1、沈 阳 理 工 大 学 课 程 设 计 专 用 纸沈 阳 理 工 大 学本人机械院毕业要图加 Q838740404有 1，2，4，5，6，7，9 号题目 录1设计课题- 12设计要求分析- 13工况分析- 14拟定液压系统原理- 21. 液压缸主要参数- 52. 液压泵相关参数- 53. 液压阀选择- 74. 管道尺寸- 8五液压系统验算- 10六参考文献- 13沈 阳 理 工 大 学 课 程 设 计 专 用 纸沈 阳 理 工 大 学前 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
2、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
3、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。沈 阳 理 工 大 学 课 程 设 计 专 用 纸沈 阳 理 工 大 学一 设计课题 小型液压机液压设计二 设计要求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、停止的工作循环，快速往返速度为 3m/min，加压速度为 40250mm/min，压制力为 200000N，运动部件总重力为20000N，工作行程 300mm，油缸垂直安装，设计该压力机的液压传动系统。三 工况分析由已知条件绘制速度循环图。L（mm）V(m/min)260 300-330.04图 3-1
4、计算各阶段的外负载并绘制负载图1、工件的压制力即为工件的负载力：Ft=200000N2、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*20000=4000N动摩擦阻力 Ffd=0.1*20000=2000N3、惯性负载 Fm=m（v/t）,取t=0.2s则 Fm=(20000/9.81)*(3/0.2*60)=510N沈 阳 理 工 大 学 课 程 设 计 专 用 纸沈 阳 理 工 大 学4、G=200005、液压缸在各工作阶段的外负载负载循环图如下L(mm)F(N)24000 22510 2200022200030018000图 3-2四 拟定液压系统原
5、理1.液压泵类型选择根据初选系统压力选择泵的类型，该机床在工作进给时需要承受较大的工作压力，系统功率也较大，当工作压力超过 21mpa 时，宜采用柱塞泵，现采用 63SCY141B，轴向柱塞泵。2.调速方式功率较小，负载变化较大，速度稳定性较高的场合，选用调速阀调速回路。3.保压回路的设计保压回路的功用是使系统在液压缸不动或因工件变形而产生微小位移的工况下能保持稳定不变的压力。考虑到设计要求，保压时间要达到5s，压力稳定性好。选用液控单向阀保压回路，则保压时间较长，压力稳工作循环 外负载 F（N）启动 F=G+Ffs 24000N加速 F=G+Fm+Ffd 22510N快进 F=G+Ffd 2
6、2000N工进 F=G+Ft+Ffd 222000N快退 F=G-Ffd 18000N沈 阳 理 工 大 学 课 程 设 计 专 用 纸沈 阳 理 工 大 学定性高，选用 M 型三位四通换向阀，利用其中位滑阀机能，使液压缸两腔封闭，系统不卸荷。设计了自动补油回路，且保压时间由电气元件时间继电器控制。此回路完全适合于保压性能较高的高压系统，如液压机等。自动补油的保压回路系统图的工作原理：按下起动按纽，电磁铁1YA 通电，电磁换向阀 6 右位接入系统，油液一部分压力油通过节流调速阀 8 进入主缸上腔；另一部分油液将液控单向阀 7 打开，使主缸下腔回油，主缸活塞带动上滑块快速下行，主缸上腔压力降低，
7、其顶部充液箱的油经液控单向阀 14 向主缸上腔补油。当主缸活塞带动上滑块接触到被压制工件时，主缸上腔压力升高，液控单向阀 14 关闭，充液箱不再向主缸上腔供油，且液压泵流量自动减少，滑块下移速度降低，慢速加压工作。当主缸上腔油压升高到压力继电器 11 的动作压力时，压力继电器发出信号，使电磁阀 1YA 断电，换向阀 6 切换成中位；这时液压泵卸荷，液压缸由换向阀 M 型中位机能保压。同时压力继电器还向时间继电器发出信号，使时间继电器开始延时。保压时间由时间继电器在 0-24min 调节。4.液压缸主要尺寸的确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
8、表取液压缸工作压力为 22MPa。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N，按表 2-2 取 p2 可不计,考虑到快进，快退速度相等，取 d/D=0.7D=4Fw/p1cm 1/2=0.120根据手册查表取液压缸内径直径 D=125（mm）活塞杆直径系列取 d=90（mm）取两液压缸的 D 和 d 分别为 125mm 和 90mm。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(cm 2)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=（D 2d 2）/4=3.14（12.5 29 2）/4 =59.07
9、cm 2满足不等式，所以液压缸能达到所需低速沈 阳 理 工 大 学 课 程 设 计 专 用 纸沈 阳 理 工 大 学3）计算在各工作阶段液压缸所需的流量Q(快进)= d 2v (快进) /4=3.14x0.09x0.09x3/4=19.08L/minQ（工进)= D 2v (工进) /4=3.14x0.125x0.125x0.4/4=4.91L/minQ(快退)= （D 2-d2) (快退) v /4=17.75 L/min5.液压泵相关数据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；pPp1P1执行元件最大工作压力； 进油
10、管路中的压力损失，p简单系统可取 0.20.5Mpa。故可取压力损失P1=0.5Mpa22+0.5=22.5MP 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Pa 1.25Pp1.6Pp因此 Pa=1.25Pp=1.25 22.5=28.125MPa2） 泵的流量确定,液压泵的最大流量应为Q KL（Q）max油液的泄露系数 KL=1.2故 Qp=KL（Q）max=1.2 19.08=22.896L/min沈 阳 理 工 大 学 课 程 设 计 专 用 纸沈 阳
11、理 工 大 学3）. 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 0.21L/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Pd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 22000N，进油时的压力损失定为 0.3MPa。Pb=22000/(0.1x0.1/4)x10 -6+0.3=
