液压传动与控制-折弯机液压系统课程设计4-设计论文.doc

1 设计题目
1.1设计题目
试设计一台板料折弯机液压系统，该机压头的上下运动用液压传动，其工作循环为快速下降、慢速下压、快速退回。

给定条件如下表：完成设计计算，拟定液压系统图，确定各液压元件的型号及尺寸，设计液压缸。

2 工况分析
2.1 运动分析
首先根据主机要求画出动作循环图如图1-1所示：
图2-1 动作循环图
2.2负载分析
(1)根据给定条件，先计算液压缸快速下降时启动加速中惯性力1m F 和反向启动加速中的惯性力m 2F ，取加速（减速）时间为0.2 s
惯性负载：
N N t v m F m 5.1872.01025105.1133
1
=⨯⨯⨯=∆∆=- (2-1)
N N t v m F m 4502
.01060105.1233
2
=⨯⨯⨯=∆∆=- (2-2)
(2)初压力：在慢降阶段,因为油液压力逐渐升高，约达到最大压紧力的5％左右
1e F =%5⨯压F =N 500%510104=⨯⨯ (2-3) （3）各阶段运动时间：
快速下降： s V L t 2.450
210111=== (2-4) 工作下压：
初压阶段 s V L t 15.113
15222
=='= (2-5)
终压阶段 s V L 385.013
5t 22
3==''=
(2-6) 快速回程： s V L t 83.360
230334===
(2-7) 液压缸的机械效率取9.0=m η。

工作台的液压缸在各工况阶段的负载值如表2-1,负载图如2-2所示。

表2-1 液压缸在各阶段负载值
液压缸负载图2-2
2.3运动分析
根据给定条件，快速下降速度为25mm/s，其行程1L为210mm，慢速下压速
度为13mm/s，其行程2L为20mm，快速回程速度为60mm/s，其行程为3L为230mm 绘出速度循环图如图2-3所示。

V(mm/s)
L/mm
速度循环图2-3
3 液压缸主要参数确定
3.1 确定液压缸尺寸
由表11-2和表11-3可知，取板料折弯机液压系统工作压力a MP p 25=。

折
弯机滑块做上下直线往复运动，且行程较小（只有230mm ），故选单杆液压缸作执行元件，取液压缸机械效率9.0=cm η。

将液压缸的无杆腔作为主工作腔，考虑到液压缸下行时滑块自重采用液压方式平衡，故可计算出液压缸无杆腔的有效面积。

根据,cm
P F
A η⋅=1可求出液压缸无杆腔腔面积1A 为:
26
6
10044.091
.01025101.0m P F A cm =⨯⨯⨯=⋅=η (3-1) mm m A D 75075.014
.30044
.0441
==⨯=
=
π
(3-2)
根据GB/T2348-1993,圆整成就近的标准值，得D=80mm.
又 4.225602222113==-==d D D A A V V (3-3)
故求得 1.61=d mm
根据GB/T2348-1993,圆整成就近的标准值，得d=63mm. 综上：液压缸的实际有效面积为 222
124.5084
4
cm D A =⨯=
=π
π (3-4)
22222219)3.68(4
)(4
cm d D A =-⨯=
-=π
π
(3-5)
3.2液压缸工作循环中各阶段的压力、流量和功率的计算
根据计算出的液压缸的尺寸，可估算出液压缸在工作循环中各阶段的压力、
流量和功率。

（见表3-1）
根据表3-1可绘出液压缸的工况图3-1：
P-L图
Q-L图
N-L图
表3-1 各阶段的压力、流量和功率的计算值
4 拟定液压系统图
4.1选择液压回路
4.1.1调速回路
考虑到折弯机工作时所需功率较大，故采用容积调速方式。

故该液压系统采用闭式。

(a) (A)
图4-1 调速回路
4.1.2 换向回路和卸荷回路
为满足速度的有级变化，采用压力补偿变量液压泵供油。

即在快速下降时，液压泵以全流量供油当转换成慢速加压折弯时，泵的流量减小，在最后5mm内，使泵流量减到零。

故采用压力补偿变量泵卸荷回路
因为当液压缸反向回程时，泵的流量回复到全流量，故液压缸的运动方向采用三位四通M型电液换向阀控制，停机时，换向阀处于中位，使液压泵卸荷。

(a-b)
图4-2 快速和换向回路
4.1.3压力控制回路
为了防止垂直放置的液压缸中的压头在下降过程中由于重力而出现速度失控现象，故选用平衡回路，即在液压缸的回油路上设置一个内控单向顺序阀。

