1、液壓設計課程折彎機液壓系統設計計算說明書 目 錄 一、設計要求1 二、設計步驟1 1.負載分析和運動分析 1 2.確定液壓缸參數并編制工況圖 3 3.擬訂液壓系統圖 5 4.液壓元件選擇 6 三、驗算液壓系統性能 9 四、參考文獻11 一、 設計要求 欲設計制造一臺立式板料折彎機，其滑塊（壓頭）的上下運動擬采用液壓傳動，要求通過電液控制實現的工作循環為：空載下降下壓折彎快速退回。最大折彎力Fmax?1000kN；滑塊重力G?15kN,快速空載下降的速度v1?23mm/s，慢速下壓折彎的速度v2?12mm/s，快速退回的速度 慢速下壓折彎的行程L2?20mm，v3?53mm/；s快速空載下降行程

2、L1?180mm， 快速退回的行程L3?200mm；啟動、制動時間?t?0.2s。要求用液壓方式平衡滑塊重量，以防自重下滑；壓頭導軌上摩擦力可以忽略不計。 二、設計步驟 1. 負載分析和運動分析 折彎機滑塊做上下直線往復運動，且行程較小（只有200mm），故可選單桿液壓缸作執行元件（取缸的機械效率?cm?0.96）。 根據技術要求和已知參數對液壓缸各工況外負載進行計算，其計算結果見表1 表1 液壓缸外負載力分析計算結果 - 1 - 根據已知參數，各工況持續時間近似計算結果見表2 表2 折彎機各工況情況 利用以上數據，并在負載和速度過渡段做粗略的線性處理后便得到如圖1所示的折彎機液壓缸負載循環圖

3、和速度循環圖。 - 2 - 圖1 折彎機液壓缸負載循環圖和速度循環圖 2. 確定液壓缸參數并編制工況圖 根據文參考獻1中表8-7與表8-8可預選液壓缸的設計壓力為P1?25Mpa。將液壓缸的無桿腔作為主工作腔。考慮到液壓缸下行時，滑塊自重采用液壓式平衡，則可計算出： （1）液壓缸無桿腔的有效面積 1062A1?0.042m 60.96?25?10 （2）液壓缸內徑 D?4A1 ?4?0.042 ?0.231m?231mm 按照GB/T23481993，可取標準值D=250mm=25cm。 （3）根據快速空載下降和快速退回的速度比確定活塞桿直徑d。由于V3D253?2?2.3，可得d?0.752

4、D?0.752?250?187.5mm，取標準值V1D?d223 d=180mm。 （4）液壓缸的實際有效面積為 - 3 - A1?A2? ? 4 D2? ? 4 ?252?490.874cm2 ?(252?182)?236.405cm2 ? 4 (D2?d2)? ? 4 液壓缸在工作循環中各階段的壓力和流量計算見表3。 循環中各階段的功率計算如下。 快進階段：P1?0 工進階段：P2?p2q2?1.12?106?588.75?10?6?659.4W 快速度回程階段： 啟動 P4?p4q4?0.679?106?1252.947?10?6?850.751W?0.851kW 恒速 P5?p5q5?

5、0.661?106?1252.947?10?6?828.198W?0.828kW 制動 P6?p6q6?0.643?106?1252.947?10?6?805.645W?0.806kW 根據以上分析與計算數據可繪出液壓缸的工況圖（如圖2所示，功率 - 4 - 拋物線頂點倆側近似當作直線段處理）。 圖2 液壓系統工況圖 3. 擬定液壓系統圖 考慮到折彎機工作時所需功率較大，故采用容積調速方式。為滿足速度的有級變化，采用壓力補償變量液壓泵供油.即在快速下降時,液壓泵以全流量供油,當轉換成慢速加壓折彎時,泵的流量減小直至為零。當液壓缸反向回程時，泵的恢復到全流量。液壓缸的運動方向采用三位四通M型電

6、- 5 - 液換向閥控制，停機時換向閥處于中位，使液壓泵卸荷。為防止壓頭在下降過程中由于自重而出現速度失控現象，在液壓缸無干腔回油路上設置一個內控單向順序閥。本機采用行程控制，利用行程開關來切換電液換向閥，以實現自動循環。綜上，擬定折彎機液壓系統原理圖如圖3所示。 圖3 折彎機液壓系統原理圖 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 4.液壓元件選擇 (1) 液壓泵 由液壓缸的工況圖，可以看到液壓缸的最高工作壓力出現在加壓折彎階段結束時，p1?21.221Mpa。 此時缸的輸入流量極小，且進油路元件較小，故泵至缸間的

7、進油路壓 - 6 - 力損失估取為?p?0.5Mpa。所以得泵的最高工作壓力 pp?21.221?0.5?21.721Mpa。 液壓泵的最大供油流量qp按液壓缸的最大輸入流量（75.138L/min）進行估算。取泄露系數K=1.1，則qp?1.1?75.177?82.695L/min。 根據以上計算結果查閱手冊，選取63YCY14-1B壓力補償型斜盤式變量軸向柱塞泵，其額定壓力32MPa，排量為63mL/r,額定轉速1500r/min。 由工況圖可知,最大功率出現在加載階段，此時由參考文獻2中液壓缸的工作壓力計算式（6-7）和液壓缸的流量式（6-8）可算得此時液壓泵的最大理論功率 Pt?(p?