12、3.10MPa快进时所需电机功率为：3.10x22.896/60x0.9=1.06kw工进时所需电机功率为：P=Pbx6.15/(60x0.9)=0.35kw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/min6.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 元件名称 最大流 工作压力 型号选择沈 阳 理 工 大 学 课 程 设 计 专 用 纸沈 阳 理 工 大 学号 量（L/min（Mpa）1 滤油器 72.4 XU-D32X1002 斜盘式液压泵 156.8 32 63SCY1
13、4-1B3 三位四通电磁阀 60.3 25 34YF30-E20B4 单向调速阀 30 40 ADTL-105 二位三通电磁阀 60.3 23YF3B-E20B6 单向阀 18-1500 31.5 SA107 压力表开关 35 KF-288 液控单向阀 80 32 80YAF3-E610B9 直动式溢流阀 120 32 DBT1/315G2410 单向顺序阀7.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=38.16Lmin 压油管的允许流速取 V=3m/s 则内径 d 为 d=4.6(38.16/3) 1/2=16
14、.4mm若系统主油路流量按快退时取 Q=17.75Lmin，则可算得油管内径d=15.82mm. 综合 d=20mm （吸油管同样可按上式计算得d=25）8.油箱容积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800L沈 阳 理 工 大 学 课 程 设 计 专 用 纸沈 阳 理 工 大 学9.液压缸壁厚和外径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，其壁厚按薄壁圆筒公式计算P
15、D/2=32.25125/2100=20.16mm（=100110MP）故取 =25mm液压缸壁厚算出后，即可求出缸体的外径 D1 为D1D+2=125+225=175mm10液压缸行程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。11缸盖厚度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）0.5)有孔时：t0.433 D 2（P D 2（D 2d 0） ）0.5 t-缸盖有效厚度D-缸盖止口内直径D2-缸盖孔的直沈 阳 理 工 大 学 课 程 设 计 专 用 纸沈 阳 理
16、工 大 学得 t=3012.最小寻向长度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+125/2=82.5mm取 H=90mm活塞宽度 B=（0.61.0）D =10013.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 倍五 液压系统验算1.温升的验算在整个工作循环中，工进阶段所
17、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。当 V=4cmmin 时流量 Q=V（D24）=40.1250.1254=0.49Lmin）此时泵的效率为 0.1，泵的出口压力为 18.13MPa则有：P 输入=18.130.49（600.1）=1.48（KW）沈 阳 理 工 大 学 课 程 设 计 专 用 纸沈 阳 理 工 大 学P 输出=FV=222000x4600.010.001=0.15（Kw）此时的功率损失为P=P 输入P 输出=1.4
18、8-0.15=1.33(Kw)当 V=25cmmin 时，Q=3.25Lmin 总效率 =0.8则 P 输入=253.25（600.8）=1.69（Kw）P 输出=FV=22200025600.010.001=0.925（Kw）P=P 输入P 输出=0.77（Kw）可见在工进速度低时，功率损失为 1.33Kw，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=0.065V 2/3=10.3m2系统的温升为：T=PKA=1.33（100.00110.3）=13验算表明系统的温升在许可范围内2.压力损失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
19、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（d24）=（19.081000）（3.144 /4）=63.06(cms)管道流动雷诺数 Rel 为Rel=63.063.21.5=134.5Rel2300 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沈 阳 理 工 大 学 课 程 设 计 专 用 纸沈 阳 理 工 大 学进油管道的沿程压力损失 P 为：P1-1=l（ld）（V2=0.591.7+0.3(0.0299200.59 22)=0.2MPa查得换向阀 34YF30-E20B 的压力损失 P=0.05MP
20、a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=31.53（cms）Rel=V2dr=31.5321.5=42.042=75Rel=7542.04=1.78回油管道的沿程压力损失 P 为：P2-1=（ld）（PVXV2）=1.320.0299200.595 2/2=0.56MPa查产品样本知换向阀 23YF3B-E20B
21、 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.变量泵出口处的压力 P：沈 阳 理 工 大 学 课 程 设 计 专 用 纸沈 阳 理 工 大 学Pp=（Fcm+A2P2）（A1+P1）=（2220000.9+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
22、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/（d2/4）=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 段及 AD 段的沿程压力损失 P1-2 P1-3 为V2=Q（d24）=295cms ,Re2=Vdr=236,V2=75 Re2=0.38P1-2=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，P2-1=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。参考文献：液压与气动传动 国防工业出版社液压与气动技术手册 机械工业出版社现代机械设备设计手册 机械工业出版社
