淺談液壓機系統應用研究論文

　　1 前言

　　該液壓壓力機工作壓力、壓制速度、空載快速下行和減速的行程范圍可根據工藝進行適當調整，該液壓機能完成一般壓制制造工作。該液壓機系統采用液壓系統傳動，采用緊湊、簡單結構，動作靈敏且可靠。

　　液壓機有主機和液壓系統兩大組成部分，技術發展成熟，在結構設計方面，國內外液壓機都采用集成化、插裝閥、疊加閥和復合化元件及系統封閉式設計，采用集成塊可以進行專業化的生產，質量好、性能可靠同時設計的周期也比較短。

　　2 液壓壓力機控制系統

　　根據實際工作要求，進行液壓機工作壓力、流量確定，以滿足實際工作要求。首先進行壓力機的工況分析完成壓力工作過程圖分析，其次要進行壓力機液壓傳動系統原理設計，最后根據實際工作要求進行相應的電控系統設計，以滿足壓力機自動控制。

　　2。1 工況分析

　　該液壓系統要求實現：快速空程下行—慢速加壓—保壓—快速回程—停止工作循環。加壓速度為40—250mm/min，工作行程400mm，快速往返速度為3m/min，運動部件總重力為25000N，壓制力為300000N。液壓缸外負載：F= F壓+ F磨+F慣+F密+G式中，F 壓：工作負載；F 慣：運動部件慣性負載，液壓缸垂直安裝，摩擦力相對于運動部件自重，可忽略不計，F磨：導軌摩擦阻力負載，啟動時為靜摩擦阻力；F 密：由于液壓缸密封所造成的運動阻力；G：運動部件自重。

　　液壓缸各種外負載值：

　　（1）工作負載：液壓機壓制力F壓=300000N

　　（2）慣性負載：F慣= GΔVgΔt = 295。080×00×。33 ≈25510。20N

　　（3）運動部件自重：G=25000N

　　（4）密封阻力F密=0。1F（F為總的負載）

　　（5）摩擦力液壓缸垂直安裝，摩擦力較小，可忽略不計。

　　根據上述計算結果，列出各工作階段所受的外負載。按照給定要求計算所得外負載表完成速度循環圖與負載循環圖。

　　2。2 壓力機液壓系統原理圖

　　2。3 機電氣控制原理圖

　　3 液壓元件選擇計算

　　液壓元件中液壓缸屬于計算元件，根據負載及實際工作狀況進行計算確定的元件，液壓閥及液壓管件根據實際工作壓力，流量選擇標準件，具體設計步驟如下所示。

　　3。1 液壓缸設計計算

　　液壓缸設計可以先通過計算獲得基本尺寸，尺寸確定后還必須做相應的壓力載荷校驗，確保該液壓缸可以滿足一定的負載需求，能夠可靠的工作。

　　3。1。1 主要尺寸的確定

　　工作壓力p 可根據負載大小及機器類型初步確定，先查表取液壓缸工作壓力為25MPa。液壓缸缸筒內徑D和液壓缸活塞桿外徑d 的確定：由負載圖知最大負載F 為305555。56N，按表可取p2 為0MPa，ηcm 為0。95，考慮到快進、快退速度相等，取d/D 為0。7。將上述數據代入液壓缸缸筒內徑計算公式，可得液壓缸缸筒內徑：D = 4Fπ= 4×305555。563。14×25×106 ×0。95{1— 2000[1—（0。7）2]} =128。02mm由液壓缸缸筒內徑（缸徑）尺寸系列表查得D=160mm。活塞直徑d，按d/D=0。7，d=112mm。由液壓缸活塞桿外徑（桿徑）尺寸系列表，取d=125mm。由此求得液壓缸的`實際有效面積為：A1 = πD24 = π×0。1624 =0。0201m2A2 = π× （ ） D2 —d24 = π×0。162 —0。12524 =0。0078m2初步計算液壓缸最大工作壓力：Pn = FA1 = 3005。505250。156 =15。20MPa按最低工進速度驗算液壓缸的最小穩定速度，由式：A > Qminvmin = 0。1×1034 =25cm2式中，Qmin是調速閥的最小穩定流量為0。1 L/min 液壓缸節流腔有效面積取無桿腔面積，即A1 =π4D2 = 3。414 ×162 =200。96cm2，200。96>25 不等式滿足，故液壓缸能夠達到所需穩定工進速度。

