弯液压缸各阶段的外负载 32.2.3计算左折弯缸各阶段的外负载 52.3拟定液压系统原理图 72.3.1确定供油方式 72.3.2调速方式的选择 72.3.3调速换接方式的选择 82.3.4夹紧回路的选择 82.3.5绘制液压系统原理图 82.4液压系统计算和选择液压元件 92.4.1液压缸主要尺寸的确定 92.4.2确定液压泵的流量、压力和选择泵的规格 112.4.3与液压泵匹配的电动机的选定 122.4.4液压阀的选择 132.4.5确定管道尺寸 142.4.6液压油箱容积的确定 142.4.7液压油的选择 142.5液压系统的验算 142.5.1压紧缸压力损失的验算 142.5.2右折弯液压缸压力损失的验算 172.5.3左折弯液压缸压力损失的验算 202.5.4系统温升的验算 233液压油箱的计算 253.1液压油箱的作用概述 253.2液压油箱有效容积的确定 253.3液压油箱外形尺寸的确定 263.4液压油箱的结构设计 263.4.1箱体设计 263.4.2隔板设计 273.4.3油箱支脚设计 273.4.4箱盖的设计 273.5油箱辅件的设计 293.5.1液位计的选择 293.5.2过滤器的选择 293.5.3减少噪音降低震动的措施 303.5.4液压油箱及其辅件的规格 304.液压集成块和叠加阀的结构设计 314.1液压集成块个数的确定 314.2确定油道的通径 314.3叠加阀装置设计 314.4集成块上液压元件的布置 325液压站的结构设计 335.1液压泵的安装方式 335.2电动机和液压泵的联接方式 345.3集成块的布置 355.4绘制装配图 356结论 37谢辞 38参考文献 391引言金属棒料广泛应用于建筑、桥梁、石油、化工、车辆、船舶和各种机械制造业中，因此市场对棒料折弯机的需求量非常大[1]。折弯机分为手动式，液压式和数控式，液压折弯机以其高压、高速、大功率、低噪声以及液压元件经久耐用、高度集成化等一系列优点而成为目前国内的主流产品。但传统的折弯机功能单一，效率低下，不能实现自动控制，而现代企业正逐步朝高效、环保、自动化、标准化等方向发展，显然传统的折弯机已越来越不能满足现代企业的生产要求。而多功能棒料折弯机借助限位开关，可实现多个弯曲段棒料的一次挤压成型；其右折弯机构设置在可以沿横向导轨滑动的架体上，松开锁紧螺母，摇动丝杠可以调整右折弯机构的折弯位置，以满足不同规格产品的要求[2]；其液压系统元件采用电磁阀，液压缸行程上布有行程开关，液压缸行进，压下行程开关，行程开关通过逻辑电路发信号给电磁阀上的电磁阀线圈，电磁铁得电实现液压回路换向，从而实现工作循环的自动控制。将这种能够实现自动控制的多功能棒料折弯机应用于日常生产，对提高生产效率，降低制造成本，简化操作，减少能耗，降低劳动强度，改善工作环境都有重大意义。 2液压系统的设计计算2.1原始参数分析2.1.1原始参数和动作循环现设计一台棒料折弯机液压系统，其原始参数为：棒料规格φ4.5mm—φ12mm，挤压时间不大于15s，工作能力可调，最高挤压1875件/小时，最大压紧力140KN，最大折弯力100KN，左折弯液压缸最大行程250mm，右折弯液压缸和压紧缸最大行程均为200mm。本液压系统需要连续工作，考虑到折弯运动的平稳性和防干扰要求，该系统有自动和手动两种工作状态，自动工作方式的循环为电机启动—>压紧板快速压下—>压紧板慢速压下—>左右折弯板同时折弯—>左右折弯板同时退回初位—>压头松开—>系统卸荷。手动工作方式可实现对折弯机的每个动作的单步控制。2.1.2运动和动力分析由原始参数计算液压缸运动速度，折弯速度等，由经验数值取运动部件重力为500N。最高挤压1875件/小时，挤压φ4.5mm棒料时效率最高，现取一次挤压16根棒料，则一次工作循环用时3600÷1875×16=30.72s，现取32s。压紧板快速压下用时6s，行程185mm，压紧速度为1.85m/min。慢速压下用时3s，行程15mm，压紧速度为0.3m/min，压紧力140KN。压紧缸松开时行程为200mm，松开速度为2.7m/min。右折弯液压缸折弯用时为6s,行程200mm，折弯速度2m/min，右折弯力为100KN,回退速度取3.3m/min。左折弯液压缸折弯用时6s,行程250mm，折弯速度2.5m/min，右折弯力为100KN,回退速度取3.6m/min。2.2工况分析首先根据已知条件绘制运动部件的速度循环图，然后计算各阶段的外负载并绘制负载图。2.2.1计算压紧缸各阶段的外负载F=Fw+Ff+Fa-GFw——工作负载，慢压时为140KN，快压时为0，快退时为0；Ff——摩擦阻力负载，启动时为静摩擦阻力，启动后为动摩擦阻力，其中Ff=fGG——运动部件重力，为500N；f——摩擦系数，静摩擦系数为0.2，动摩擦系数为0.1。压紧缸竖直固定安装，故其Ff为0。