调压回路采用变量泵调压回路
4.2 液压系统合成
根据以上选择的液压基本回路，合成为图4-2所示的定量泵-回油路节流调速液压系统图。

图4-3折弯机液压系统原理
1-变量泵 2-溢流阀 3-压力表及其开关 4-单向阀
5-三位四通电液换向阀 6-单向顺序阀 7-液压缸8-过滤器
5 选择液压元件
5.1 选择液压泵和驱动电机
液压泵的最大工作压力必须大于等于液压执行元件最大工作压力及进油路上总压力损失这两者之和。

液压执行元件的最大工作压力可从工况图中找到，而进油路的总压力损失可按经验从表5-1中选择，考虑到在最大工作压力出现在加压折弯阶段快结束时，此时液压缸的输入流量较小，故取泵至液压缸间的进油路总压力损失故取为MPa P 8.0=∆。

表5-1进油总压力损失经验值
MPa p P P B 02.238.022.22max =+=∑∆+=。

(5-1）
液压泵的最大供油量B Q 按液压缸最大输入流量（7.2L/min ）计算，取液压系统的泄漏系数K=1.2则液压泵的最大流量
m in /64.82.72.1)(max L Q K Q i B =⨯=∑≥ (5-2)
根据以上计算结果查阅《机械设计手册》表17-5-40，选用规格为10MCY14-1B 的压力补偿变量型轴向柱塞泵，其额定压力P=32MPa ，排量为10mL/r,额定转速为1500r/min ，流量为q=15L/min 。

由于液压缸快退时输入功率最大，这时液压缸的工作压力为22.22+0.8=23.02MPa ，流量为61.88.62.1=⨯,取泵的总效率0.85η=，则液压泵的驱动电机所要的功率为KW q p p p p 88.385
.06061
.802.2360=⨯⨯=
⨯=
η
，根据此数据按，
选取Y112M-4型电动机，其额定功率P=4.0KW ，额定转速1440r/min,按所选电动机的转速和液压泵的排量，液压泵最大理论流量
m in /4.14m in /1440/10L r r mL n V q t =⨯=⨯=，大于计算所需的流量8.64L/min ，
满足使用要求。

5.2 阀类元件及辅助元件
根据阀类元件及辅助元件所在油路的最大工作压力和通过该元件的最大实际流量可选出这些液压元件的型号及规格，结果见表5.2。

5.3
油管元件
各元件间连接管道的规格按元件接口处尺寸决定，液压缸进、出油管则按输入、排出的最大流量计算，由下表中数值说明液压缸压制、快退速度2v , 3v 与设计要求相近，这表明所选液压泵的型号，规格是适宜的。

表5-3 液压缸在各个阶段的进出流量
由表中数值可知，当油液在压力管中速度取3m/min 时，按教材P177式(7-9)
2d = 液压缸进油路油管内径mm v q d 69.12601031076.222/236
=⨯⨯⨯⨯==ππ进；
液压缸回油路管内径mm v q d 81.7601031061.82/23
6
=⨯⨯⨯⨯==ππ回； 这两根油管参照GB/T14976，进油管选用内径mm 12φ，外径mm 18φ，回油管选用内径mm 8φ，外径mm 14φ的无缝钢管。

5.4 油箱容积计算
由教材式（7-8）计算有效容积V ，取系数ξ=12，p q =8.61L/min,但应考虑油箱内散热条件，由相关资料查得油箱顶面应高出油液高度10%，所以油箱的内体积应为:
L q V p 1.8661.810=⨯==ξ ， L V 6.9511.11.86'=⨯= 按JB/T7938-1999规定容积取标准值，可取油箱的容积L V 100=。

5.5过滤器的选取
液压泵吸油口需装粗滤油器，选用XU-16⨯100J 线隙式100m μ进口滤油器，流量Q=16l/min.
6 液压系统性能验算
6.1 压力损失和调定压力确定
回路压力损失计算应在管道布置图完成后进行，必须知道管道的长度和直径。

管道直径按选定元件的接口尺寸确定，即d=12mm,长度在管道布置图未完成前暂按进油管、回油管均为L=2m 估算。

油液运动粘度取421.510/m s ν-=⨯，在此设计中主要验算工进和快退工况时的压力损失。

6.1.1 沿程压力损失
由上可得出进油路中的速度s m v /26.1101225.0601061.86
23
=⨯⨯⨯⨯=
--π首先判别进油管液流状态，由于雷诺数
232096)105.1/(101226.1/43<=⨯⨯⨯==--νvd R e 故为层流。

