液压机液压系统课程设计Word格式.docx
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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/（0.02X60）=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
=0.9-0.97。
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/[πp1ηcm]}1/2=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
A≥Qmin/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=π（D2－d2）/4=3.14×
（1402－1002）/4=75.36cm2
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）=πd2v（快进）/4=3.14x0.1x0.1x3/4=23.55L/min
Q（工进）=πD2v（工进）/4=3.14x0.14x0.14x0.4/4=6.15L/min
Q（快退）=π（D2-d2）（快退）v/4=22.61L/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0.2~~0.5Mpa。
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Pa
1.25Pb-1.6Pb
因此Pa=1.25Pp=1.25
25.5=31.875MPa
2．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
23.55=28.26L/min
3.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=3000r/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0.2－1L/min范围内时，可取
＝0.03－0.14.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Pa×
Qp/
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/（0.1x0.1π/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/（60x0.7）=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/min
4.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
72.4
XU-D32X100
2
液压泵
49.6
34．5
IGP5-32
3
三位四通电磁阀
60.3
25
34YF30-E20B
4
单向调速阀
30
40
ADTL-10
5
二位三通电磁阀
23YF3B-E20B
6
单向阀
18-1500
31.5
SA10
7
压力表开关
35
KF-28
5.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=47.1L／min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=22.61L／min，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=49.6L／min，V=2m／s）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.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5—7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
ζ≥PD/2[σ]=38.25×
140/2×
100=26.78mm（[σ]=100~110MP）
故取ζ=30mm
液压缸壁厚算出后，即可求出缸体的外径D1为
D1≥D+2ζ=140+2×
30=200mm
8.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式进行近似计算
无孔时：
t≥0.433D（P／[σ]）=23.2mm
有孔时：
t≥0.433D2（PD2／[σ]（D2－d0）}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=（0.6~1.0）D1=110
11.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20~30倍
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=0.3mAC=1.7mAD=1.7mDE=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=1.5cm／s，油的密度ρ=920kg／m
1．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0.25m／min，进给时的最大流量为23.55L／min，则液压油在管内流速V为：
V1=Q／（πdd／4）=（23.55×
1000）／（3.14×
2.9×
2./4）=59.45（cm／s）
管道流动雷诺数Rel为
Rel=59.45×
3.2／1.5=126.8
Rel＜2300可见油液在管道内流态为层流，其沿程阻力系数λl=75Rel=0.59
进油管道的沿程压力损失ΔP为：
ΔP1-1=λl／（l／d）·
（ρV／2﹚
=0.59×
﹙1.7+0.3﹚／（0.029×
920×
0.592／2）=0.2MPa
查得换向阀34YF30-E20B的压力损失ΔP=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ΔP为：
ΔP1=ΔP1-1+ΔP1-2=（0.2×
1000000+0.05×
1000000）=0.25MPa
2.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=29.7（cm／s）
Rel=V2d／r=29.7×
2／1.5=57.5
λ2=75／Rel=75／57.5=1.3
回油管道的沿程压力损失ΔP为：
ΔP2-1=λ／（l／d）×
（P×
VXV／2）=1.3×
2／0.029×
0.5952/2=0.56MPa
查产品样本知换向阀23YF3B-E20B的压力损失ΔP=0.025MPa。
换向阀34YF30-E20B的压力损失ΔP=0.025MPa,调速阀ADTL-10的压力损失ΔP=0.5MPa
回油路总压力损失ΔP为
ΔP2=ΔP2-1+ΔP2-2+ΔP2-3+Δ2-4=0.55+0.025+0.025+0.5=1.1MPa
3.变量泵出口处的压力P：
Pp=（F／ηcm+A2ΔP2）／（A1+ΔP1）
=[（307500／0.9+0.00785×
1.1×
100）／0.01539]+0.15
=22.4MPa
4.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ΔP1-1为
V1=Q/（πdXd/4）=45.22×
1000／（3.14×
2X2/4×
60）=240.02（cm／s）
Rel=vld/r=320.03
λ1=75/rel=0.234
ΔP1-1=λ（l/d）×
（ρV2）
=0.234.×
（1.7／0.02）×
（920×
2.4X2.4X2）
=0.2MPa
同样可求管道AB段及AD段的沿程压力损失ΔP1-2ΔP1-3为
V2=Q／（πdxd／4）=295cm／sRe2=V／d／r=236
V2=75Re2=0.38
ΔP1-2=0.024MPa
ΔP1-3=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，ΔP2-1=0.17MPa
23YF3B-E20B的压力损失，ΔP2-1=0.17MPa
据分析在差动连接中，泵的出口压力为P
P=2ΔP1-2+ΔP1-2+ΔP2-2+ΔP2-1+ΔP2-2+F／A2ηcm
=2×
0.2+0.024+0.15+017+0.17+25／0.00785×
0.9
=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.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（πDD／4）=π×
0.14×
0.14／4=0.616﹙L／min）
此时泵的效率为0.1，泵的出口压力为22.4MPa
则有：
P输入=22.4×
0.616／（60×
0.1）=2.464（KW）
P输出=FV=307500x4／60×
0.01×
0.001=0.21（Kw）
此时的功率损失为
ΔP=P输入－P输出=2.464-0.21=2.23（Kw）
当V=25cm／min时，Q=3.85L／min总效率η=0.8
则P输入=25×
3.85／（60×
0.8）=1.845（Kw）
P输出=FV=307500×
25／60×
0.001=1.28（Kw）
ΔP=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=10×
0.001Kw／（cm·
℃）
油箱的散热面积A为A=0.065V2/3=6.5m2
系统的温升为：
ΔT=ΔP／KA=2.156／（10×
0.001×
6.6）℃=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=51250N
螺栓总拉力F=Fa+Cb/（Cb+Cm）FoFa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=（1.5~1.8）F
取Fb=1.5F
Cb/（Cb+Cm）在无垫片是取0.2~0.3去取值为0.3
得Fa=2.2FoF=2.5Fo由此求得F=128125N
螺栓的中径d≥{（1.3x4F）/[σ]π}1/2=22.1mm
[σ]=σs/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
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