100505139--車輛101--包展鵬--壓力機液壓系統(tǒng)

1、壓力機液壓系統(tǒng)設計河北科技大學題 目 壓力機液壓系統(tǒng)設計 學 院： 機械電子工程學院 專 業(yè)： 車輛101班 學 號： 100505139 姓 名： 包展鵬 指導教師： 段鴻杰老師 完成時間： 2012年11月6日 評定成績： 目錄壓力機液壓系統(tǒng)設計1 壓力機的功能圖1.1 液壓機外形圖1充液筒；2上橫梁；3上液壓缸；4上滑塊；5立柱；6下滑塊；7下液壓缸；8電氣操縱箱；9動力機構(gòu)液壓機是一種利用液體靜壓力來加工金屬、塑料、橡膠、木材、粉末等制品的機械。它常用于壓制工藝和壓制成形工藝，如：鍛壓、沖壓、冷擠、校直、彎曲、翻邊、薄板拉深、粉末冶金、壓裝等等。液壓機有多種型號規(guī)格，其壓制力從幾十噸到

2、上萬噸。用乳化液作介質(zhì)的液壓機，被稱作水壓機，產(chǎn)生的壓制力很大，多用于重型機械廠和造船廠等。用石油型液壓油做介質(zhì)的液壓機被稱作油壓機，產(chǎn)生的壓制力較水壓機小，在許多工業(yè)部門得到廣泛應用。液壓機多為立式，其中以四柱式液壓機的結(jié)構(gòu)布局最為典型，應用也最廣泛。圖1.1所示為液壓機外形圖，它主要由充液筒、上橫梁2、上液壓缸3、上滑塊4、立柱5、下滑塊6、下液壓缸7等零部件組成。這種液壓機有4個立柱，在4個立柱之間安置上、下兩個液壓缸3和7。上液壓缸驅(qū)動上滑塊4，下液壓缸驅(qū)動下滑塊6。為了滿足大多數(shù)壓制工藝的要求，上滑塊應能實現(xiàn)快速下行慢速加壓保壓延時快速返回原位停止的自動工作循環(huán)。下滑塊應能實現(xiàn)向上頂

3、出停留向下退回原位停止的工作循環(huán)。上下滑塊的運動依次進行，不能同時動作。2 壓力機液壓系統(tǒng)設計要求設計一臺壓制柴油機曲軸軸瓦的液壓機的液壓系統(tǒng)。軸瓦毛坯為：長×寬×厚 = 365 mm×92 mm×7.5 mm的鋼板，材料為08Al，并涂有軸承合金；壓制成內(nèi)徑為220 mm的半圓形軸瓦。液壓機壓頭的上下運動由主液壓缸驅(qū)動，頂出液壓缸用來頂出工件。其工作循環(huán)為：主缸快速空程下行®慢速下壓®快速回程®靜止®頂出缸頂出®頂出缸回程。液壓機的結(jié)構(gòu)形式為四柱單缸液壓機。3 壓力機液壓系統(tǒng)工況液壓機技術(shù)參數(shù)：（1）主

4、液壓缸（a）負載壓制力：壓制時工作負載可區(qū)分為兩個階段。第一階段負載力緩慢地線性增加，達到最大壓制力的10%左右，其上升規(guī)律也近似于線性，其行程為90 mm（壓制總行程為110 mm）第二階段負載力迅速線性增加到最大壓制力18×105 N，其行程為20 mm?；爻塘Γ▔侯^離開工件時的力）：一般沖壓液壓機的壓制力與回程力之比為510，本壓力機取為5，故回程力為Fh = 3.6×105 N。移動件（包括活塞、活動橫梁及上模）質(zhì)量3060kg。（在實際壓力機液壓系統(tǒng)的設計之前，應該已經(jīng)完成壓力機的結(jié)構(gòu)設計，這里假設已經(jīng)設計完成壓力機的機械結(jié)構(gòu)，移動件的質(zhì)量已經(jīng)得到。）（b）行程及

