喜歡就充值下載吧，，資源目錄下展示的全都有，，下載后全都有，dwg格式的為CAD圖紙，有疑問咨詢QQ：414951605 或1304139763 = 目 錄 摘 要 Ⅰ ABSTRACT Ⅱ 第1章 緒 論 1 1.1 液壓技術現(xiàn)狀 1 1.2 本課題主要研究內(nèi)容 1 1.3 設計步驟 2 第2章 任務分析 4 2.1 技術要求 4 2.2 任務分析 4 2.3 本章小結 5 第3章 負載與運動分析 6 3.1 運動情況分析 6 3.2 液壓缸外負載力分析計算 6 3.3 負載圖和速度圖的繪制 8 第4章 液壓缸主要參數(shù)的確定 10 4.1 確定液壓缸的主要尺寸 10 4.2 液壓缸工況 11 4.3 本章小結 14 第5章 液壓系統(tǒng)圖的擬定 15 5.1 制定基本方案 15 5.2 折彎機工作原理 16 5.3 本章小結 17 第6章 液壓元件的選擇 18 6.1 液壓泵的選擇 18 6.2 閥類元件及輔助元件 19 6.3 油箱的設計 19 6.4 吸油管和過濾器之間管接頭的選擇 21 6.5 過濾器的選取 21 6.6 堵塞的選取 21 6.7 空氣過濾器的選取 22 6.8 液位/溫度計的選取 22 6.9 本章小結 22 第7章 液壓系統(tǒng)性能的運算 23 7.1 壓力損失和調(diào)定壓力的確定 23 7.2 油液溫升的計算 25 7.3 油箱的設計 26 7.4 本章小結 26 結 論 27 參考文獻 28 致 謝 30 折彎機液壓系統(tǒng)設計 第1章 緒 論 1.1 液壓技術現(xiàn)狀 當前，液壓技術在實現(xiàn)高壓、高速、大功率、高效率、低噪聲，經(jīng)久耐用，高度集成化等各項要求方面都取得了重大的發(fā)展，在完善比例控制，伺服控制，數(shù)字控制等技術上也有許多新成就。此外，在液壓元件和液壓系統(tǒng)的計算機輔助設計，計算機仿真和優(yōu)化以及微機控制等開發(fā)性工作方面，日益顯示出顯著的優(yōu)勢。 今天，為了和最新技術的發(fā)展保持同步，液壓技術必須不斷創(chuàng)新，不斷地提高和改進元件和系統(tǒng)的性能，以滿足日益變化的市場需求，體現(xiàn)在如下一些比較重要的特征上： （1）提高元件性能，創(chuàng)制新型元件，體積不斷縮小。為了能在盡可能小的空間內(nèi)傳遞盡可能大的功率，液壓元件的結構不斷地在向小型化方向發(fā)展。 （2）高度的組成化、集成化和模塊化。液壓系統(tǒng)由管式配置經(jīng)板式配置，箱式配置、集成塊式配置發(fā)展到疊加式配置、插裝式配置，使連接的通道越來越短，這種組合件不但結構緊湊、工作可靠，而且使用簡便，也容易維護保養(yǎng)。模塊化發(fā)展也是非常重要的方面，完整的模塊以及獨立的功能單元，對用戶而言，只需要簡單地進行組裝即可投入使用，這樣不僅可以大大節(jié)約用戶的裝配時間，同時用戶也無須配備各種經(jīng)專門培訓的技術人員。 （3）和微電子結合，走向智能化。匯在一起的聯(lián)接體只要一收到微處理機或者微型計算機處送來的信息，就能實現(xiàn)預先規(guī)定的任務。 綜上所述可以看到，液壓工業(yè)在國民經(jīng)濟中的作用實在是很大的，它常?？梢杂脕碜鳛楹饬恳粋€國家工業(yè)水平的重要標志之一。與世界上主要的工業(yè)國家相比，我國的液壓工業(yè)還是相當落后的，標準化的工作有待于繼續(xù)做好，優(yōu)質化的工作須形成聲勢，智能化的工作則剛剛在準備起步，為此必須奮起直追，才能迎頭趕上。 1.2本課題主要研究內(nèi)容 （1）液壓折彎機基本概況和研究背景介紹 （2）液壓原理圖分析設計 （3）液壓系統(tǒng)結構設計 （4）繪制液壓原理圖、總裝圖及部分零件圖 1.3 設計步驟 一臺機器究竟采用什么樣的傳動方式，必須根據(jù)機器的工作要求，對機械、電力、液壓和氣壓等各種傳動方案進行全面的方案論證，正確估計應用液壓傳動的必要性。當確定采用液壓傳動后，其設計內(nèi)容和步驟大體如下所述,這里所述的設計內(nèi)容和步驟只是一般的系統(tǒng)設計流程，在實際設計過程中不是一成不變的，對于較簡單的液壓系統(tǒng)，可以簡化其設計程序；對于重大工程的復雜液壓系統(tǒng)，往往還需在初步設計的基礎上進行計算機仿真實驗，或者局部地進行實物實驗，反復修改，才能確定設計方案。另外，這些步驟又是相互關聯(lián)，彼此影響的，因此常需穿插交叉進行。 液壓系統(tǒng)的設計步驟大體如下： 1、液壓系統(tǒng)的工況分析 在開始設計液壓系統(tǒng)時，首先要對機器的工作情況進行詳細的分析，一般要考慮下面幾個問題： （1）確定該機器中哪些運動需要液壓傳動來完成 （2）確定各運動的工作順序和各執(zhí)行元件的工作循環(huán) （3）確定液壓系統(tǒng)的主要工作性能。例如：執(zhí)行元件的運動速度、調(diào)速范圍、最大行程以及對運動平穩(wěn)性要求等 （4）確定各執(zhí)行元件所承受的負載及其變化范圍 2、擬訂液壓系統(tǒng)原理圖 擬訂液壓系統(tǒng)原理圖一般要考慮以下幾個問題： （1）采用何種形式的執(zhí)行機構 （2）確定調(diào)速方案和速度換接方法 （3）如何完成執(zhí)行機構的自動循環(huán)和順序動作 （4）系統(tǒng)的調(diào)壓、卸荷及執(zhí)行機構的換向和安全互鎖等要求 （5）壓力測量點的合理選擇 根據(jù)上述要求選擇基本回路，然后將各基本回路組合成液壓系統(tǒng)。當液壓系統(tǒng)中有多個執(zhí)行部件時，要注意到它們相互間的聯(lián)系和影響，有時要采用防干擾回路。 