Fa——运动部件速度变化时的惯性负载；Fa=G/g×∆v/∆tg——重力加速度，取为9.8；∆t——加速或减速时间，一般取∆t=0.01—0.5，现取0.02∆v——∆t时间内的速度变化量。启动时Fa=500/9.8×1.85/0.02×1/60=80N计算压紧缸各阶段的外负载如表2-1所示表2-1工作循环外负载F（N）启动加速F=Fw+Ff+Fa-G=0+0+80-500=-420快速压紧F=Fw+Ff+Fa-G=0+0+0-500=-500慢速压紧F=Fw+Ff+Fa-G=140000+0+0-500=139500快退F=Fw+Ff+Fa+G=0+0+0+500=500由速度循环图绘制压紧缸负载图，具体见图2-1所示2.2.2计算左折弯液压缸各阶段的外负载F=Fw+Ff+FaFw——工作负载，折弯为100KN，回退时为0；Ff——摩擦阻力负载，启动时为静摩擦阻力，启动后为动摩擦阻力，其中Ff=fG图2-1G——运动部件重力，为500N；f——摩擦系数，静摩擦系数为0.2，动摩擦系数为0.1。则Ffs=500×0.2=100N，Ffa=500×0.1=50N。Fa——运动部件速度变化时的惯性负载；Fa=G/g×∆v/∆t g——重力加速度，取为9.8； ∆t——加速或减速时间，一般取∆t=0.01—0.5，现取0.02 ∆v——∆t时间内的速度变化量。 启动时Fa=500/9.8×2/0.02×1/60=80N计算压紧缸各阶段的外负载如表2-2所示表2-2工作循环外负载F（N）启动加速F=Fw+Ffs+Fa=100000+100+80=100180折弯进给F=Fw+Ffa+Fa=100000+50+0=100050快速回退F=Fw+Ffa+Fa=0+50+0=50根据速度循环图绘制压紧缸负载图，具体见下图2-2所示 图2-22.2.3计算左折弯缸各阶段的外负载F=Fw+Ff+FaFw——工作负载，折弯为100KN，回退时为0；Ff——摩擦阻力负载，启动时为静摩擦阻力，启动后为动摩擦阻力，其中Ff=fGG——运动部件重力，为500N；f——摩擦系数，静摩擦系数为0.2，动摩擦系数为0.1。则Ffs=500×0.2=100N，Ffa=500×0.1=50N。Fa——运动部件速度变化时的惯性负载；Fa=G/g×∆v/∆tg——重力加速度，取为9.8；∆t——加速或减速时间，一般取∆t=0.01—0.5，现取0.02∆v——∆t时间内的速度变化量。启动时Fa=500/9.8×2.5/0.02×1/60=100N计算压紧缸各阶段的外负载如表2-3所示表2-3工作循环外负载F（N）启动加速F=Fw+Ffs+Fa=100000+100+100=100200折弯进给F=Fw+Ffa+Fa=100000+50+0=100050快速回退F=Fw+Ffa+Fa=0+50+0=50根据速度循环图绘制压紧缸负载图，具体见图2-3所示图2-32.3拟定液压系统原理图2.3.1确定供油方式本例液压系统对防干扰要求相对较高，故宜选用抗干扰能力较强的双联定量叶片泵。2.3.2调速方式的选择该液压系统对运动平稳性要求相对较高，故采用回油节流调速回路。压紧缸压紧棒料时，负载变化较大，为了获得刚性较大的速度，故压紧缸采用调速阀和定量泵组成的回油节流调速回路；折弯缸折弯运动时外负载变化不大，又因为节流阀调速结构简单，成本低，便于故障诊断维修等一系列优点，最终确定左右折弯缸采用单向节流阀和双联叶片泵组成的回油节流调速回路。2.3.3调速换接方式的选择本系统采用电磁换向阀的快慢速换接回路，其特点是结构简单，调节行程比较方便，阀的安装有也比较容易，但换接平稳性差。2.3.4夹紧回路的选择用二位四通电磁换向阀来控制加紧松开换向动作，为了避免工作时突然失电而松开，应采用失电夹紧方式。考虑到夹紧时间可调节，所以在回油路上接入电磁调速阀。2.3.5绘制液压系统原理图最后把所选择的的液压回路组合起来，即可绘制出液压系统原理图。具体见图2-4图2-4系统原理图2.4液压系统计算和选择液压元件2.4.1液压缸主要尺寸的确定(1)压紧缸主要尺寸的确定1）工作压力p的确定。经过查阅资料，初步确定压紧缸工作压力为5MPa，d/D=0.55。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力F=139500N，查资料取液压缸出口压力=0.5Mpa，=0.95，d/D=0.55。把上述数据代入公式：D=D=D=199.79mm，标准为D=200mm，则d=D×0.55=110mm。计算在各工作阶段液压缸所需流量快压流量Qky=π/4××1.85=58L/min；慢压流量Qmy=π/4××0.3=9.4L/min；快退流量Qkt=π/4×（-）×2.7=59L/min；(2)右折弯缸主要尺寸的确定1）工作压力p的确定。