5、速度快速空程下行：行程Sl = 200 mm，速度v160 mm/s；工作下壓：行程S2 = 110 mm，速度v26 mm/s?？焖倩爻蹋盒谐蘏3 = 310 mm，速度v353 mm/s。（2）頂出液壓缸（a）負載：頂出力（頂出開始階段）Fd3.6×105 N，回程力Fdh = 2×105 N。（b）行程及速度；行程L4 = 120 mm，頂出行程速度v455 mm/s，回程速度v5120 mm/s。液壓缸采用V型密封圈，其機械效率cm0.91。壓頭起動、制動時間：0.2 s。設計要求。本機屬于中小型柱式液壓機，有較廣泛的通用性，除了能進行本例所述的壓制工作外，還能進行

6、沖孔、彎曲、較正、壓裝及沖壓成型等工作。對該機有如下性能要求：（a）為了適應批量生產(chǎn)的需要應具有較高的生產(chǎn)率，故要求本機有較高的空程和回程速度。（b）除上液壓缸外還有頂出缸。頂出缸除用以頂出工件外，還在其他工藝過程中應用。主缸和頂出缸應不能同時動作，以防出現(xiàn)該動作事故。（c）為了降低液壓泵的容量，主缸空程下行的快速行程方式采用自重快速下行。因此本機設有高位充液筒（高位油箱），在移動件快速空程下行時，主缸上部形成負壓，充液筒中的油液能吸入主缸，以補充液壓泵流量之不足。（d）主缸和頂出缸的壓力能夠調(diào)節(jié)，壓力能方便地進行測量。（e）能進行保壓壓制。（f）主缸回程時應有頂泄壓措施，以消除或減小換向卸壓

7、時的液壓沖擊。（g）系統(tǒng)上應有適當?shù)陌踩Ｗo措施。4 確定壓力機液壓缸的主要參數(shù) （1）初選液壓缸的工作壓力（a）主缸負載分析及繪制負載圖和速度圖液壓機的液壓缸和壓頭垂直放置，其重量較大，為防止因自重而下滑；系統(tǒng)中設有平衡回路。因此在對壓頭向下運動作負載分析時，壓頭自重所產(chǎn)生的向下作用力不再計入。另外，為簡化問題，壓頭導軌上的摩擦力不計。慣性力；快速下降時起動Faz = m = 3060×= 918 N快速回程時起動與制動Fas = m = 3060×= 810.9 N壓制力：初壓階段由零上升到F1 = 1.8×106 N×0.10 = 1.8×

8、;105 N終壓階段上升到F2 = 1.8×106 N循環(huán)中各階段負載見表1.1，其負載圖見圖1.2a。表1.1 主缸的負載計算工作階段負載力FL（N）液壓缸推力（N）液壓缸工作壓力（Pa）（回程時）快速下行起動FL = Fa下 = 918100812533等速FL = 000壓制初壓FL = 1.8×1051.98×1052.46×106終壓FL = 1.8×1061.98×10624.6×106快速回程起動FL = F回 = 3.6×1053.96×10521×106等速FL = mg =

9、30000329671.75×106制動FL = mg- Fa下 = 30000-810.9 = 29189.1320771.7×106注：表1.1中的液壓缸工作壓力的計算利用了后續(xù)液壓缸的結(jié)構(gòu)尺寸。運動分析：根據(jù)給定條件，空載快速下降行程200 mm，速度60 mm/s。壓制行程110 mm，在開始的90 mm內(nèi)等速運動。速度為6 mm/s，最后的20 mm內(nèi)速度均勻地減至零，回程以53 mm/s的速度上升。利用以上數(shù)據(jù)可繪制出速度圖，見圖1.2b。a 壓力機液壓系統(tǒng)負載圖 b 壓力機液壓缸運動速度圖圖1.2 液壓機主液壓缸負載和速度圖 （2）確定液壓缸的主要結(jié)構(gòu)參數(shù)根據(jù)

10、有關資料，液壓機的壓力范圍為2030 MPa，現(xiàn)有標準液壓泵、液壓閥的最高工作壓力為32 MPa，如選此壓力為系統(tǒng)工作壓力，液壓元件的工作性能會不夠穩(wěn)定，對密封裝置的要求以較高，泄漏較大。參考系列中現(xiàn)已生產(chǎn)的其它規(guī)格同類液壓機（如63、100、200、300噸液壓機）所采用的工作壓力，本機選用工作壓力為25×106Pa。液壓缸內(nèi)徑D和活塞桿直徑d可根據(jù)最大總負載和選取的工作壓力來確定。（a）主缸的內(nèi)徑DD = = = 0.317m = 317 mm按標準取D =320mm（b）主缸無桿腔的有效工作面積A1A1=D2 =×0.322=0.0804m2=804 cm2（c）主缸