在液壓系統(tǒng)原理圖中，應該附有運動部件的動作循環(huán)圖和電磁鐵動作順序表。 3、液壓系統(tǒng)的計算和選擇液壓元件 液壓系統(tǒng)計算的目的是確定液壓系統(tǒng)的主要參數(shù)，以便按照這些參數(shù)合理地選擇液壓元件和設計非標準元件。具體計算步驟如下： （1）計算液壓缸的主要尺寸以及所需的壓力和流量 （2）計算液壓泵的工作壓力、流量和傳動功率 （3）選擇液壓泵和電動機的類型和規(guī)格 （4）選擇閥類元件和輔助元件的規(guī)格 4、對液壓系統(tǒng)進行驗算 必要時，對液壓系統(tǒng)的壓力損失和發(fā)熱溫升要進行演算，但是有經(jīng)過生產(chǎn)實踐考驗過的同類型設備可供類比參考，或者有可靠的試驗結果，那么也可以不再進行驗算。 5、繪制正式工作圖和編制技術文件 設計的最后一步是要整理出全部圖紙和技術文件。正式工作圖一般包括如下內(nèi)容：液壓系統(tǒng)原理圖；自行設計的全套工作圖（指液壓缸和液壓油箱等非標準液壓元件）；液壓泵、液壓閥及管路的安裝總圖。 技術文件一般包括以下內(nèi)容：基本件、標準件、通用件及外購件匯總表，液壓系統(tǒng)安裝和調(diào)試要求，設計說明書等。 第2章 任務分析 2.1 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 106N 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 200mm 2.2 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?。?00mm）,故可選單 1 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 桿液壓缸作執(zhí)行器,且液壓缸的機械效率ηcm=0.91。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?？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閥，可防止油壓對液壓泵的沖擊，對泵起到保護作用。 2.3 本章小結 本章主要介紹了折彎機的主要設計參數(shù)，分析了折彎機在三個工作循環(huán)液壓系統(tǒng)的工作狀態(tài)，及液壓系統(tǒng)圖的繪制思路，這將為接下來的設計打下基礎。 1 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 第3章 負載與運動分析 3.1 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。 3.1.1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。 3.1.2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)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?？紤]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。 3.2 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=106N 板料折彎機的滑塊重量G=106N； 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ηcm=0.91。 快速下降，啟動加速： (△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： Fe1=Fmax×5%=50000N 終壓階段： Fe2=Fmax=106N 快速回程 啟動階段： （△V2/△t為回程平均加速度，m/s2） 等速階段： F=G=15000N 制動階段： 表3.1 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ηcm=0.91 3.3 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： 慢速折彎： 初壓階段 終壓階段 快速回程： 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3.1 折彎機液壓缸的F-t圖和v-t圖 3.4 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4章 液壓缸主要參數(shù)的確定 4.1 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，預選液壓缸的設計壓力P1=23MPa。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ηcm=0.91則可計算出 液壓缸無桿腔的有效面積： 液壓缸內(nèi)徑（活塞桿直徑） 根據(jù)《液壓設計簡明手冊》11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 故活塞桿直徑 d=0.752D=0.752×250=188mm 根據(jù)《液壓設計簡明手冊》11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： 液壓缸有桿腔的實際有效面積為： 4.2 液壓缸工況 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=3942×1128.43×10-6=4.45W q1=A1V1=490.625×2.3=1128cm3/s=67L/min 恒速時 B.