经过查阅资料，初步确定压紧缸工作压力为5MPa，d/D=0.55。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力F=100180N，查资料取液压缸出口压力=0.5Mpa，=0.95，d/D=0.55。把上述数据代入公式：D=D=D=170mm，标准为D=180mm，则d=D×0.55=99mm，标注化为100mm。3）计算在各工作阶段液压缸所需流量折弯流量Qzw=π/4××2.0=51L/min；快退流量Qkt=π/4×（-）×3.3=58L/min。(3)左折弯缸主要尺寸的确定1）工作压力p的确定。经过查阅资料，初步确定压紧缸工作压力为5MPa， d/D=0.55。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力F=100200N，查资料取液压缸出口压力=0.5Mpa，=0.95，d/D=0.55。把上述数据代入公式：D=D=D=172mm，标准为D=180mm，则d=D×0.55=99mm，标注化为100mm。3）计算在各工作阶段液压缸所需流量折弯流量Qzw=π/4××2.5=63L/min；快退流量Qkt=π/4×（-）×3.6=62.5L/min。2.4.2确定液压泵的流量、压力和选择泵的规格（1）泵工作压力的确定。考虑到正常工作中进油管路有一定的压力损失，所以泵的工作压力为=+∑∆p式中——液压泵最大工作压力；——执行元件最大工作压力；∑∆p——进油管路中的压力损失，初算时简单系统可选0.2~0.5MPa，复杂系统取0.5~1.5MPa，本例取0.75MPa。=+∑∆p=5+0.75=5.75MPa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。另外考虑到一点的压力贮备量，并确保泵的寿命，因此选泵的额定压力≥（1.25-1.6）。中低压系统取小值，高压系统取大值，本例中安全系数取1.25，则=1.25=1.25×5.75=7.2MPa。(2)泵流量的确定。液压泵的最大流量应为≥式中——液压泵的最大流量；——同时动作的各执行元件所需流量之和的最大值；——系统泄露系数，一般取=1.1-1.3，现取1.2。则右泵==1.2×58=70L/min；左泵==1.2×63=75L/min。(3)选择泵的规格。根据以上算得的和，查阅相关资料，现选YB-D63~100/63~100型号双联定量叶片泵，该泵基本参数为：额定压力=10MPa，每转排量63~100ml，电动机转速=950r/min，容积效率=0.85，总效率=0.7。2.4.3与液压泵匹配的电动机的选定首先分别算出各不同工况阶段的功率，取各功率中的最大值作为选电动机规格的依据。由于压紧缸快速压下和快速退回以及左右折弯缸快速回退时的外负载几乎为零，因此计算功率时忽略以上三种工况。现计算压紧缸慢速压下和左右折弯缸同时折弯两种工况下的功率：/≤2——所选电动机额定功率；——双联叶片泵的限定压力；——压力为时，泵的输出流量。（1）首先计算压紧缸慢压工况下的功率，慢压时外负载为139500N，进油路的压损定为0.5MPa，代入上述数据得：=139500/××1/+0.5=4.9MPa 慢压时所需电动机的功率为P=/=4.9×58/60×0.7=6.8KW（2）右折弯缸折弯时外负载为100000N，进油压力损失取0.6MPa，代入上述数据得：=100050/××1/+0.6=4.5MPa 右折弯时所需电动机的功率为P=/=4.5×51/60×0.7=5.5KW（3）左折弯缸折弯时外负载为100050N，进油压力损失取0.6MPa，代入上述数据得：=100050/××1/+0.6=4.5MPa左折弯时所需电动机的功率为P=/=4.5×63/60×0.7=6.7KW（4）由于左右折弯同时进行，故折弯工况时电动机所需功率P=5.5+6.7=12.2KW查阅电动机样本现选Y180L-6型号电动机，其额定功率为15MPa，同步转速为1000r/min。2.4.4液压阀的选择 本液压系统采用GE系列阀，为节省集成块加工工艺，现均选用叠加阀。根据所拟定的液压系统原理图，按通过各原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2-4表2-4序号元件名称元件型号（GE系列阀）通过流量（L/min）1滤油器ZU-H160X10S1372双联定量叶片泵YB-D63~100/63~1001373压力表开关KF-L8/14E4三位四通电磁换向阀34DF3O—E16B585三位四通电磁换向阀34DF3K—E16B636安全阀（叠加阀）—F*16D—P/0637电磁溢流阀（叠加阀）E—F*16D—P/0588二位四通电磁换向阀24DF3—E16B589电磁单向调速阀(叠加阀)QAE—F6/16D—BU9.4/5810单向节流阀（叠加阀）LA—F16D—BU6311单向节流阀（叠加阀）LA—F16D—BU5812左折弯液压缸HSGF*—0.55AEE6313右折弯液压缸HSGF*—0.55AEE5814压紧液压缸HSGF*—0.55AEE582.4.5确定管道尺寸 油管内径尺寸一般可参照选用液压元件接口尺寸而定，也可按管路允许流速进行计算。