小型液压机液压系统设计

1、前言前言.1 一工况分析一工况分析.2 二负载循环图和速度循环图的绘制二负载循环图和速度循环图的绘制.3 三拟定液压系统原理图三拟定液压系统原理图.4 1.1. 确定供油方式确定供油方式.4 2.2.调速方式的选择调速方式的选择.4 4 4. .液液压压阀阀的的选选择择 .7 5.5.确定管道尺寸确定管道尺寸.8 6.6.液压油箱容积的确定液压油箱容积的确定.8 7.7.液压缸的壁厚和外径的计算液压缸的壁厚和外径的计算.8 8.8.液压缸工作行程的确定液压缸工作行程的确定.8 9.9.缸盖厚度的确定缸盖厚度的确定.8 10.10.最小寻向长度的确定最小寻向长度的确定.9 11.11.缸体长度的

2、确定缸体长度的确定.9 四液压系统的验算四液压系统的验算.9 1 1压力损失的验算压力损失的验算.9 2.系统温升的验算系统温升的验算.11 3.螺栓校核螺栓校核 .12 五参考文献五参考文献.13 前言前言 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。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

3、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。 技术参数和设计要求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 3 m/min，加压速度 40- 250mm/min,压制力为 300000n，运动部件总重为 25000n,工作行程 400mm,油缸垂直安 装，设计改压力机的液压系统传动。 一工况分析一工况分析 1工作负载 工件的压制抗力即

4、为工作负载：fw=300000n 2. 摩擦负载 静摩擦阻力： ffs=0n 动摩擦阻力： ffd=0n 3. 惯性负载 fm=ma=25000/103/(0.0260)=6250n 背压负载 fb= 30000n(液压缸参数未定，估算) 自 重： g=mg=25000n 4. 液压缸在各工作阶段的负载值： 其中： 液压缸的机械效率，一般取=0.9-0.95。0.9 m m m 表 1.1： 工作循环各阶段的外负载 工况负载组成 启动 f= fb+ ffs-g=5000n 加速 f=fb+ffd+fm-g=11250n 快进 f=fb+ffd-g=5000n 工进 f=fb+ffd+fw-g=

5、305000n 快退 f=fb+ffd+g=55000n 二负载循环图和速度循环图的绘制二负载循环图和速度循环图的绘制 负载循环图如下 速度循环图 三拟定液压系统原理图三拟定液压系统原理图 1.1. 确定供油方式确定供油方式 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 2.2.调速方式的选择调速方式的选择 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

6、 （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 20mpa。 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 305000n，按 表 9-2 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= 147（mm） 根据手册查表取液压缸内径直径 d=160（mm）活塞杆直径系列取 d=110（mm） 取两液压缸的 d 和 d 分别为 160mm 和 110mm。 按最低工进速度验算液压缸的最小稳定速度 aqmin/vmin=0.051000/3=

7、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（16021102）/4 =105.98 cm2 满足不等式，所以液压缸能达到所需低速 （2）计算在各工作阶段液压缸所需的流量 q(快进)= d2v (快进) /4=3.14x0.112x3/4=28.50l/min q（工进)= d2v (工进) /4=3.14x0.162x 0.04/4=0.804l/min q(快退)= （d2-d2)v (快退) /4=3.14x (0.162 -0.112)x3/4=31.79l/min (3)确定液压泵的流量，压力和选择泵的规格 泵的工作压力

8、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 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(pa)； 进油管路中的压力损失(pa)， p 简单系统可取 0.20.5mpa。故可取压力损失p1=0.5mpa 20+0.5=20.5mpa 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=（1.251.6） 20.5=25.62532.8mpa。 泵的流量确定,液

9、压泵的最大流量应为 qpk（q）max k 为系统泄漏系数，一般取 k=1.1-1.3，大流量取小值；小流量取大值。 油液的泄露系数 k=1.2 故 qp=k（q）max=1.2 31.76=38.15l/min 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 bfw01 液压泵， nmax= 3000 r/min nmin=1000r/min 额定压力 p0=32mpa，每转排量 q=63ml/r，容积效率=85%，总效率=0.7.v 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

10、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最大功率时不至停转，需进行演算，即 paqp/,pd 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。 首先计算快进时的功率，快进时的外负载为 5000n，进油时的压力损失定为 0.3mpa。 pb=5000/(0.11x0.11/4)x10-6+0.3=0.0.826mpa 快进时所需电机功率为： (0.826x38.15/60)/0.7=0.75kw 工进时所需电机功率为： p=ppx0.804