11、活塞桿直徑dd =0.287 m=287 mm按標準值取d = 280 mmD-d32028040 mm允許值12.5 mm（據(jù)有關資料，（Dd）小于允許值時，液壓缸會處于單向自鎖狀態(tài)。）（4）主缸有桿腔的有效工作面積A2A2 = （D2d2）= ×（0.3220.282）= 0.01885 m2 = 188.5 cm2（d）主缸的工作壓力活塞快速下行起動時 p1 = =918/(0.91*0.0840) = 12009.4 Pa初壓階段末 p1 = = = 2.46×106 Pa終壓階段末 p1 = = = 24.6×106 Pa活塞回程起動時 p2 = = =

12、 21×106 Pa活塞等速運動時 p2 = = = 1.75×106 Pa回程制動時 p2 = = 29189.1/(0.91*0.01885)= 1.7×106 Pa（e）液壓缸缸筒長度液壓缸缸筒長度由活塞最大行程、活塞長度、活塞桿導向套長度、活塞桿密封長度和特殊要求的其他長度確定。其中活塞長度 B=（0.61.0）D；導向套長度A=（0.61.5）d。為了減少加工難度，一般液壓缸缸筒長度不應大于內(nèi)徑的2030倍。 （3）計算液壓缸的工作壓力、流量和功率（a）主缸的流量快速下行時q1 = A1v1 = 804×6 = 4824cm3/s = 289.

13、4 L/min工作行程時q2 = A2v2 = 804×0.6 = 482cm3/s = 28.9 L/min快速回程時q3 = A3v3 = 183.5×5.3 = 999cm3/s = 59.9 L/min（b）主缸的功率計算快速下行時（起動）：P1 = p1q1 = 12533×4824×10-6 = 60.46 W工作行程初壓階段末：P2 = p2q2 = 2.46×106×482×10-6 = 1186 W終壓階段：此過程中壓力和流量都在變化，情況比較復雜。壓力p在最后20 mm行程內(nèi)由2.46 MPa增加到24.

14、6 MPa，其變化規(guī)律為p = 2.46+S = 2.46+1.11S（MPa）式中S行程（mm），由壓頭開始進入終壓階段算起。流量q在20 mm內(nèi)由482 cm3/s降到零，其變化規(guī)律為q = 482（1）（cm3/s）功率為P = pq = 482×（2.46+1.11S）×（1）求其極值， = 0得S = 8.9（mm）此時功率P最大Pmax = 482×（2.46+1.11×8.9）×（1）= 3300.8 W = 3.3 kW快速回程時；等速階段P = pq = 1.75×106×999×10-6 = 1

15、.748 kW起動階段：此過程中壓力和流量都在變化，情況也比較復雜。設啟動時間0.2秒內(nèi)作等加速運動，起動階段活塞行程為S = 0.5vt = 0.5×5.3×0.2 = 5.3mm在這段行程中壓力和流量均是線性變化，壓力p由21 MPa降為1.75 MPa。其變化規(guī)律為p = 21S = 213.6S（MPa）式中 S行程（mm），由壓頭開始回程時算起。流量q由零增為999 cm3/s，其變化規(guī)律為q = S = 188S（cm3/s）功率為P = pq = 188S（213.6S）求其極值， = 0得S = 2.9（mm），此時功率P最大Pmax = 188×

16、2.9×（213.6×2.9） = 5755 W = 5.76 kW由以上數(shù)據(jù)可畫出主液壓缸的工況圖（壓力循環(huán)圖、流量循環(huán)圖和功率循環(huán)圖）見圖1.3。（c）頂出缸的內(nèi)徑DdDd = = = 1419 m = 142 mm按標準取Dd = 150 mma 壓力循環(huán)圖 b 流量循環(huán)圖 c 功率循環(huán)圖圖1.3 主液壓缸工況圖（d）頂出缸無桿腔的有效工作面積A1dA1d = Dd 2 = ×0.152 = 0.0177m2 = 177 cm2（e）頂出缸活塞桿直徑dddd = = = 0.1063 m = 106 mm按標準取dd = 110 mm（f）頂出缸有桿腔的有效