本系统主油路流量最大为63L/min，压油管道的允许流速取4m/s，则内径d为d=4.6=4.6=18.3mm本液压系统油液管路采用钢丝编织胶管，故标准为d=19mm。2.4.6液压油箱容积的确定 本例为中压液压系统，油箱有效容积按泵流量的5-7倍来确定，双联泵吸油最大流量为145L/min，参考资料现选用BEX—1000型号液压油箱，其规格为1800×1100×800。2.4.7液压油的选择在GB/T7631.2一87分类中的HH、HL、HM、HR、HV、HG型号液压油均属矿物油液压油，这类油的品种较多，使用量大约占液压油总量的85%以上，汽车与工程机械液压系统用的液压油也多是这类[3]。参照国标，查阅相关资料知：多功能棒料折弯机液压系统为普通装置，对液压油的选用没有特殊要求，故宜选用价格相对较低的中性基础油L-HL32。2.5液压系统的验算 已知该液压系统进油回油管道均为22mm，各段管道长度分别为：AB=0.8m，BC=DE=BG=HE=2m，EF=1m，MN=1.2m，NP=QR=2m，RS=1m。选用L-HL32液压油，考虑到油的最低温度为15℃，查得15℃时该液压油的运动黏度v=150cst=1.5/s，油液密度ρ=920kg/。2.5.1压紧缸压力损失的验算（1）液压缸快进时的压力损失。1）快进时运动部件的最大运动速度为v=1.85m/min，快压时的最大流量为58L/min，则液压油在管道内的流速为=4q/π=4×58000/3.14×=340cm/s管道流动雷诺数为=d/v=340×1.9/1,5=430<2300，可见油液在管道内的流动为层流，其沿程阻力系数=75/=75/430=0.175。进油管道AB+BG的沿程阻力损失为==0.175×(2+0.8)×920×/2×0.019=0.14MPa油液通过换向阀24DF3--E16B的压力损失=0.20MPa忽略油液通过管接头、集成块等处的局部压力损失，则进油路总压力损失为=+=0.14+0.2=0.34MPa快压时回油路压力损失的计算回油管道内油液流速为=（-）/=（-）340/=235cm/s管道流动雷诺数为=d/v=235×1.9/1,5=300<2300，可见油液在管道内的流动为层流，其沿程阻力系数=75/=75/300=0.25。回油管道HE+EF的沿程阻力损失为==0.25×(2+1)×920×/2×0.019=0.1MPa油液通过24DF3—E16B的压力损失=0.12MPa油液通过QAE—F6/16D—BU的压力损失=0.15MPa忽略油液通过管接头、集成块等处的局部压力损失，则回油路总压力损失为=++=0.1+0.12+0.15=0.37MPa右泵出口处的压力 ===0.68MPa（1）液压缸慢进时的压力损失。1）慢压时运动部件的最大运动速度为v=0.3m/min，快压时的最大流量为9.4L/min，则液压油在管道内的流速为=4q/π=4×9400/3.14×=56cm/s管道流动雷诺数为=d/v=56×1.9/1,5=70<2300，可见油液在管道内的流动为层流，其沿程阻力系数=75/=75/70=1.07。进油管道AB+BG的沿程阻力损失为==1.07×(2+0.8)×920×/2×0.019=0.023MPa油液通过换向阀24DF3--E16B的压力损失=0.027MPa忽略油液通过管接头、集成块等处的局部压力损失，则进油路总压力损失为=+=0.023+0.027=0.05MPa2）慢压时回油路压力损失的计算回油管道内油液流速为=（-）/=（-）56/=40cm/s管道流动雷诺数为=d/v=40×1.9/1,5=50<2300，可见油液在管道内的流动为层流，其沿程阻力系数=75/=75/50=1.5。回油管道HE+EF的沿程阻力损失为==1.5×(2+1)×920×/2×0.019=0.017MPa油液通过24DF3—E16B的压力损失=0.023MPa油液通过QAE—F6/16D—BU的压力损失=0.6MPa忽略油液通过管接头、集成块等处的局部压力损失，则回油路总压力损失为=++=0.017+0.023+0.6=0.64MPa右泵出口处的压力 ===5.4MPa压紧缸回退时，外负载几乎为零，故省略其压力损失验算。2.5.2右折弯液压缸压力损失的验算（1）液压缸折弯时的压力损失。