折彎機液壓系統(tǒng)設計

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1、第 1 章 任務分析1.1技術要求設計制造一臺立式板料折彎機，該機壓頭的上下運動用液壓傳動，其工作循環(huán)為：快速下降、慢速加壓（折彎）、快速退回。給定條件為：折彎力1000000N滑塊重量15000N快速下降速度23mm/s慢速加壓（折彎）速度12mm/s快速上升速度53mm/s快速下降行程180mm慢速加壓（折彎）行程20mm快速上升行程200mm1.2 任務分析根據(jù)滑塊重量為15000N ，為了防止滑塊受重力下滑，可用液壓方式平衡滑塊重量，滑塊導軌的摩擦力可以忽略不計。 設計液壓缸的啟動、制動時間為 t=0.2s。 折彎機滑塊上下為直線往復運動，且行程較?。?200mm）,故可選單桿液壓缸作

2、執(zhí)行器,且 液壓缸的機械效率 cm=0.91。 因為板5料折彎機的工作循環(huán)為快速下降、慢速加壓 （折 彎） 、快速回程三個階段。各個階段的轉換由一個三位四通的電液換向閥控制。當電液換向閥工作在左位時實現(xiàn)快速回程。中位時實現(xiàn)液壓泵的卸荷，工作在右位時實現(xiàn)液壓泵的快速和工進。其工進速度由一個調(diào)速閥來控制?？爝M和工進之間的轉換由行 程開關控制。 折彎機快速下降時， 要求其速度較快， 減少空行程時間， 液壓泵采用全 壓式供油。 其活塞運動行程由一個行程閥來控制。 當活塞以恒定的速度移動到一定位 置時， 行程閥接受到信號， 并產(chǎn)生動作， 實現(xiàn)由快進到工進的轉換。 當活塞移動到終 止階段時， 壓力繼電器接

3、受到信號， 使電液換向閥換向。 由于折彎機壓力比較大，所 以此時進油腔的壓力比較大，所以在由工進到快速回程階段須要一個預先卸壓回路，以防在高壓沖擊液壓元件，并可使油路卸荷平穩(wěn)。所以在快速回程的油路上可設計一個預先卸壓回路，回路的卸荷快慢用一個節(jié)流閥來調(diào)節(jié)，此時換向閥處于中位。當卸 壓到一定壓力大小時，換向閥再換到左位，實現(xiàn)平穩(wěn)卸荷。為了對油路壓力進行監(jiān)控，在液壓泵出口安裝一個壓力表和溢流閥，同時也對系統(tǒng)起過載保護作用。因為滑塊受 自身重力作用，滑快要產(chǎn)生下滑運動。 所以油路要設計一個液控單向閥，以構成一個 平衡回路， 產(chǎn)生一定大小的背壓力，同時也使工進過程平穩(wěn)。 在液壓力泵的出油口設計一個單向

4、閥， 可防止油壓對液壓泵的6沖擊，對泵起到保護作用。第 2 章 負載與運動分析2.1運動情況分析由折彎機的工作情況來看，其外負載和工作速度隨著時間是不斷變化的。所以設 計液壓回路時必須滿足隨負載和執(zhí)行元件的速度不斷變化的要求。 因此可以選用變壓 式節(jié)流調(diào)速回路和容積式調(diào)速回路兩種方式。2.1.1變壓式節(jié)流調(diào)速回路節(jié)流調(diào)速的工作原理，是通過改變回路中流量控制元件通流面積的大小來控制流 入執(zhí)行元件或自執(zhí)行元件流出的流量來調(diào)節(jié)其速度。 變壓式節(jié)流調(diào)速的工作壓力隨負載而變， 節(jié)流閥調(diào)節(jié)排回油箱的流量， 從而對流入液壓缸的的流量進行控制。其缺點： 液壓泵的損失對液壓缸的工作速度有很大的影響。其機械特性較