17、工作面積A2dA2 d = （D d 2d d 2）= ×（0.1520.112） = 0.00817m2 = 81.7cm2（g）頂出缸的流量頂出行程q4 = A1 dv4 = 177×5.5 = 973.5 cm3/s = 58.4 L/min回程q5 = A2 dv5 = 81.7×12 = 980 cm3/s = 58.8 L/min頂出缸在頂出行程中的負載是變動的，頂出開始壓頭離工件較大（負載為Fd），以后很快減小，而頂出行程中的速度也是變化的，頂出開始時速度由零逐漸增加到v4；由于這些原因，功率計算就較復雜，另外因頂出缸消耗功率在液壓機液壓系統(tǒng)中占的比

18、例不大，所以此處不作計算。5 擬訂壓力機液壓系統(tǒng)原理圖 （1）確定液壓系統(tǒng)方案液壓機液壓系統(tǒng)的特點是在行程中壓力變化很大，所以在行程中不同階段保證達到規(guī)定的壓力是系統(tǒng)設計中首先要考慮的。確定液壓機的液壓系統(tǒng)方案時要重點考慮下列問題：（a）快速行程方式液壓機液壓缸的尺寸較大，在快速下行時速度也較大，從工況圖看出，此時需要的流量較大（289.4 L/min），這樣大流量的油液如果由液壓泵供給；則泵的容量會很大。液壓機常采用的快速行程方式可以有許多種，本機采用自重快速下行方式。因為壓機的運動部件的運動方向在快速行程中是垂直向下，可以利用運動部件的重量快速下行；在壓力機的最上部設計一個充液筒（高位油箱

19、），當運動部件快速下行時高壓泵的流量來不及補充液壓缸容積的增加，這時會形成負壓，上腔不足之油，可通過充液閥、充液筒吸取。高壓泵的流量供慢速壓制和回程之用。此方法的優(yōu)點為不需要輔助泵和能源，結(jié)構(gòu)簡單；其缺點為下行速度不易控制，吸油不充分將使升壓速度緩慢，改進的方法是使充液閥通油斷面盡量加大，另外可在下腔排油路上串聯(lián)單向節(jié)流閥，利用節(jié)流造成背壓，以限制自重下行速度，提高升壓速度。由于本例的液壓機屬于小型壓機，下行速度的控制問題不如大型壓機突出，所以本例采用的回路見圖1.4。圖1.4 液壓系統(tǒng)回路圖在主缸實現(xiàn)自重快速行程時，換向閥4切換到右邊位置工作（下行位置），同時電磁換向閥5斷電，控制油路K使液

20、控單向閥3打開，液壓缸下腔通過閥3快速排油，上腔從充液筒及液壓泵得到油液，實行滑塊快速空程下行。（b）減速方式液壓機的運動部件在下行行程中快接近制件時，應該由快速變換為較慢的壓制速度。減速方式主要有壓力順序控制和行程控制兩種方式；壓力順序控制是利用運動部件接觸制件后負荷增加使系統(tǒng)壓力升高到一定值時自動變換速度；某些工藝過程要求在運動部件接觸制件前就必須減速，本例壓制軸瓦工藝就有這個要求，這時適合選用行程減速方式。本系統(tǒng)擬選用機動控制的伺服變量軸向柱塞泵（CCY型）作動力源，液壓泵的輸出流量可由行程擋塊來控制，在快速下行時，液壓泵以全流量供油，當轉(zhuǎn)換成工作行程（壓制）時，行程擋塊使液壓泵的流量減

21、小，在最后20 mm內(nèi)擋塊使液壓泵流量減到零；當液壓缸工作行程結(jié)束反向時，行程擋塊又使液壓泵的流里恢復到全流量。與液壓泵的流量相配合（協(xié)調(diào)），在液壓系統(tǒng)中，當轉(zhuǎn)換為工作行程時，電氣擋塊碰到行程并關，發(fā)信號使電磁換向閥5的電磁鐵3YA得電，控制油路K不能通至液控單向閥8，閥8關閉，此時單向順序閥2不允許滑塊等以自重下行。只能靠泵向液壓缸上腔供油強制下行，速度因而減慢（見圖1.4）。（c）壓制速度的調(diào)整制件的壓制工藝一般要提出一定壓制速度的要求，解決這一問題的方很多，例如可以用壓力補償變量泵來實現(xiàn)按一定規(guī)律變化的壓制速度的要求。本例中采用機動伺服變量泵，故仍利用行程擋塊（塊擋的形狀）來使液壓泵按一

