小型液壓機(jī)液壓系統(tǒng)設(shè)計(jì)

《小型液壓機(jī)液壓系統(tǒng)設(shè)計(jì)》由會(huì)員分享，可在線閱讀，更多相關(guān)《小型液壓機(jī)液壓系統(tǒng)設(shè)計(jì)（19頁(yè)珍藏版）》請(qǐng)?jiān)谘b配圖網(wǎng)上搜索。

1、 引 言 液壓傳動(dòng)是以流體作為工作介質(zhì)對(duì)能量進(jìn)行傳動(dòng)和控制的一種傳動(dòng)形式。 利用有壓的液體經(jīng)由一些機(jī)件控制之后來傳遞運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力。 相對(duì)于電力拖動(dòng)和機(jī)械傳動(dòng)而言，液壓傳動(dòng)具有輸出力大，重量輕，慣性小，調(diào)速方便以及易于控制等優(yōu)點(diǎn)，因而廣泛應(yīng)用于工程機(jī)械，建筑機(jī)械和機(jī)床等設(shè)備上。 作為現(xiàn)代機(jī)械設(shè)備實(shí)現(xiàn)傳動(dòng)與控制的重要技術(shù)手段， 液壓技術(shù)在國(guó)民經(jīng)濟(jì)各領(lǐng)域得到了廣泛的應(yīng)用。 與其他傳動(dòng)控制技術(shù)相比， 液壓技術(shù)具有能量密度高﹑配置靈活方便﹑調(diào)速范圍大﹑工作平穩(wěn)且快速性好﹑易于控制并過載保護(hù)﹑易 于實(shí)現(xiàn)自動(dòng)化和機(jī)電液一體化整合﹑系統(tǒng)設(shè)計(jì)制造和使用維護(hù)方便等

2、多種顯著的技術(shù)優(yōu)勢(shì)，因而使其成為現(xiàn)代機(jī)械工程的基本技術(shù)構(gòu)成和現(xiàn)代控制工程的基本技術(shù)要素。 液壓壓力機(jī)是壓縮成型和壓注成型的主要設(shè)備， 適用于可塑性材料的壓制工藝。如沖壓、彎曲、翻邊、薄板拉伸等。也可以從事校正、壓裝、砂輪成型、冷擠金屬零件成型、 塑料制品及粉末制品的壓制成型。 本文根據(jù)小型壓力機(jī)的用途特點(diǎn)和要求， 利用液壓傳動(dòng)的基本原理， 擬定出合理的液壓系統(tǒng)圖， 再經(jīng)過必要的計(jì)算來確定液壓系統(tǒng)的參數(shù)， 然后按照這些參數(shù)來選用液壓元件的規(guī)格和進(jìn)行系統(tǒng)的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)。 小型壓力機(jī)的液壓系統(tǒng)呈長(zhǎng)方形布置， 外形新穎美觀， 動(dòng)力系統(tǒng)采用液壓系統(tǒng)，結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單、緊湊、動(dòng)作靈敏可靠。該機(jī)并設(shè)有腳踏開關(guān)，可

3、實(shí)現(xiàn)半自動(dòng)工藝動(dòng)作的循環(huán)。 1 1 設(shè)計(jì)題目 小型液壓機(jī)的液壓系統(tǒng)設(shè)計(jì) 2 技術(shù)參數(shù)和設(shè)計(jì)要求 設(shè)計(jì)一臺(tái)小型液壓壓力機(jī)的液壓系統(tǒng)，要求實(shí)現(xiàn)快速空程下行、慢速加壓、 保壓、快速回程、停止的工作循環(huán)，快速往返速度為 4.5m/min ，加壓速度為 40-260mm/min，壓制力為 350000N，運(yùn)動(dòng)部件總重力為 25000N，油缸垂直安裝，

