1 目錄 緒論 .1 1.1 液壓傳動與控制概述 .1 1.2 液壓機的發展及工藝特點 .2 2.1 工況分析 .5 2.2 負載圖和速度圖的繪制： .6 3 1 自動補油的保壓回路設計 .7 3 2 釋壓回路設計 .7 3 3 液壓機液壓系統原理圖擬定 .8 4 1 確定液壓缸主要參數 .10 4 2 液壓元件的選擇 .11 5.1 液壓缸主要尺寸的確定 .18 5.2 液壓缸的結構設計 .20 7 1 液壓站的結構型式 .24 7 2 液壓泵的安裝方式 .24 7.3 液壓油箱的設計 .24 7.4 液壓站的結構設計 .27 一 緒論 1.1 液壓傳動與控制概述 液壓傳動與控制是以液體（油、高水基液壓油、合成液體）作為介質來實現各種機械量的輸出（力、位移或速度等）的。它與單純的機械傳動、電氣傳動和氣壓傳動相比，具有傳遞功率大，結構小、響應快等特點，因而被廣泛的應用于各種機械設備及精密的自動控制系統。液壓傳動技術是一門新的學科技術，它的發展歷史雖然較短，但是發展的速度卻非常之快。自從 1795 年制成了第一臺壓力機起，液壓技術進入了 工程領域；1906 年開始應用于國防戰備武器。 第二次世界大戰期間，由于軍事工業迫切需要反應快、精度高的自動控制系統，因而出現了液壓伺服控制系統。從 60 年代起，由于原子能、空間技術、大型船艦及電子技術的發展，不斷地對液壓技術提出新的要求，從民用到國防，由一般的傳動到精確度很高的控制系統，這種技術得到更加廣泛的發展和應用。 在國防工業中：海、陸、空各種戰備武器均采用液壓傳動與控制。如飛機、坦克、艦艇、雷達、火炮、導彈及火箭等。 在民用工業中：有機床工業、冶金工業、工程機械、農業方面，汽車工業、輕紡工業、船舶工 業。 另外，近幾年又出現了太陽跟蹤系統、海浪模擬裝置、飛機駕駛模擬、船舶駕駛模擬器、地震再現、火箭助飛發射裝置、宇航環境模擬、高層建筑防震系統及緊急剎車裝置等，均采用了液壓技術。 總之，一切工程領域，凡是有機械設備的場合，均可采用液壓技術。它的發展如此2 之快，應用如此之廣，其原因就是液壓技術有著優異的特點，歸納起來 液壓 動力傳動方式 具有 顯著的 優點：其單位重量的輸出功率和單位尺寸輸出功率 大； 液壓傳動裝置體積小 、 結構緊湊、布局靈活 ，易實現無級調速，調速范圍寬，便于與電氣控制相配合 實現自動化 ； 易實現過載保護與保壓，安 全可靠；元件易于實現系列化、標準化、通用化 ；液壓易與微機控制等新技術相結合，構成 “ 機 -電 -液 -光 ” 一體化便于實現數字化。 1.2 液壓機的發展及工藝特點 液壓機是制品成型生產中應用最廣的設備之一 ， 自 19 世紀問世以來發展很快，液壓機在工作中的廣泛適應性，使其在國民經濟各部門獲得了廣泛的應用 。 由于液壓機的液壓系統和整機結構方面，已經比較成熟， 目前 國內外液壓機的發展 不僅 體現在控制系統方面 ，也主要表現在高速化、高效化、低能耗；機電液一體化，以充分合理利用機械和電子的先進技術促進整個液壓系統的完善；自動化、智能化， 實現對系統的自動診斷和調整，具有故障預處理功能；液壓元件集成化、標準化，以有效防止泄露和污染等四個方面。 作為液壓機兩大組成部分的主機和液壓系統，由于技術發展趨于成熟，國內外機型無較大差距 ， 主要差別在于加工工藝和安裝方面。良好的工藝使機器在過濾、冷卻及防止沖擊和振動方面，有較明顯改善。在油路結構設計方面，國內外液壓機都趨向于集成化、封閉式設計 ， 插裝閥、疊加閥和復合化元件及系統在液壓系統中得到較廣泛的應用。特別是集成塊可以進行專業化的生產，其質量好、性能可靠而且設計的周期也比較短。 近年來在集成塊基礎上發展起 來的新型液壓元件組成的回路也有其獨特的優點，它不需要另外的連接件其結構更為緊湊，體積也相對更小，重量也更輕無需管件連接，從而消除了因油管、接頭引起的泄漏、振動和噪聲。邏輯插裝閥具有體積小、重量輕、密封性能好、功率損失小、動作速度快、易于集成的特點，從 70 年代初期開始出現，至今已得到了很快的發展。我國從 1970 年開始對這種閥進行研究和生產，并已將其廣泛的應用于冶金、鍛壓等設備上，顯示了很大的優越性。 液壓機工藝用途廣泛，適用于彎曲、翻邊、拉伸、成型和冷擠壓等沖壓工藝，壓力機是一種用靜壓來加工產品。適用于金屬粉 末制品的壓制成型工藝和非金屬材料，如塑料、玻璃鋼、絕緣材料和磨料制品的壓制成型工藝，也可適用于校正和壓裝等工藝。 由于需要進行多種工藝，液壓機具有如下的特點： （ 1） 工作臺較大，滑塊行程較長，以滿足多種工藝的要求； （ 2） 有頂出裝置，以便于頂出工件； （ 3） 液壓機具有點動、手動和半自動等工作方式，操作方便； （ 4） 液壓機具有保壓、延時和自動回程的功能，并能進行定壓成型和定程成型的操作，特別適合于金屬粉末和非金屬粉末的壓制； （ 5） 液壓機的工作壓力、壓制速度和行程范圍可隨意調節，靈活性大。 3 4 二 150t 液壓機液壓系統工況 分析 5 本機器 (見圖 1.1)適用于可塑性材料的壓制工藝。如沖壓、彎曲、翻邊、薄板拉伸等。