四柱液压压力机系统设计说明书

液压与气压传动
课程设计说明书
学院：机电工程学院
设计题目：四柱液压压力机系统设计
专业班级：机械设计制造及其自动化2011-1 学生：
2013年12月
1工况分析与计算
1.1工况分析
1.1.1工作循环
1.1.2工作循环图绘制
1.2负载分析与计算
1.2.1负载分析
1.2.2负载计算
（1）负载压力计算
（2）负载流量计算
1.2.3负载图与速度图绘制
2液压系统图的拟定
2.1系统功能分析
2.2系统图的拟定
2.3系统图的绘制
2.4系统功能说明
3液压元件的计算与选择
3.1确定液压泵的型号及电动机功率3.2阀类元件及辅助元件的选择
3.3元件列表
4液压缸设计
4.1液压缸结构的拟定
4.2液压缸结构的计算
4.3液压缸结构图
4.4液压缸结构校核
5设计总结
1.1工况分析
本系统中的负载压力及执行部件的自重较高，系统所需流量较高，功率损失较大，发热量大。

因此选用双作用单出活塞缸作为执行元件，斜盘式柱塞泵作为动力元件，采用循环水冷却。

1.1.1工作循环
主缸（上液压缸）驱动上滑块实现“快速下行—慢速加压—保压延时—快速返回—原位停止”的动作循环
顶出缸（下液压缸）驱动下滑块实现：“向上顶出—停留—快速返回—原位停止”的动作循环。

1.1.2工作循环图绘制
工作循环图见图1-1。

主缸
快退 顶出缸
图1-1 液压缸工作循环图
快进
工进
快退
快进 工进
保压
1.2.1负载分析
平衡负载：1000KN
1)启动：0=-=平衡F F F G 2)加速：KN t g v G F a 25.212
.0608.95
.21000=⨯⨯⨯=∆∆=
KN F F F F G 25.21-a =+=平衡 3)快下行程：0-==平衡F F F G 4)减速：KN t g v G F a 55.192
.0608.92.0-5.21000=⨯⨯⨯=∆∆=
）
（ KN F F F F G 55.19-a =+=平衡 5)工进行程：KN F F G 800== 6)制动：KN t g v G F a 7.12
.0608.92
.01000=⨯⨯⨯=∆∆=
7)保压：0=F
8)快上启动：a G F F F += KN t g v G F a 3.10852
.0608.910
1000=⨯⨯⨯=∆∆=
9)快退：KN F F G 1000== 10)制动：a G F F F -=
KN t g v G F a 7.9142
.0608.910
1000=⨯⨯⨯=∆∆=
以上式中F-----液压缸载荷 a F -----下行部件所受惯性力 G-----模具下行部分重力 t ∆-----活塞速度变化量
t ∆-----活塞缸速度变化所用时间。

1.2.2负载计算
确定主液压缸结构尺寸
液压系统最高工作压力32mpa ，在本系统中选用工作压力为20mpa 。

模具下行部分质量取1000KN 。

主液压缸内径D ：
mm 6.2252256.010
2014.3101000446
3
==⨯⨯⨯⨯==m P G D π主
根据GB/T2348-1993 主液压缸内径D 值取圆整mm 250=主D 主液压缸活塞杆径d: mm 12555.0d ==主主D
根据GB/T2348-1993，主液压杆活塞杆直径取标准值d 主=125mm 。

主液压缸有杆腔面积1A ：
222
1490004
14
.32504mm D A =⨯==π
主液压缸无杆腔面积2A
222222360004
)
125250(14.34)
(mm d D A =-⨯=-=
π
活塞杆的稳定性校核
活塞杆总行程为550mm ，活塞杆直径为125mm ，102.2250550<==d l ，因此不需要进行稳定性校核。

负载流量计算
m in 5.1225.2491L A q =⨯==快下快下υ
m in 8.92.0491L A q =⨯==工进工进υ m in 36010362L A q =⨯==快上快上υ
负载压力计算
pa 0049.001M A F p ===快下快下
pa 32.16049.08001M KN A F p ===工进工进
pa 7.27049
.010002M KN A F p ===快退快退
pa 14.30039
.03.10851M KN
A F p ===快退加速快退加速
液压缸各工作阶段的压力流量及功率见表1-1。