慢速加壓階段： 初壓時 p2=p2q2=1.12×106×558.75×10-6=659.4W q2=A2V2=490.625×1.2=588.75cm3/s=35.325L/min 終壓時，行程有只5mm，持續(xù)時間僅t3=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 (4.1) 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）表示即 (4.2) 上兩式中，t為終壓階段持續(xù)時間，取值范圍0～0.417s 從而得到此階段功率方程 (4.3) 這是一個開口向下的拋物線方程 令 可求得極值點 t=0.197s 此處的最大功率為： P3=Pmax=588.75×（1.12+51.03×0.197）×（1-0.197/0.417）W P3=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+51.03×0.197=11.17MPa q3=588.75×（1-0.197/0.417）cm3/s q3=310.61cm3/s=18.64L/min C.快速回程階段： 啟動時 =0.71×106Pa q4=A2V3=236.285×5.3=1252.3cm3/s=75.138L/min P4=p4q4=0.71×106×1252.3×10－6W=889w=0.899KW 恒速時 =0.69×106Pa q5=A2V3=1252.3cm3/s=75.138L/min P5=p5q5=0.69×106×1252.3×10－6W=864W=0.864KW 制動時 q6=A2V3=1252.3cm3/s=75.138L/min P6=p6q6=0.67×106×1252.3×106W=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4.1： 表4.1 各階段的壓力和流量 工作階段 計算公式 負載 F/N 說明 快 速 下 降 啟動 176 ①；為下行平均價速度，m/s2 ②由于忽略滑塊導軌摩擦力，故快速下降等速時外負載為0 ③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。 ④ ； 為回程平均加速度，m/s2 等速 — 0 慢 速 折 彎 初壓 Fe1=Fmax×5% 50000 終 壓 Fe2=Fmax 106 快 速 回 程 啟動 15405 等速 F=G 15000 制動 14595 液壓缸在工作循環(huán)中各階段的功率計算見表4.2： 表4.2 工作循環(huán)中各階段的功率 快速下 降 啟動 恒速 工作下 壓 折 彎 初壓 終壓 快速回 程 啟動 恒速 制動 根據(jù)以上分析與計算數(shù)據(jù)處理可繪出液壓缸的工況圖4.1： 圖4.1 液壓缸的工況圖 4.3 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。 第5章 液壓系統(tǒng)圖的擬定 5.1 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，壓力繼電器發(fā)出電信號，控制電磁閥實現(xiàn)保壓。 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 11-單向閥 12-壓力繼電器 圖5.1 折彎機液壓系統(tǒng)原理圖 5.2 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?？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閥，可防止油壓對液壓泵的沖擊，對泵起到保護作用。 5.3 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6章 液壓元件的選擇 6.1 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： Pp=22.4+0.5=22.9MPa 液壓泵的最大供油量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=1.1×75.138L/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ηv=0.90，根據(jù)《液壓傳動系統(tǒng)設計與使用》P30 2-37式 可算得泵的排量參考值為： 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ηv=0.92。其額定流量為： qp=Vnηv=63×1500×0.92=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： 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ηp=0.85，則算得液壓泵驅動功率為： 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=Vnηv=1440×63×0.92=83.46（L/min） 大于計算所需流量82.65L/min，滿足使用要求。 6.2 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6.1。 