也可以從事校正、壓裝、砂輪成型、冷擠金屬零件成型、塑料制品及粉末制品的壓制成型。本機器具有獨立的動力機構和電氣系統。采用按鈕集中控制，可實現調整、手動及半自動三種操作方式。本機器的工作壓力、壓制速度、空載快速下行和減速的行程范圍均可根據工藝需要進行調整，并能完成一般壓制工藝。此工藝又分定壓、定程兩種工藝動作供選擇。定壓成型之工藝動作在壓制后具有保壓、延時、自動回程、延時自動退回等動作。 本機器主機呈長方形，外形新穎美觀， 動力系統采用 液壓系統 ，結構簡單、緊湊、動作靈敏可靠。該機并設有腳踏開關，可實現半自動工藝動作的循環。 2.1 工況分析 本次設計在畢業實習調查的基礎上，用類比的方法初步確定了立式安裝的主液壓缸活塞桿帶動滑塊及動橫梁在立柱上滑動下行時，運動部件的質量為 500Kg。 1工作負載 工件的壓制抗力即為工作負載： 361 5 0 1 0 9 . 8 1 . 4 7 1 0tFN 2. 摩擦負載 靜摩擦阻力： 0 . 2 5 0 0 9 . 8 9 8 0fsFN 動摩擦阻力： 0 . 1 5 0 0 9 . 8 4 9 0fd 3. 慣性負載 0 . 3( ) 5 0 0 7 5 00 . 2n vF m Nt 6 60 . 5 1 0 0 . 0 2 4 1 2 0 0 0bFN 自重： 4900G m g N 4. 液壓缸在各工作階段的負載 值 ： 其中： 0.9m m 液壓缸的機械效率，一般取m=0.9-0.97。 工況 負載組成 推力 F/m 啟動 8080b fsF F F G N 8977.8N 加速 8340b f d mF F F F G N 9266.7N 快進 7590b fdF F F G N 8433.3N 工 進 1477590f d t bF F F F G N 1641766.67N 快退 5390fd bF G F F N 5988.9N 2.2 負載圖和速度圖的繪制： 負載圖按上面的數值繪制，速度圖按給定條件繪制，如圖： 7 三 液壓機液壓系統原理圖設計 3 1 自動補油的保壓回路設計 考慮到設計要求，保壓時間要達到 5s，壓力穩定性好。若采用液壓單向閥回路保壓時間長，壓力穩定 性高，設計中利用換向閥中位機能保壓，設計了自動補油回路，且保壓時間由電氣元件時間繼電器控制，在 0-20min 內可調整。此回路完全適合于保壓性能較高的高壓系統，如液壓機等。 自動補油的保壓回路系統圖的工作原理： 按下起動按紐，電磁鐵 1YA 通電，換向閥 6接入回路時，液壓缸上腔成為壓力腔，在壓力到達預定上限值時壓力繼電器 11 發出信號，使換向閥切換成中位；這時液壓泵卸荷，液壓缸由換向閥 M型中位機能保壓。當液壓缸上腔壓力下降到預定下限值時，壓力繼電器又發出信號，使換向閥右位接人回路，這時液壓泵給液壓缸上腔補油，使其壓力回升。回程時電磁閥 2YA 通電，換向閥左位接人回路，活塞快速向上退回。 3 2 釋壓回路設計 釋壓回路的功用在于使高壓大容量液壓缸中儲存的能量緩緩的釋放，以免她突然釋放時產生很大的液壓沖擊。一般液壓缸直徑大于 25mm、壓力高于 7Mpa 時，其油腔在排油前就先須釋壓。 根據設計很實際的生產需要，選擇用節流閥的釋壓回路。其工作原理：按下起動按鈕，換向閥 6的右位接通，液壓泵輸出的油經過換向閥 6的右位流到液壓缸的上腔。同時液壓油的壓力影響壓力繼電器。當壓力達到一定壓力時，壓力繼電 器發出信號，使換向閥 5 回到中位，電磁換向閥 10 接通。液壓缸上腔的高壓油在換向閥 5 處于中位（液壓泵卸荷）時通過節流閥 9、換向閥 10 回到油箱，釋壓快慢由節流閥調節。當此腔壓力8 降至壓力繼電器的調定壓力時，換向閥 6切換至左位，液控單向閥 7打開，使液壓缸上腔的油通過該閥排到液壓缸頂部的副油箱 13 中去。使用這種釋壓回路無法在釋壓前保壓，釋壓前有保壓要求時的換向閥也可用 M 型，并且配有其它的元件。 機器在工作的時候，如果出現機器被以外的雜物或工件卡死，這是泵工作的時候，輸出的壓力油隨著工作的時間而增大，而無法使液壓油到達液 壓缸中，為了保護液壓泵及液壓元件的安全，在泵出油處加一個直動式溢流閥 1，起安全閥的作用，當泵的壓力達到溢流閥的導通壓力時，溢流閥打開，液壓油流回油箱。起到保護作用。在液壓系統中，一般都用溢流閥接在液壓泵附近，同時也可以增加液壓系統的穩定性。使零件的加工精度增高。 3 3 液壓機液壓系統原理圖擬定 上液壓缸工作循環 （ 1） 快速下行。按下起動按鈕，電磁鐵 1YA 通電，這時的油路為： 液壓缸上腔的供油的油路 變量泵 1 換向閥 6 右位 節流閥 8 壓力繼電器 11 液壓缸 15 液壓缸下腔的回油路 液壓缸下腔 15 液控單向閥 7 換向閥 6右位 電磁閥 5 背壓閥 4 油箱 9 油路分析：變量泵 1的液壓油經過換向閥 6的右位，液壓油分兩條油路：一條油路通過節流閥 7 流經繼電器 11，另一條路直接流向液壓缸的上腔和壓力表。使液壓缸的上腔加壓。液壓缸 15下腔通過液控單向閥 7經過換向閥 6的右位流經背壓閥，再流到油箱。