- 1 - 液壓機發(fā)展 制品生產(chǎn)應用 設計書 液壓機是最廣的設備之一。自 19 世紀問世以來發(fā)展很快，已成為工業(yè)生產(chǎn)中必不可少的設備之一。由于 液壓機 在工作中的廣泛適應性，使其在國民經(jīng)濟各部門獲得了廣泛的應用。如板材成型；管、線、型材擠壓；粉末冶金、塑料及橡膠制品成型；膠合板壓制、打包；人造金剛石、耐火磚壓制和炭極壓制成型；輪軸壓裝、校直等等。各種類型液壓機的迅速發(fā)展，有力地促進了各種工業(yè)的發(fā)展和進步。八十年代以來，隨著微電子技術、液壓技術等的發(fā)展和 普及應用， 液壓機 有了更進一步的發(fā)展。目前，液壓機的最大標稱壓力已 達到了 750于金屬的模鍛成型。 然而，作為液壓機兩大組成部分的主機和液壓系統(tǒng)，由于技術發(fā)展趨于成熟，國內(nèi)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。特別是集成塊可以進行專業(yè)化的生產(chǎn)，其質(zhì)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(fā)展起來的新型液壓元件組成的回路也有其獨特 的優(yōu)點，它不需要另外的連接件其結(jié)構(gòu)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(xiàn)，至今已得到了很快的發(fā)展。 工業(yè)控制機控制方式是在計算機控制技術成熟發(fā)展的基礎上采用的一種高技術含量的控制方式。這種控制方式以工業(yè)控制機或單片 /單板機作為主控單元，通過外圍接口器件（如 A/D， D/A 板等）或直接應用數(shù)字閥實現(xiàn)對液壓系統(tǒng)的控制，同時利用各種傳感器組成閉環(huán)回路式的 控制系統(tǒng)，達到精確控制的目的。這種控制方式的主要特點如下 ： 具有友好的人機交互性，操作簡單。如： 司的產(chǎn)品，可通過數(shù)字面板顯示輸入壓力、快進和回程速度、壓制速度及保壓 /停機時間參數(shù)，極大減輕了勞動強度。 控制精度高。數(shù)字控制的行程長度及工作行程與傳統(tǒng)的機械式的行程開關控制相比，精度有極大的提高。一般控制精度可達到 - 2 - 易于實現(xiàn)高速化，提高生產(chǎn)效率。如美國的 司通過采用電子微處理控制方式，工作循環(huán)比以前快 60%。 可順利實現(xiàn)對工作參數(shù)（壓力 、速度、行程等）的單獨調(diào)整。通過對控制參數(shù)的單獨控制，調(diào)整被加工材料的流動，能進行復雜工件、不對稱工件的加工。 預存工作模式，可對不同工件的工藝過程、工藝參數(shù)預先存儲和重復調(diào)用，縮短調(diào)整時間。這與柔性加工要求相適應。 對高速下的換向沖擊可利用軟件來消除，以降低噪聲，提高系統(tǒng)的穩(wěn)定性。 在安全方面，可利用軟件進行故障預診斷，并自動修復故障和顯示錯誤。如 機型和 司都有此項功能。 易實現(xiàn)生產(chǎn)線的集成控制，組成柔性生產(chǎn)線及與上位機進行通訊和實現(xiàn)調(diào)度控制。 現(xiàn)在，國外眾多液壓機生產(chǎn)廠家生產(chǎn)這種高性能的工業(yè)控制機控制方式的液壓機產(chǎn)品，如美國 麥 加拿大的 是因為采用這種先進的控制方式，使整機的控制性能，生產(chǎn)效率都有很大提高。 