表1-1 液压缸各工作阶段的压力流量及功率
1.2.3负载图与工况图的绘制
主缸工况图见图1-2，主缸负载图见图1-3。

图1-2 主缸工况图
负载图见图1-3
图1-3 主缸负载图
2.液压系统的拟定
2.1系统功能分析
液压压力机是一种用静压力来加工金属，塑料，橡胶，粉末制品的机械，在许多工业部门得到了广泛的应用。

2.2系统图的拟定
本系统为压力机液压系统，以力的变换控制为主，应从选择调压回路开始系统的设计。

用行程阀控制主缸快进到工进的程序换接,用电接点压力表控制保压开始和卸压结束。

液压系统的功率较大，要求温升较小，采用容积调速，开式供油系统。

系统在不同工作阶段需要两种以上的工作压力，通过先导式溢流阀来获取多级压力。

由于在不同的行程中主缸的流量有明显的变化，因此选用变量泵为系统供油，采用外界油箱补偿快进行程中所需流量。

顶出缸的流量较小，所选变量泵完全能够提供顶出缸所需流量，因此采用一个油泵为系统供油。

由于本系统的压力流量较大，采用液控换向阀控制系统的行程，为了便于操作，采用电液控制换向阀。

下行部件的的质量较大，采用液控单向阀来平衡下行部件的重力，防止下滑过快。

2.3系统图的绘制
液压系统图见图2-1
图2-1 液压系统图
2.4系统功能说明
该系统有一高压泵供油，控制油路的压力油是经主油路由减压阀减压后所得到，现以一般的定压成型压制工艺为例，说明该液压压力机液压系统的工作原理，其中压力机的滑块的工作情况为：
1）快速下行
电磁铁1YA通电，做先导阀用的换向阀5和上缸主换向阀（液控6接入系统，液控单向阀11被打开，这时系统中油液进入液压缸上腔，因上滑块在自重作用下迅速下降。

而液压泵的流量较小，所以液压机顶部补油油箱中的油液经液控单向阀12流入液压缸上腔。

其油液流动情况为：
进油路：泵1-阀7-上缸换向阀6（左位）-阀10-上液压缸上腔；
补油油箱-阀12-上液压缸上腔；
回油路：上液压缸下腔-阀11-上缸换向阀6（左位）-下缸换向阀14（中位）-油箱2）慢速加压
上滑块在运行中接触到工件，这时上液压缸上腔压力升高，液控单向阀12关闭，加压速度便由液压泵的流量来决定，主油路的油液流动情况与快速下行时相同。

3）保压延时
保压延时是系统中的压力升高到时压力继电器9起作用，电磁铁1YA断电，先导阀5和上液压缸换向6都处于中位时出现的，保压时间由电压力表控制，可在0-24MIN内调节。

保压时间除了液压泵在较低压力下卸荷外，系统中没有油液流动。

其卸荷油路为：泵1-阀7-上缸换向阀-上缸换向阀6（中位）-下缸换向阀14（中位）-油箱。

4）泄压快速返回
保压时间结束后，电压力表发出信号，使电磁铁2YA通电。

但为了防止保压状态向快速返回状态转变过快，再系统中引起压力冲击并使上滑块动作不平稳而设置了预泄换向阀组8，它的功用就是在2YA通电后，其控制压力油必须在上液压缸上腔卸压后，才能进入主换向阀右腔，使主换向阀6换向。

预泄换向阀8的工作原理是：在保压阶段，这个阀以上位接入系统，当电磁铁2YA通电，先导阀右位接入系统时，控制液流中的压力油虽然到达预泄换向阀组8阀芯的下端，但由于其上端的高压未曾卸除，阀芯不动。

但是，由于液控单向阀3I，可以在控制压力低于其主油路压力下打开，所以有：上液压缸上腔-液控单向阀3I-预泄换向阀组8（上位）-油箱。

于是上液压缸上腔的油液压力被卸除，预泄换向阀组8的阀芯在控制压力油作用下向上移动，以其下位接入通道，它一方面切断上液压缸上腔通相油箱的通道，一方面是控制油流中的压力油疏导上缸换向阀6阀芯的右端，使该阀右位接入系统。

