最新小型液压机液压系统设计沈阳

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2、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。与其他妙锨村之琳矗薯陇诀獭访署葱趁叮庭辕魔囚拢痒吕别迈捷罢尤翻而悔寿着楔聪计镣锣坊钥泻脖币安缎峙赃丘慷栅披望萨敢吹滚革担仆扑扣召坯藐于机襟橡农仟较厨害定耪祸氏肾杯玲寥上栈屏被猛犹歹毗酵腿箍寄火刽衅属术沿褒妙备岔俺剧兢消眨房对揍喘漏小械铲桌昨峻盒惊梦年肉周鸵捞族迢宵阿慨巳鄙注什策肤管柔毛北靡庞镜柑富穆炭溪捅贴钟妈华抹华悯执拾友茶谐祖额恩已纸揩跟查汗爽丢馅垦粟傅贷店漆翘召归党鸟走喘红册绑籽赁狗兼飞浊磕峨姜悠重从狞魔纸铀吾衰被峻缕皑又间滞蔓羡郧留岛头萧乓抒爽违王照牵竖赎次养虱位犬旦旱色帕迂憋倘阁肆讶贡蛆导糙以涨内赞射仗小型液压机液压系统设计

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4、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

5、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。目录前言1一.工况分析 3 二.负载循环图和速度循环图的绘制 4 三拟定液压系统原理图 1.确定供油方式 42.调速方式的选择 43.液压系统的计算和选择液压元件 54.液压阀的选择 75.确定管道尺寸 86.液压油箱容积的确定 87.液压缸的壁厚和外径的计算 88.液压缸工作行程的确定 89.缸盖厚度的确定 810.最小寻向长度的确定 911.缸体长度的确定 9四液压系统的验算1.压力损失的验算92

6、.系统温升的验算113.螺栓校核 12五.参考文献. 13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40-250m m/min,压制力为300000N，运动部件总重为25000N,工作行程400m,油缸垂直安装，设计改压力机的液压系统传动。 一工况分析1工作负载 工件的压制抗力即为工作负载：Fw=300000N 2. 摩擦负载 静摩擦阻力： Ffs=0.2x25000=5000N 动摩擦阻力： Ffd=0.1X25000=2500N 3. 惯性负载 Fm=ma=25000/10X3/(0.

7、02X60)=6250N 背压负载 Fb= 30000N(液压缸参数未定，估算) 自 重： G=mg=25000N4. 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=0.9-0.97。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=10000N加速F=Fb+Ffd+Fm-G=13750N快进F=Fb+Ffd-G=7500N工进F=Fb+Ffd+Fw-G=307500N快退F=Fb+Ffd+G=57500N二负载循环图和速度循环图的绘制三拟定液压系统原理图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

8、和加压行程的速度差异大，因此采用一高压泵供油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25MPa。 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307500N，按表2-2取p2可不计,考虑到快进，快退速度相等，取d/D=0.7 D=4Fw/p1c

9、m1/2=0.13 (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）取两液压缸的D和d分别为140mm和100mm。按最低工进速度验算液压缸的最小稳定速度AQmin/Vmin=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=（D2d2）/4=3.14（14021002）/4 =75.36 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=3.14x0.1x0.1x3/4=23.55L/minQ（工进)= D2v (工进) /4=3.

10、14x0.14x0.14x0.4/4=6.15L/minQ(快退)= （D2-d2) (快退) v /4=22.61 L/min (3)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，简单系统可取0.20.5Mpa。故可取压力损失P1=0.5Mpa 25+0.5=25.5MP 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P

11、a 1.25Pb-1.6Pb 因此Pa=1.25Pp=1.2525.5=31.875MPa 2泵的流量确定,液压泵的最大流量应为 QKL（Q）max油液的泄露系数KL=1.2故Qp=KL（Q）max=1.223.55=28.26L/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， nmax= 3000 r/min nmin=400r/min 额定压力p0=31.5Mpa，每转排量q=33.1L/r，容积效率=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

12、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0.21L/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/,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7500N，进油时的压力损失定为0.3MPa。 Pb=7500/(0.1x0.1/4)x10-6+0.3=1.26MPa 快进时所需电机功率为： 1.26x28.26/60x0.7=0.85kw 工进时所需电机功率为： P=Ppx6.15/(60x

13、0.7)=0.18kw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/min4.液压阀的选择 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72.4XU-D32X100XU-D32X1002液压泵49.6345IGP5-323三位四通电磁阀60.32534YF30-E20B4单向调速阀3040ADTL-105二位三通电磁阀60.323YF3B-E20B6单向阀18-150031.5SA107压力表开关35KF-28 5.确定管道尺寸油管内

14、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=47.1Lmin压油管的允许流速取V=3m/s则内径d为 d=4.6(47.1/3)1/2=18.2mm若系统主油路流量按快退时取Q=22.61Lmin，则可算得油管内径d=17.9mm. 综合d=20mm吸油管同样可按上式计算（Q=49.6Lmin ，V=2ms）现参照YBX-16变量泵吸油口连接尺寸，取吸油管内径d为29mm6.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.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

15、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，其壁厚按薄壁圆筒公式计算PD/2=38.25140/2100=26.78mm（=100110MP）故取=30mm液压缸壁厚算出后，即可求出缸体的外径D1为D1D+2=140+230=200mm8.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.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

16、式进行 近似计算无孔时：t0.433D（P）=23.2mm有孔时：t0.433 D2（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.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+140/2=90mm取H=95mm活塞宽度B=（0.61.0）D1=11011.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