5、軟，當負載增大到某值時候，活塞會停止運動，低速時泵承載能力很差，變載下的運動平穩(wěn)性都比較差，可使用比例閥、 伺服閥等來調(diào)節(jié)其性能，但裝置復雜、價格較貴。優(yōu)點： 在主油箱內(nèi)，節(jié)流損失和發(fā)熱量都比較小，且效率較高。宜在速度高、負載較大，負載變化不大、對平穩(wěn)性要求不高的場合。2.1.2 容積調(diào)速回路容積調(diào)速回路的工作原理是通過改變回路中變量泵或馬達的排量來改變執(zhí)行元件的運動速度。優(yōu)點：在此回路中，液壓泵輸出的油7液直接進入執(zhí)行元件中，沒有溢流損失和節(jié)流損失，而且工作壓力隨負載的變化而變化，因此效率高、發(fā)熱量小。當加大液壓缸的有效工作面積，減小泵的泄露，都可以提高回路的速度剛性。 綜合以上兩種方案的優(yōu)

6、缺點比較， 泵缸開式容積調(diào)速回路和變壓式節(jié)流調(diào)回路相 比較，其速度剛性和承載能力都比好，調(diào)速范圍也比較寬，工作效率更高，而發(fā)熱卻 是最小的。 考慮到最大折彎力為 106N， 數(shù)值比較大， 故選用泵缸開式容積調(diào)速回路。2.2液壓缸外負載力分析計算要求設計的板料折彎機實現(xiàn)的工作循環(huán)是：快速下降工作下壓 (折彎 ) 快 速回程 停止。主要性能參數(shù)與性能要求如下：折彎力 F=1000000N;板料折彎機的滑塊重量G=1000000N;快速空載下降速度V1 =23mm/s;工作下壓速度 V2 =12mm/s；快速回程速度V3 =53mm/s；板料折彎機快速空載下降行程L1 =180mm；板料折彎機工作下

7、壓行程L2 =20mm；板料折彎機快速回程L3 =200mm；啟動制動時間 t=0.2s；液壓系統(tǒng)執(zhí)行元件選為液壓缸。液壓缸采用V 型密封圈，其機械效率cm =0.91。8快速下降，啟動加速：GV1Fi1tg1500023103Fi10.2176N9.81(V1 /t 為下行平均加速度 ,m/ s2 )均速時外負載為0N慢速折彎折彎時壓頭上的工作負載可分為兩個階段：初壓階段，負載力緩慢的線性增加，越達到最大折彎力的5%，其行程為15mm；終壓階段，負載力急劇增加到最大折彎力，上升規(guī)律近似于線性，行程為5mm。初壓階段：Fe1Fmax5 %=50000N終壓階段：Fe2Fmax106 N快速回程

8、啟動階段：Fi 2GV2GGtgFi 2G150005310 39.8115000 15405 N0.2（ V2 /t 為回程平均加速度，m/ s2 )等速階段：9F=G=15000N制動階段：GFi 2GV2GtgGFi 215000150005310 39.8114595 N0.2表 2.1液壓缸在各工作階段的負載值 (單位 :N)工況負載值 F起動，加速176勻速0折彎初壓50000折彎終壓1000000快速回程啟動15405快速回程等速15000快速回程制動14595注：液壓缸的機械效率取cm=0.912.3負載圖和速度圖的繪制折彎機各工況持續(xù)時間快速下行：L1180t17.826sV

9、123慢速折彎：初壓階段10L215t21.25sV212終壓階段L25t30.417sV212快速回程：L3200t43.774sV353根據(jù)以上分析與計算數(shù)據(jù)處理可繪出液壓缸的F- t 圖和 v- t 圖 3.1：圖 2.1折彎機液壓缸的F - t 圖和v- t 圖2.4本章小結本章分析了折彎機各個過程的外負載和流速，并對液壓回路的形式做了選擇，對折彎機三個工作階段做了定量的數(shù)據(jù)分析，并提供了折彎機液壓缸的F- t 圖和 v- t 圖。第 3 章 液壓缸主要參數(shù)的確定3.1 確定液壓缸的主要尺寸根據(jù) 液壓設計簡明手冊10 頁表 2- 1， 預選液壓缸的設計11壓力 P1=23MPa。 將液