　　3。1。2 液壓缸尺寸校核

　　（1）液壓缸工作壓力的確定：根據設備的類型初選工作壓力P=25MPa

　　（2）液壓缸內徑D和活塞桿d 的確定：前面的計算以得出D=16cm，d=12。5cm

　　（3）液壓缸壁厚的確定和外徑的確定：a。 起重運輸機械的液壓缸，一般采用無縫鋼管制造，無縫鋼管大多屬于薄壁圓筒結構，其壁厚按薄壁圓筒公式計算：

　　δ  py D2[σ]，py =1。5pn =1。5×16。58=24。87MPa現取[σ]=100MPa：δ 242。8×71×01060 =19。90mm查無縫鋼管標準系列取δ =20mm 。缸體的外徑為：D1 袲 +2δ =160+2×20=200mm ，選取D1=200mm，壁厚δ =20mm 的無縫鋼管。

　　（4）液壓缸工作行程為400mm。

　　（5）缸蓋厚度的確定：有效厚度t 按強度用以下公式近似計算：t 0。433D2py D2[σ]（D2 —d0），t 0。433×0。16× 24。87×106 ×0。16100× （0。16—0。035）

　　（6）最小導向長度從活塞支撐面到缸蓋滑動軸承支撐面中點的距離，導向長度過小，影響液壓缸的穩定性。對一般液壓缸，要求最小導向長度H應滿足以下要求：H  l20 + D2H  l20 + D2= 42000 + 1620 =100mm活塞寬度B 一般取B=（0。6~1。0）D，B=96~160mm，現取B=130mm。缸蓋的滑動支撐面的長度A，根據液壓缸內徑D而確定，當D<80mm a="（0。6~1。0）D，當D">80mm 時，取A=（0。6~1。0）d，因為D=160mm>80mm，故A=（0。6~1。0）d=75~125mm，現取A=90mm。A +B2 = 1302+90 =1100mm>H 可滿足導向要求。3。1。3 計算在各工作階段液壓缸所需的流量Q=π4d2 v =π4×0。1252 ×3=36。80L/minQ 1 =π4D2 v =π4×0。162 ×0。25=5。02L/min 2 =π4D2 v =π4×0。162 ×0。04=0。80L/minQ =π4 D2 —d2 v =π4× （0。162 —0。1252） ×3=23。49L/min

　　3。2 選擇泵

　　3。2。1 泵的壓力

　　考慮正常工作油路有壓力損失， 故泵的工作壓力為pp =p1 +ΣΔp ，ΣΔp —進油管路中的壓力損失，初算時簡單系統可取0。8MPa。pp =p1 +ΣΔp =16。58+0。8=17。38MPa ，在本系統中靜壓力pn =1。4pp =24。33MPa 。取Pn=25MPa

　　3。2。2 泵的流量的確定

　　液壓泵的最大流量為：qp 袺L（Σq）max =1。2×36。8=44。12 L/min，取qp=45L/min。以上計算得出的qp和pp，查液壓有關手冊，選擇CY14—1B 型斜盤式軸向柱塞泵，泵的參數為：每轉的排量q0 =2。5~250mL/r ，泵的額定壓力，pn=32MPa，轉速1470r/min。與液壓泵匹配的電動機的選定：由手冊選擇Y100L2—4 型三相異步電動機，功率3kw，額定轉速1470r/min 。

　　3。3 液壓閥的選擇

　　3。4 壓力機管道尺寸

　　（1）一般油路管道內可參照選用的液壓元件接口尺寸而定，也可計算得到，即可按照管路允許的流速、流量進行。本系統壓油管的允許流速取v=5m/s，主油路差動時流量q=60。29L/min。d =4。6 qv =4。6× 605。29 =15。97mm ，d=16mm。綜合諸因素及系統上面各閥的通徑取d=16mm，吸油管的直徑參照CY14—1B 變量泵吸油口連接尺寸，取吸油管內徑d=42mm。