因為這是背壓閥產生的背壓使接副油箱旁邊的液控單向閥 7 打開，使副油箱 13 的液壓油經過副油箱旁邊的液控單向閥 14給液壓缸 15上腔補油。使液壓缸快速下行，另外背壓閥 接在系統回油路 上，造成一定的回油阻力，以改善執行元件的運動平穩性。 （ 2） 保壓時的油路情況： 油路分析：當上腔快速下降到一定的時候，壓力繼電器 11 發出信號，使換向閥 6的電磁鐵 1YA 斷電，換向閥回到中位，利用變量泵的柱塞孔從吸油狀態過渡到排油狀態，其容積的變化是由大變小，而在由增大到縮小的變化過程中，必有容積變化率為零的一瞬間，這就是柱塞孔運動到自身的中心線與死點所在的面重合的這一瞬間，這時柱塞孔的進出油口在配油盤上所在的位置，稱為死點位置。柱塞在這個位置時，既不吸油，也不排油，而是由吸轉為排的過渡狀態。液壓系統保壓。而 液壓泵 1 在中位時，直接通過背壓閥直接回到油箱。 （ 3） 回程時的油路情況： 液壓缸下腔的供油的油路： 變量泵 1 換向閥 6 左位 液控單向閥 7 液壓油箱 15 的下腔 液壓缸上腔的回油油路： 液壓腔的上腔 液控單向閥 14 副油箱 13 液壓腔的上腔 節流閥 8 換向閥 6左位 電磁閥 5 背壓閥 4 油箱 油路分析： 當保壓到一定時候，時間繼電器發出信號，使換向閥 6 的電磁鐵 2YA通電，換向閥接到左位，變量泵 1的液壓油通過換向閥旁邊的液控單向閥流到液壓缸的下腔，而同時液壓缸上腔的液壓油通過節流閥 9（電磁 鐵 6YA 接通），上腔油通過換向閥10接到油箱，實現釋壓，另外一部分油通過主油路的節流閥流到換向閥 6，再通過電磁閥 19，背壓閥 11 流回油箱。實現釋壓。 下液壓缸的工作循環： 向上頂出時，電磁鐵 4YA 通電， 5YA 失電。 進油路： 液壓泵 換向閥 19左位 單向節流閥 18 下液壓缸下腔 回油路： 下液壓缸上腔 換向閥 19 左位 油箱 當活塞碰到上缸蓋時，便停留在這個位置上。 向下退回是在 4YA 失電， 3YA 通電時產生的， 進油路： 液壓泵 換向閥 19右位 單向節流閥 17 下液壓 缸上腔 回油路： 下液壓缸下腔 換向閥 19 右位 油箱 原位停止是在電磁鐵 3YA， 4YA 都斷電，換向閥 19處于中位時得到的。 10 四 液壓系統的計算和元件選型 4 1 確定液壓缸主要參數 按液壓機床類型初選液壓缸的工作壓力為 25Mpa,根據快進和快退速度要求，采用單桿活塞液壓缸。快進時采用差動連接，并通過充液補油法來實現，這種情況下液壓缸無桿腔工作面積 1A 應為有桿腔工作面積 2A 的 6 倍，即活塞桿 直徑 d 與缸筒直徑 D 滿足56dD的關系。 快進時，液壓缸回油路上必須具有背壓2p,防止上壓板由于自重而自動下滑，根據液壓系統設計簡明手冊表 2-2中，可取 2p =1Mpa，快進時，液壓缸是做差動連接，但由于油管中有壓降 p 存在，有桿腔的壓力必須大于無桿腔，估計時可取 1p MPa ,快退時，回油腔是有背壓的，這時 2p 亦按 2Mpa 來估算。 1) 計算液壓缸的面積 可根據下列圖形來計算 11 1 2 2 1 1 2()6mAF A P A P A P P 1P 液壓 缸工作腔的壓力 Pa 2P 液壓缸回油腔的壓力 Pa 故： 3 2212 61() 1 5 0 1 0 9 . 80 . 0 6 6 22() ( 2 5 ) 0 . 9 1 066mFA m mPP 11 1( 4 ) 0 . 2 9 0 4ADm 55 0 . 2 9 0 4 0 . 2 6 566d D m 當按 GB2348-80 將這些直徑圓整成進標準值時得： 320D mm , 280d mm 由此求得液壓缸面積的實際有效面積為： 22 210 . 3 2 0 . 0 8 0 344DAm 2 2 2 2 22( ) ( 0 . 3 2 0 . 2 8 ) 0 . 0 1 8 8 444Dd 2) 液壓缸實際所需流量計算 工作快速空程時所需流量 111cvAVQ cv液壓缸的容積效率，取 0.96cv 31 30 . 0 8 0 3 0 . 3 1 0 6 0 1 5 0 6 ( )m i n0 . 9 6 1 0 LQ 工作缸壓制時所需流量 3122 30 . 0 8 0 3 0 . 0 1 1 0 6 0 5 0 . 1 8 7 5 ( )m i n0 . 9 6 1 0cvAV LQ 工作缸回程時所需流量 3232 30 . 0 1 8 8 4 0 . 0 6 1 0 6 0 7 0 . 6 5 ( )m i n0 . 9 6 1 0cvAV LQ 4 2 液壓元件的選擇 4 2.1 確定液壓泵規格和驅動電機功率 由前面工況分析，由最大壓制力和液壓主機類型，初定上液壓泵的工作壓力取為25MPa ，考慮到進出油路上閥和管道的壓力損失為 1MPa （含回油路上的壓力損失折算到進油腔），則液壓泵的最高工作壓力為 611 ( 2 5 1 ) 1 0 2 6pP P P M P a 上述計算所得的pP是系統的靜態壓力，考慮到系統在各種工況的過渡階段出現的動態壓力往往超過靜態壓力，另外考慮到一定壓力貯備量，并確保泵的壽命，其正常12 工作壓力為泵的額定壓力的 80%左右因此選泵的額定壓力nP應滿足： / 0 . 