4、 設(shè)計(jì)該壓力機(jī)的液壓傳動(dòng)系統(tǒng)。 3 工況分析 首先根據(jù)已知條件繪制運(yùn)動(dòng)部件的速度循環(huán)圖： V(m/min 4.5 0.04 400 L （ mm） -4.5 圖 3-1 計(jì)算各階段的外負(fù)載并繪制負(fù)載圖 工件的壓制力即為工件的負(fù)載力： F=350000N 摩擦負(fù)載 靜摩擦系數(shù)取 0.2 ，動(dòng)摩擦系數(shù)取 0.1 則 靜摩擦阻力 Ffs=0.2 25000=5000N 動(dòng)摩擦阻力 Ffd=0.1 25000=

5、2500N 慣性負(fù)載 Fm=m（△ v/ △ t ） △t 為加速或減速的時(shí)間一般△ t=0.01~0.5s ，在這里取△ t=0.2s 2 Fm=（250004.5 ）/ （10 0.2 60） =938N 自重 G=25000N 表 1 液壓缸在各工作階段的外負(fù)載 工作循環(huán) 外負(fù)載 F（N） 啟動(dòng) F=G+Ffs 30000N 加速 F=G+Fm+Ffd 28438N 快進(jìn) F=G+Ffd 27500N 共進(jìn) F=G+Ft+Ffd 3775000N 快退

6、F=G-Ffd 22500N 負(fù)載循環(huán)圖如下 377500 F(N) 28438 27500 30000 400 L(mm) 22500 圖 3-2 4 擬定液壓系統(tǒng)原理 4.1 確定供油方式 考慮到該機(jī)床壓力要經(jīng)常變換和調(diào)節(jié)， 并能產(chǎn)生較大的壓制力， 流量大，功 率大，空行程和加壓行程的速度差異大，因此采用一高壓泵供油。 4.2 調(diào)速方式的選擇 3

7、 工作缸采用活塞式雙作用缸， 當(dāng)壓力油進(jìn)入工作缸上腔， 活塞帶動(dòng)橫梁向下 運(yùn)動(dòng)，其速度慢，壓力大，當(dāng)壓力油進(jìn)入工作缸下腔，活塞向上運(yùn)動(dòng)，其速度較 快，壓力較小，符合一般的慢速壓制、快速回程的工藝要求。 得液壓系統(tǒng)原理圖 : 圖 4-1 4.3 液壓系統(tǒng)的計(jì)算和選擇液壓元件 （1）液壓缸主要尺寸的確定

8、 1）工作壓力 P 的確定。工作壓力 P 可根據(jù)負(fù)載大小及機(jī)器的類型， 來初 步確定由手冊(cè)查表取液壓缸工作壓力為 25MPa。 2 ）計(jì)算液壓缸內(nèi)徑 D和活塞桿直徑 d。由負(fù)載圖知最大負(fù)載 F 為 377500N，按表 2 取 p2 可不計(jì) , 考慮到快進(jìn)，快退速度相等，取 d/D=0.7 D={4Fw/[ πp1ηcm]}1/2=0.141 (m) 根據(jù)手冊(cè)查表取液壓缸內(nèi)徑直徑 D=140（mm）活塞桿直徑系列取 d=100（ mm） 4 取液壓缸的 D 和 d 分別為 140mm和 100mm。 按最低工進(jìn)速度驗(yàn)算液壓

9、缸的最小穩(wěn)定速度 A≥Qmin/Vmin=0.05x1000/3=16.7(cm2) 液壓缸節(jié)流腔有效工作面積選取液壓缸有桿腔的實(shí)際面積，即 A2=π（ D2－d2）/4=3.14 （ 1402－1002）/4 =75.36 cm2 A1= 2A2=157.3 cm2 滿足不等式，所以液壓缸能達(dá)到所需低速。 根據(jù)上述 D 和 d 的值，可估算出液壓缸在各個(gè)工作階段中的壓力、流量和功率，如表 2 所示，并據(jù)此繪出工況圖如圖 4-2 所示。 表 2 液壓缸在不同工作階段的壓力、流量和功率值 液 壓 缸 工 況