10、 壓缸的無桿腔作為主工作腔，考慮到液壓缸下行時，滑塊的自重采用液壓方式平衡，則可計算出液壓缸無桿腔的有效面積，取液壓缸的機械效率cm=0.91 則可計算出液壓缸無桿腔的有效面積：A1 =Fmax1066 m20.048m22cm p10.91 23480cm10液壓缸內(nèi)徑（活塞桿直徑）D4A140.048m 0.247m 247mm根據(jù)液壓設計簡明手冊1 1 頁表 2.4 ,將液壓缸內(nèi)經(jīng)圓整為標準值D=250mm=25cm。根據(jù)快速下行與快速上升的速度比確定活塞桿直徑d由于V3D 253V1D 2d 22.323故活塞桿直徑d=0.752D=0.752250=188mm根據(jù)液壓設計簡明手冊 1

11、 1 頁表 2- 5，取標準值為d=180mm=18cm從而可計算得液壓缸無桿腔的實際有效面積為：A1D 225 2490.625cm244液壓缸有桿腔的實際有效面積為：A2(D 2d 2 )( 252 182 ) 236.285cm2443.2 液壓缸工況12工作循環(huán)中各階段的功率計算如下：A. 快速下降階段：啟動時p1 p1q1 =39421 128.43106 =4.45wFi11763942Pap1cm 490.625 10 40.91A1q1 A1V1490.625 2.3 1128cm3 / s 67 Lmin恒速時p10B.慢速加壓階段：初壓時p2p2 q21.12106 558

12、.75 10 6659.4wp2A1Fe151041.12106 Pacm490.62510 4 0.91q2 A2V2490.625 1.2588.75cm3 / s35.325L / min終壓時，行程有只5mm，持續(xù)時間僅t 3 =0.417s 壓力和流量變化情況較復雜，故作如下處理：壓力由1.12MPa 增至 22.4MPa，其變化可近似用線性函數(shù) p（t）表示即p 1.122.24 1.12 t 1.12 51.03t（3.1）0.417流量由588.75cm3 /s 減小為零，其變化為零，其變化規(guī)律可近似用線性函數(shù)q（t）13表示即t)（3.2）q 588(10.417上兩式中，

13、t 為終壓階段持續(xù)時間，取值范圍00.417s從而得到此階段功率方程P= pq = 588.75 (1.1251.03t) (1t（3.3）)0.417這是一個開口向下的拋物線方程令 p =0 可求得極值點t=0.197st此處的最大功率為：P3 = Pmax =588.75（ 1.12+51.03 0.917 ）(10.917 / 0.417)WP3 =3466.63w=3.467KW而 t=0.917s 處的壓力和流量可由式（ 4.1）和式（ 4.2）算得：P3 =1.12+51.030.197=1 1.17MPaq3 =588.75（ 1- 0.197/0.417） cm3 / s q3

14、 =310.61cm3 /s=18.64L/minC.快速回程階段：啟動時p4Fi 2A2 cmp41540510 40.7110 6 Pa236.2850.91q4 = A2V3 =236.2855.3=1252.3cm3/s=75.138L/minP4 = p4q4 =0.7110 6 1252.3 10 6 W=889w=0.899KW恒速時14p5F150000.69 106 PaA2 cm236.285 10 40.91q5 = A2V3 =1252.3cm3 /s=75.138L/minP5 = p5 q5 =0.69 106 1252.310 6 W=864W=0.864KW制動

15、時p5GFi 2145950.67 106 PaA2cm236.285 10 40.91q6 = A2V3 =1252.3cm3 /s=75.138L/minp6 = p6 q6 =0.67106 1252.3106 W=839.04W=0.839KW無桿腔實際有效面積490.625cm2有桿腔實際有效面積236.285cm2 液壓缸在工作循環(huán)中各階段的負載和流量計算見表 3.1 ：15工 作 階表 3.1各階段的壓力和流量段快啟速動下等降速慢初速壓折終彎壓計算公式GV1Fi1gtFe1 = Fmax 5%Fe 2 = Fmax負載說明176GV115000 Fi1t9.81g02310 31

