1、 小型液壓機液壓系統(tǒng)設(shè)計作為現(xiàn)代機械設(shè)備實現(xiàn)傳動與控制的重要技術(shù)手段,液壓技術(shù)在國民經(jīng)濟各領(lǐng)域得 到了廣泛的應(yīng)用。與其他傳動控制技術(shù)相比,液壓技術(shù)具有能量密度高配置靈活方 便調(diào)速范圍大工作平穩(wěn)且快速性好易于控制并過載保護易于實現(xiàn)自動化和機 電液一體化整合系統(tǒng)設(shè)計制造和使用維護方便等多種顯著的技術(shù)優(yōu)勢,因而使其成 為現(xiàn)代機械工程的基本技術(shù)構(gòu)成和現(xiàn)代控制工程的基本技術(shù)要素。液壓壓力機是壓縮成型和壓注成型的主要設(shè)備,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。本文根據(jù)小型壓力機的用途特點和要求, 利用

2、液壓傳動的基本原理,擬定出合理的液壓系統(tǒng)圖,再經(jīng)過必要的計算來確定液壓 系統(tǒng)的參數(shù),然后按照這些參數(shù)來選用液壓元件的規(guī)格和進行系統(tǒng)的結(jié)構(gòu)設(shè)計。小型緊湊、動作靈敏可靠。該機并設(shè)有腳踏開關(guān),可實現(xiàn)半自動工藝動作 的循環(huán)。目錄前言 . . 錯誤!未定義書簽。一 . 工況分析 二 . 負載循環(huán)圖和速度循環(huán)圖的繪制 三.擬定液壓系統(tǒng)原理圖1. 確定供油方式 42. 調(diào)速方式的選擇 43. 液壓系統(tǒng)的計算和選擇液壓元件 54. 液壓閥的選擇 75. 確定管道尺寸 86. 液壓油箱容積的確定 87. 液壓缸的壁厚和外徑的計算 88. 液壓缸工作行程的確定 89. 缸蓋厚度的確定 10. 最小尋向長度的確定

3、9 11. 缸體長度的確定 9四.液壓系統(tǒng)的驗算1. 壓力損失的驗算 92. 系統(tǒng)溫升的驗算 113. 螺栓校核 12五 . 參考文獻 . 13 (2計算在各工作階段液壓缸所需的流量Q(快進 =d 2v (快進 /4=3.14x0.1x0.1x3/4=23.55L/minQ (工進 =D 2v (工進 /4=3.14x0.14x0.14x0.4/4=6.15L/minQ(快退 =(D 2-d 2 (快退 v /4=22.61 L/min(3確定液壓泵的流量,壓力和選擇泵的規(guī)格1. 泵的工作壓力的確定考慮到正常工作中進油管有一定的壓力損失,所以泵的工作壓力為+=pPPp 1式中, Pp -液壓泵

4、最大工作壓力;P1-執(zhí)行元件最大工作壓力;p -進油管路中的壓力損失,簡單系統(tǒng)可取 0.20.5Mpa。故可取壓力損失 P1=0.5Mpa 25+0.5=25.5MP上述計算所得的 Pp 是系統(tǒng)的靜態(tài)壓力,考慮到系統(tǒng)在各種工況的過度階段出現(xiàn)的 動態(tài)壓力往往超出靜態(tài)壓力,另外考慮到一定的壓力儲備量,并確保泵的壽命,因此 選泵的壓力值 Pa 應(yīng)為 Pa 1.25Pb-1.6Pb因此 Pa=1.25Pp=1.2525.5=31.875MPa2.泵的流量確定 , 液壓泵的最大流量應(yīng)為QKL ( Q max油液的泄露系數(shù) KL=1.2故 Qp=KL( Q max=1.223.55=28.26L/min3

5、. 選擇液壓泵的規(guī)格根據(jù)以上計算的 Pa 和 Qp 查閱相關(guān)手冊現(xiàn)選用 IGP5-032型的內(nèi)嚙合齒輪泵,nmax= 3000 r/minnmin=400r/min 近似計算無孔時:t 0.433D (P / =23.2mm有孔時:t 0.433 D 2 (P D2/(D2-d1/2式中,t-缸蓋有效厚度D-缸蓋止口內(nèi)直徑D2-缸蓋孔的直徑10. 最小尋向長度的確定當(dāng)活塞桿全部外伸時,從活塞支撐面中點到缸蓋滑動支撐面中點的距離 H 稱為 最小導(dǎo)向長度過小,將使液壓缸的初試撓度增大,影響液壓缸的穩(wěn)定性,因此,設(shè)計 時必須保證有一定的最小導(dǎo)向長度。對一般的液壓缸,最小導(dǎo)向長度 H 應(yīng)滿足以下要求H

6、>=L/20+D/2=400/20+140/2=90mm取 H=95mm活塞寬度 B=(0.61.0 D1=11011. 缸體長度的確定液壓缸體內(nèi)部長度應(yīng)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,一般的液壓缸的缸體長度不應(yīng)大于內(nèi)徑地 2030倍四.液壓系統(tǒng)的驗算已知該液壓系統(tǒng)中進回油管的內(nèi)徑均為 12mm , 各段管道的長度分別為:AC=1.7m AD=1.7m DE=2m 。選用 L-HL32液壓油,考慮到油的最低溫度為 15查得 15時該液壓油曲運動粘度 V=150cst=1.5cm/s ,油的密度 =920kg/m1.壓力損失的驗算1. 工作進給時進

