1、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=25000N4. 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+F
2、fd-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。
3、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/p1cm1/2=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AQmin/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=（D2d2）/4=3.14（14
4、021002）/4 =75.36 cm2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）= d2v （快进） /4=3.14x0.1x0.1x3/4=23.55L/minQ（工进）= D2v （工进） /4=3.14x0.14x0.14x0.4/4=6.15L/minQ（快退）= （D2-d2） （快退） v /4=22.61 L/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.
5、20.5Mpa。故可取压力损失P1=0.5Mpa25+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=1.2525.5=31.875MPa2泵的流量确定,液压泵的最大流量应为 QKL（Q）max油液的泄露系数KL=1.2故Qp=KL（Q）max=1.223.55=28.26L/min3.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= 300
6、0 r/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0.21L/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75
7、00N，进油时的压力损失定为0.3MPa。 Pb=7500/（0.1x0.1/4）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/min4.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72.4XU-D32X1002液压泵49.6345IGP5-
8、323三位四通电磁阀60.32534YF30-E20B4单向调速阀3040ADTL-105二位三通电磁阀23YF3B-E20B6单向阀18-150031.5SA107压力表开关35KF-285.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=47.1Lmin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=22.61Lmin，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=49.6Lmin ，V=2ms）现参照YBX-16
9、变量泵吸油口连接尺寸，取吸油管内径d为29mm6.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57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PD/2=38.25140/2100=26.78mm（=100110MP）故取=30mm液压缸壁厚算出后，即可求出缸体的外径D1为D1D+2=140+230=200
10、mm8.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：t0.433D（P）=23.2mm有孔时：t0.433 D2（P D2（D2d0）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
11、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=（0.61.0）D1=11011.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 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=0.3m AC=1.7m AD=1.7m DE=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=1.5cms，油的密度=920kgm1压力损失的验算1.工作进给时进油路压力损失，运
12、动部件工作进给时的最大速度为0.25mmin ，进给时的最大流量为23.55Lmin ，则液压油在管内流速V为：V1=Q（dd4）=（23.551000）（3.142.92. /4）=59.45（cms）管道流动雷诺数Rel为Rel=59.453.21.5=126.8Rel2300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（0.0299200.5922）=0.2MPa查得换向阀34YF30-E20B的压力损失P=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
13、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=29.7（cms）Rel=V2dr=29.721.5=57.52=75Rel=7557.5=1.3回油管道的沿程压力损失P为：P2-1=（ld）（PVXV2）=1.320.0290.5952/2=0.56MPa查产品样本知换向阀23YF3B-E20B的压力损失P=0.025MPa。换向阀34YF30-E20B的压力损失P=0.025MPa
14、,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： Pp=（Fcm+A2P2）（A1+P1） =（3075000.9+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/（dXd/4）=45.221000（3.142X2/460）=240.02（cms）
15、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（dxd4）=295cms Re2=Vdr=236V2=75 Re2=0.38P1-2=0.024MPaP1-3=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+
16、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。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=4cmmin时流量Q=V（DD4）=0.140.144=0.616Lmin）此时泵的效率为0.1，泵的出口压力为22.4MPa则有：P输入=22.40.616（60
17、0.1）=2.464（KW）P输出=FV=307500x4600.010.001=0.21（Kw）此时的功率损失为P=P输入P输出=2.464-0.21=2.23 （Kw）当V=25cmmin时，Q=3.85Lmin 总效率=0.8则P输入=253.85（600.8）=1.845（Kw）P输出=FV=30750025600.001=1.28（Kw）P=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=100.001Kw（cm）油箱的散热面积A为 A=0.065V2/3=6.5m2系统的温升为：T=PKA=2.156（100.00
18、16.6）=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）Fo Fa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=（1.51.8）F 取Fb=1.5F Cb/（Cb+Cm）在无垫片是取0.20.3 去取值为0.3得Fa=2.2Fo F=2.5 Fo 由此求得F=128125N螺栓的中径d（1.3x4F）/ 1/2=22.1mm=s/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