16、76N ;0.2V1為下行平均價速度， m/ s2t由于忽略滑塊導軌摩擦力，故快50000速下降等速時外負載為0折彎時壓頭上的工作負載可分為兩個階段：初壓10000階段，負載力緩慢的線性增加，越達到最大折彎力00的5%, 其行程為15mm ；終壓階段，負載力急劇增加到最大折彎快啟速動回等程速Fi 2GF=GGV2gt15405力，上升規(guī)律近似于線性，行程為 5mm。 Fi 2GV2GGt15000gFi 2 G150005310 39.810.2制動1459515000 15405 N ；GV2V2G Fi 2 G為回程平均加速度，gttm/ s2液壓缸在工作循環(huán)中各階段的功率計算見表4.2：

17、表 3.2工作循環(huán)中各階段16快 速啟動下 降恒速工 作初壓Pp q =3942 1128.43 106 =4.45w111p1 0P2 p2q2 =1.12 10 6558.75 106 =659.4w下 壓Pmax =588.750.197終壓P3(1.12 51.030.197) (1)w =3.467折 彎0.417w快 速啟動P4p4q4 = 0.71 10 61252.3 10 6889W0.889KW回 程恒速制動P5p5q50.6910 61252.310 6864W 0.864KWPp q60.6710 61252.310 6839.04W 0.839KW66根據(jù)以上分析與計

18、算數(shù)據(jù)處理可繪出液壓缸的工況圖3.1：圖 3.1液壓缸的工況圖3.3本章小結本章主要計算出了液壓缸的各個主體尺寸，并分析了液壓缸各個階段的工作狀況，擬定了液壓缸的工況圖。17第 4 章 液壓系統(tǒng)圖的擬定4.1制定基本方案考慮到液壓機工作時所需功率較大，固采用容積調(diào)速方式；( 1） 為滿足速度的有極變化，采用壓力補償變量液壓泵供油，即在快速下降的時候， 液壓泵以全流量供油。當轉化成慢速加壓壓制時，泵的流量減小，最后流量為0；(2)當液壓缸反向回程時，泵的流量恢復為全流量供油。液壓缸的運動方向采用三位四通電液換向閥和二位二通電磁換向閥控制。停機時三位四通換向閥處于中位，使液壓泵卸荷；(3) 為了防

19、止壓力頭在下降過程中因自重而出現(xiàn)速度失控的現(xiàn)象， 在液壓缸有桿腔回路上設置一個單向閥；(4)為了壓制時保壓，在無桿腔進油路上和有桿腔回油路上設置一個液控單向閥；（ 5）為了使液壓缸下降過程中壓力頭由于自重使下降速度越來越快， 在三位四通 換向閥處于右位時， 回油路口應設置一個溢流閥作背壓閥使回油路有壓力而不至于使 速度失控；（ 6） 為了使系統(tǒng)工作時壓力恒定， 在泵的出口設置一個溢流閥， 來調(diào)定系統(tǒng)壓力 ,由于本機采用接近開關控制，利用接近開關來切換換向閥的開與關以實行自動控制；（ 7） 為使液壓缸在壓制時不至于壓力過大， 設置一個壓力繼電器， 利用壓力繼電器控制最大壓力，當壓力達到調(diào)定壓力時

20、， 壓力繼電器發(fā)出電信號 ,控制電磁閥實現(xiàn)保壓。18綜上的折彎機液壓系統(tǒng)原理如下圖：1-變量泵2-溢流閥3- 壓力表及其開關4- 單向閥5-三位四通電液換向閥6-單向順序閥7-液壓缸8-過濾器9-行程閥10-調(diào)速閥1 1-單向閥12-壓力繼電器圖 4.1折彎機液壓系統(tǒng)原理圖4.2折彎機工作原理因為板料折彎機的工作循環(huán)為快速下降、慢速加壓 （折彎） 、快速回程三個階段。各個階段的轉換由一個三位四通的電液換向閥控制。當電液換向閥工作在左位時實現(xiàn)快速回程。中位時實現(xiàn)液壓泵的卸荷，工作在右位時實現(xiàn)液壓泵的快速和工進。其工進速度由一個調(diào)速閥來控制。快進和工進之間的轉換由行程開關控制。 折彎機快速下降時，