这是，液控单向阀11被打开，油液流动情况为
进油路：泵1-阀7-上缸换向阀6（右位）-阀11-上液压缸下腔；
回油路：上液压缸上腔-阀12-补油油箱。

所以，上滑块快速返回，从回油路进入补油油箱中的油液，若超过预定位置时，可从补油油箱中的溢流管流回油箱。

由图可见，上缸换向阀在由左位切换到中位时，阀芯右端由油箱经单向阀3I补油，在由右位转换到中位时，阀芯右端的油经单向阀3I流回油箱。

5）原位停止
原位停止时上滑块上升至预定高度，挡块压下行程开关，电磁铁2YA失电，先导阀和上缸换向阀均处于中位时得到的，这是上缸停止运动，液压泵再较低压力下卸荷，由于阀11和安全法13的支撑作用，上滑块悬空停止。

6）液压压力机下滑块（顶出缸）的顶出和返回
下滑快向上顶出时，电磁铁4YA通电，这是有；
进油路：泵1-阀7-阀6（中位）-下缸换向阀14（右位）-下液压缸下腔；
回油路：下液压缸上腔-下缸换向阀14（右位）-油箱。

下滑块向上移动至下液压缸中活塞碰上缸塞时，便停留在这个位置上。

向下退回时在电磁铁4YA断电，3YA通电时发生的，这时有
进油路：泵1-阀7-阀6（中位）-下缸换向阀14（左位）-下液压缸上腔；
回油路：下液压缸下腔-下缸换向阀14（右位）-油箱.
原位停止是在电磁铁3YA，4YA均失电，下缸换向阀14处于中位时得到，系统中阀16为下缸安全阀，阀15为下缸溢流阀，有它可以调整顶出压力。

电磁铁及预泄阀动作顺序表见表2-1。

3液压元件的计算与选择
3.1确定液压泵的型号及电动机功率
确定液压泵的最高工作压力P P
31.64Mpa 1.530.14p p p 1p =+=∆=∑+
（1p 为第三部分所计算的液压系统最大压力，由于管路比较复杂系统∑∆P 取
1.5Mpa ）
确定液压泵的最大供油量p q
max p q q Ξ≥K
式中：K-----考虑系统中有泄漏等因素的修正系数，本系统中流量较大K 取1.1
max q -----为主缸最大流量与顶出缸最大流量之和
m in 29.4009.34601.1q q max p L K =+=Ξ=）（
选择液压泵规格
根据机械设计手册选择A7V500式斜盘式柱塞泵作为供油方式。

A7V500型柱塞泵的性能参数：压力：35Mpa 排量：500r ml 转速：min r 1500 转矩：2782m N 。

确定液压泵的驱动功率
p p
p q p η=P
P 为液压泵的最大工作压力；q 为液压泵的输出流量；η为液压泵的总效率。

kw 24885.06029.40064.31q p p
p p =⨯⨯==ηP 确定液压泵的驱动电动机
根据max P 选择电动机，查阅机械设计手册选择JS127-4型三相异步电动机作为液压
泵的驱动电动机。

JS127-4型三相异步电动机的性能参数：
功率：260KW 转速：1475min r
3.2阀类元件及辅助元件的选择
液压管道的计算：
管道用于输送有压工作介质，管道内径液压管道的两主要参数
v
q 4d π=
q-通过油管的最大流量）（m in L
V-油管中的允许流速）（s m
高压管允许流速为2.5-5m/s,由于本系统油液流速较高取油管中油的流速为5m/s
mm 4160
514.34.04v q 4d =⨯⨯⨯==π 根据计算结果取油管内径为41mm 根据油管的内径校核液压系统性能
采用N32液压油，油液在管中的流速为5m/s
沿程压力损失
232006.640032
.0041.05v d e <=⨯==υR 管中为层流，则阻力损失系数：
17.106
.6475Re 75===λ 取油管长度均为2m ，油液密度为8903m kg ,则进油路上的沿程压力损失为：
Mpa d v l p 634.05041
.02890217.12221=⨯⨯⨯⨯==∆ρλλ 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前
者一般取沿程压力损失的10%，后者在本系统中可以忽略，则总压力损失为：
Mpa 697.0%110634.0=⨯
符合之前的假设，因此压力损失符合要求。