國內(nèi)外液壓機的發(fā)展不僅體現(xiàn)在控制系統(tǒng)方面，也主要表現(xiàn)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(tǒng)的完善；自動化、智能化，實現(xiàn)對系統(tǒng)的自動診斷和調(diào)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等多個方面。 綜 上所述，液壓機的發(fā)展促進了生產(chǎn)力的發(fā)展。伴隨著電氣控制技術、液壓傳動技術的不斷發(fā)展，液壓機的自動化程度、加工精度將進一步得到提高，實現(xiàn)智能化控制。 壓機基本工作方式 液壓機 一般 由 本體（主機）動力系統(tǒng)及液壓 控制 系統(tǒng)三 部分組成。 最常見的液壓機本體結(jié)構(gòu)是三梁四柱上傳動式。現(xiàn)以鍛造水壓機為例，其結(jié)構(gòu)如圖 1示。它由橫梁、立柱和螺母組成一個封閉框架，框架承受全部工作載荷。工作缸固定在上橫梁上，工作缸內(nèi)裝有工作柱塞，它與活動橫梁相連接。活動橫梁以立柱為導向，在上、下橫梁之間往復運動。在活動橫梁的下表面上，一般固定有上砧（上模），而下砧（下模）則固定于下橫梁上的工作臺上。當高壓液體進入工作缸后，在工作柱塞產(chǎn)生很大的壓力，并推動工作柱塞、活動橫梁及上砧向下運動，使工件 (鍛件 )在上、下砧之間產(chǎn)生塑性變形，此時回程缸內(nèi)通低壓液體并排出工作液體。回程缸固定在下橫梁上，回程柱塞與活動橫梁相連接。回程時，工作缸通低壓液體，高壓液體進入回程缸，推動回程柱塞向上運動 ,帶動活動橫梁回到原始位置，完成一個工作循環(huán)。 - 3 - 鍛造機結(jié)構(gòu) 動力系統(tǒng)主要提供液壓機本體工作時所需要的高壓液體，并接收回程排回的低壓液體，此外，對工作 液體進行檢測、過濾、攪拌及冷卻，以保證工作液體處于最佳工作狀態(tài)。動力系統(tǒng)分為泵直接傳動和泵蓄勢器傳動兩種類型。 液壓控制系統(tǒng)主要將動力系統(tǒng)提供的高壓液體在準確的時間和地點輸送到所需要的工作缸處，并將各缸排回的低壓液體輸送回動力系統(tǒng)。液壓控制系統(tǒng)主要由各種閥、閥箱、連接管道及操縱閥正確動作的控制部分組成。最簡單的控制系統(tǒng)由手通過操縱桿來完成，十分費力，目前只用于小型簡單的液壓機。一般液壓機則通過電磁鐵或隨動接力裝置來比較輕松地操縱閥的動作。近年來，增加了計算機控制，極大地提高了控制的精確度和自動化程度。液壓機 的工作循環(huán)一般包括停止、充液行程 (空程向下 )、工作行程及回程。上述的不同行程都是由液壓控制統(tǒng)中各種閥的正確動作來實現(xiàn)的。 計要求 （ 1）液壓機總體方案設計，其中包括主機的結(jié)構(gòu)設計，零部件的結(jié)構(gòu)設計和部件裝配方案設計，主機要與輔助及輔助裝置配套協(xié)調(diào)； （ 2）通過液壓系統(tǒng)總體設計方案的對比，確定合理的液壓系統(tǒng)設計方案，且液壓系統(tǒng)在高壓大流量的情況下要工作平穩(wěn)，無較大的沖擊振動； （ 3）電氣控制系統(tǒng)設計，包括主電路和控制電路電路圖設計； （ 4）設計方案確定時，必須考慮選用什么樣的制造材料，達到什么樣的表 面加工質(zhì)量，采用什么樣的機械加工設備，選擇什么樣的熱處理方式等； （ 5）四柱液壓機能夠準確完成如下工作循環(huán)：主缸活塞滑塊快速下行、主缸活塞滑塊慢速加壓、主缸保壓、主缸卸壓、主缸活塞滑塊回程、頂出缸頂出、頂出缸退回等； （ 6）設計出結(jié)構(gòu)滿足所需的各種鍛造工藝要求，設備達到總體布局合理，結(jié)構(gòu)緊湊、工作穩(wěn)定可靠、操作簡單、維護方便、環(huán)境污染小、工作的時候噪音低、自動化程度高等 6。 重慶大學本科學生課程設計（論文） 載荷組成和計算 - 4 - 一 . 