10、 負(fù)載 F 回油腔壓 輸入流 進(jìn)油腔壓 輸入功 計(jì) 算 公 式 （ N ） 力 量 q( ? 力 率 P(kw) p2(MPa) /s) p1(MPa) 快 啟動(dòng) 30000 0 — 4.269 — P1=[(F/ η)+A2 △P]/(A1-A2) 進(jìn) （ 加速 28438 P1+△p — 4.062 — q=(A1-A2)v1 差 P=p1q

11、(△ 動(dòng) 27500 0.5888 3.937 2.318 恒速 p=0.3Mpa) ） P1=[(F/ η)+p2A2] /A1 工 進(jìn) 377500 0.6 0.0103 25.85 0.266 q=A1v2 P=p1q 啟動(dòng) 30000 0 — 4.15 — P1=[(F/ η)+p2A1] /A2 快 28438 0.6 —

12、 5.16 — q=A2v3 退 加速 P=p1q 恒速 27500 0.5652 5.03 2.843 注：液壓缸的機(jī)械效率取 ηm=0.9 （2）確定液壓泵的流量，壓力和選擇泵的規(guī)格 1）泵的工作壓力的確定 考慮到正常工作中進(jìn)油管有一定的壓力損失，所以泵的工作壓力為 Pp P1 p 式中， Pp－液壓泵最大工作壓力； P1－執(zhí)行元件最大工作壓力； 5 p －進(jìn)油管路中的壓力損

13、失， 簡(jiǎn)單系統(tǒng)可取 0.2~~0.5Mpa。故可取壓力損失∑△ P1=0.5Mpa 25+0.5=25.5MPa 上述計(jì)算所得的 Pp 是系統(tǒng)的靜態(tài)壓力，考慮到系統(tǒng)在各種工況的過度階段出現(xiàn)的動(dòng)態(tài)壓力往往超出靜態(tài)壓力， 另外考慮到一定的壓力儲(chǔ)備量， 并確保泵的壽命，因此選泵的壓力值 Pa 應(yīng)為 Pa 1.25Pp-1.6Pp 因此 Pa=1.25Pp=1.25 25.5=31.875MPa

14、 圖 4-2 2）泵的流量確定 ,液壓泵的最大流量應(yīng)為 Q KL （∑ Q）max 油液的泄漏系數(shù) KL=1.2 故 Qp=KL （∑ Q） max=1.2 35.33=42.39L/min 3）選擇液壓泵的規(guī)格 根據(jù)以上計(jì)算的 Pa和 Qp 查閱相關(guān)手冊(cè)現(xiàn)選用 IGP5-032 型的內(nèi)嚙合齒輪 泵， nmax= 3000 r/min nmin=400r/min 6 額定壓力 p0=31.5Mpa，每轉(zhuǎn)排量 q=33.1L/r，容積效率 v =85%，總效率

15、 =0.7. 4）與液壓泵匹配的電動(dòng)機(jī)選定 首先分別算出快進(jìn)與工進(jìn)兩種不同工況時(shí)的功率， 取兩者較大值作為選擇電動(dòng)機(jī)規(guī)格的依據(jù)。 由于在慢進(jìn)時(shí)泵輸出的流量減小， 泵的效率急劇降低， 一般在流量在 0.2－ 1L/min 范圍內(nèi)時(shí)，可取 ＝ 0.03－0.14.同時(shí)還應(yīng)該注意到，為了使所選擇的電動(dòng)機(jī)在經(jīng)過泵的流量特性曲線最大功率時(shí)不至停轉(zhuǎn)， 需進(jìn)行演算，即 PaQp/ Pd ,式中，Pd－所選電動(dòng)機(jī)額定功率； Pb－內(nèi)嚙合齒輪泵的限定壓力； Qp－壓力為 Pb 時(shí)，泵的輸出流量。 快進(jìn)時(shí)所需電機(jī)功率為： P 電機(jī) =P/η =3.31kw 工進(jìn)時(shí)所需電機(jī)功率為