1）折弯时运动部件的最大运动速度为v=2m/min，快压时的最大流量为51L/min，则液压油在管道内的流速为=4q/π=4×51000/3.14×=300cm/s管道流动雷诺数为=d/v=300×1.9/1,5=380<2300，可见油液在管道内的流动为层流，其沿程阻力系数=75/=75/380=0.2。进油管道AB+BC的沿程阻力损失为==0.2×(2+0.8)×920×/2×0.019=0.12MPa油液通过换向阀34DF3O--E16B的压力损失=0.18MPa忽略油液通过管接头、集成块等处的局部压力损失，则进油路总压力损失为=+=0.12+0.18=0.3MPa2）折弯时回油路压力损失的计算回油管道内油液流速为=（-）/=（-）300/=210cm/s管道流动雷诺数为=d/v=210×1.9/1,5=266<2300，可见油液在管道内的流动为层流，其沿程阻力系数=75/=75/266=0.28。回油管道DE+EF的沿程阻力损失为==0.28×(2+1)×920×/2×0.019=0.09MPa油液通过34DF3O—E16B的压力损失=0.12MPa油液通过LA—F16D—BU的压力损失=1.0MPa忽略油液通过管接头、集成块等处的局部压力损失，则回油路总压力损失为=++=0.09+0.12+1.0=1.21MPa3）右泵出口处的压力===5.3MPa（2）液压缸回退时的压力损失。1）回退时运动部件的最大运动速度为v=3.3m/min，快压时的最大流量为58L/min，则液压油在管道内的流速为=4q/π=4×58000/3.14×=340cm/s管道流动雷诺数为=d/v=340×1.9/1,5=430<2300，可见油液在管道内的流动为层流，其沿程阻力系数=75/=75/430=0.175。进油管道AB+DE的沿程阻力损失为==0.175×(2+0.8)×920×/2×0.019=0.14MPa油液通过换向阀34DF3O--E16B的压力损失=0.2MPa油液通过单向节流阀LA—F16D—BU的压力损失=0.2MPa忽略油液通过管接头、集成块等处的局部压力损失，则进油路总压力损失为=++=0.14+0.2+0.2=0.54MPa2）回退时回油路压力损失的计算回油管道内油液流速为=（-）/=×340/（-）=480cm/s管道流动雷诺数为=d/v=480×1.9/1,5=600<2300，可见油液在管道内的流动为层流，其沿程阻力系数=75/=75/600=0.125。回油管道BC+EF的沿程阻力损失为==0.125×(2+1)×920×/2×0.019=0.21MPa油液通过34DF3O—E16B的压力损失=0.25MPa忽略油液通过管接头、集成块等处的局部压力损失，则回油路总压力损失为=+=0.21+0.25=0.46MPa3）右泵出口处的压力 ===1.2MPa2.5.3左折弯液压缸压力损失的验算（1）液压缸折弯时的压力损失。1）折弯时运动部件的最大运动速度为v=25/min，折弯时的最大流量为63L/min，则液压油在管道内的流速为=4q/π=4×63000/3.14×=370cm/s管道流动雷诺数为=d/v=300×1.9/1,5=470<2300，可见油液在管道内的流动为层流，其沿程阻力系数=75/=75/470=0.16。进油管道MN+NP的沿程阻力损失为==0.16×(2+1.2)×920×/2×0.019=0.17MPa油液通过换向阀34DF3K--E16B的压力损失=0.25MPa忽略油液通过管接头、集成块等处的局部压力损失，则进油路总压力损失为=+=0.17+0.25=0.42MPa2）折弯时回油路压力损失的计算回油管道内油液流速为=（-）/=（-）370/=260cm/s管道流动雷诺数为=d/v=260×1.9/1,5=330<2300，可见油液在管道内的流动为层流，其沿程阻力系数=75/=75/330=0.23。回油管道QR+RS的沿程阻力损失为==0.23×(2+1)×920×/2×0.019=0.11MPa油液通过34DF3K—E16B的压力损失=0.18MPa油液通过LA—F16D—BU的压力损失=1.2MPa忽略油液通过管接头、集成块等处的局部压力损失，则回油路总压力损失为=++=0.11+0.18+1.2=1.49MPa3）左泵出口处的压力 ===5.66MPa（2）液压缸回退时的压力损失。1）回退时运动部件的最大运动速度为v=3.6m/min，快压时的最大流量为63L/min，则液压油在管道内的流速为=4q/π=4×63000/3.14×=370cm/s管道流动雷诺数为=d/v=340×1.9/1,5=470<2300，可见油液在管道内的流动为层流，其沿程阻力系数=75/=75/470=0.16。