表6.1 液壓元件的型號及規(guī)格 序號 元件名稱 額定壓力/MPa 額定流量/L/min 型號及規(guī)格 說明 1 斜盤式軸向柱塞泵 32 63ml/r (排量) 63YCY14-1B 額定轉速1500r/min 驅動電機功率為5.5KW 2 溢流閥 35 250 DB10 通徑為10mm 3 壓力表開關 40 — AF6EP30/Y400 通徑為6mm 4 單向閥 31.5 120 S15P 通徑為15mm 5 三位四通電液換向閥 28 160 4WEH10G 通徑為10mm 6 單向順序閥 31.5 150 DZ10 通徑為10mm 7 液壓缸 — — 自行設計 — 8 過濾器 ＜0.02壓力損失 100 XU-100×80J 通徑為32mm 6.3 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=（6～12）qP 式中V——液壓油箱有效容量； qp——液壓泵額定流量。 ?。? V=10qP V=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% 869.499÷0.8=1086.873L 按JB/T7938-1999取標準值V=1250L 6.3.1油箱的長寬高確定 因為油箱的寬、高、長的比例范圍是1：1：1~1：2：3，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1600MM,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，無桿腔的有效面積為490.625cm2 油液高度為： 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：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： 寬為： 高為： 6.3.2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：0° 6.4 吸油管和過濾器之間管接頭的選擇 在此選用卡套式軟管接頭 查《機械設計手冊—4》表23.9—66得其連接尺寸如下表： 表6.2 管接頭連接尺寸表 公稱壓力 MPa 管子 內(nèi)徑 mm mm mm 卡套式管接頭 mm 公稱尺寸 極限偏差 G(25) 22 18.5 25 0.105 38 22 6.5 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： 查《中國機械設計大典》表42.7—7得，先取通用型SYW系列網(wǎng)式吸油中過濾器： 表6.3 過濾器參數(shù)尺寸表 型號 通徑 mm 公稱流量 過濾精度 SYW-01-01 50 250 100 6.6 堵塞的選取 考慮到鋼板厚度只有4mm，加工螺紋孔不能太大，查《中國機械設計大典》表42.7—178選取外六角螺塞作為堵塞，詳細尺寸見下表： 表6.4 堵塞參數(shù)尺寸表 9 d d1 D e S L h b b1 R C 重量Kg 基本尺寸 極限偏差 10.2 22 15 13 4 12 3 3 1 1.0 0.032 6.7 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： 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6.5 液壓空氣過濾器參數(shù)表 參數(shù) 型號 過濾注油口徑 mm 注油流量 L/min 空 氣 流 量 L/min 油過濾面積 L/min mm mm mm mm mm 四只螺釘均布 mm 空氣進濾精度 mm 油過濾精度 m 18JB974-1977 32 32 265 270 154 58 66 82 96 M614 0.105 125 注：油過濾精度可以根據(jù)用戶的要求是可調(diào)的。 6.8 液位/溫度計的選取 選取YWZ系列液位液溫計，參照《機械設計手冊》表23.8-98選用YWZ-150T 型?？紤]到鋼板的剛度，將其按在偏左邊的地方。 6.9 本章小結 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7章 液壓系統(tǒng)性能的運算 7.1 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： ； 此時油液在進油管的速度： 。 7.1.1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。所以有： ； 油液在管中的流動狀態(tài)為層流，則阻力損失系數(shù)： ； 若取進油和回油的管路長均為2m，油液的密度為，則進油路上的沿程壓力損失為： 。 7.1.2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局部壓力損失，由于管道安裝和管接頭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，則當通過閥的流量為q時的閥的壓力損失，由： 算得： 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： ； 則回油管路中的速度： ； 由此可以計算出： （448<2320,所以為層流）； ； 所以回油路上的沿程壓力損失為： ； 由上面的計算所得求出總的壓力損失： 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。 