明確液壓執(zhí)行元件的載荷，速度及其變化規(guī)律，繪制液壓系統(tǒng)工況圖 1 液壓機主缸工況分析 （ 1）主缸速度循環(huán)圖 主缸速度循環(huán)圖 （ 2）主缸負載分析 液壓機啟動時，主缸上腔充油主缸快速下行，慣性負載隨之產(chǎn)生。此外，還存在靜摩擦力、動摩擦力負載。由于滑塊不是正壓在導柱上，不會產(chǎn)生正壓力，因而滑塊在運動過程中所產(chǎn)生的摩擦力會遠遠小于工作負載，計算最大負載時可以忽略不計。液壓機的最大負載為工進時的工作負載。通過各工礦的負載分析，液壓機主缸所受外負載包括工作負載、慣性負載、摩擦阻力負載，即： w f F F 1）慣性負載 算 計算公式： 查閱類似型號的液壓機資料 7，初步估算橫梁滑塊的重量為 10液壓機所給設計參數(shù)可及：v=s ，取t=入公式 4。 2）摩擦負載 滑塊啟動時產(chǎn)生靜摩擦負載，啟動過后產(chǎn)生動摩擦負載。通過所有作用在主缸上的負載可以看出，工作負載遠大于其它形式的負載。由于滑塊與導柱、活塞重慶大學本科學生課程設計（論文） 載荷組成和計算 - 5 - 與缸體之間的摩擦力不是很大，因而在計算主缸最大負載時摩擦負載先忽略不計。 3） 主缸負載 F 計算 將上述參數(shù) 250N、 10000入公式中。 即： F = 10000 + 3) 主缸負載循環(huán)圖 1）主缸工作循環(huán)各階段外負載如表所示。 主缸工作循環(huán)負載 工 作 循 環(huán) 外 負 載 啟 動 F = f 靜 + 梁滑塊快速下行 F = f 動 忽略不計 工 進 F = f 動 + 10000 速回程 F = f 回 580：“ f 靜 ”表示啟動時的靜摩擦力，“ f 動 ”表示啟動后的動摩擦力。 2）主缸各階段負載 循環(huán)如圖 重慶大學本科學生課程設計（論文） 載荷組成和計算 - 6 - 主缸各階段負載循環(huán)圖 2 液壓機頂出缸工況分析 2. 頂出缸速度循環(huán)圖 根據(jù)液壓機系統(tǒng)設計參數(shù)和表中頂出缸活塞行程為 250到頂出缸的速度循環(huán)圖如 2 頂出缸速度循環(huán)圖 主缸回程停止后，頂出缸下腔進油，活塞上行，這時會產(chǎn)生慣性、靜摩擦力、動摩擦力等負載。由于頂出缸工作時的壓力遠小于主缸的工況壓力，而且質(zhì)量也比主缸滑塊小很多，慣性負載很小，計算時可以忽略不計；同理摩擦負載與頂出力相比也很 小，也可不計；工件頂出時的工作負載比較大，計算頂出缸的最大工作負載時可以近似等于頂出力。將參數(shù)代入公式 4算頂出缸的最大負載。 即： F = 320慶大學本科學生課程設計（論文） 載荷組成和計算 - 7 - 式中 頂出力； (1)頂出缸負載循環(huán)圖 1） 頂出缸工作循環(huán)各階段外負載如表 . 頂出缸工作循環(huán)負載 工 作 循 環(huán) 外 負 載 啟 動 F = F 靜 + 略不計 頂出缸頂出 F = = f 動 + 320 速退回 F = f 動 225：“ f 靜 ”表示啟動時的靜摩擦力，“ f 動 ”表示啟動后的動摩擦力。 2)頂出缸各階段負載循環(huán)如圖 頂出缸各階段負載循環(huán)圖重慶大學本科學生課程設計（論文） 計算執(zhí)行元件主要參數(shù) - 8 - 二計算執(zhí)行元件主要參數(shù) (1)主缸工作壓力、內(nèi)徑、活塞桿直徑的確定 由于液壓機的工作載荷比較大，故主缸的工作壓力取P=25。 計算主缸內(nèi)徑和活塞桿直徑。由主缸負載圖 3知最大負載 F=100表，由主缸工作壓力為 25取液壓缸的機械效率 壓缸受力如圖所示。 液壓缸受力圖 22212 )(44 將參數(shù)代入公式， 略不計，可求得液壓缸內(nèi)徑： 04 6 7 將液壓缸的內(nèi)徑圓整為標準系列直徑，取 D=400么由 d/D=以求得活塞桿直徑。 