21、要求其速度較快，減少空行程時間，液壓泵采用全壓式供油。其活塞運動行程由一個行程閥來控制。當活塞以恒定的速度移動到一定位置時，行程閥接受到信號，并產(chǎn)生動作，19實現(xiàn)由快進到工進的轉換。 當活塞移動到終止階段時， 壓力繼電器接受 到信號， 使電液換向閥換向。 由于折彎機壓力比較大， 所以此時進油腔的壓力比較大， 所以在由工進到快速回程階段須要一個預先卸壓回路， 以防在高壓沖擊液壓元件， 并 可使油路卸荷平穩(wěn)。所以在快速回程的油路上可設計一個預先卸壓回路， 回路的卸荷 快慢用一個節(jié)流閥來調(diào)節(jié)， 此時換向閥處于中位。 當卸壓到一定壓力大小時， 換向閥再換到左位， 實現(xiàn)平穩(wěn)卸荷。 為了對油路壓力進行監(jiān)控

22、， 在液壓泵出口安裝一個壓力 表和溢流閥， 同時也對系統(tǒng)起過載保護作用。 因為滑塊受自身重力作用， 滑快要產(chǎn)生 下滑運動。 所以油路要設計一個液控單向閥， 以構成一個平衡回路， 產(chǎn)生一定大小的 背壓力， 同時也使工進過程平穩(wěn)。 在液壓力泵的出油口設計一個單向閥， 可防止油壓 對液壓泵的沖擊， 對泵起到保護作用。4.3本章小結本章主要制定了液壓系統(tǒng)的系統(tǒng)圖， 分析了每個工作過程所需的液壓元件， 及其 工作原理，最后繪制了液壓系統(tǒng)圖。第 5 章 液壓元件的選擇5.1液壓泵的選擇由液壓缸的工況圖， 可以看出液壓缸的最高工作壓力出現(xiàn)在加壓壓制階段時p1=22.4MPa，此時液壓缸的輸入流量極小，且進油

23、路元件較少故泵到液壓缸的進油壓力損失估計取為0.5MPa。所以算得泵的最高工作壓力Pp 為：20Pp=22.4+0.5=22.9MPa液壓泵的最大供油量PP 按液壓缸最大輸入流量（75.138L/min)計算，取泄漏系數(shù) K=1.1,則：qp = qV =1.175.138L/min=82.65L/min根據(jù)以上計算結果與所需流量， 擬初選限壓式變量液壓泵的轉速為 n=1500r/min，暫取泵的容積效率 v=0.90，根據(jù)液壓傳動系統(tǒng)設計與使用 P30 2- 37 式(Vg1000qV )n1V可算得泵的排量參考值為：Vg1000qV100082.65n V150061.22mL / r0.

24、90根據(jù)以上結果查閱產(chǎn)品樣本，選用規(guī)格相近的63YCY14- 1B 斜盤式壓力補償變量型軸向柱塞泵，其額定壓力Pn =32MPa ，排量V=63mL/r ，額定轉速n=1500r/min，容積效率 v=0.92。其額定流量為：qp =Vn V =6315000.92=86.9499L/min,符合系統(tǒng)對流量的要求。根據(jù)工況圖可知，最大功率出現(xiàn)在終壓階段t=0.197s 時， 由此時的液壓缸工作壓力和流量可算得此時液壓泵的最大理論功率：(11.170.5)1.118.64Pt ( p p)kq603.99W由液壓傳動系統(tǒng)設計與使用P31表 2- 12 查得，取泵的綜效率為 p =0.85，則算得

25、液壓泵驅動功率為：21pt3.99PpKW 4.69KWp0.85由 液壓傳動系統(tǒng)設計與使用 P31 表 2- 13 查得選用個規(guī)格相近的 Y132S- 4 型封閉式 三相異步電動機，其額定功率為 5.5KW ，額定轉速為 1440r/min。按所選電動機轉速和液壓泵的排量 ,液壓泵的最大實際流量為：qt =Vn V =1440630.92=83.46（L/min ）大于計算所需流量82.65L/min，滿足使用要求。5.2閥類元件及輔助元件根據(jù)閥類元件及輔助元件所在油路的最大工作壓力和通過該元件的最大實際流量可選出這些液壓元件的型號及規(guī)格，結果見表5.1。表 5.1液壓元件的型號及規(guī)格序元件