22、定規(guī)模變化以達到規(guī)定的壓制速度。（d）壓制壓力及保壓在壓制行程中不同階段的系統(tǒng)壓力決定于負載，為了保證安全，應該限制液壓系統(tǒng)的最高壓力，本系統(tǒng)擬在變量泵的壓油口與主油路間并聯(lián)一只溢流閥作安全閥用。有時壓制工藝要求液壓缸在壓制行程結(jié)束后保壓一定時間，保壓方法有停液壓泵保壓與開液壓泵保壓兩種，本系統(tǒng)根據(jù)壓機的具體情況擬采用開液壓泵保壓；此法的能量消耗較前一種大。但系統(tǒng)較為簡單。（e）泄壓換向方法液壓機在壓制行程完畢或進入保壓狀態(tài)后，主液壓缸上腔壓力很高，此時由于主機彈性變形和油液受到壓縮，儲存了相當大的能量。工作行程結(jié)束后反向行程開始之前液壓缸上腔如何泄壓（控制泄壓速度）是必須考慮的問題，實踐已證

23、明，若泄壓過快，將引起劇烈的沖擊、振動和驚人的聲音，甚至會因液壓沖擊而使元件損壞。此問題在大型液壓機中愈加重要。各種泄壓方法的原理是在活塞回程之前，當液壓缸下腔油壓尚未升高時，先使上腔的高壓油接通油箱，以一定速度使上腔高壓逐步降低。本例采用帶阻尼狀的電液動換向閥，該閥中位機能是H型，控制換向速度，延長換向時間，就可以使上腔高壓降低到一定值后才將下腔接通壓力油（見圖1.5）。此法最為簡單，適合于小型壓機。（f）主缸與頂出缸的互鎖控制回路為保障頂出缸的安全，在主缸動作時，必須保證頂出缸的活塞下行到最下位置。本例采用兩個換向閥適當串聯(lián)的方法來實現(xiàn)兩缸的互鎖控制（見圖1.5）。從圖1.5中可見，只有在

24、閥6處于右位工作時，即頂出缸活塞是下行狀態(tài)時壓力油才會通入換向閥4，主缸才能動作。當閥6處于左位工作，頂出缸為上行狀態(tài)時，只有壓力很低的回油通至閥4，主缸才不能動作。液壓系統(tǒng)電磁鐵動作見表1.2，液壓元件規(guī)格明細表見表1.3。1.2 電磁鐵動作循環(huán)表元件 動作1YA2YA3YA4YA5YA主缸快速下行+主缸慢速下壓+ +主缸泄壓+-主缸回程+頂出缸頂出+頂出缸回程+原位卸荷表1.3 液壓元件明細表序 號名 稱型 號1液控單向閥SV30P-30B2單向順序閥（平衡閥）DZ10DP1-40BY3液控單向閥SV20P-30B4電液換向閥WEH25H20B106AET5電磁換向閥3WE4A10B6電液

25、換向閥WEH25G20B106AET7順序閥DZ10DP140B210M8溢流閥（安全閥）DBDH20P10B9軸向柱塞泵63CCY14-1B10主液壓缸自行設計11頂出液壓缸自行設計12壓力表Y-10013壓力表開關KF-L8/20E （2）擬定液壓系統(tǒng)原理圖在以上分析的基礎上，擬定的液壓系統(tǒng)原理圖如圖1.5所示。圖1.5 液壓機液壓系統(tǒng)原理圖系統(tǒng)的工作過程如下：液壓泵起動后，電液換向閥4及6處于中位，液壓泵輸出油液經(jīng)背壓閥7再經(jīng)閥6的中位低壓卸荷，此時主缸處于最上端位置而頂出缸在最下端位置，電磁鐵2YA得電，換向閥6在右位工作，此時5YA得電，換向閥4也在右位工作，液壓泵輸出的壓力油進入主