80活塞桿直徑圓整為標準系列直徑，取 d=280 經(jīng)過計算液壓機主缸的內(nèi)徑、活塞桿直徑分別為： D=400 d=280 (2)頂出缸工作壓力、內(nèi)徑、活塞桿直徑的確定 頂出缸工作負載與主缸相比要小很多，查液壓系統(tǒng) 簡明手冊 ,取頂出缸的工作壓力 P=10算頂出缸內(nèi)徑和活塞桿直徑。由頂出缸負可知最大負載 F=20液壓系統(tǒng)簡明手冊，缸工作壓力為 10取 d/D 為 液壓缸的機械效率 出缸受力如圖所示。 重慶大學本科學生課程設計（論文） 計算執(zhí)行元件主要參數(shù) - 9 - 頂出缸受力圖 參考主缸計算公式，求得頂出缸內(nèi)徑 D 200 004 6 查液壓系統(tǒng)設計簡明手冊 ,將液壓缸的內(nèi)徑圓整為標準系列直徑，取D=110么由 d/D=以求得活塞桿直徑。 液壓系統(tǒng)設計簡明手冊 ,將活塞桿直徑圓整為標準系列直徑，取d=80 經(jīng)過計算液壓機頂出缸的內(nèi)徑、活塞桿直徑分別為： D=110 d=80 2液壓系統(tǒng)流量計算 （ 1） 主缸所需流量計算 參考表及主缸的尺寸，對主缸各個工況所需流量進行計算。已知主缸的快進速度為 s，工進速度為 s，快速回程速度為 s，主缸內(nèi)徑為400塞桿直徑為 280 由流量計算公式： m 4 2 進進 工進時： m i n/ 工進工進 快退時： m i n/ 快退快退 （ 2） 頂出缸所需流量計算 參考表及頂出缸的尺寸，對頂 出缸各工況所需流量進行計算。已知頂重慶大學本科學生課程設計（論文） 計算執(zhí)行元件主要參數(shù) - 10 - 出缸的頂出速度為 s，快退速度為 s，頂出缸內(nèi)徑為 110塞桿直徑為 80入公式（ *），即得： 頂出時： 頂出頂出 快退時： 4 2 快退快退 三液壓泵額定壓力、流量計算及泵的規(guī)格選擇 1）泵工作壓力確定 實際工作過程中，液壓油在進油路中有一定的壓力損失，因此在計算泵的工作時必須考慮壓力損失。泵的工作壓力計算公式為： 1本液壓機執(zhí)行部件的最大工作壓力 5油路中的壓力損失，取=入公式可求得泵的工作 壓力。 即： 25 通過對液壓缸所需流量的計算，以及各自的運動循環(huán)原理，泵的最大流量可由公式計算得到。 P 將參數(shù)代入公式中，即： mi n/查液壓系統(tǒng)設計簡明手冊，根據(jù) q，選取液壓泵的型號為：25 基本參數(shù)如下： 排量： 63mm/r ； 額定壓力： 32 額定轉(zhuǎn)速： 1500r/ 容積效率： 92% ； 驅(qū)動功率 泵的流量驗算： 由液壓泵的基本參數(shù)可知 泵每分鐘排量 q=63ml/r 1500r/泵實際所需的最大流量 =，液壓機可以實現(xiàn)快進重慶大學本科學生課程設計（論文） 載荷組成和計算 - 11 - 重慶大學本科學生課程設計（論文） 液壓系統(tǒng)原理圖擬定 - 12 - 四液壓系統(tǒng)原理圖擬定 液壓機工進時負載大，運動速度慢，快進、快退時的負載相對于工進時要小很多，但是速度卻比工進時要快。為了提高液壓機的工作效率，可以采用雙泵或變量泵供油的方式。綜合考慮，液壓機采用雙泵供油。 （ 1）調(diào)壓回路 調(diào)壓回路的功用是使液壓系統(tǒng)整體或部分的壓力保持恒定或不超過某個數(shù)值。在定量泵系統(tǒng)中，液壓泵 的供油壓力可以通過溢流閥來調(diào)節(jié)。在變量泵系統(tǒng)中，用安全閥來限定系統(tǒng)的最高壓力，防止系統(tǒng)過載。若系統(tǒng)中需要兩種以上的壓力，則可采用多級調(diào)壓回路。