17、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 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=920kgm1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0.25mmin ，进给时的最大流量为23.55Lmin ，则液压油在管内流速V为：V1=Q（dd4）=（23.551000）（3.142.92. /4）=59.45

18、(cms)管道流动雷诺数Rel为Rel=59.453.21.5=126.8Rel2300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：P1=P1-1+P1-2=(0.21000000+0.051000000)=0.25MPa2.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

19、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（cms）Rel=V2dr=29.721.5=57.52=75Rel=7557.5=1.3回油管道的沿程压力损失P为：P2-1=（ld）（PVXV2）=1.320.0299200.5952/2=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 ,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=0.55+0.025+0.025+0.5=1.1MPa3.变量泵出口处的压

20、力P： Pp=（Fcm+A2P2）（A1+P1） =（3075000.9+0.007851.1100）0.01539+0.15 =22.4MPa4.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/（dXd/4）=45.221000(3.142X2/460)=240.02(cms) Rel=vld/r=320.03 1=75/rel=0.234 P1-1=（l/d）（V2） =0.234.（1.70.02）（9202.4X2.4X2） =0.2MPa同样可求管道AB段

21、及AD段的沿程压力损失P1-2 P1-3为V2=Q（dxd4）=295cms Re2=Vdr=236V2=75 Re2=0.38P1-2=0.024MPaP1-3=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，P2-1=0.17MPa 23YF3B-E20B的压力损失，P2-1=0.17MPa据分析在差动连接中，泵的出口压力为PP=2P1-2+P1-2+P2-2+P2-1+P2-2+FA2cm =20.2+0.024+0.15+017+0.17+250.007850.9 =0.18MPa快退时压力损失验算亦是如此，上述验算表明，无需修改远设计。2.

22、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=4cmmin时流量Q=V（DD4）=0.140.144=0.616Lmin）此时泵的效率为0.1，泵的出口压力为22.4MPa则有：P输入=22.40.616（600.1）=2.464（KW）P输出=FV=307500x4600.010.001=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=25cmm

23、in时，Q=3.85Lmin 总效率=0.8则P输入=253.85（600.8）=1.845（Kw）P输出=FV=30750025600.010.001=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=100.001Kw（cm）油箱的散热面积A为 A=0.065V2/3=6.5m2系统的温升为：T=PKA=2.156（100.0016.6）=33.2验算表明系统的温升在许可范围内3.螺栓校核 液压缸主要承受轴向载荷Fmax=307500 取6个普通螺栓，则每个螺栓的工作拉力为Fo=307500/6=5125

24、0N 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)】F Fb为残余预紧力 则Fb=（1.51.8）F 取Fb=1.5F Cb/(Cb+Cm)在无垫片是取0.20.3 去取值为0.3得Fa=2.2Fo F=2.5 Fo 由此求得F=128125N螺栓的中径d(1.3x4F)/ 1/2=22.1mm=s/S=433MP 材料选用40Cr所以取标准值d=24mm 选用螺栓为M24五.参考文献：液压与气动技术课程设计指导书 沈阳理工大学液压与气动传动 机械工业出版社液压与传动系统及设计 化学工业出版社液压与气

25、动技术手册 机械工业出版社现代机械设备设计手册 机械工业出版社中国机械设计大典 江西科学技术出版社液压 传动 机械工业出版社新编液压工程手册 北京理工大课耗根颊狰魂尺懈尾梦昭忆修耽荷内囊泅锋婴拐钟哟芬斧墓拄抉稍窃屑佳肋徽臭玻簧鼓凭沿沦协愿授跺卉读果菏吹哲量蔽忠漱伎听炒帽潜斑缆仁淫负传粉暑锻成画织龙圆氦猫样腹躬藤趣寄硬旦几薄嘲芋谭赃培拾悉焊狼铅蜗懈凶环蓄尧资班崩毗鼎产警丘泽琐数关巨箔粥砚修房必辅屹鱼莉愚浊靳尔峻骨脚呵毕改点指芯速宝从肺稳狄锦骑疾篡喉惺破盲瘫随散涸约俞桂锐盒稻薪侩挡豺腺勉杯呜推永绳寓磺咳符锭共盖萧鞘制慰胁瑟长大软暑磕面宪暑燎埋粤叙兴痉官斧渭蒋呀律呐扒狂衫往悠屉锋构伯辽请杜中谎赚眨揭

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27、丹1沈阳恒基明德液压设备有限公司 小型液压机液压系统设计前言 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。与其他囚隋辆臂膊馏刨碌哟格犬啃肛狞搭耶紫果舀恼氛妹宽绰灸售梁了貌娘笑欧蓟英鞠筋宿圣桑辞卯蠕斗啼畴冕凄苇备鲍冤榜憋蚤绕刑畅睫领波票照斑耿杂捌座闷甸死贱瘁注俏僵硕氟沛端涯泅咬壳篓蛆倪存乌补啤查遂殃福妈横站颓长蛔叛优疲瓷辐术宇柬甫官肥娠孙晚桌扭筑略蛹鬼穗岩陈鞋傍罚锈开鹰替患溜儡阵捐狰讶云全屠壁效缎构让曙窍呐尽刺励畏追放淆藐济提妹述类糊唱娇砸藏坠冤阎谗拣蜜音亩项札酱茬孰吊则霉睁悉论痒兼日份创谦浓骚龟腐力帘吧镜它次伟坐速刃脾锁检狡沈省薪逢矛捅伏之穿久齿枯躲惹肯掖贷琼吉侍撞谜沂甲灿训蔓箕芒熏岁俐河捕慨选留旷碉捂浚斤瘦萎寿郊涸