进油管道MN+QR的沿程阻力损失为==0.16×(2+1.2)×920×/2×0.019=0.17MPa油液通过换向阀34DF3K--E16B的压力损失=0.25MPa油液通过单向节流阀LA—F16D—BU的压力损失=0.2MPa忽略油液通过管接头、集成块等处的局部压力损失，则进油路总压力损失为=++=0.17+0.25+0.2=0.62MPa2）回退时回油路压力损失的计算回油管道内油液流速为=（-）/=×370/（-）=530cm/s管道流动雷诺数为=d/v=530×1.9/1,5=670<2300，可见油液在管道内的流动为层流，其沿程阻力系数=75/=75/670=0.11。回油管道PN+RS的沿程阻力损失为==0.11×(2+1)×920×/2×0.019=0.22MPa油液通过34DF3K—E16B的压力损失=0.3MPa忽略油液通过管接头、集成块等处的局部压力损失，则回油路总压力损失为=+=0.22+0.3=0.52MPa3）左泵出口处的压力为===1.38MPa。上述验算表明，所选泵的规格可以满足各工况的要求，故无需修改原设计。2.5.4系统温升的验算 在整个工作循环中，压紧缸慢速压下的过程和左右折弯缸同时折弯工况下压损最大，发热量最多，计算出两种工况下的发热量，取较大者进行温升验算。（1）功率损失的计算1）压紧缸慢速压下时，v=0.3m/min，q=9.4L/min，泵的效率按0.7计算，则=5.4×9.4/60×0.7=1.2KW=Fv=139500×0.3/60=0.7KW∆P1=-=1.2-0.7=0.5KW右折弯缸折弯时，v=2.0m/min，q=51L/min，泵的效率按0.7计算，则=5.3×51/60×0.7=6.4KW=Fv=100050×2.0/60=3.4KW∆P2=-=6.4-3.4=3.0KW左折弯缸折弯时，v=2.5m/min，q=63L/min，泵的效率按0.7计算，则=5.66×63/60×0.7=8.5KW=Fv=100050×2.5/60=4.2KW∆P3=-=8.5-4.2=4.3KW由于左右折弯缸同时动作，故折弯工况时功率损失最多，温升最大，该工况下功率损失∆P为∆P=∆P2+∆P3=3.0+4.3=7.3KW考虑到该系统温升较大，因此油箱安放到通风效果好的位置，并采用散热面积相对较大的单体式油箱，取散热系数K=40W/（℃），散热面积A为A=0.065=0.065=6.5则系统温升∆t为∆t=∆P/KA=7.3×1000/40×6.5=28.5验算表明系统的温升在许可范围内。3液压油箱的计算3.1液压油箱的作用概述（1)散发热量，保证油温不超过规定值（≤60℃）；液压系统中的容积损失和机械损失导致油液温度升高。油液从系统中带回的热量有很大一部分靠油箱壁散发到空气中去。这就要求油箱有足够的尺寸，尽量设置在通风良好的位置上，必要时油箱外壁要设置翅片来增加散热能力。（2)贮存油液，以满足液压系统正常工作的需要；油箱必须能够存放液压系统中的所有油液。液压泵从油箱抽取油液运送至系统，载能油液在系统中完成动力传递之后返回油箱。（3)沉淀杂质：未被过滤器捕获的细小污染物，如磨损屑或油液老化生成物，可以沉落到油箱底部并在清洗油箱时加以清除。（4）逸出空气；液压系统低压区压力低于饱和蒸汽压、吸油管漏气或液位过低时由漩涡作用引起泵吸入空气、回油的搅动作用等都是形成气泡的原因，油液泡沫会导致噪声和损坏液压装置，尤其在液压泵中会引起气蚀。未溶解的空气可在油箱中溢出，因此希望有尽可能大的油液面积，并应使油液在油箱里逗留较长时间，（5）分离水分：由于温度变化，空气中的水蒸气在油箱内壁上凝结成水滴而落入油液中，其中很少数量溶解在油液中。未被溶解的水会使油液乳化变质。油箱提供油水分离的机会，使这些游离水聚集在油箱中的最低点，以备清除。（6）安装元件，在中小型设备的液压系统中，往往把液压泵组合一些阀或整个控制装置安装在油箱顶盖上。油箱必须制造得足够牢固以支撑这些元件。一个牢固的油箱还在降低噪音方面发挥作用。3.2液压油箱有效容积的确定液压油箱在不同的工作条件下，影响散热的条件很多通常按力范围来考虑。液压油箱的有效容量可概略地确定为：在低压系统中（p≤2.5MPa）可取：V=（2～4）在中压系统中（p≤6.3MPa）可取：V=（5～7）在中高压系统或高压大功率系统中（p≥6.3MPa）可取： V=（6～12） 式中V——液压油箱有效容积；——液压泵额定流量。多功能棒料折弯机液压系统左右液压缸同时折弯时所需流量最大，此时=155L，该液压系统为中压系统，故V=6=6X155=930L/min 应当注意：设备停止运转后，设备中的那部分油液会因重力作用而流回油箱。为了防止油液从油箱中溢出，液压油箱中的液压油位不能太高，一般不应超过液压油箱高度的80%3.3液压油箱外形尺寸的确定液压油箱的有效容积确定后，需设计液压油箱的外形尺寸，一般尺寸比（长：宽：高）为1:1:1～1:2:3。为提高冷却效率，在安装位置不受限制时，可将油箱的容量予以增大。