液壓機采用二級調(diào)壓回路，如圖所示。 二級調(diào)壓回路 （ 2） 保壓回路 由于液壓機主要進行壓制工藝，所以在行程終止時要求有一段保持壓力的時間，這時就必須采用保壓回路。常用的保壓回路有利用液壓泵的保壓回路、利用蓄能器的保壓回路、自動補油保壓回路。選用蓄能器保壓。 （ 3） 泄壓回路 液壓機由于保壓一段時間后，如果馬上進行快退會產(chǎn)生很大的沖擊。選液控單向閥進行控制。 （ 4）速度換接回路 液壓機加工零件的過程包括主缸的“快速下行、慢速加壓、保壓延時、快速返回及停止”，頂出缸的“頂出、返回及停止”。采用什么樣的方式進行速度的安全、準確換接是液壓機穩(wěn)定工作的基礎。為了達到控制要求，液壓系統(tǒng)的速度重慶大學本科學生課程設計（論文） 液壓系統(tǒng)原理圖擬定 - 13 - 換接通過行程開關控制。這種速度換接方式具有平穩(wěn)、可靠、結(jié)構(gòu)簡單、行程調(diào)節(jié)方便等特點，安裝也很容易。 （ 4） 平衡回路 平衡回路的功用，在于執(zhí)行機構(gòu)不工作時，不致因受負載重力作用而使執(zhí)行機構(gòu)自行下落。選用單向順序閥的平衡回路。 采用低壓齒輪泵來提供控制油壓，具有恒定的功率耗損。 機工作循環(huán)圖 液壓機工作循環(huán)圖。 滑塊快速下行 工進、加壓 保壓頂出快速回程 停止液壓機工作循環(huán)圖 液壓機工作循環(huán)如圖，滑塊在自重的作用下快速下行，碰到行程開關后由快進變?yōu)楣みM，隨后進行加壓、保壓。保壓時間完成后，滑塊快速回程，直到回到原來的位置，停止運動；圖 示頂出缸的工作循環(huán)過程，主缸快進、工進、保壓、退回停止后，頂出缸才運動，將工件頂出。 根據(jù)液壓機的動作液壓系統(tǒng)原理圖。 系統(tǒng)的油源為主液壓泵 1 和輔助液壓 泵 2。主泵為高壓大流量壓力補償式恒功率變量泵，最高工作壓力為 32遠程調(diào)壓閥 5 設定；輔泵為低壓小流量定量泵，主要用作電液動換向閥 6 及 18 的控制油源，其工作壓力由溢流閥 3設定。系統(tǒng)的兩個執(zhí)行元件為主液壓缸 16 和定出液壓缸 17，兩液壓缸的換向分別由電液動換向閥 6 和 18 控制；帶卸荷閥芯的液控單向閥 14 用作充液閥，在主缸 16 快速下行時開啟使副油箱向主缸充液；液控單向閥 9 用于主缸 16 的快速下行通路和快速回程通路；背壓閥 10 為液壓缸慢速下行時提供背壓；單向閥 13重慶大學本科學生課程設計（論文） 液壓系統(tǒng)原理圖擬定 - 14 - 用于主缸 16 的保壓；閥 11 為帶阻尼孔的卸荷閥，用于 主缸保壓結(jié)束后換向前主泵 1 的卸荷；壓力繼電器 12 用作保壓起始的發(fā)信裝置。 1 23、 456、 187 壓力表 89、 141011阻尼孔） 12 135161719液壓系統(tǒng)原理圖 液壓機主缸、頂出缸工作循環(huán)過程分析如下： （ 1）主缸工作循環(huán)分析 1）快速下行 2）慢速接近工件 、加壓 3）保壓 4）泄壓、快速回程 5）停止 （ 2）頂出缸工作循環(huán)分析 1）頂出 2）退回 電磁鐵動作順序如表 重慶大學本科學生課程設計（論文） 液壓系統(tǒng)原理圖擬定 - 15 - 動機的選擇 液壓機的執(zhí)行件有兩個，即：主缸和頂出缸。主缸和頂出缸各自工況的快進、工進、回程速度又不盡相同，這樣對功率的消耗也不同。電動機額定功率的確定必須根據(jù)消耗功率最大的工況來確定，因此要分別計算主缸、頂出缸各工況消耗的功率。功率計算公式如下： P= 1） 快進功率 主缸滑塊快進時，在自重作用下速度比較 快，而液壓泵此時的輸出油量不能滿足滑塊的快速下行。