8 2 6 / 0 . 8 3 1 . 2 5npP P M p a 液壓泵的最大流量應為： m a x()pLq K q 式中pq液壓泵的最大流量 max()q 同時動作的各執行所需流量之和的最大值，如果這時的溢流閥正進行工作，尚須加溢流閥的最小溢流量 2 3 minL 。 LK系統泄漏系數，一般取 1.1 1.3LK ，現取 1.1LK 。 m a x( ) 1 . 1 ( 7 0 . 6 5 2 . 5 ) 8 0 . 4 6 5 m i npL Lq K q q 1 選擇液壓泵的規格 由于液壓系統的工作壓力高，負載壓力大，功率大。大流量。所以選軸向柱塞變量泵。柱塞變量泵適用于負載大、功率大的機械設備（如龍門刨床、拉床、液壓機），柱塞式變量泵有以下的特點： 1） 工作壓力高。因為柱塞與缸孔加工容易，尺寸精度及表面質量可以達到很高的要求，油液泄漏小，容積效率高，能達到的工作壓力，一般是（ 200 400 ） 510Pa ，最高可以達到 51000 10 Pa 。 2） 流量范圍較大。因為只要適當加大柱塞直徑或增加柱塞數目，流量變增大。 3） 改變柱塞的行程就能改變流量，容易制成各種變量型。 4） 柱塞油泵主要零件均受壓，使材料強度得到充分利用，壽命長，單位功率重量小。但柱塞式變量泵的結構復雜。材料及加工精度要求高，加工量大，價格昂貴。 根據以上算得的pq和pP在查閱相關手冊機械設計手冊成大先 P20-195 得：現選用 6 3 1 4 1YCY B ，排量 63ml/r，額定壓力 32Mpa，額定轉速 1500r/min，驅動功率59.2KN，容積效率 92% ，重量 71kg，容積效率達 92%。 2與液壓泵匹配的電動機的選定 由前面得知，本液壓系統最大功率出現在工作缸壓制階段，這時液壓泵的供油壓力值為 26Mpa，流量為已選定泵的流量值。p液壓泵的總效率。柱塞泵為 0.80 0.85 ，取p0.82。 選用 1000r/min 的 電 動 機 ， 則 驅 動 電 機 功 率 為3 ( 1 8 . 3 5 0 ) 1 8 . 3 7( 6 0 0 . 8 2 )( 1 0 )ppp pPqN K W 選擇電動機 180 4YM ，其額定功率為 18.5KW。 4.2.2 閥類元件及輔助元件的選擇 13 1. 對液壓閥的基本要求 ： (1). 動作靈敏，使用可靠，工作時沖擊和振動小。油液流過時壓力損失小。 (2). 密封性能好。結構緊湊，安裝、調整、使用、維護方便，通用性大 2. 根 據液壓系統的工作壓力和通過各個閥類元件及輔助元件型號和規格 主要依據是根據該閥在系統工作的最大工作壓力和通過該閥的實際流量，其他還需考慮閥的動作方式，安裝固定方式，壓力損失數值，工作性能參數和工作壽命等條件來選擇標準閥類的規格： 序號 元件名稱 估計通過流量 ()minL 型號 規格 1 斜盤式柱塞泵 156.8 63SCY14 1B 32Mpa，驅動功率 59.2KN 2 WU 網式濾油器 160 WU-160*180 40 通徑，壓力損失 0.01MPa 3 直動式溢流閥 120 DBT1/315G24 10 通徑， 32Mpa，板式聯接 4 背壓閥 80 YF3-10B 10 通徑， 21Mpa，板式聯接 5 二位二通手動電磁閥 80 22EF3-E10B 6 三位四通電磁閥 100 34DO-B10H-T 10 通徑，壓力 31.5MPa 7 液控單向閥 80 YAF3-E610B 32 通徑， 32MPa 8 節流閥 80 QFF3-E10B 10 通徑， 16MPa 9 節流閥 80 QFF3-E10B 10 通徑， 16MPa 10 二位二通電磁閥 30 22EF3B-E10B 6 通徑，壓力 20 MPa 11 壓力繼電器 DP1-63B 8 通徑， 10.5-35 MPa 12 壓力表開關 KFL8 30E 32Mpa， 6 測點 13 油箱 14 液控單向閥 YAF3-E610B 32 通徑， 32MPa 15 上液壓缸 14 16 下液壓缸 17 單向節流閥 48 ALF3 E10B 10 通徑， 16MPa 18 單向單向閥 48 ALF3 E10B 10 通徑， 16MPa 19 三位四通電磁換向閥 25 34DO-B10H-T 20 減壓閥 40 JF3-10B 4.2.3 管道尺寸的確定 油管系統中使用的油管種類很多，有鋼管、銅管、尼龍管、塑料管、橡膠管等，必須按照安裝位置、工作環境和工作壓力來正確選用。本設計中油管采用鋼管，因為本設計中所須的壓力是高壓， P=31.25MPa( 6 .3 )P M Pa ， 鋼管能承受高壓，價格低廉，耐油，抗腐蝕，剛性好，但裝配是不能任意彎曲，常在裝拆方便處用作壓力管道一中、高壓用 無縫管，低壓用焊接管。本設計在彎曲的地方可以用管接頭來實現彎曲。 尼龍管用在低壓系統；塑料管一般用在回油管用。 