26、缸上腔，此時3YA也得電，控制油路經(jīng)閥5通至液控單向閥3，使閥3打開，主缸下腔的油能經(jīng)閥3很快排入油箱，主缸在自重作用下實現(xiàn)快速空程下行，由于活塞快速下行時液壓泵進入主缸上腔的流量不足，上腔形成負壓，充液筒中的油液經(jīng)充液閥（液控單向閥）1吸入主缸。當電氣擋塊碰到行程開關時3YA失電，控制油路斷開，閥3關閉，此時單向順序閥（平衡閥）2使主缸下腔形成背壓，與移動件的自重相平衡。自重快速下行結(jié)束。與此同時用行程擋塊使液壓泵的流量減小，主缸進入慢速下壓行程，在此行程中可以用行程擋塊控制液壓泵的流量適應壓制速度的要求。由壓力表刻度指示達到壓制行程的終點。行程過程結(jié)束后，可由手動按鈕控制使5YA失電，4Y

27、A得電，換向閥4換向，由于閥2帶阻尼器，換向時間可以控制，而閥4的中位機能是H型，閥處于中位時使主缸上腔的高壓油泄壓，然后閥4再換為左位，此時壓力油經(jīng)閥2的單向閥進入主缸下腔，由于下腔進油路中的油液具有一定壓力；故控制油路可以使閥1打開，主缸上腔的油液大部分回到充液筒，一部分經(jīng)閥4排回油箱，此時主缸實現(xiàn)快速回程。充液筒油液充滿后，溢出的油液可經(jīng)油管引至油箱?；爻探Y(jié)束后，閥4換至中位，主缸靜止不動。1YA得電，2YA失電，閥6換至左位，壓力油進入頂出缸下腔，頂出缸頂出制件，然后1YA失電，2YA得電，閥6換至右位，頂出缸回程；回程結(jié)束后，2 YA失電，閥6換至中位，工作循環(huán)完成，系統(tǒng)回到原始狀態(tài)

28、。6 選擇液壓元件 （1）液壓系統(tǒng)計算與選擇液壓元件（a）選擇液壓泵和確定電動機功率 液壓泵的最高工作壓力就是液壓缸慢速下壓行程終了時的最大工作壓力pp = = = 24.6 MPa因為行程終了時流量q0，管路和閥均不產(chǎn)生壓力損失；而此時液壓缸排油腔的背壓已與運動部件的自重相平衡，所以背壓的影響也可不計。 液壓泵的最大流量qpK（q）max泄漏系數(shù)K = 1.11.3，此處取K = 1.1。由工況圖（圖1.3）知快速下降行程中q為最大（q = 289.41 L/min），但此時已采用充液筒充液方法來補充流量，所以不按此數(shù)值計算，而按回程時的流量計算。qmax = q3 = 59.9 L/min

29、qp = 1.1q3 = 1.1×59.9 = 65.9 L/min 根據(jù)已算出的qP和pP，選軸向杜塞泵型號規(guī)格為63CCY14-1B，其額定壓力為32 MPa，滿足2560壓力儲備的要求。排量為63m L/r，電動機同步轉(zhuǎn)速為1500 r/min，故額定流量為：q = qn = = 94.5 L/min，額定流量比計算出的qP大，能滿足流量要求，此泵的容積效率v = 0.92。 電動機功率 驅(qū)動泵的電動機的功率可以由工作循環(huán)中的最大功率來確定；由工況分析知，最大功率為5.76 kW，取泵的總效率為泵 = 0.85。則P = = = 6.78 kW選用功率為7.5 kW，額定轉(zhuǎn)速為

30、1440 r/min的電動機。電動機型號為：Y132m-4（Y系列三相異步電動機）。 （2）選擇液壓控制閥閥2、4、6、7通過的最大流量均等于qP，而閥1的允許通過流量為q。q = q1qP289.465.9223.5 L/min，閥3的允許通過流量為q = q1 = 289.4 = 67.9 L/min閥8是安全閥，其通過流量也等于qP。以上各閥的工作壓力均取p32 MPa。本系統(tǒng)所選用的液壓元件見表1.4。表1.4 液壓機液壓元件型號規(guī)格明細表序號元件名稱型 號規(guī) 格1液控單向閥SV30P-30B華德：31.5MPa，30通徑，流量400L/min2單向順序閥（平衡閥）DZ10DP1-40

31、BY華德：10通徑，流量80L/min，控制壓力（25210）×105Pa3液控單向閥SV20P-30B華德：31.5MPa，20通徑，流量400L/min4電液換向閥WEH25H20B106AET華德：28MPa，25通徑，流量1100L/min5電磁換向閥3WE4A10B華德：21MPa，4通徑，流量25L/min6電液換向閥WEH25G20B106AET華德：28MPa，25通徑，流量1100L/min7順序閥DZ10DP140B210M華德：10通徑，流量80L/min，控制壓力（25210）×105Pa8溢流閥（安全閥）DBDH20P10B華德：20通徑，流量25