快進時的負載很小，只有活塞與缸筒、導柱與滑塊之間的摩擦負載，這樣泵的出口壓力也很小，消耗的功率不會很大。 2） 工進功率 由主缸負載循環(huán)圖可知，工進時主缸最大負載為 10000桿腔面積 22 A，進油回路壓力損失取P=液壓泵的壓力 p 即： 01 =入公式中，求得工進功率為： 重慶大學本科學生課程設計（論文） 液壓系統(tǒng)原理圖擬定 - 16 - mi n/3）快退功率 由圖 退負載為 58022 06 40 ）（取進油回路壓力損失取P=入公式，求得泵的壓力P。 ap 將ap =入公式中， 求得快退功率即為： 1）頂出功率 由頂出缸負載循環(huán)圖可知，頂出時主缸最大負載為 320桿腔面積22 00 94 進油回路壓力損失取P=么液壓泵的壓力 ： 52 0 將Pp =入公式中， 求得工進 功率即為： mi n/2）回程功率 頂出缸回程時，負載只有活塞與缸筒間的摩擦負載。負載大小應該比頂出時的負載要小很多，這樣回程消耗的功率也比頂出時消耗的功率要小，因此，回程功率計算從略。 電動機額定功率的確定，應依據(jù)消耗功率最大的工況。比較主缸、頂出缸各工況所需要的功率，主缸快退時的功率最大，為 查機械設計手冊，選取電動機型號為 其它技術參數(shù)為： 額定功率： 滿載轉(zhuǎn)速： 1440r/重慶大學本科學生課程設計（論文） 電 動 機 的 選 擇 - 17 - 五閥類元件及輔助元件的選擇 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(jié)構(gòu)緊湊，安裝、調(diào)整、使用、維護方便，通用性大。 2. 根據(jù)液壓系統(tǒng)的工作壓力和通過各個閥類元件及輔助元件型號和規(guī)格 主要依據(jù)是根據(jù)該閥在系統(tǒng)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(shù)值，工作性能參數(shù)和工作壽命等條件來選擇標準閥類的規(guī)格： 序號 元件名稱 估計通過流量()m 規(guī)格 1 斜盤式柱塞泵 31B 32動功率 式濾油器 160 80 40 通徑，壓力損失 直動式溢流閥 120 150 通徑， 32式聯(lián)接 4 背壓閥 80 0 通徑， 21式聯(lián)接 5 二位二通手動電磁閥 80 226 三位四通電磁閥 100 340 通徑，壓力 液控單向閥 80 2 通徑， 32 節(jié)流閥 80 0 通徑， 16 節(jié)流閥 80 0 通徑， 160 二位二通電磁閥 30 22 通徑，壓力 20 1 壓力繼電器 通徑， 2 壓力表開關 30E 326 測點 13 油箱 14 液控單向閥 2 通徑， 325 上液壓缸 重慶大學本科學生課程設計（論文） 電 動 機 的 選 擇 - 18 - 16 下 液壓缸 17 單向節(jié)流閥 48 0 通徑， 168 單向單向閥 48 0 通徑， 169 三位四通電磁換向閥 25 340 減壓閥 40 六液壓油管設計 液壓傳動中裝置中，常用的液壓油管有鋼管、銅管、膠管、尼龍管和塑料管等。鋼管承受的壓力高，彎曲半徑不能太小，彎制時比較困難。對于高壓系統(tǒng)液壓油管一般選用無縫鋼管；紫銅管承受的工作壓力一般在 108。紫銅管加熱軟化后可進行 彎曲，比鋼管容易彎制，價格昂貴，抗振性較弱；尼龍管主要用于低壓系統(tǒng)；塑料管承受的工作壓力比較小，一般用于液壓系統(tǒng)的回油路中；膠管有高壓管和低壓管兩種，而者的區(qū)別在于骨架組成不同。高壓膠管是鋼絲編制體或鋼絲纏繞為骨架，可用于較高的油路中。低壓膠管的組成骨架是麻線或棉線編制體，多用于壓力較低的油路中。 通過液壓機主缸、頂出缸工作壓力的計算可知，出缸的工作壓力約為 液壓系統(tǒng)設計簡明手冊 ，主缸工作壓力較高，油管選用無縫鋼管，頂出缸油路油管選用高壓膠管。 