膠管用做聯接兩個相對運動部件之間的管道。膠管分高、低壓兩種。高壓膠管是鋼絲編織體為骨架或鋼絲纏繞體為骨架的膠管，可用于壓力較高的油路中。低壓膠管是麻絲或棉絲編織體為骨架的膠管，多用于壓力較低的油路中。由于膠管制造比較困難，成本很高，因此非必要時一般不用。 1. 管接頭的選用： 管接頭是油管與油管、油管與液壓件之間的可拆式聯接件，它必須具有裝拆方便、連接牢固、密封可靠、外形尺寸小、通流能力大、壓降 小、工藝性好等各種條件。 管接頭的種類很多，液壓系統中油管與管接頭的常見聯接方式有： 焊接式管接頭、卡套式管接頭、擴口式管接頭、扣壓式管接頭、固定鉸接管接頭。管路旋入端用的連接螺紋采用國際標準米制錐螺紋（ ZM）和普通細牙螺紋（ M）。錐螺紋依靠自身的錐體旋緊和采用聚四氟乙烯等進行密封，廣泛用于中、低壓液壓系統；細牙螺紋密封性好，常用于高壓系統，但要求采用組合墊圈或 O 形圈進行端面密封，有時也采用紫銅墊圈。 液壓系統中的泄漏問題大部分都出現在它管系中的接頭上，為此對管材的選用，接頭形式的確定（包括接頭設計、墊圈、 密封、箍套、防漏涂料的選用等），管系的設計（包括彎管設計、管道支承點和支承形式的選取等）以及管道的安裝（包括正確的運輸、儲存、清洗、組裝等）都要考慮清楚，以免影響整個液壓系統的使用質量。 國外對管子的材質、接頭形式和連接方法上的研究工作從不間斷，最近出現一種用特殊的鎳鈦合金制造的管接頭，它能使低溫下受力后發生的變形在升溫時消除 即把管接頭放入液氮中用芯棒擴大其內徑，然后取出來迅速套裝在管端上，便可使它在常溫下得到牢固、緊密的結合。這種“熱縮”式的連接已經在航空和其它一些加工行業中得到了應用，它能保證在 4055Mpa 的工作壓力下不出現泄漏。本設計根據需要，選擇卡15 套式管接頭。要求采用冷拔無縫鋼管。 2. 管道內徑計算： 4Qdmv （ 1） 式中 Q 通過管道內的流量 3ms v 管內允許流速 ms ，見表： 允許流速推薦值 油液流經的管道 推薦流速 m/s 液壓泵吸油管 0.5 1.5 液壓系統壓油 管道 36，壓力高，管道短粘度小取大值 液壓系統回油管道 1.52.6 (1). 液壓泵壓油管道的內徑： 取 v=4m/s 4Qdmv 34 4 5 0 1 0 1 6 . 36 0 3 . 1 4 4Qd m m mv 根據機械設計手冊成大先 P20-641 查得：取 d=20mm,鋼管的外徑 D=28mm； 管接頭聯接螺紋 M27 2。 (2). 液壓泵回油管道的內徑 ： 取 v=2.4m/s 4Qdmv 34 4 7 0 . 6 5 1 0 256 0 3 . 1 4 2 . 4Qd m m mv 根據機械設計手冊成大先 P20-641 查得：取 d=25mm,鋼管的外徑 D=34mm； 管接頭聯接螺紋 M33 2。 3. 管道壁厚 的計算 16 2 pd m 式中： p 管道內最高工作壓力 Pa d 管道內徑 m 管道材料的許用應力 Pa， bn b 管道材料的抗拉強度 Pa n 安全系數，對鋼管來說， 7p MPa 時，取 n=8； 1 7 .5p M Pa 時， 取 n=6； 1 7 .5p M Pa 時，取 n=4。 根據上述的參數可以得到： 我 們 選 鋼 管 的 材 料 為 45# 鋼 ， 由 此 可 得 材 料 的 抗 拉 強 度 b =600MPa； 6 0 0 M P a 1 5 0 M P a4 (1). 液壓泵壓油管道的壁厚 633 1 . 2 5 1 0 2 0 1 0 2 . 12 2 1 5 0pd m m mM P a (2). 液壓泵回油管道的壁厚 633 1 . 2 5 1 0 2 5 1 0 2 . 62 2 1 5 0pd m m mM P a 所以所選管道適用。 4. 液壓系統的驗算 上面已經計算出該液壓系統中進，回油管的內徑分別為 32mm,42mm。 但是由于系統的具體管路布置和長度尚未確定，所以壓力損失無法驗算。 4.2.4 系統溫升的驗算 在整個工作循環中，工進階段所占的時間最長，且發熱量最大。為了簡化計算，主要考慮工 進時的發熱量。一般情況下，工進時做功的功率損失大引起發熱量較大，所以只考慮工進時的發熱量，然后取其值進行分析。 當 V=10mm/s 時，即 v=600mm/min 2 2 30 . 3 2 0 . 6 / m i n 4 8 1 0 / m i n44q D v m m 即 min/48 Lq 此時泵的效率為 0.9，泵的出口壓力為 26MP，則有 2 6 4 8 236 0 0 . 9P K W K W入 KWFvP 33 1010606001 4 7 0 0 0 0 輸出 17 即 KWP 14.7輸出 此時的 功率損失為： 2 3 1 4 . 7 8 . 3P P P K W K W 入 出 假定系統的散熱狀況一般，取 CcmKWK 23 /1020 ， 油箱的散熱面積 A為 332 2 2 20 . 0 6 5 0 . 0 6 5 1 6 5 0 9 . 0 8A V m m 系統的溫升為 38 . 