16、： P 工進(jìn) =4.06 kw 查閱電動(dòng)機(jī)產(chǎn)品樣本， 選用 Y132S1-2 型電動(dòng)機(jī)，其額定功率為 5.5KW ， 額定轉(zhuǎn)速為 2900r/min 。 4.4 液壓閥的選擇 根據(jù)所擬定的液壓系統(tǒng)圖，按通過各元件的最大流量來選擇液壓元件的規(guī) 格。選定的液壓元件如表所示： 序 元件名稱 最大流量 最大工作壓 型號(hào)選擇 號(hào) （L/min 力（ Mpa） 1 濾油器 72.4 XU-D32X100 XU-D32X100 2 液壓泵 49.6 34．5 IGP5-32 3 三位四通電磁閥 60.3

17、25 34YF30-E20B 4 單向調(diào)速閥 30 40 ADTL-10 5 二位三通電磁閥 60.3 23YF3B-E20B 6 單向閥 18-1500 31.5 SA10 7 壓力表開關(guān) 35 KF-28 8 溢流閥 63 16 YF3-E10B 7 4.5 確定管道尺寸 油管內(nèi)徑尺寸一般可參照選用的液壓元件接口尺寸而定， 也可接管路允許流 速進(jìn)行計(jì)算，本系統(tǒng)主要路流量為差動(dòng)時(shí)流量 Q=47.1L／ min 壓油管的允許流速

18、 取 V=3m/s則內(nèi)徑 d 為 d=4.6(35.33/3) 1/2 =15.8mm 若系統(tǒng)主油路流量按快退時(shí)取 Q=33.91L／min，則可算得油管內(nèi)徑 d=15.4mm. 綜合 d=20mm 吸油管同樣可按上式計(jì)算（ Q=49.6L／min ，V=2m／s）現(xiàn)參照 YBX-16 變量 泵吸油口連接尺寸，取吸油管內(nèi)徑 d 為 29mm 4.6 液壓油箱容積的確定 根據(jù)液壓油箱有效容量按泵的流量的 5—7 倍來確定則選用容量為 400L。 4.7 液壓缸的壁厚和外徑的計(jì)算 液壓缸的壁厚由液壓缸的強(qiáng)度

19、條件來計(jì)算 液壓缸的壁厚一般是指缸筒結(jié)構(gòu)中最薄處的厚度， 從材料力學(xué)可知， 承受內(nèi)壓力的圓筒，其內(nèi)應(yīng)力分布規(guī)律因壁厚的不同而各異， 一般計(jì)算時(shí)可分為薄壁圓筒，起重運(yùn)輸機(jī)械和工程機(jī)械的液壓缸一般用無縫鋼管材料， 大多屬于薄壁圓筒 結(jié)構(gòu)，其壁厚按薄壁圓筒公式計(jì)算 ζ≥ PD/2[ σ]=38.25 140/2 100=26.78mm（[ σ]=100~110MP） 故取ζ =30mm 液壓缸壁厚算出后，即可求出缸體的外徑 D1 為 D1≥ D+2ζ=140+230=200mm 4.8 缸蓋厚度的確定 一般液壓缸多為平底缸蓋， 其有效

20、厚度 t 按強(qiáng)度要求可用下面兩個(gè)公式進(jìn)行 近似計(jì)算 無孔時(shí)： t ≥ 0.433D（ P／ [ σ ] ） =23.2mm 有孔時(shí)： t ≥ 0.433 D 2（ P D2／[ σ] （D2－ d0 ）} 1/2 式中， t---------- 缸蓋有效厚度 8 D--------- 缸蓋止口內(nèi)直徑 D2---------- 缸蓋孔的直徑 4.9 最小導(dǎo)向長(zhǎng)度的確定 當(dāng)活塞桿全部外伸時(shí)，從活塞支撐面中點(diǎn)到缸蓋滑動(dòng)支撐面中點(diǎn)的距離 H 稱為最小導(dǎo)向長(zhǎng)度過小，將使液壓缸的初試撓度增大