7.1.3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： ； 所以卸荷閥的調(diào)定壓力值應該取3MPa為好。溢流閥的調(diào)定壓力值應大于卸荷閥的調(diào)定壓力值0.3~0.5MPa，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 。 7.2 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。 7.2.1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： 泵的輸出功率為： 因此快進液壓系統(tǒng)的發(fā)熱量為： 7.2.2快退時液壓缸的發(fā)熱量 快退時液壓缸的有效功率為： ； 泵的輸出功率為： ； 快退時液壓系統(tǒng)的發(fā)熱量為： 。 7.2.3壓制時液壓缸的發(fā)熱量 壓制時液壓缸的有效功率為： 泵的輸出功率： 因此壓制時液壓系統(tǒng)的發(fā)熱量為： 總的發(fā)熱量為: 按教材公式求出油液溫升近似值： 溫升沒有超出允許范圍，液壓系統(tǒng)中不需要設置冷卻器。 7.3 油箱的設計 由前面計算得出油箱的容積為1250L。 7.3.1系統(tǒng)發(fā)熱量的計算 在液壓系統(tǒng)中，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 7.3.2 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 式中 A—油箱的散熱面積（） H—油箱需要的散熱功率（W） —油溫（一般以考慮）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=15～17.5；風扇強行冷卻時K=20～23；強迫水冷時K=110～175。 所以油箱散熱面積A為： 7.4 本章小結 本章主要計算了液壓系統(tǒng)的性能，計算出各項壓力損失和各個工作循環(huán)中的發(fā)熱量和散熱量。  結 論 本次畢業(yè)設計歷時將近三個月，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。 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] JB3915-85．液壓機安全技術條件[M]．北京：中華人民共和國機械工業(yè)部，1985～02～08發(fā)布. [7] GB9166-88．液壓機精度[J].北京：國家標準局．1988～05～05發(fā)布. [8] 成大先主編．機械設計手冊．單行本．機械傳動[M]．北京：化學工業(yè)出版社，2004. [9] 成大先．機械設計手冊．單行本．常用設計資料[M]．北京：化學工業(yè)出版社，2004. [10] 成大先．機械設計手冊．單行本．聯(lián)接與緊固[M]．北京：化學工業(yè)出版社，2004. [11] 李愛華．工程制圖基礎[J].北京：高等教育出版社，2003.8. [12] 王建中，李洪．公差與制圖手冊[M]．沈陽：遼寧科學技術出版社，1999.1. [13] 王運炎，葉尚川．機械工程材料[J].第二版．北京：機械工業(yè)出版社1998. [14] 濮良貴，紀名剛．機械設計．第七版[M]．北京：高等教育出版社，2001. [15] 許福玲，陳堯明．液壓傳動與氣壓傳動．第二版[S].北京：機械工業(yè)出版社，2004，1-290. [16] 章宏甲，黃宜，王積偉．液壓傳動與氣壓傳動[M]．北京：機械工業(yè)出版社，2000，1-356. [17] 劉鴻文．材料力學(Ⅰ)．第四版[J].北京：高等教育出版社，2004，1-366. [18] 高安邦，張海根．機電傳動控制[M]．北京：高等教育出版社，2001，1-215. [19] 陳立定，吳玉香，蘇開才．電氣控制與可編程控制器[S].廣州：華南理工大學出版社，2001，5-148. [20] 陳立定，吳玉香，蘇開才．電氣控制與可編程控制器[J].廣州：華南理工大學出版社，2001，5-148. [21] 陳遠齡，黎亞元，傅國強．機床電氣的自動控制[S].重慶大學出版社. [22] 秦曾煌．電工學[J].北京：高等教育出版社，2003.2. [23] 李發(fā)海，王巖電機與拖動基礎.第二版[M]．北京：清華大學出版社.1994. [24] 趙程，楊建民．機械工程材料[M]．北京：機械工業(yè)出版社 2003.1. [25] 王伯平.互換性與測量技術基礎[M]．北京：機械工業(yè)出版社 2000.2. [26] 朱理．機械原理[J].北京：高等教育出版社，2004.4. [27] 李愛華等.工程制圖基礎[J].北京：高等教育出版社，2003.8. [28] 李建興.可編程序控制器應用技術[S].北京：機械工業(yè)出版社．2004.7. 致 謝 通過這次設計，我的專業(yè)知識的掌握有了很大的飛躍，非常感謝我的指導老師的指導，李洪智老師在百忙之中對我們進行著詳細耐心的輔導，并為我們提供了許多非常重要的資料。同時還要感謝我同寢的同學們，設計期間，他們給了我無私的幫助，通過此次設計我們不僅增長了專業(yè)知識，還增進了我們的友誼。 設計的圓滿完成也要感謝所有的任課老師們，是他們將我領入機械世界的大門，傳授給我知識，是這種知識的積累幫助我完成了畢業(yè)設計。 經(jīng)過這次畢業(yè)設計，我不但學到了更多的知識，而且還學到了老師們那種態(tài)度認真作風嚴謹和誨人不倦的優(yōu)良品質，愿老師們工作順利，機械工程系發(fā)展更強大，黑龍江工程學院建設得更美好！