我国液压油箱到目前位置还没有统一的标准，而BEX系列油箱较为通用，参照其标准，现选型号为BEX-1000的油箱，其外形尺寸为1800X1100X800。3.4液压油箱的结构设计3.4.1箱体设计油箱体由冷轧钢板焊接而成,钢板厚度可取3-5mm，箱体大者取大值，本设计的油箱容积相对较大，故箱板厚度取5mm。在油箱侧壁上安装油位指示器。在油箱的前侧板开清洗孔，以便于清洗油箱。采用倾斜式油箱底板，箱体与壁板连接采用焊接方式，油箱底板最低处有排油口，以便油箱清洗和油液更换。排油口外侧焊接M36X2螺母，其对应的螺堵为M36X20螺栓，密封垫采用纯铜平垫片，依靠铜垫片的塑性变形密封。在油箱底部外侧和箱盖内侧焊接40X5等边角钢，以提高油箱的抗弯强度。油箱两侧板上焊接有起吊耳环，方便液压站的反复移动、拆卸和装配。3.4.2隔板设计为了延长油液在油箱中逗留的时间，促进油液在油箱中的环流，促进更多的油液参与在系统中的循环，从而更好的发挥油箱的散热、除气、沉淀等功能，油箱中应设置内部隔板。隔板要把系统吸油区和压油区分开，便于回油中杂质的沉淀。隔板的安装方式主要有多种，可以设计成高出液压油面，使液压油从隔板侧面流过；还可以把隔板设计成低于液压油面，其高度为最低油面的2/3，使液压油从隔板上方流过。本次设计中，采用高出液压油面的隔板方式，这样设计的目的是不影响从清洗孔对液压油箱进行全方位清洗。隔板的厚度等于油箱侧壁厚度，均选择z=5mm的冷轧钢板。3.4.3油箱支脚设计为了便于放油和移动油箱，油箱底面距地面应有一定距离，一般不低于150mm。油箱支起通常采用焊接支脚实现，支脚可以单独制作后焊接在箱底边缘上；也可以通过适当增加两侧璧高度，使其折弯加工后兼做油箱支脚。3.4.4箱盖的设计油箱上盖和箱体之间的联接有整体式和单体式之分，考虑到油箱体积较大，仅从清洗孔清洗油箱是远远不够的，故本设计采用联接式油箱，联接方式采用M12螺栓连接。又因为箱盖上要放电机、双联叶片泵、液压集成块等相对较重的物体，所以油箱上盖选的要尽量厚一些，以增强其抗弯强度，在油箱中间焊接一纵向角钢，以起支撑油箱上盖板的作用，同样能够增强上盖板的抗弯强度，上盖板周边均布有250mm间距的Ф13圆孔，以固定油箱上盖板。本例设计的液压油箱见图3-1 图3-1液压油箱箱体3.5油箱辅件的设计3.5.1液位计的选择油箱内液位的控制通常可以通过液位计进行检测。压差式液位计因其安装方便、工作可靠、价格低廉等一系列优点而被本油箱采用，考虑到油箱有效油液高度为480mm，故选用YWZ-150型号液位计，当液位低于要求时进行人工补油。液位计通常设在油箱外壁上，并近靠注油口，以便注油时观测液面。液位计的下刻度线通常应比吸油管道上边缘高出75mm，以防止吸入空气。液位计的上刻度线对应着油液的容量。液位计与油箱连接处有密封措施，密封垫通常采用丁晴橡胶，O型密封圈参照国家标准。3.5.2过滤器的选择过滤器分为吸油过滤器和回油过滤器，由于该系统在折弯工况时需油液流量较大，过滤器安装在吸油口处容易造成吸空现象。而吸空现象不仅能降低叶片泵的寿命，还容易使折弯速度不稳定，这样加工出的棒料表面很可能有压痕，严重影响产品的质量。此外过滤器安装在吸油管道压力损失也是不能忽略的，因此本系统采用回油过滤器。过滤器的功用是过滤液压油液中的杂质，降低油液污染度，保证液压系统正常工作由于液压系统的各类故障绝大多数由油液污染造成的，而过滤器是保持油液清洁的主要手段，所以合理选择和设置液压系统中的过滤器显得非常重要。选择过滤器时需要考虑的事项如下：使用目的、安装位置、液压泵的型号和规格、所用油液（种类、粘度数量）和油温、环境温度等，综合考虑上述因素，现选用RFA-160X8回油过滤器。为保证液压油箱通大气并净化抽吸空气，需配备空气滤清器，它由壳体和滤芯组成，滤芯布置在壳体内。大气中有各种异物，例如灰尘、砂粒等，会对液压系统的油液造成污染，它们将加速系统的磨损，从而降低系统的使用寿命。空气滤清器能防止出现这种情况。油箱上的高加油口通常给空气滤清器设计成一体，实现既能过滤空气中的污物又能加液压油的双重功能。查阅资料现选PFB-70-75F型号空气滤清器。3.5.3减少噪音降低震动的措施防噪音问题是现代机械装备设计中必须考虑的问题之一。油路系统的噪音源，以泵站为首，因此，进行油箱设计时，从下列几方面减轻噪音：1)除叶片泵吸油口与油箱连接管路外，其他管路均采用橡胶软管与阀类元件相连接；2)油箱与箱盖间增加防振耐油丁晴橡胶密封垫：3)用M24地脚螺栓将油箱牢固固定在基面上；4)为避免回油管管接头通路过多而引起震动，产生较大噪音，该系统采用双平行回油管同时回油。3.5.4液压油箱及其辅件的规格液压油箱及其辅助元件的型号见表3-1：表3-1序号名称型号数量1油箱箱体BEX-100012空气滤清器PFB-70-75F13压力表Y-6024回油滤油器 RFA-160X814.