21、，影響液壓缸的穩(wěn)定性， 因此，設(shè)計(jì)時(shí)必須保證有一定的最小導(dǎo)向長(zhǎng)度。 對(duì)一般的液壓缸，最小導(dǎo)向長(zhǎng)度 H 應(yīng)滿足以下要求 H>=L/20+D/2=400/20+140/2=90mm 取 H=95mm 活塞寬度 B=（0.6 — 1.0 ）D1=140 4.10 缸體長(zhǎng)度的確定 液壓缸體內(nèi)部長(zhǎng)度應(yīng)等于活塞的行程與活塞的寬度之和， 缸體外形長(zhǎng)度還 要考慮到兩端端蓋的厚度， 一般的液壓缸的缸體長(zhǎng)度不應(yīng)大于內(nèi)徑地 20~30 倍 液壓元件的選擇確定液壓泵規(guī)格和驅(qū)動(dòng)電機(jī)功率。 由前面工況分析， 由最大壓制力和液壓主機(jī)類型， 初定

22、上液壓泵的工作壓力取為 25MPa ，考慮到進(jìn)出油路上閥和管道的壓力損失為 1MPa （含回油路上的壓力損失折算到進(jìn)油腔），則液壓泵的最高工作壓力為 Pp P1 P1 (25 1) 106 26MPa 上述計(jì)算所得的 Pp 是系統(tǒng)的靜態(tài)壓力，考慮到系統(tǒng)在各種工況的過渡階段 出現(xiàn)的動(dòng)態(tài)壓力往往超過靜態(tài)壓力， 另外考慮到一定壓力貯備量， 并確保泵的壽 命，其正常工作壓力為泵的額定壓力的 80%左右因此選泵的額定壓力 Pn 應(yīng)滿足： Pn Pp / 0.8 26 / 0.8 31.25Mpa 液壓泵的最大流量應(yīng)為： qp K L

23、 ( q)max 式中 qp 液壓泵的最大流量 ( q)max 同時(shí)動(dòng)作的各執(zhí)行所需流量之和的最大值，如果這時(shí)的溢流閥正 進(jìn)行工作，尚須加溢流閥的最小溢流量 2 ~ 3 L min 。 K L 系統(tǒng)泄漏系數(shù)，一般取 K L 1.1 ~ 1.3 ，現(xiàn)取 K L 1.1。 q =K( ∑q) +∑△ q=1.1* （393+2.5 ）=395.5L/min pL max （1）選擇液壓泵的規(guī)格 9 由于液壓系統(tǒng)的工作壓力高，負(fù)載壓力大，功率大。大流量。所以選軸向柱塞變量泵。柱塞變量泵

24、適用于負(fù)載大、功率大的機(jī)械設(shè)備（如龍門刨床、拉床、液壓機(jī)），柱塞式變量泵有以下的特點(diǎn)： 1） 工作壓力高。因?yàn)橹c缸孔加工容易，尺寸精度及表面質(zhì)量可以達(dá) 到很高的要求，油液泄漏小，容積效率高，能達(dá)到的工作壓力，一般是（ 200 ~ 400 ） 5 5 10 Pa ，最高可以達(dá)到 1000 10 Pa 。 2） 流量范圍較大。因?yàn)橹灰m當(dāng)加大柱塞直徑或增加柱塞數(shù)目，流量變 增大。 3） 改變柱塞的行程就能改變流量，容易制成各種變量型。 4） 柱塞油泵主要零件均受壓，使材料強(qiáng)度得到充分利用，壽命長(zhǎng)，單位功率重量小。但柱塞式變量泵的結(jié)構(gòu)復(fù)雜。材料及加工精