32、0L/min，調(diào)壓范圍（2.540）MPa9軸向柱塞泵63CCY14-1B32MPa，排量63mL/r，1500r/min10主液壓缸自行設計11頂出液壓缸自行設計12壓力表Y-100（0400）×105Pa13壓力表開關KF-L8/20E （3）選擇輔助元件（a）確定油箱容量由資料，中高壓系統(tǒng)（p>6.3 MPa）油箱容量V = （612）qP。本例取V = 8×qP = 8×94.5 = 756 L（qP用液壓泵的額定流量）.取油箱容量為800 L。充油筒容量V1 = （23）Vg = 3×25 = 75（L）式中 Vg主液壓缸的最大工作容積。

33、在本例中，Vg = A1Smax = 804×31 = 24924cm3 25（L）（b）油管的計算和選擇如參考元件接口尺寸，可選油管內(nèi)徑d = 20mm。計算法確定：液壓泵至液壓缸上腔和下腔的油管d = 取v = 4m/s，q = 65.9 L/mind = = 1.87 cm，選d = 20 mm.與參考元件接口尺寸所選的規(guī)格相同。充液筒至液壓缸的油管應稍加大，可參考閥1的接口尺寸確定選d = 32 mm的油管，油管壁厚：。選用鋼管： = 83.25MPa，取n = 4， b = 333MPa（10鋼）。 = = = 3.84 mm，取 = 4 mm （4）選擇液壓油本系統(tǒng)是高壓

34、系統(tǒng)，油液的泄漏是主要矛盾。為了減少泄漏應選擇粘度較大的油，本系統(tǒng)選用68號抗磨液壓油。7 液壓系統(tǒng)性能的驗算（1）油路壓力的計算本系統(tǒng)是容積調(diào)速，系統(tǒng)在各運動階段的壓力由負載決定。本系統(tǒng)在開始設計時已經(jīng)說明，運動部件在導軌上的摩擦和自重的影響均忽略不計（對實際計算產(chǎn)生的影響很?。虼艘紤]的僅僅是閥和管路的壓力損失，而本系統(tǒng)對壓力的要求主要是工作行程終了時能達到的最大壓力值，由于此時速度已接近于零，閥門和管路的損失也接近于零，所以本例不詳細計算壓力損失值。（2）確定安全閥、平衡閥和順序閥的調(diào)整壓力安全閥調(diào)整壓力ps = 1.1p泵 = 1.1×25×106 = 27.5

35、 MPa平衡閥調(diào)整壓力pX = = = 1.59 MPa順序閥7的調(diào)整壓力：該閥的作用是使液壓泵在卸荷時泵的出口油壓不致降為零，出口油壓應滿足液控單向閥和電液換向閥所需控制油壓的要求。由資料查的SV10型液控單向閥的控制壓力5×105 Pa，另外WEH10型電液換向閥所需的控制油壓不得低于10×105 Pa，故取順序閥的調(diào)整壓力為（1012）×105 Pa。（3）驗算電機功率由工況圖知主缸在快速起動階段中S = 2.9 mm處功率為最大，Pmax = 5.76 kW在Pmax時液壓泵的流量較小，管路和閥的損失不大。在選擇電機時也已考慮功率留有一定量的儲備，所以電機

36、功率不必再進行驗算，此處對液壓泵卸荷狀態(tài)下的功率再作一下計算，此時卸荷壓力p卸等于閥7的調(diào)整壓力p卸18×105 Paq泵取泵的額定流量qP = 94.5 L/min。p卸 = p卸qP = （18×105×94.5）/60×10-3 = 2835W = 2.835 kW將液壓機在工作循環(huán)中的功率進行比較后得知主缸快速回程起動階段的功率為最大，所以用這個功率來計算電機功率是合理的。（4）繪制正式液壓系統(tǒng)圖通過上述驗算表明；所擬定的液壓系統(tǒng)原理圖是可行的，可以以此原理圖為基礎經(jīng)修改完善后，繪制出正式的液壓系統(tǒng)原理圖。繪制時注意下列幾點：（l）液壓元件職能符號按國家標準（GB/T786.1-93）；（