液压油箱计算：
p aq =V
液压压力机属于锻压机械a 的范围为6~12在本系统中取10
m in 6.40021026.400L aq V p =⨯==
根据JB/T 7983-1999选择油箱容量为5000L 。

系统的发热与温升
设油箱的三个边长在1:1:1-1:2:3范围内，则散热面积为：
19065.032==V A
由于本系统流量压力较大在自然通风良好时：
hA
H t =∆ KW P H 39%)851(260)1(=-=-=η
84.13619
015.039=⨯=∆t
所以温升为136.84度，不符合要求因此需要外加水冷设施。

采用循环水冷却时：
）（）（C KW ︒⨯-=-·m 10170110h .23 取）（C KW ︒⨯=-·m 10150h .23
68.1319
15.039=⨯=
∆t ）（C ︒2m 符合散热要求。

3.3元件列表根据管路中的最大压力与最大流量选取元件如下：
4.液压缸的设计
4.1液压缸结构的拟定 本系统中的压力较大，采用双作用单出活塞缸作为执行元件。

选择碳钢作为缸筒材料
缸前端与机架，底座与缸体，缸体与缸套，缸体与后盖均采用法兰连接。

由于系统负载较大采用后端可调缓冲。

由一个单向阀与一个节流阀构成，端盖底座和法兰间采用螺栓连接，共采用12个螺栓。

根据活塞中间支撑环大约20mm,两边各向外扩展10mm ，安放一对Y 型密封环，Y 型密封环宽度20mm 。

再两边各向外取10mm ，活塞轴向长度为以上长度之和。

活塞与缸筒间采用Y 型密封圈密封，端盖与活塞间采用Y 型密封圈密封。

4.2液压缸结构的计算
液压缸油口尺寸计算
0max 013.0V V D d ==465
1025013.0=⨯⨯mm 根据计算结果取液压缸油口直径为d=50mm 。

筒壁厚δ计算
）（
173.1][][2--≥y
P D σσδ 选材料为碳钢[σ]=150
D=250
7.2725.125.1y ⨯==P P mm 25.3617
.2725.173.11501502250=-⨯⨯-=）（δ 取37=δ mm 32421=+=δD D 根据计算结果取缸筒壁厚为37=δmm 。

缸筒底部厚度
P
P D 8433.0h ≥ =0.4331207.27250⨯
⨯
=52mm
根据计算结果取缸筒底部厚度为h=60mm 。

4.3液压缸结构图
图4-1为液压缸结构图
图4-1 液压缸结构图
4.4液压缸结构校核
筒壁厚校核
额定工作压力P ，应该低于一个极限值
22121P 35.0D D D P ）（-⨯
≤σ=0.35222250
)250324(320-⨯⨯=76Mpa 满足要求
螺栓连接的校核 螺纹处拉应力为：E
F 21d k 4πσ= A P F ⨯=max
=27.7Mpa 225.04
⨯⨯π
=1360000N
取K=4
21082533d 1⨯-=
=31
螺栓数为12
][pa 60012103114.313600004462σσ<=⨯⨯⨯⨯⨯=-M 满足强度要求
5.设计小结
1）本次课程设计中所设计的四柱液压压力机液压系统能够完成：主缸（上液压缸）驱动上滑块实现“快速下行—慢速加压—保压延时—快速返回—原位停止”的动作循环。

顶出缸（下液压缸）驱动下滑块实现：“向上顶出—停留—快速返回—原位停止”的动作循环。

2.）液压系统用行程阀控制主缸快进到工进的程序换接，用电接点压力表控制表压开始和卸压结束，采用变量泵作为动力元件，三相异步电动机驱动液压泵。

采用双作用单出杆活塞缸作为液压系统的执行元件。

3.）所设计压力机能够完成用静压力来加工金属，塑料，橡胶制品。

4.）本设计中所有数据均通过查阅机械设计手册得到，所选元件均为标准件。

5.）在本次设计中由于时间所限，没有进行对部分复杂条件影响的计算，忽略了部分微小的作用力，与实际设计情况有一定的脱节，希望在今后的设计中能够继续完善。

参考文献
[1]左健民《液压与气压传动》北京：机械工业出版社，2013.
[2]成大先《机械设计手册》北京：化学工业出版社，2002
[3]张利平《液压传动设计指南》北京：化学工业出版社。