液压集成块和叠加阀的结构设计4.1液压集成块个数的确定同一液压回路的液压元件最好布置在同一集成块上，这样可以减少连接管道。而本系统有三个相对独立的液压回路：左折弯液压回路，右折弯液压回路，压紧回路。而压紧回路和右折弯液压回路起点为同一叶片泵，终点都经过回油过滤器回油箱，因此可看成同一个回路。这样初步定为设计两个液压集成块，压紧回路和右折弯回路共用一个集成块，左折弯回路单独用一个液压集成块。4.2确定油道的通径集成块上的公用通道，即压力油孔道P、回油孔道T及四个安装孔。压力油孔道一般由液压泵流量来定，回油孔道一般不小于压力油孔道。直接与液压元件连接的液压油孔道由选定的液压元件规格确定，孔与孔之间的连接孔用螺塞在集成块表面堵死。由于该系统采用的胶管连接，胶管内径为19mm，查阅相关资料知胶管接头为米制M30X1.5细牙螺纹。本系统初步采用焊接式端直通接头体，查阅国家标准，现选用22/M27X1.5型号焊接式端直通接头体，其M27X1.5细牙螺纹与集成块相连，故液压集成块上的进油通路P，回油通路T，与液压缸连接通路A、B的通径均为27-1.5=25.5mm；该系统所选液压阀均为16通径的叠加阀，故与阀类元件相同的孔道参照GE系列16通径三位四通电磁换向阀安装底板来定，其A、B、P、T口均定为16.5mm，阀类元件安装孔攻完螺纹后为M10X1，故安装底孔通径定为10mm-1mm=9mm。压力表开关进压力油接口螺纹为米制M14X1.5，与其连接的接头体仍采用焊接式端直通管接头，其与集成块连接一端的螺纹为米制M16X1.5，故集成块上接压力表的孔道为16mm-1.5mm=14.5mm。参照GE系列16通径电磁换向阀安装尺寸，现确定大集成块长宽高分别为200mmX130mmX120mm，小集成块长宽高为100mmX130mmX120mm。4.3叠加阀装置设计要把普通液压回路变成液压叠加回路，应先对叠加阀系列型谱进行分析，重点注意的是叠加阀的机能、通径和工作压力，对要选用的叠加阀应将其与普通阀原理相对比，验证其使用后的正确性，最后将选好的叠加阀按一定的规律叠成液压回路，绘制叠加回路时应注意以下几点：主换向阀、叠加阀、底板块之间的通径连接尺寸应一致；主换向阀应该布置在叠加阀的最上面，兼做顶盖用。执行元件通过连接油管和底板块的下底面连接，叠加阀布置在住换向阀和底板块之间；压力表开关应紧靠底板块，否则将无法测出各点压力。在集中供油多块底板的组合系统中，至少要一个压力表开关。凡有减压阀的支系统都应设有一个压力表开关。集中供油系统，顺序阀通径按高压泵流量确定，溢流阀通径由液压泵总流量确定；回油路上的调速阀、电磁阀和电磁节流阀，应布置在紧靠换向阀的地方，尽量减少回油路压力损失；一般情况下一叠加阀只能控制一个执行元件，如系统复杂，多缸工作时，可通过底板块连接出多叠阀。4.4集成块上液压元件的布置液压元件的布置应以在集成块上加工的孔最少为好，孔道相同的元件尽量布置在同一水平面，或在直径D的范围内，否则要钻垂直中间油孔；液压元件在水平面上的孔道若与公共油孔相同，则应尽可能地布置在同一垂直位置或在直径D的范围内，否则要钻中间孔道；集成块前后与左右连接的孔道应互相垂直，不然也要钻中间孔道；电磁换向阀一般布置在集成块的前面和后面，先布置垂直位置，后布置水平位置，要避免电磁换向阀的固定螺孔与阀口通道、集成块固定螺孔相通；液压元件泄漏口可考虑与回油孔道相通；水平位置孔道可分三层布置，根据水平孔道布置的需要，液压元件可以上下左右移动一段距离。参照以上原则，本系统所有阀类元件均采用16通径的叠加阀，左折弯回路所有阀类元件布置在小集成块上，从上到下依次为三位四通电磁换向阀，单向节流阀，直动式溢流阀；右折弯回路阀类元件布置在大集成块上，从上到下依次为三位四通电磁换向阀，单向节流阀，电磁溢流阀；压紧回路上的阀类元件也布置在大集成块上，从上到下依次为二位四通电磁换向阀，电磁单向调速阀；压力表大小阀块上各一个，均安装在集成块的侧面并与压力油口P相通。5液压站的结构设计液压装置按其总体配置通常可分为分散配置型和集中配置型。集中配置型即为通常所说的液压站。液压站有比较突出的优点，如外形整齐美观，便于安装维护，便于采集和检测电液信号以利于自动化，可以隔离液压系统振动、发热等对主机精度的影响等，因此本液压系统总体装置采用集中配置型，即液压站。5.1液压泵的安装方式液压泵装置包括不同类型的液压泵．驱动电动机及其联轴器等。其安装方式分为立式和卧式两种。1）立式安装油管放在液压油箱内，这种结构型式紧凑、美观，同时电动机与液压泵的同轴度能保证，吸油条件好，漏油可直接回液压油箱，并节省内地面积。其示意见图5-1图5-1立式安装2）卧式安装将液压泵和与电动机放在液压油箱旁，如图所示，这种结构，振动较小，油箱的清洗比较容易，但占地面积较大，吸油管与泵连接要求严格，应用于较大型液压站。其示意图见图5-2图5-2