则进油路的沿层压力损失：
a
l P q d l
p 412
4344
1051.010122
1061.8105.11281281⨯=⨯⨯⨯⨯⨯⨯⨯==
∆---ππμ
6.1.2局部压力损失
局部压力损失包括管道安装和管接头的压力损失和通过液压阀的局部压力损失，由于管道安装和管接头的压力损失一般取沿程压力损失的10%，而通过液压阀的局部压力损失则与通过阀的流量大小有关，若阀的额定流量和额定压力损失分别为r r q q ∆和，则当通过阀的流量为q 时的阀的压力损失r q ∆，由
2
(
)r r
q p p q ξ∆=∆⨯算得MPa p 164.0)1561.8(5.02=⨯=∆ξ小于原估算值0.5MPa,所以是安全的。

同理快进时回油路上的流量27.3/1122=⨯=A q A q 则回油管
路中的速度s m v /08.110825.0601027.36
23
=⨯⨯⨯⨯=
--π； 由此可以计算出：
23206.57)105.1/(10808.1/43<=⨯⨯⨯==--νvd R e 故也为层流。

所以回油路上的沿程压力损失为
a
l P q d
l
p 412
4344
1097.01082
1027.3105.11281282⨯=⨯⨯⨯⨯⨯⨯⨯==
∆---ππμ。

由上面的计算所得求出： 总的压力损失：
pa p A A p p l l 87007.91024
.5019
101.5331
2
21=⨯⨯+
⨯=∆+
∆=∆∑
6.1.3 压力阀的调定值计算
由于液压泵的流量大，在工进泵要卸荷，则在系统中卸荷阀的调定值应该满足快进时要求，因此卸荷阀的调定值应大于快进时的供油压力
MPa p A F p p 35.0870010
4.50267
.17166/4
1=+⨯=∆+=-∑，所以卸荷阀的调定压力值应该取0.35MPa 为好。

溢流阀的调定压力值应大于卸荷阀的调定压力值
0.3~0.5MPa ，所以取溢流阀的调定压力值为0.8MPa 。

背压阀的调定压力以平衡
板料折变机的自重，即MPa p 8.71019/105.1A /F 4-42=⨯⨯=≥）（
背.
6.2 油液温升的计算
在整个工作循环中，工进和快进快退所占的时间相差不大，所以，系统的发热和油液温升可用一个循环的情况来计算。

6.2.1快进时液压缸的发热量
快进时液压缸的有效功率为：KW W Fv p 0052.02.5025.02080==⨯==
泵的输出功率为：KW W pq
P i 00588.088.585
.060
/102.7416663==⨯⨯==-η
因此快进液压系统的发热量为：KW P P H i i 00068.00052.000588.00=-=-=
6.2.2 快退时液压缸的发热量
快退时液压缸的有效功率为：KW Fv p 03.106.01072.140=⨯⨯==
泵的输出功率为：KW pq
P i 2.185
.060/108.61003.936=⨯⨯⨯==-η 快退时液压系统的发热量为：
KW P P H i i 17.003.12.10=-=-=
6.2.3压制时液压缸的发热量
压制时液压缸的有效功率为：KW Fv p 44.1013.01011.1140=⨯⨯==
泵的输出功率KW pq
P i 57.185
.060/106.31022.2236=⨯⨯⨯==-η 因此压制时液压系统的发热量为：KW P P H i i 13.044.157.10=-=-= 总的发热量为KW H i 301.013.017.000068.0=++= 按教材式（11—2）求出油液温升近似值
5.141071.94301
.01033
2
33
2
=⨯=
⨯=
∆V H T i
温升没有超出允许范围，液压系统中不需要设置冷却器。

6.3系统发热量的计算
在液压系统中，损失都变成热量散发出来。

发热量已在油温验算时计算出，所以 KW H 301.0=
6.3.1 散热量的计算
当忽略系统中其他地方的散热，只考虑油箱散热时，显然系统的总发热功率H 全部由油箱来考虑。

这时油箱散热面积A 的计算公式为H
A K t
=。

式中 A —油箱的散热面积（2m ） H —油箱需要的散热功率（W ）
t —油温（一般以55C ︒考虑）与周围环境温度的温差
K —散热系数。

与油箱周围通风条件的好坏而不同，通风很差时K=8～9；
良好时K=15～17.5；风扇强行冷却时K=20～23；强迫水冷时K=110～175。

所以油箱散热面积A 为：222.15
.1417301
m t K H A =⨯=∆=。

7 油箱的设计
由前面计算可知，油箱取标准容积为100L，且选择开式油箱，考虑到油箱的整体美观大方,将其设计成为带支撑脚的长方体形油箱。

所以其长、宽、高尺寸均按国家规格选取，其外形图如图5所示。

图7-1 油箱外形图
根据有关手册及资料初步确定其外形尺寸为如表7-1所示：
表7-1 油箱的轮廓参数
基于上表中数据设计油箱如下：
7.1 壁厚、箱顶及箱顶元件的设计
δ=，并采由表中数据分析可采取钢板焊接而成，故取油箱的壁厚为：3mm
用将液压泵安装在油箱的上表面的方式，故上表面应比其壁要厚，同时为避免产生振动，则顶扳的厚度应为壁厚的4倍以上，所以取：
55315mm
δδ==⨯=顶，并在液压泵与箱顶之间设置隔振垫。