25、度要求高，加工量大，價(jià)格昂貴。 根據(jù)以上算得的 qp 和 Pp 在查閱相關(guān)手冊(cè)《機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)》成大先 P20-195 得：現(xiàn)選用 63YCY14 1B ，排量 63ml/r ，額定壓力 32Mpa，額定轉(zhuǎn)速 1500r/min ，驅(qū)動(dòng)功率 59.2KN，容積效率 92% ，重量 71kg，容積效率達(dá) 92%。 （2）與液壓泵匹配的電動(dòng)機(jī)的選定 由前面得知，本液壓系統(tǒng)最大功率出現(xiàn)在工作缸壓制階段， 這時(shí)液壓泵的供油壓力值為 26Mpa，流量為已選定泵的流量值。 p 液壓泵的總效率。柱塞泵為 0.80 ~ 0.85 ，取 p 0.82 。

26、 選用 1000r/min 的電動(dòng)機(jī)，則驅(qū)動(dòng)電機(jī)功率為： Pp q p (18.3 50) N p (103 p ) (60 0.82) 18.37 KW 選擇電動(dòng)機(jī) Y180M 4 ，其額定功率為 18.5KW。 5 液壓系統(tǒng)的驗(yàn)算 已知該液壓系統(tǒng)中進(jìn)回油管的內(nèi)徑均為 12mm，各段管道的長(zhǎng)度分別為： AB=0.3mAC=1.7mAD=1.7m DE=2m。選用 L-HL32 液壓油，考慮到油的最低溫 度為 15℃查得 15℃時(shí)該液壓油曲運(yùn)動(dòng)粘度 V=150cst=1.5cm ／s，油的密度ρ =920kg／m

27、 5.1 壓力損失的驗(yàn)算 （ 1）工作進(jìn)給時(shí)進(jìn)油路壓力損失，運(yùn)動(dòng)部件工作進(jìn)給時(shí)的最大速度為 0.25m 10 ／ min ，進(jìn)給時(shí)的最大流量為 23.55L ／min ，則液壓油在管內(nèi)流速 V 為： V1=Q／（π dd／ 4）=（23.55 1000）／（ 3.14 2.9 2. /4 ）=59.45(cm／ s) 管道流動(dòng)雷諾數(shù) Rel 為 Rel=59.453.2／1.5=126.8 Rel＜2300 可見油液在管道內(nèi)流態(tài)為層流， 其沿程阻力系數(shù)λ l=75 Rel=0.59

28、 進(jìn)油管道的沿程壓力損失 P 為： P1-1=λl／（ l／ d）（ρ V ／ 2﹚ =0.59﹙ 1.7+0.3﹚／ (0.0299200.592／ 2)=0.2MPa 查得換向閥 34YF30-E20B的壓力損失 P=0.05MPa 忽略油液通過管接頭、 油路板等處的局部壓力損失， 則進(jìn)油路總壓力損失 P 為： P1= P1-1+ P1-2=(0.21000000+0.051000000)=0.25MPa （2）工作進(jìn)給時(shí)間回油路的壓力損失，由于選用單活塞桿液壓缸且液壓缸 有桿腔的工作面積為無桿腔的工作面積的二分之一， 則回油管道的流量為進(jìn)油

29、管 的二分之一，則： V2=V/2=29.7 （cm／s） Rel=V2d／r=29.72／ 1.5=57.5 λ 2=75／ Rel=75／57.5=1.3 回油管道的沿程壓力損失 P 為： P2-1= λ ／ （ l ／ d ） （ P VXV ／ 2 ） =1.3 2 ／ 0.029 920 0.5952/2=0.56MPa 查產(chǎn)品樣本知換向閥 23YF3B-E20B 的壓力損失 P=0.025MPa。換向閥 34YF30-E20B 的壓力損失 P=0.025MPa ,調(diào)速閥 ADTL-10 的壓力損失 P=0.5MP