8、p)(Kq)?(21.221?0.5)(1.1?589.049)?14074.207W?14.074kW 由參考文獻1中表8-3可查取取泵的總效率為 ?p?0.85，則液壓泵的實際功率即所需電機功率為 pp?pt ?p?14.074kW?16.558kW 0.85 查參考文獻2中表5-14，選用規格相近的Y160L-2型封閉式三相異步電動機，其額定功率18.5kW，額定轉速為1470r/min。 按所選電動機轉速和液壓泵的排量，液壓泵的最大理論流量為 大于計算所需流量82.695L/min，滿足使qt?nV?1470?70.5?103.635L/min， 用要求。 (2)液壓元件 根據所選擇的

9、液壓泵規格及系統工作情況，可由參考文獻中選擇系統的其他液壓元件，一并列入表4。其他元件的選擇及液壓系統性能計算此處從略。 - 7 - 表4 折彎機液壓系統液壓元件型號規格 2.表中序號與原理圖中元件標號相對應。 (3)油管 各元件間連接管道的規格按液壓元件接口處的尺寸決定，液壓缸進、出油管則按輸入、排出的最大流量計算。由于液壓泵選定之后液壓缸在各個工作階段的進、出流量已與原定數值不同，所以要重新計算如下表所示。 表5 液壓缸的進、出流量 由上表可以看出，液壓缸在各個工作階段的實際運速度符合設計要求。 根據表中的數值，并按第二章第七節推薦取油液在壓油管的流速 - 8 - v=5m/s，所以與液壓

10、缸無桿腔相連的油管內徑分別為 d1?2?(82.695?106/60)/(?5?103)?18.734mm d1?2?(171.709?106/60)/(?5?103)?26.995mm 兩根油管均按GB/T2351-2005選用內徑?25mm、外徑?32mm的冷拔無縫鋼管。 (4)油箱 油箱容積估算，取經驗數據?11，故其容積為 V?qp?11?82.695?909.645L 按照GB/T7938?1999規定，取最靠近的標準值V?1000L。 三、驗算液壓系統性能 1.驗算系統壓力損失，并確定壓力閥的的調整值 由于系統的管路布局尚未具體確定，整個系統的壓力損失無法全面估算，故只能先估算閥類

11、元件的壓力損失，待設計好管路布局圖后，加上管路的沿程損失和局部損失。 （1）快進 快進時，進油路上油液通過單向閥4和電液換向閥5的流量均為67.741L/min。因此進油路上的總壓降為： ?pv?0.2?(67.741267.7412)?0.5?()?0.159Mpa 115160 此值不大，不會使壓力閥開啟，故能確保兩個泵的流量全部進入液壓缸。 - 9 - 回油路上，液壓缸有桿腔中的油液通過三位四通換向閥的流量是32.624L/min，然后流回油箱，由此便得出有桿腔壓力與無桿腔壓力之差為 ?32.624?p?0.5?0.0207Mpa ?160?2 （2）工進 工進時，油液在進油路上通過電液

12、換向閥5的流量是35.343L/min。進油路上的總壓降為 ?p1?0.5?(35.3432)?0.024Mpa 160 故溢流閥2的調壓pp1A應為 ppla?p1?p1?21.221?0.024?21.245Mpa （3）快退 快退時，油液在進油路上通過單向閥4、換向閥5和單向閥6的流量為82.695L/min。油液在回油路上通過換向閥5的流量是171.709L/min. 因此進油路上的總壓降為 ?pv1?0.2?(82.695282.695282.6952)?0.5?()?0.2?()?0.298Mpa 115160150 此值較小，所以液壓泵驅動電動機的功率是足夠的。回油路上的總壓降為

13、 171.7092?pv2?0.5?()?0.576Mpa 160 此值較小，不必重算，快退時液壓泵的工作壓力pp應為 pp?p1?pv1?0.679?0.298?0.977Mpa 溢流閥的調整壓力定大于此壓力。 2.驗算油溫 工進時，液壓缸的有效功率為Pe?Fv?106?12?10?3?12000W - 10 - 液壓缸的總輸入功率為Pp? 液壓系統的發熱功率為 P2?p?12500?14705.882W 0.85 ?P?Pp?P.882?12000?2705.882Mpa e?14705 可算出郵箱的散熱面積為A?6.52?6.5m2 查的油箱的散熱系數K?15W/(m2?C) 查得油箱的散熱系數為，求出油液溫升為?t?p2705.882?27.