7、油路壓力損失,運動部件工作進給時的最大速度為 0.25m / min ,進給時的最大流量為 23.55L /min ,則液壓油在管內(nèi)流速 V 為:V1=Q/(dd /4 =(23.55×1000/(3.14×2.9×2. /4 =59.45(cm/s 管道流動雷諾數(shù) Rel 為Rel=59.45×3.2/1.5=126.8Rel <2300可見油液在管道內(nèi)流態(tài)為層流,其沿程阻力系數(shù) l=75 Rel=0.59進油管道的沿程壓力損失 P 為:P1-1=l /(l /d ·(V /2=0.59× 1.7+0.3/(0.029

8、5;920×0.592/2=0.2MPa查得換向閥 34YF30-E20B 的壓力損失 P=0.05MPa忽略油液通過管接頭、油路板等處的局部壓力損失,則進油路總壓力損失 P 為:P1=P1-1+P1-2=(0.2×1000000+0.05×1000000=0.25MPa2. 工作進給時間回油路的壓力損失,由于選用單活塞桿液壓缸且液壓缸有桿腔 的工作面積為無桿腔的工作面積的二分之一, 則回油管道的流量為進油管的二分之 一,則V2=V/2=29.7(cm /s Rel=V2d/r=29.7×2/1.5=57.52=75/Rel=75/57.5=1.3回油管

9、道的沿程壓力損失 P 為:P2-1=/(l /d ×(P ×VXV /2 =1.3×2/0.029×920×0.5952/2=0.56MPa 查產(chǎn)品樣本知換向閥 23YF3B-E20B 的壓力損失 P=0.025MPa。 換向閥 34YF30-E20B 的壓力損失 P=0.025MPa ,調(diào)速閥 ADTL-10的壓力損失 P=0.5MPa回油路總壓力損失 P 為P2=P2-1+P2-2+P2-3+2-4=0.55+0.025+0.025+0.5=1.1MPa3. 變量泵出口處的壓力 P :Pp=(F /cm+A2P2/(A1+P1=(30750

10、0/0.9+0.00785×1.1×100/0.01539+0.15=22.4MPa4. 快進時的壓力損失, 快進時液壓缸為差動連接, 自會流點 A 至液壓缸進油口 C 之 間的管路 AC 中,流量為液壓泵出口流量的兩倍即 26L/min,AC段管路的沿程壓力 損失為 P1-1為V1=Q/(dXd/4 =45.22×1000/(3.14×2X2/4×60=240.02(cm/s11 Rel=vld/r=320.03 1=75/rel=0.234 P1-1= （l/d）×（ V2） =0.234.×（1.70.02）×

11、;（920×2.4X2.4X2） =0.2MPa 同樣可求管道 AB 段及 AD 段的沿程壓力損失 P1-2 P1-3 為 V2=Q（ dxd4）=295cms V2=75 Re2=0.38 Re2=Vdr=236 P1-2=0.024MPa P1-3=0.15MPa 查產(chǎn)品樣本知，流經(jīng)各閥的局部壓力損失為： 34YF30-E20B 的壓力損失， P2-1=0.17MPa 23YF3B-E20B 的壓力損失， P2-1=0.17MPa 據(jù)分析在差動連接中，泵的出口壓力為 P P=2 P1-2+ P1-2+ P2-2+ P2-1+ P2-2+FA2 cm =2×0.2+0.0

12、24+0.15+017+0.17+250.00785×0.9 =0.18MPa 快退時壓力損失驗算亦是如此，上述驗算表明，無需修改遠設(shè)計。 2.系統(tǒng)溫升的驗算 在整個工作循環(huán)中，工進階段所占的時間最長，為了簡化計算，主要考慮工進 時的發(fā)熱量，一般情況下，工進速度大時發(fā)熱量較大，由于限壓式變量泵在流量不 同時，效率相差極大，所以分別計算最大、最小時的發(fā)熱量，然后加以比較，取數(shù) 值大者進行分析 當(dāng) V=4cmmin 時 流量 Q=V（ DD4）= ×0.14×0.144=0.616Lmin） 此時泵的效率為 0.1，泵的出口壓力為 22.4MPa 則有：P 輸入=22

13、.4×0.616（60×0.1）=2.464（KW） P 輸出=FV=307500x460×0.01×0.001=0.21（Kw） 此時的功率損失為 沈 陽 恒 基明 德 液壓 設(shè) 備有 限 公 司 12 P=P 輸入P 輸出=2.464-0.21=2.23 (Kw 當(dāng) V=25cmmin 時，Q=3.85Lmin 總效率 =0.8 則 P 輸入=25×3.85（60×0.8）=1.845（Kw） P 輸出=FV=307500×2560×0.01×0.001=1.28（Kw） P=P 輸入P 輸出=0.5

14、65（Kw） 可見在工進速度低時，功率損失為 2.156Kw，發(fā)熱最大 假定系統(tǒng)的散熱狀況一般，取 K=10×0.001Kw（cm·） 油箱的散熱面積 A 為 系統(tǒng)的溫升為： T= PKA=2.156（10×0.001×6.6）=33.2 驗算表明系統(tǒng)的溫升在許可范圍內(nèi) 3.螺栓校核 液壓缸主要承受軸向載荷 Fmax=307500 取 6 個普通螺栓，則每個螺栓的工作拉力為 Fo=307500/6=51250N 螺栓總拉力 F=Fa+Cb/(Cb+CmFo Cm 為被連接件剛度 Fb 為殘余預(yù)緊力 取 Fb=1.5F Cb/(Cb+Cm在無墊片是取 0.20.3 去取值為 0.3 得 Fa=2.2Fo F=2.5 Fo 由此求得 F=128125N Fa 為螺栓預(yù)緊力 Cb 為螺栓剛度 A=0.065V2/3=6.5m2 又 Fa=Fb+【1-Cb/(Cb+Cm】F 則 Fb=（1.51.8）F 螺栓的中徑 d(1.3x4F/ 1/2=22.1mm = s/S=433MP 材料選用 40