3 3 5 . 72 0 1 0 9 . 0 8Pt C CKA 根據機械設計手冊成大先 P20-767：油箱中溫度一般推薦 30-50C 所以驗算表明系統的溫升在許可范圍內。 18 五 液壓缸的結構設計 5.1 液壓缸主要尺寸的確定 1) 液壓缸壁厚和外經的計算 液壓缸的壁厚由液壓缸的強度條件來計算。 液壓缸的壁厚一般指缸筒結構中最薄處的厚度。從材料力學可知，承受內壓力的圓筒，其內應力分布規律應壁厚的不同而各異。一般計算時可分為薄壁圓筒和厚壁圓筒。 液壓缸的內徑 D 與其壁厚 的比值 10/ D 的圓筒稱為薄壁圓筒。工程機械的液壓缸，一般用無縫鋼管材料，大多屬于薄壁圓筒結構，其壁厚按薄壁圓筒公式計算 2 Dpy 設 計 計 算 過 程 式中 液壓缸壁厚 (m)； D 液壓缸內徑 (m)； yp 試驗壓力，一般取最大工作壓力的 (1.251.5)倍 aMP； 缸筒材料的許用應力。無縫鋼管： aMP110100。 yp=18.3 1.25 =22.9aMP 則 ( 1 8 . 3 1 . 2 5 ) 0 . 3 2 0 . 3 32 2 2 035ypD mmm 取在中低壓液壓系統中，按上式計算所得液壓缸的壁厚往往很小，使缸體的剛度往往很不夠，如在切削過程中的變形、安裝變形等引起液壓缸工作過程卡死或漏油。因此一般不作計算，按經驗選取，必要時按上式進行校核。 液壓缸壁厚算出后，即可求出缸體的外經 1D 為 mmDD 39035232021 2) 液壓缸工作行程的確定 液壓缸工作行程長度，可 根據執行機構實際工作的最大行程來確定，并參閱 P12表 2-6中的系列尺寸來選取標準值。 液壓缸工作行程選 500l mm 缸蓋厚度的確定 一般液壓缸多為平底缸蓋，其有效厚度 t按強度要求可用下面兩式進行近似計算。 19 無孔時 ypDt 2433.0 有孔時 02 22433.0 dD DpDt y 式中 t 缸蓋有效厚度 (m)； 2D 缸蓋止口內 徑 (m)； 0d 缸蓋孔的直徑 (m)。 液壓缸： 無孔時 3 2 2 . 90 . 4 3 3 3 2 0 1 0 6 3110t m m m 取 t=65mm 有孔時 3 2 2 . 9 3 1 00 . 4 3 3 0 . 3 1 1 0 4 9 . 61 0 0 2 7 0t m m m 取 t =50mm 3)最小導向長度的確定 當活塞桿全部外伸時，從活塞支承面中點到缸蓋滑動支承面中點的距離 H 稱為最小導向長度（如下圖 2 所示）。如果導向長度過小，將使液壓缸的初始撓度（間隙引起的撓度）增大，影響液壓缸的穩定性，因此設計時必須保證有一定的最小導 向長度。 對一般的液壓缸，最小導向長度 H 應滿足以下要求： 設 計 計 算 過 程 220 DLH 式中 L 液壓缸的最大行程； D 液壓缸的內徑。 活塞的寬度 B 一般取 B=(0.610)D；缸蓋滑動支承面的長度 1l ，根據液壓缸內徑 D而定； 當 D80mm 時，取 dl 0.16.01 。 為保證最小導向長度 H，若過分增大 1l 和 B 都是不適宜的，必要時可在缸蓋與活塞之間增加一隔套 K來增加 H 的值。隔套的長度 C由需要的最小導向長度 H 決定，即 20 BlHC 121 滑臺液壓缸： 最小導向長度： 5 0 0 3 2 0 1852 0 2H m m 取 H=200mm 活塞寬度： B=0.6D=192mm 缸蓋滑動支承面長度： 1 0 .6 1 6 8l d m m 隔套長度： 12 4 0 1 9 2 1 6 8 6 02C m m 所以無隔套。 液壓缸缸體內部長度應等于活塞的行 程與活塞的寬度之和。缸體外形長度還要考慮到兩端端蓋的厚度。一般液壓缸缸體長度不應大于內徑的 2030 倍。 液壓缸： 缸體內部長度 1 9 2 5 0 0 6 9 2L B l m m m m 當液壓缸支承長度 LB (10-15)d 時，需考慮活塞桿彎度穩定性并進行計算。本設計不需進行穩定性驗算。 5.2 液壓缸的結構設計 液壓缸主要尺寸確定以后，就進行各部分的結構設計。主要包括：缸體與缸蓋的連接結構、活塞與活塞桿的連接結構、活塞桿導向部分結構、密封裝置、排氣裝置及液 壓缸的安裝連接結構等。由于工作條件不同，結構形式也各不相同。設計時根據具體情況進行選擇。 設 計 計 算 過 程 1) 缸體與缸蓋的連接形式 缸體與缸蓋的連接形式與工作壓力、缸體材料以及工作條件有關。 本次設計中采用外半環連接，如下圖 1 所示： 圖 1 缸體與缸蓋外半環連接方式優點： (1)結構較簡單 21 (2)加工裝配方便 缺點： (1)外型尺寸大 (2)缸筒開槽，削弱了強度，需增加缸筒壁厚 2)活塞桿與活塞的連接結構 參閱 P15表 2-8，采用組合式結構中的螺紋連接。如下圖2所示： 圖 2 活塞桿與活塞螺紋連接方式 特點： 結構簡單，在振動的工作條件下容易松動， 必須用鎖緊裝置。應用較多，如組合機床與工程機械上的液壓缸。 2) 活塞桿導向部分的結構 (1)活塞桿導向部分的結構，包括活塞桿與端蓋、導向套的結構，以及密封、防塵和鎖緊裝置等。