26、名稱額 定 壓 力額 定 流 量型號及規(guī)格說明號/ MPa/L /min1斜盤式軸向柱塞泵3263ml/r63YCY1 - 1B額 定 轉 速(排量 )150 0r/m in驅 動 電 機 功率為 5.5KW2溢流閥35250DB10通徑為10mm3壓力表開關40AF6EP30/Y4通 徑 為6m00m4單向閥31.5120S15P通徑為15mm5三位四通電液換向281604WEH10G通徑為10m閥m6單向順序閥31.5150DZ10通徑為10mm7液壓缸自行設計8過濾器0.02 壓力100XU-100 80J通徑為32mm損失225.3油箱的設計液壓油箱在不同的工作條件下， 影響散熱的條件

27、很多， 通常按壓力范圍來考慮。 液壓油箱的有效容積 V 可概略的定為：V=(612) qp式中 V液壓油箱有效容量；qp 液壓泵額定流量。?。篤=10 qpV=10 86.9499=869.499L應當注意：設備停止運轉后，設備中的那部分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溢出油箱中的液壓油位不能太高，一般不超過液壓油箱高度的80%869.4990.8=1086.873L按 JB/T7938- 1999 取標準值 V=1250L5.3.1 油箱的長寬高確定因為油箱的寬、高、長的比例范圍是1：1：11：2：3，此處選擇比例是1：1.5： 2 由此可算出油箱的寬、長、高大約分別是1

28、600MM,1100MM,770MM 。并選擇開式油箱中的分離式油箱設計。其優(yōu)點是維修調(diào)試方便，減少了液壓油的溫升和液壓泵的振動對機械工作性能的影響；其缺點是占地面積較大。由于系統(tǒng)比較簡單，回路較短，各種元件較少，所以預估回路中各種元件和管道所占的油液體積為0.6L。因為推桿總行程為200mm，23無桿腔的有效面積為490.625cm2V缸 A1L490.625 10-2200 10-29.8LV油1000- 9.8 - 0.7 989.5L油液高度為：H 11250989.570cm160110選取隔板高度為 70cm。鋼板厚度為 4mm當液壓缸中油液注滿時，此時油箱中的液體體積達到最小為：

29、867L則油箱中油液的高度為： 70cm由此可以得出油液體下降高度很小，因此選取隔板的高度為70cm,選用一塊隔板。此 分離式油箱采用普通鋼板焊接而成，參照書上取鋼板的厚度為： t=4mm。為了易于散 熱和便于對油箱進行搬移及維護保養(yǎng)，取箱底離地的距離為 200mm。故可知，油箱的總長總寬總高為：長為：w = w1 + 2t = 1600 +2 4 = 1608mm 寬為：ll12t1100241108mm高為：hh120024978mm5.3.2 油箱地面傾斜度為了更好的清洗油箱，將泄油口置于油箱底部，故取油箱底面傾斜度為： 05.4吸油管和過濾器之間管接頭的選擇24在此選用卡套式軟管接頭查

30、機械設計手冊 4表 23.966 得其連接尺寸如下表：表 5.2管接頭連接尺寸表公稱壓管子d0D0Lmin卡套式管接力 MPa內(nèi)徑mm公稱極限mm頭 d0mm尺寸偏差mmG(25)2218.52538220.1055.5過濾器的選取取過濾器的流量至少是泵流量的兩倍的原則，取過濾器的流量為泵流量的2.5 倍。故有：q過濾器q泵入2.5 （106.32.5）L / min265.75L/min查中國機械設計大典表 42.77得，先取通用型SYW 系列網(wǎng)式吸油中過濾器：表 5.3過濾器參數(shù)尺寸表型號通徑mm公稱流量過濾精度mL / minSYW - 01- 01502501005.6堵塞的選取考慮到