　　（2）液油箱容積的確定：本系統供油壓力為高壓系統，所以液壓油箱有效容量取泵額定流量的5～7 倍，經分析該液壓機選用容量為400L的油箱。

　　4 壓力機液壓系統驗算

　　根據壓力的工作需求必須進行壓力機的系統驗算，以保證壓力機能可靠穩定的完成設備正常運行，確保壓力機的壓力損失在正常范圍。

　　4。1 工進進油路的壓力損失

　　運動部件快進時的最大速度為0。25 mm/s，最大流量為5。02L/min，流速為：V1 = qπ4d2 = 4×5。02×103π×1。62 =2498。01cm/min=416。3mm/s管道的雷諾數Re1 為Re1 = V1dυ = 41。613。5×1。6 =44。41 ，Re1<2300，可見油液在管道內流態為層流，其沿程壓力損失Δp1—1為Δp1—1 =λldρV 22 =1。69× 0。70。+0116+1 × 920×0。416322 =0。023MPa液壓元件換向閥產生的壓力損失Δp1—2=0。05MPa，忽略油液通過油路板處及管接頭處產生的局部壓力損失，最終計算進油路的總壓力損失Δp1為：Δp1=Δp1—1+Δp1—2=0。023+0。05=0。073MPa。

　　4。2 工進回油路的壓力損失

　　V2 = V1 2 = 4126。3 =208。15mm/s ，管 道 的 雷諾 數 Re2 為Re2 = V2dυ = 20。8115。5×1。6 =22。20 ，Re2<2300，油液在管道內的流態為層流，其沿程阻力系數λ = 75 Re2 = 227。520 =3。38 ，回油路管道沿程壓力損失Δp2—1為：Δp2—1 =λldρV 22 =3。38× 0。20。156 × 920×0。2081522 =0。0105MPa換向閥壓力損失Δp2—2=0。025MPa；調速閥的壓力損失Δp2—3=1MPa。回油路的總壓力損失：Δp2=Δp2— 1+Δp2— 2+Δp2— 3=0。0105+0。025+1=1。036MPa變量泵出口處的壓力Pp：pp = F/ηcm +A2Δp2A1 +Δp1 = 300000/0。95+7。83×10—3 ×1。036620。10×10—3 +0。073×106 =16。19MPa

　　4。3 快進進油路的壓力損失

　　快進時液壓缸為差動連接，流量60。29L/min，V1 = qπ4d2 = 4×60。29×1033。14×1。62 ×60 =5000mm/s ，管道的雷諾數Re1 為：Re1 = V1dυ = 5001。×51。6 =533。3 ，Re1<2300，可見油液在管道內流態為層流，其沿程阻力系數λ = 75 Re1 = 53735。3 =0。141。進油管DE的沿程壓力損失Δp1—1為：Δp1—1 =λldρv2 =0。141× 0。0116 × 920×522 =0。101MPa 。同樣可求主要管道段的沿程壓力損失Δp1—2，Δp1—3。V2 = qπ4d2 = 4×36。8×1033。14×1。62 ×60 =3052mm/sV3 = qπ4d2 = 4×23。49×1033。14×1。62 ×60 =1948mm/s管道的雷諾數Re2，Re3為：Re2 = V2dυ = 305。12。5×1。6 =325 ；Re3 = V3dυ = 194。18。5×1。6 =208 ，e2、Re3<2300，油液在管道內流態為層流，其沿程阻力系數：λ2 = 75 Re2 = 37255 =0。23；λ3 = 75 Re3 = 27058 =0。36。Δp1—2 =λ2ldρv22 =0。23× 01。0。716 × 920×3。0522 =0。105MPaΔp1—3 =λ3ldρv22 =0。36× 01。0。516 × 920×1。9422 =0。058MPa換向閥壓力損失為Δp1—4=0。17MPa，Δp1—5=0。17MPa。泵的出口壓力為：Δpp=Δp1—1+Δp1—2+Δp1—3+Δp1—4+Δp1—5=0。101+0。105+0。058+0。17+0。17=0。604MPa快退時壓力損失驗算從略。

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