導向套的結構可以做成端蓋整體式直接導向，也可做成與端蓋分開的導向套結構。后者導向套磨損后便于更換，所以應用較普遍。導向套的位置可安裝在密封圈的內側，也可以裝在外側。機床和工程機械中一般采用裝在內側的結構，有利于導向套的潤滑；而油壓機常采用裝在外側 的結構，在高壓下工作時，使密封圈有足夠的油壓將唇邊張開，以提高密封性能。 參閱 P16表 2-9，在本次設計中，采用導向套導向的結構形式，其特點為： 導向套與活塞桿接觸支承導向，磨損后便于更換，導向套也可用耐磨材料。 蓋與桿的密封常采用 Y 形、 V形密封裝置。密封可靠適用于中高壓液壓缸。 防塵方式常用 J 形或三角形防塵裝置活塞及活塞桿處密封圈的選用 活塞及活塞桿處的密封圈的選用，應根據密封的部位、使用的壓力、溫度、運動速度的范圍不同而選擇不同類型的密封圈。 參閱 P17表 2-10，在本次設計中采用 O 形密封圈。 22 六 液壓集成油路的設計 通常使用的液壓元件有板式和管式兩種結構。管式元件通過油管來實現相互之間的連接，液壓元件的數量越多，連接的管件越多，結構越復雜，系統壓力損失越大，占用空間也越大，維修、保養和拆裝越困難。因此，管式元件一般用于結構簡單的系統。 板式元件固定在板件上，分為液壓油路板連接、集成塊連接和疊加閥連接。把一個液壓回路中各元件合理地布置在一塊液壓油路板上，這與管式連接比較，除了進出液壓油液通過管道外，各液壓元件用螺釘規則地固定在一塊液壓閥板上 ，元件之間由液壓油路板上的孔道勾通。板式元件的液壓系統安裝 、調試和維修方便，壓力損失小，外形美觀。但是，其結構標準化程度差， 互換性不好，結構不夠緊湊，制造加工困難，使用受到限制。此外，還可以把液壓元件分別固定在幾塊集成塊上，再把各集成塊按設計規律裝配成一個液壓集成回路，這種方式與油路板比較，標準化、系列化程度高，互換性能好，維修、拆裝方便，元件更換容易；集成塊可進行專業化生產，其質量好、性能可靠而且設計生產周期短。使用近年來在液壓油路板和集成塊基礎上發展起來的新型液壓元件疊加閥組成回路也有其獨特的優點 ，它不需要另外的連接件，由疊加閥直接疊加而成。其結構更為緊湊，體積更小，重量更輕，無管件連接，從而消除了因油管、接頭引起的泄漏、振動和噪聲。 本次設計采用系統由集成塊組成，由于本液壓系統的壓力比較大，所以調壓閥選擇DB/DBW 型直動溢流閥，而換向閥等以及其他的閥采用廣州機床研究所的 GE 系列閥。 液壓集成塊結構與設計 6 1液壓集成回路設計 1）把液壓回路劃分為若干單元回路，每個單元回路一般由三個液壓元件組成，采用通用的壓力油路 P 和回油路 T，這樣的單元回路稱液壓單元集成回路。設計液壓單元集成回路時，優先選用通 用液壓單元集成回路，以減少集成塊設計工作量，提高通用性。 2）把各個液壓單元集成回路連接起來，組成液壓集成回路，一個完整的液壓集成回路由底板、供油回路、壓力控制回路、方向回路、調速回路、頂蓋及測壓回路等單元液壓集成回路組成。液壓集成回路設計完成后，要和液壓回路進行比較，分析工作原理是否相同，否則說明液壓集成回路出了差錯。 23 底板及供油塊設計 上圖為底板塊及供油塊，其作用是連接集成塊組。液壓泵供應的壓力油 P 由底板引入各集成塊，液壓系統回油路 T 及泄漏油路 L經底板引入液壓油箱冷卻沉淀。 24 七 液壓站結構設計 液壓站是由液壓油箱，液壓泵裝置及液壓控制裝置三大部分組成。液壓油箱裝有空氣濾清器，濾油器，液面指示器和清洗孔等。液壓站裝置包括不同類型的液壓泵，驅動電機及其它們之間的聯軸器等，液壓控制裝置是指組成液壓系統的各閥類元件及其聯接體。 7 1 液壓站的結構型式 機床液壓站的結構型式有分散式和集中式兩種類型。 （ 1）集中式 這種型式將機床液壓系統的供油裝置、控制調節裝置獨立于機床之外，單獨設置一個液壓站。這種結構的優點是安裝維修方便，液壓裝置的振動、發熱都與機床隔開；缺點是液壓站增加了占地面積。 （ 2）分散式 這種型式將機床液壓系統的供油裝置、控制調節裝置分散在機床的各處。例如，利用機床或底座作為液壓油箱存放液壓油。把控制調節裝置放在便于操作的地方。這種結構的優點是結構緊湊，泄漏油回收，節省占地面積，但安裝維修方便。同時供油裝置的振動、液壓油的發熱都將對機床的工作精度產生不良影響，故較少采用，一般非標設備不推薦使用。本次設計采用集中式。 7 2 液壓泵的安裝方式 液壓站裝置包括不同類型的液壓泵、驅動電動機及其聯軸器等。其安裝方式為立式和臥式兩種。 1. 立式安裝 將液壓泵和與之相聯接的油管放在液壓油箱內，這種 結構型式緊湊、美觀，同時電動機與液壓泵的同軸度能保證，吸油條件好，漏油可直接回液壓油箱，并節省占地面積。但安裝維修不方便，散熱條件不好。 2. 臥式安裝 液壓泵及管道都安裝在液壓油箱外面，安裝維修方便，散熱條件好，但有時電動機與液壓泵的同軸度不易保證。 考慮到維修，散熱等方面的要求。本設計中采用臥式聯接。 7.3 液壓油箱的設計 液壓油箱的作用是貯存液壓油、充分供給液壓系統一定溫度范圍的清潔油液，并對回油進行冷卻，分離出所含的雜質和氣泡。 