31、鋼板厚度只有4mm，加工螺紋孔不能太大， 查中國機械設計大典表42.7178 選取外六角螺塞作為堵塞，詳細尺寸見下表：表 5.4堵塞參數(shù)尺寸表25dd1 1Desl h b bRc重基本極限1量尺寸偏差M 121.2522151304133110.0310.2-0.242.205.7空氣過濾器的選取按照空氣過濾器的流量至少為液壓泵額定流量2 倍的原則，即：q過濾器2qp2 106.3212.6L / min選用 EF 系列液壓空氣過濾器，參照機械設計手冊表 23.8- 95得， 將其主要參數(shù)列于下表：表 5.5液壓空氣過濾器參數(shù)表5.8液位 /溫度計的選取選取 YWZ 系列液位液溫計，參照 機

32、械設計手冊 表 23.8- 98 選用 YWZ - 150T 型。 考慮到鋼板的剛度， 將其按在偏左邊的地方 。 5.9 本章小結26本章主要說明了各個液壓元件的選擇，及其各項參數(shù)的選取，并設計計算出了油箱的各個尺寸數(shù)據(jù)。第 6 章 液壓系統(tǒng)性能的運算6.1壓力損失和調(diào)定壓力的確定由上述計算可知，工進時油液流動速度較小，通過的流量為35.325L/min,主要壓力損失為閥件兩端的壓降可以省略不計。快進時液壓桿的速度：q p112.81032.3m / min 0.04m / sv1490.625104A1此時油液在進油管的速度：q p112.810 33.38m / sv0.25252106A

33、606.1.1 沿程壓力損失沿程壓力損失首先要判斷管中的流動狀態(tài)，此系統(tǒng)采用N32 號液壓油，室溫為20 度時1104 m2 / s。所以有：Revd /3.8325103 / 1.0104967.5 2320;油液在管中的流動狀態(tài)為層流，則阻力損失系數(shù)：75 / Re75/ 967.50.08;若取進油和回油的管路長均為2m，油液的密度為89Kg / m3 ，則進油路上的沿程壓力損失為：p 1l / d/ 2 v20.082890 3.8323.7610 4 Pa2510326.1.2 局部壓力損失局部壓力損失包括管道安裝和管接頭的壓力損失和通過液壓閥的27局部壓力損失，由于管道安裝和管接頭

34、的壓力損失一般取沿程壓力損失的 10%， 而通過液壓閥的局部 壓 力 損 失 則 與 通 過 閥 的流 量 大 小 有 關 ，若 閥 的 額 定 流 量 和 額 定 壓 力 損失 分 別 為 q 和 q ,則當通過閥的流量為 q 時的閥的壓力損失q ，由：p p ( q )2 q算得：p 0.5 (115) 2 0.26MPa ;160小于原估算值0.5MPa,所以是安全的。同理快進時回油路上的流量：q1 A2115 361.1q267.47 L / min ;A1615.44則回油管路中的速度：64.4710 3v60 0.2532 2 10 61.4m / s ;由此可以計算出：Re1.4

35、32103vd /104448（4482320,所以為層流）1.47575Re0.167;448所以回油路上的沿程壓力損失為：p 2l / d/ 2v20.1672890 1.420.55 105 Pa321042由上面的計算所得求出總的壓力損失：28pp 1A2p 20.076MPaA1這與估算值有差異，應該計算出結果來確定系統(tǒng)中的壓力閥的調(diào)定值。6.1.3 壓力閥的調(diào)定值計算由于液壓泵的流量大，在工進泵要卸荷，則在系統(tǒng)中卸荷閥的調(diào)定值應該滿足快進時要求，因此卸荷閥的調(diào)定值應大于快進時的供油壓力：ppFp 3.0MPaA1所以卸荷閥的調(diào)定壓力值應該取3MPa 為好。 溢流閥的調(diào)定壓力值應大于