30、a 回油路總壓力損失 P 為 P2= P2-1+ P2-2+ P2-3+ 2-4=0.55+0.025+0.025+0.5=1.1MPa （3）變量泵出口處的壓力 P： Pp=（F／η cm+A2 P2）／（ A1+ P1） =[（ 307500／0.9+0.007851.1100）／ 0.01539]+0.15 =22.4MPa 11 （4）快進(jìn)時(shí)的壓力損失，快進(jìn)時(shí)液壓缸為差動(dòng)連接，自會(huì)流點(diǎn) A 至液壓缸 進(jìn)油口 C 之間的管路 AC 中，流量為液壓泵出口流量的兩倍即 26L/min,AC 段管路的沿程壓

31、力損失為 P1-1 為 V1=Q/（π dXd/4）=45.221000／(3.142X2/4 60)=240.02(cm／s) Rel=vld/r=320.03 λ 1=75/rel=0.234 P1-1=λ（ l/d）（ρ V2 ） =0.234.（ 1.7／0.02）（ 920 2.4X2.4X2） =0.2MPa 同樣可求管道 AB 段及 AD 段的沿程壓力損失 P1-2 P1-3 為 V2=Q ／（π dxd／ 4） =295cm／s Re2=V／d／r=236 V2=75 Re2=0.38 P1-2=0.024MP

32、a P1-3=0.15MPa 查產(chǎn)品樣本知，流經(jīng)各閥的局部壓力損失為： 34YF30-E20B的壓力損失， P2-1=0.17MPa 23YF3B-E20B的壓力損失， P2-1=0.17MPa 據(jù)分析在差動(dòng)連接中，泵的出口壓力為 P P=2 P1-2+ P1-2+ P2-2+ P2-1+ P2-2+F／ A2η cm =20.2+0.024+0.15+017+0.17+25／ 0.007850.9 =0.18MPa 快退時(shí)壓力損失驗(yàn)算亦是如此，上述驗(yàn)算表明，無需修改遠(yuǎn)設(shè)計(jì)。 5.2 系統(tǒng)溫升的驗(yàn)算 在

33、整個(gè)工作循環(huán)中，工進(jìn)階段所占的時(shí)間最長(zhǎng)，為了簡(jiǎn)化計(jì)算，主要考 慮工進(jìn)時(shí)的發(fā)熱量，一般情況下，工進(jìn)速度大時(shí)發(fā)熱量較大，由于限壓式變 量泵在流量不同時(shí)，效率相差極大，所以分別計(jì)算最大、最小時(shí)的發(fā)熱量， 然后加以比較，取數(shù)值大者進(jìn)行分析 當(dāng) V=4cm／min 時(shí) 12 流量 Q=V （π DD ／ 4） =π 0.14 0.14／4=0.616﹙L ／min） 此時(shí)泵的效率為 0.1，泵的出口壓力為 22.4MPa 則有： P 輸入 =22.40.616／（ 600.1）=2.464（KW ） P 輸出 =F

34、V=307500x4／ 600.010.001=0.21（Kw ） 此時(shí)的功率損失為 P=P輸入－ P 輸出 =2.464-0.21=2.23 (Kw) 當(dāng) V=25cm／ min 時(shí)， Q=3.85L／min 總效率η =0.8 則 P 輸入 =253.85／（ 600.8）=1.845（Kw ） P 輸出 =FV=30750025／60 0.010.001=1.28（Kw ）P=P輸入－ P 輸出 =0.565（ Kw ） 可見在工進(jìn)速度低時(shí)，功率損失為 2.156Kw ，發(fā)熱最大 假定系統(tǒng)的散熱狀況一般，取 K=100.001Kw ／（ cm℃）