7.3.1 液壓油箱有效容積的確定 液壓油箱在不同的工作條件下， 影響散熱的條件很多，通常按壓力范圍來考慮。液壓油箱的有效容量 V 可概略地確定為： vVQ 3m 系統類型 低壓系統（2.5p MPa ） 中壓系統（ 6.3p MPa ） 中高壓或大功率系統（ 6.3p MPa ） 24 57 612 根據實際設計需要，選擇的 26p MPa ，所以此系統屬于中高壓系統 ( 6 .3 )p M Pa ，所以取： (6 1 2 ) vVQ 25 式中 V 液壓油箱有效容量； vQ液壓泵額定流量。 參照機械設計手冊成大先 P20-767 鍛壓機械的油箱容積通常取為每分鐘流量的 6-12 倍。 即： 取 應當注意：設備停止運轉后，設備中的那部分油液會因重力作用而流回液壓油箱。為了防止液壓油從油箱中溢出，油箱中的液壓油位不能太高，一般不應超過液壓油箱高度的 80%。 所以，實際油箱的體積為： 7.3.2 液壓油箱的外形尺寸設計 液壓油箱的有效面積確定后，需設計 液壓油箱的外形尺寸，一般設計尺寸比（長：寬：高）為 1： 1： 11： 2： 3。但有時為了提高冷卻效率，在安裝位置不受限制時，可將液壓油箱的容量予以增大，本設計中的油箱根據液壓泵與電動機的聯接方式的需要以及安裝其它液壓元件需要，選擇長為 1.5m,寬為 1.1m，高為 1.0m。 7.3.3 液壓油箱的結構設計 一般的開式油箱是用鋼板焊接而成的，大型的油箱則是用型鋼作為骨架的，再在外表焊接鋼板。油箱的形狀一般是正方形或長方形，為了便于清洗油箱內壁及箱內濾油器，油箱蓋板一般都是可拆裝的。設計油箱時應考慮的幾點要求： 1. 壁板：壁板厚度一般是 34mm；容量大的油箱一般取 46mm。本設計中取油箱的壁厚為 6mm。對于大容量的油箱，為了清洗方便，也可以在油箱側壁開較大的窗口，并用側蓋板緊密封閉。 2. 底板與底腳：底板應比側板稍厚一些，底板應有適當傾斜以便排凈存油和清洗，液壓油箱底部應做成傾斜式箱底，并將放油塞安放在最低處。油箱的底部應裝設底腳，底腳高度一般為 150200mm，以利于通風散熱及排出箱內油液。一般采用型鋼來加工底腳。本設計中用的是槽鋼加工的。 1 1320 m inLV 6 1 5 6 . 8 1 2 1 5 6 . 8 9 4 0 . 8 1 8 8 1 . 6m i n m i nLLV 1 1320 16500 . 8 0 . 8 m i nV LV 26 液壓油底部的構造的幾種情況 這是一般液壓油箱底面的構造的五種情況，我們根據具體設計和生產的需要來確定液壓油箱底面的構造，根據本設計的需要，選了（ c）型構造。 3. 頂板：頂板一般取得厚一些，為 610mm，因為本設計把泵、閥和電動機安裝在油箱頂部上時，頂板厚度選最大值 10mm。頂板上的元件和部件的安裝面應該經過機械加工，以保證安裝精度，同時為了減少機加工工作量，安裝面應該用形狀和尺寸適當的厚鋼板焊接。 4. 隔板：油箱內一般設有隔板，隔板的作用是使回油區與泵的吸油區隔開，增大油液循環的路徑，降低油液的 循環速度，有利于降溫散熱、氣泡析出和雜質沉淀。隔板的安裝型式有多種，隔板一般沿油箱的縱向布置，其高度一般為最低液面高度的2/33/4。有時隔板可以設計成高出液壓油面，使液壓油從隔板側面流過；在中部開有較大的窗口并配上適當面積的濾網，對油液進行粗濾。 5. 側板：側板厚度一般為 3-4mm，側板四周頂部應該加工成高出油箱頂板 34mm，為了使液壓元件的在工作等的情況下泄漏出來的油不至于灑落在地面上或操作者的身上，同時可以防止液壓油箱的頂板在潮濕的氣候中腐蝕。 回油管及吸油管為了防止出現吸空和回油沖擊油面形成 泡沫，油泵的吸油管和回油管應布置在油箱最低液面 50100mm 以下，管口與箱底距離不應小于 2 倍的管徑，防止27 吸入沉淀物。管口應切成 45 ，切口面向箱壁，與箱壁之距離為 3 倍管徑。回油管的出口絕對不允許放在液面以上。本設計的管口與箱底的距離為 160mm，切口與箱壁的距離為 250mm。 6. 回油集管的考慮：單獨設置回油管當然是理想的，但不得已時則應使用回油集管。對溢流閥、順序閥等，應注意合理設計回油集管，不要人為地施以背壓。 7. 吸油管： 吸油管前一般應該設置 濾油器，其精度為 100200 目的網式或線式隙式濾油器。濾油器要有足夠大的容量，避免阻力太大。濾油器與箱底間的距離應不小于 20mm。吸油管應插入液壓油面以下，防止吸油時卷吸空氣或因流入液壓油箱的液壓油攪動油面，致使油中混入氣泡。 8. 泄油油管的配置： 管子直徑和長度要適當，管口應該在液面之上，以避免產生背壓。泄漏油管以單獨配管為最好，盡量避免與回油管集流配管的方法。 9. 過濾網的配置：過濾網可以設計成液壓油箱內部一分為二，使吸油管與回油管隔開，這樣液壓油可以經過一次過濾。過濾網通常使用 50100 目左右的金屬網。 10. 濾油器： 濾油器的作用及過濾精度 液壓系統中的液壓油經常混有雜質，如空氣中的塵埃、氧化皮、鐵屑、金屬粉末。密封材料碎片、油漆皮和 紗纖維。