11、/(60 x0.7)=0.39kw 查阅电动机产品样本，选用 y90s-4 型电动机，其额定功率为 1.1kw，额定 转速为 1400r/min 4 4. .液液压压阀阀的的选选择择 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 3031zu-h4010s 2 液压泵 25.0540bfw01a 3 三位四通电磁阀 6031.534we6g50-50/aw220r 4 单向调速阀 6531.5s15a020/5 5 二位三通电磁阀 6031.523we6g50-5

12、0 6 单向阀 6531.5s15a020/5 7 压力表 31.5af6ea30/y400 8 平衡阀 5014dz10-130/210 9 液控单向阀 60 约 31.5 sv15gb230/2 10 溢流阀 2.56.3y-10b 5.5.确定管道尺寸确定管道尺寸 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=57lmin 压油管的允许流速取 v=3m/s 则内径 d 为 d=4.6(57/3)1/2=20.05mm 若系统主油路流量按快退时取 q=31.79lmin，则可算得油管内径 d=12.96mm. 综 合 d=

13、20mm 吸油管同样可按上式计算（q=42.4lmin ，v=1.5ms）现参照 ybx-16 变量泵吸 油口连接尺寸，取吸油管内径 d 为 29mm 6.6.液压油箱容积的确定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。 7.7.液压缸的壁厚和外径的计算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

14、筒公式计算 pd/2=25.625160/（2100）=20.5mm（=100110mp） 故取 =20mm 液压缸壁厚算出后，即可求出缸体的外径 d1 为 d1d+2160+220=200mm 8.8.液压缸工作行程的确定液压缸工作行程的确定 液压缸工作行程长度，可根据执行机构实际工作烦人最大行程来确定，查表 的系列尺寸选取标准值 l=400mm。 9.9.缸盖厚度的确定缸盖厚度的确定 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）1/2=0.433x160 x（25.625/100）1/2=35.07 有孔时：t0.433 d

15、2（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 10.10.最小寻向长度的确定最小寻向长度的确定 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+160/2=100mm 取 h=100mm 活塞宽度 b=（0.61.0）d1=100 11.11.缸体长度的确定缸体长度的确定 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

16、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 四液压系统的验算四液压系统的验算 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 =920kgm 1 1压力损失的验算压力损失的验算 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 19.08lmin ，则液压油在管内流速 v 为： v1=q/(d

17、d4）=（19.081000）/(3.142.92/4）=69.74(cms) 管道流动雷诺数 rel 为 rel=69.743.21.5=148.8 rel2300 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 34we6g50-50/aw220r 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+0.0510000

18、00)=0.25mpa 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=34.87（cm/s） rel=v2d/r=34.872/1.5=46.5 2=75/rel=75/46.5=1.6 回油管道的沿程压力损失 p 为： p2-1=/（l/d）（pvxv/2）=1.62/0.0299200.5952/2=0.68mpa 查产品样本知换向阀 23we6g50-50 的压力损失 p=0.025mpa。换向阀 34we6g50- 50/aw220r 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=p2-1+p2-2+p2-3+2-4=0.68+0.025+0.025+0.5=1.23mpa 变量泵出口处的压力 p： pp=（f/cm+a2p2）/（a1+p1） =（305000/0.9+0.005911.1100）/0.01539+0.15 =22.4mpa 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/（dd/4）=45.221000/(3.14

20、22/460)=240.02(cm/s) rel=v1d/r=320.03 1=75/rel=0.234 p1-1=(l/d)(v2) =0.234(1.7/0.02)(9202.42.42) =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/（dd/4）=295cm/s re2=v/d/r=236 v2=75 re2=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： 34we6g50-50/aw220r 的压力损失，p2-1=0.17mpa 23we6g50-50 的压力损失，p2-1=

21、0.17mpa 据分析在差动连接中，泵的出口压力为 p p=2p1-2+p1-2+p2-2+p2-1+p2-2+f/a2cm =20.2+0.024+0.15+017+0.17+25/0.007850.9 =0.18mpa 快退时压力损失验算亦是如此，上述验算表明，无需修改原设计。 2.系统温升的验算系统温升的验算 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=4cm/min 时 流量 q=v（dd/4）=0.1250.125/4=0.491l/min） 此时泵的效率为 0.1，泵的出口压力为 22.4mpa 则有：p 输入=22.40.613/（600.1）=2.29（kw） p 输出=fv=3050004/600.010.001=0.203（kw） 此时的功率损失为 p=p 输入p 输出=2.29-0.203=2.09 (kw) 当 v=25cm/min 时，q=3.85l/