35、 油箱的散熱面積 A 為 A=0.065V2/3=6.5m2 系統(tǒng)的溫升為： T= P／KA=2.156 ／（ 100.001 6.6）℃ =33.2℃ 驗(yàn)算表明系統(tǒng)的溫升在許可范圍內(nèi) 5.3 螺栓校核 液壓缸主要承受軸向載荷 Fmax=207000 取 6 個(gè)普通螺栓，則每個(gè)螺栓的工作拉力為 Fo=207000/6=34500N 螺栓總拉力 F=Fa+Cb/(Cb+Cm)Fo Fa 為螺栓預(yù)緊力 Cb 為螺栓剛度 Cm 為被連接件剛度 又 Fa=Fb+【1-Cb/(Cb+Cm)】F Fb 為殘余預(yù)緊力 則 Fb=（

36、1.5~1.8） F 取 Fb=1.5F Cb/(Cb+Cm)在無墊片是取 0.2~0.3 去取值為 0.3 得 Fa=2.2Fo F=2.5 Fo 由此求得 F=86250N 1/2 螺栓的中徑 d≥ {(1.3x4F)/ [ σ] π} =22.1mm 所以取標(biāo)準(zhǔn)值 d=24mm 選用螺栓為 M24 13 總 結(jié) 經(jīng)過一周的努力我終于完成了這次液壓課設(shè)， 期間我有很多不懂的地方通過查找資料虛心地向同學(xué)請(qǐng)教我克服了這些困難，也能過完成基本簡(jiǎn)單的項(xiàng)目了，這次課設(shè)于我來說收獲豐富

37、， 它不緊使我對(duì)液壓這門課的知識(shí)有了更深層次的認(rèn)識(shí)，也對(duì)我的將來有重大的影響， 教會(huì)了我如何克服困難， 我堅(jiān)信這次課設(shè)對(duì)我以后的工作道路影響巨大。 通過本次設(shè)計(jì)， 讓我很好的鍛煉了理論聯(lián)系實(shí)際， 與具體項(xiàng)目、 課題相結(jié)合開發(fā)、設(shè)計(jì)產(chǎn)品的能力既讓我們懂得了怎樣把理論應(yīng)用于實(shí)際， 又讓我們懂得了在實(shí)踐中遇到的問題怎樣用理論去解決。 在本次設(shè)計(jì)中，我們還需要大量的以前沒有學(xué)到過的知識(shí)，于是圖書館和INTERNET成了我們很好的助手在查閱資料的過程中，我們要判斷優(yōu)劣、取舍相關(guān)知識(shí)，不知不覺中我們查閱資料的能力也得到了很好的鍛煉。 在設(shè)計(jì)過程中， 總是遇到這樣或那樣的問題有時(shí)發(fā)現(xiàn)一個(gè)問

38、題的時(shí)候， 需要 做大量的工作， 花大量的時(shí)間才能解決自然而然， 我的耐心便在其中建立起來了 為以后的工作積累了經(jīng)驗(yàn)，增強(qiáng)了信心。 14 參考文獻(xiàn) [1] 孔慶華 . 液壓系統(tǒng)設(shè)計(jì)指導(dǎo) . 哈爾濱：哈爾濱工業(yè)大學(xué)出版社， 2012. [2] 左健民 . 液壓與氣壓傳動(dòng) . 第 2 版. 北京：機(jī)械

39、工業(yè)出版社， 2004. [3] 章宏甲 . 液壓與氣壓傳動(dòng) . 第 2 版. 北京：機(jī)械工業(yè)出版社， 2001. [4] 許福玲 . 液壓與氣壓傳動(dòng) . 武漢：華中科技大學(xué)出版社， 2001. [5] 林文華 . 液壓系統(tǒng)設(shè)計(jì)簡(jiǎn)明手冊(cè) . 北京：機(jī)械工業(yè)出版社， 2000. 15