36、卸荷閥的調(diào)定壓力值0.30.5MPa，所以取溢流閥的調(diào)定壓力值為 3.5MPa。背壓閥的調(diào)定壓力以平衡板料折變機的自重，即ppF0.5MPaA16.2油液溫升的計算在整個工作循環(huán)中，工進和快進快退所占的時間相差不大，所以， 系統(tǒng)的發(fā)熱和油液溫升可用一個循環(huán)的情況來計算。在整個工作循環(huán)中，工進和快進快退所占的時間相差不大，所以，系統(tǒng)的發(fā)熱和油液溫升可用一個循環(huán)的情況來計算。6.2.1 快進時液壓系統(tǒng)的發(fā)熱量快進時液壓缸的有效功率為：p0Fv0.00405KW泵的輸出功率為：29pqP0.002899 KW因此快進液壓系統(tǒng)的發(fā)熱量為：H iPiP00.0082KW6.2.2 快退時液壓缸的發(fā)熱量快

37、退時液壓缸的有效功率為：P0Fv125.93W泵的輸出功率為：pqPi163.2W快退時液壓系統(tǒng)的發(fā)熱量為：H iPiP02.192KW6.2.3 壓制時液壓缸的發(fā)熱量壓制時液壓缸的有效功率為：P0Fv12KW泵的輸出功率：pqPi29029.47W因此壓制時液壓系統(tǒng)的發(fā)熱量為：H iPiP06.58683KW總的發(fā)熱量為 :H iPiP08.83253KW按教材公式求出油液溫升近似值：T8.832535 103 / 3 8002102.49 C30溫升沒有超出允許范圍，液壓系統(tǒng)中不需要設置冷卻器.6.3油箱的設計由前面計算得出油箱的容積為1250L。6.3.1 系統(tǒng)發(fā)熱量的計算在液壓系統(tǒng)中，

38、損失都變成熱量散發(fā)出來。發(fā)熱量已在油溫驗算時計算出，所以H=8.83253KW6.3.2散熱量的計算當忽略系統(tǒng)中其他地方的散熱， 只考慮油箱散熱時， 顯然系統(tǒng)的總發(fā)熱功率 H 全部由油箱來考慮。這時油箱散熱面積 A 的計算公式為AHKt式中A油箱的散熱面積（m2 )H油箱需要的散熱功率（W）t 油溫（一般以55c 考慮）與周圍環(huán)境溫度的溫差K散熱系數(shù)。與油箱周圍通風條件的好壞而不同，通風很差時 K=8 9； 良好時 K=1517.5；風扇強行冷卻時 K=2023；強迫水冷時 K=1 10175。 所以油箱散熱面積 A 為：H2A5.07m6.4本章小結本章主要計算了液壓系統(tǒng)的性能， 計算出各項

39、壓力損失和各個工作循環(huán)中的發(fā)熱量和散熱量。31設計小結在這段時間里， 在老師耐心指導下， 使我對大學期間所學課程有了更深的理解， 更深入了對專業(yè)知識的了解。通過這次關于液壓的設計，我更加了解了液壓系統(tǒng)的結構和設計、分析以及液壓在現(xiàn)實生活中的應用。我主要設計的是折彎機液壓系統(tǒng)，接到課題后，感覺有些迷茫不知從哪里著手,主要是運用各類手冊、產(chǎn)品樣本來完成設計。在設計中遇到了諸多的問題，通過解決這些問題， 使我對液壓系統(tǒng)有了更加深入的了解， 同時也發(fā)現(xiàn)我對液壓系統(tǒng)掌握的遠遠不夠，這促使我以后還要更加努力地學習來不斷完善自己。在這次設計中我完成了老師交給的任務，但是因為自己缺乏這方面的實際經(jīng)驗 ,設計中

40、還存在著很多的不足之處，希望各位老師給予批評和指正 ,以便我將來在實際工作中能夠更好地完成任務。32參考文獻1楊培元，朱福元液壓系統(tǒng)設計簡明手冊 M 北京：機械工業(yè)出版社， 1999，1- 191.2 吳宗澤，羅圣國機械設計課程設計手冊第二版 M 北京：高等教育出版社， 1999，1- 260.3 汪愷 機械設計標準應用手冊 第 2 卷M 北京：機械工業(yè)出版社， 1997，213- 226.4汪愷機械設計標準應用手冊第3 卷M 北京：機械工業(yè)出版社， 1996，22- 3- 22- 182.5 毛謙德， 李振清 機械設計師手冊 第二版 M 北京： 機械工業(yè)出版社， 2000.12.6 JB39

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