油 管的內(nèi)徑可由公式求得 油油管內(nèi)徑1缸快進所需流量q=，而泵的額定流量q=油管允許流速=4m/s，代入公式，即： 圓整后，查液壓系統(tǒng)設計簡明手冊，取01壁厚=3 回油油管內(nèi)徑1缸快退所需流量q， 重慶大學本科學生課程設計（論文） 電 動 機 的 選 擇 - 19 - 圓整后，查液壓系統(tǒng)簡明手冊，取 壁厚=2 計算 2 pd m 我們選鋼管的材料為 45#鋼，由此可得材料的抗拉強度b=600600 150(1). 液壓泵壓油管道的 壁厚 020103226 (2). 液壓泵回油管道的壁厚 014103226 所以所選管道適用。 進油油管內(nèi)徑2出缸頂出所需流量q=3. 4194L/油管允許流速=4m/s，代入公式即 ： 圓整后，查液壓系統(tǒng)簡明手冊 ，取2 5D 回油油管內(nèi)徑2出缸回程所需流量q=油管允許流速=4m/s，代入公式，即： 圓整后，查液壓系統(tǒng)設計簡明手冊，取 重慶大學本科學生課程設計（論文） 液壓油箱容積確定 - 20 - 重慶大學本科學生課程設計（論文） 液壓油管設計 - 21 - 2 pd m 根據(jù)上述的參數(shù)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=600600 150(1). 液壓泵壓油管道的壁厚 0510322 (2). 液壓泵回油管道的壁厚 0610322 所以所選管道適用。 七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 3低壓系統(tǒng)（ 中壓系統(tǒng)（ 中高壓或大功率系統(tǒng)（ 24 57 612 根據(jù)實際設計 需要，選擇的26p 所以此系統(tǒng)屬于中高壓系統(tǒng)( p 所以?。?(612 取 應當注意：設備停止運轉(zhuǎn)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： 壓系統(tǒng)壓力損失的驗算 雙柱液壓機執(zhí)行部件有主缸和頂出 缸，主缸的進、回油管直徑分別為： 204出缸的進、回油管直徑分別為 65壓油選用 壓1 1320 2 1 1320 .8 V 重慶大學本科學生課程設計（論文） 液壓油管設計 - 22 - 油， 15時該油液的運動粘度,油液密度3/920 。 （ 1）主缸各工況時的壓力損失驗算 1）工進時進油路、回油路的壓力損失 工進時運動部件最大速度為 s，工進時最大流量為 ，則液壓油在油管中的流速1 321 管道流動雷諾數(shù)140011 2300 ， 油 液 在 管 道 內(nèi) 流 動 為 層 流 ， 沿 程 阻 力 系 數(shù) 進油管長度為 8m，沿程壓力損失 1P為： 閥的壓力損失 閥； 那么進油路總的壓力損失進P為： 進P= 1+閥P=工進時回油管的最大流量回 m i n/ 回回油管中液壓油的流速 2 322 回管道流動雷諾數(shù)2重慶大學本科學生課程設計（論文） 液壓油管設計 - 23 - 822 2300，油液在管道內(nèi)流動為層流，沿程阻力系數(shù) 油管長度為 6m，沿程壓力損失 2P為： 閥的壓力損失 閥；調(diào)速閥壓力損失 調(diào)；那么回油路總的壓力損失回為： 回P= 2+閥P+調(diào)=aa 666 ）（泵的出口壓力 010進回2）快進、快退時的壓力損失 主缸快進時，泵口的壓力很??；快退時的負載為 580工進時的負 載10000比要小，這樣回路中的壓力損失比工進時要小，泵的出口壓力也比工進時小，具體驗算過程從略。 （ 2）頂出缸各工況時的壓力損失驗算 1）工件頂出時進油路、回油路的壓力損失 頂出缸頂出速度為 s，需要的最大流量為 油管直徑D=5液壓油在油管中的流速1 321 管道流動雷諾數(shù)19 011 慶大學本科學生課程設計（論文） 液壓油管設計 - 24 - 進油管長度為 6m，沿程壓力損失 1P為： 閥的壓力損失 閥；那么進油路總的壓力損失進P為： aa 661 ）（閥進回油管直徑 D=6進時回油管 的最大流量回 m 回回油管中液壓油的流速 2 322 回管道流動雷諾數(shù)241 2 2300，油液在管道內(nèi)流動為層流，沿程阻力系數(shù) eR 閥的壓力損失 閥；調(diào)速閥壓力損失 調(diào)；那么回油路總的壓力損失回為： aa ）（調(diào)閥回泵的出口壓力 2 1 29 進回重慶大學本科學生課程設計（論文） 液壓油管設計 - 25 - 2）快進、快退時的壓力損失 頂出缸回程時只有摩擦負載存在，比頂出負載 320 小，因此回程時液壓泵口的壓力比頂出時要小，具體驗算過程從略。 通過對主缸、頂出缸各工況的壓力損失驗算可知，液壓系 統(tǒng)的油路結(jié)構(gòu)及元件參數(shù)選擇滿足要求。 八 液壓系統(tǒng)溫升和沖擊力的驗算 對液壓機進行系統(tǒng)溫升驗算，只要驗算發(fā)熱量最大的那個工況就可行。液壓缸各工況輸入功率輸入在只要計算液壓缸各工況的輸出功率輸出P。 主缸工進時輸入、輸出功率分別為： 輸入P =輸出P = 10s= 工進時系統(tǒng)發(fā)熱功率 輸入P - 輸出P =缸快退時輸入、輸出功率分別為： 輸入P =出P = 580s=退時系統(tǒng)發(fā)熱功率 輸入P - 輸出P =出缸的工況壓力比主缸小，系統(tǒng)的溫升功率不會超過主缸的溫升功率，這里就不對頂出缸溫升功率進行具體計算了。 通過計算可知，主缸的最大發(fā)熱功率為 系統(tǒng)溫升 T 計算公式如下： 油箱的散熱面積 3 A 即： 23 2 5 00 6 5.0 將 = 24.9 ； 10 310 代入公式 ,求系統(tǒng)溫升，即： 3 根據(jù)散熱要求計算油箱容量 重慶大學本科學生課程設計（論文） 液壓油管設計 - 26 - 最大溫差 算其散熱面積是否滿足要求。當系統(tǒng)的發(fā)熱量求出后，可根據(jù)散熱要求確定油箱的容量 由 12211 h 如不考慮散熱， 上式可簡化為： 111 h 考慮散熱，代入數(shù)據(jù)，可求得 則下圖油箱的有效體積和散熱面積分別為 1 有前面得： a=b=h=入得： V=m ， 故，油箱尺寸選為 2.4 足長 a：寬 b：高 h=1:1:1 3:2:1的要求。 沖擊壓力是由于管道液流速度急劇改變而形成的。例如液壓執(zhí)行元件在高速運動中突然停止，換向閥的迅速開啟和關閉，都 會產(chǎn)生高于靜態(tài)值的沖擊壓力。它不僅伴隨產(chǎn)生振動和噪聲，而且會因過高的沖擊壓力而使管路、液壓元件遭到破壞。對系統(tǒng)影響較大的壓力沖擊常為以下兩種形式： （ 1）當迅速打開或關閉液流通路時，在系統(tǒng)中產(chǎn)生的沖擊壓力。直接沖擊（即 t ）時，管道內(nèi)壓力增大值 c 若不考慮粘性和管徑變化的影響，沖擊波在管內(nèi)的傳播速度 h a b 重慶大學本科學生課程設計（論文） 液壓油管設計 - 27 - 2237320102107192010711199求得： v =839m/s，故 = 由前面得： v=s 代入數(shù)據(jù)，可求得直接沖擊時，管道內(nèi)壓力增大值： 關閉 管道的時間為 間接沖擊時，管道內(nèi)壓力增大值可忽略不計。 （ 2）急劇改變液壓缸運動速度時，由于液體及運動機構(gòu)的慣性作用而引起的壓力沖擊，其壓力的增大值為 計算出沖擊壓力后，此壓力與管道的靜態(tài)壓力之和即為此時管道