在箱顶设置回油管、泄油管、吸油管、通气器并附带注油口，即取下通气帽时便可以进行注油，当放回通气帽地就构成通气过滤器，其注油过滤器的滤网的网眼小于250m μ，过流量应大于20L/min 。

另外，由于要将液压泵安装在油箱的顶部，为了防止污物落入油箱内，在油箱顶部的各螺纹孔均采用盲孔形式，其具体结构见油箱的结构图。

7.2 箱壁、清洗孔、吊耳、液位计的设计
在此次设计中采用箱顶与箱壁为不可拆的连接方式，由于油箱的体积也相对不大，采用在油箱壁上开设一个清洗孔，在法兰盖板中配以可重复使用的弹性密封件。

法兰盖板的结构尺寸根据油箱的外形尺寸按标准选取，具体尺寸见法兰盖板的零件结构图，此处不再着详细的叙述。

为了便于油箱的搬运，在油箱的四角上焊接四个圆柱形吊耳，吊耳的结构尺寸参考同类规格的油箱选取。

在油箱的箱体另一重要装置即是液位计了，通过液位计我们可以随时了解油箱中的油量，同时选择带温度计的液位计，我们还可以检测油箱中油液的温度，以保证机械系统的最佳供油。

将它设计在靠近注油孔的附近以便在注油时观察油箱内的油量。

7.3 箱底、放油塞及支架的设计
在油箱的底设置放油塞，可以方便油箱的清洗和换油，所以将放油塞设置在油箱底倾斜的最低处。

同时，为了更好地促使油箱内的沉积物聚积到油箱的最低
点，油箱的倾斜坡度应为：1/251/20～。

在油箱的底部，为了便于放油和搬运方便，在底部设置支脚，支脚距地面的距离为150mm ，并设置加强筋以增加其刚度，在支脚设地脚螺钉用的固定。

7.4 油箱内隔板及除气网的设置
为了延长油液在油箱中的逗留时间，促进油液在油箱中的环流，促使更多的油液参与系统中的循环，以更好地发挥油箱的散热、除气、沉积的作用，在油箱中的上下板上设置隔板，其隔板的高度为油箱内油液高度的2/3以上。

并在下隔板的下部开缺口，以便吸油侧的沉积物经此缺口至回油侧，经放油孔排出。

如图：
在油箱中为了使油液中的气泡浮出液面，并在油箱内设置除气网，其网眼的直径可用网眼直径为0.5mm 的金属网制成，并倾斜1030︒
︒
～布置。

在油箱内回油管与吸油管分布在回油测和吸油测，管端加工成朝向箱壁的
45︒斜口，以便于油液沿箱壁环流。

油管管口应在油液液面以下，其入口应高于底面2～3倍管径，但不应小于20mm ，以避免空气或沉积物的吸入或混入。

对泄油管由于其中通过的流量一般较小，为防止泄油阻力，不应插入到液面以下。

另外在油箱的表面的通孔处，要妥善密封，所以在接口上焊上高出箱顶20mm 的凸台，以免维修时箱顶的污物落入油箱。

7.5油箱的装配图的绘制
采用CAD 绘制油箱的装配图见附图。

图7-2 油箱隔板
8 参考文献
[1] 中国机械设计大典第5卷，机械控制系统设计/中国机械工程学会，中国机械设计大典
编委会南昌：江西科学技术出版社，2002.1
[2] 成大先机械设计手册单行本，液压传动。

北京：化学工业出版社，2004.1
[3] 王积伟液压传动2版北京：机械工业出版社，2006.12. 普通高等教育“十一
五”规划教材。

[4] 机械设计手册3版第4卷/机械设计手册编委会编著北京：机械工业出版社，2004.8
[5] 杨培元、朱福元液压系统设计简明手册北京：机械工业出版社，1995.10
[6] 王积伟、章宏甲、黄谊液压传动第2版北京：机械工业出版社，2007.7
致谢
至此，该折弯机液压系统设计计算全部结束。

感谢老师，还有我的同学们在本次课程设计期间给予我的帮助和指导。

由于时间和水平有限，本设计难免存在缺点和错误，望指导老师批评指正。