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1、 第 1 章 任務分析 1.1 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 1000000N 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、 1.2 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?。?200mm）,故可選單桿 液壓缸作執(zhí)行器 ,且 液壓缸的機械效率 η cm=0.91。 因為板 5 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

3、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速閥來控制。 快進和工進之 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

4、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

5、計一個單向閥， 可防止油壓對液壓泵的 6 沖擊，對泵起到保護作用。 第 2 章 負載與運動分析 2.1 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)流調速回路和容積式調速回路兩種方式。 2.1.1 變壓式節(jié)流調速回路 節(jié)流調速的工作原理，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節(jié)其速 度。 變壓式節(jié)流

6、調速的工作壓力隨負 載而變， 節(jié)流閥調節(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、 伺服閥等來調節(jié)其性能， 但裝置復雜、 價格較貴。 優(yōu)點： 在主油箱內， 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。 2.1.2 容積調速回路 容積調速回路的工作原理是

7、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 7 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， 泵缸開式容積調速回路和變壓式節(jié)流調回路相 比較，其速度剛性和承載能力都比好，調速范圍也比較寬，工 作效率更高，而發(fā)熱卻 是最小的。 考慮到最大折彎力為 106N， 數(shù)值比較大， 故選用泵缸開式容積調

8、速回路。 2.2 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=1000000N; 板料折彎機的滑塊重量 G=1000000N; 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 =200m

9、m； 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 cm =0.91。 8 快速下降，啟動加速： G V1 Fi1 t g 15000 23 10 3 Fi1 0.2 176N 9.81 (△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

10、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 106 N 快速回程 啟動階段： Fi 2 G V2 G G t g Fi 2 G 15000 53 10 3 9.81 15000 15405 N 0.2 （△ V2 /

11、△t 為回程平均加速度， m/ s2 ) 等速階段： 9 F=G=15000N 制動階段： G Fi 2 G V2 G t g G Fi 2 15000 15000 53 10 3 9.81 14595 N 0.2 表 2.1 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

12、 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 2.3 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： L1 180 t1 7.826s V1 23 慢速折彎： 初壓階段 10

13、 L2 15 t2 1.25s V2 12 終壓階段 L2 5 t3 0.417s V2 12 快速回程： L3 200 t4 3.774s V3 53 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 2.1 折彎機液壓缸的 F - t 圖和 v- t 圖 2.4 本章小結 本章分析了折彎機各個過程的外負載和

14、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 3 章 液壓缸主要參數(shù)的確定 3.1 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 11 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

15、 液壓缸無桿腔的有效面積： A1 = Fmax 106 6 m 2 0.048m 2 2 cm p1 0.91 23 480cm 10 液壓缸內徑（活塞桿直徑） D 4A1 4 0.048m 0.247m 247mm 根據(jù)《液壓設計簡明手冊》 1 1 頁表 2.4 ,將液壓缸內經(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 V3 D 2 53 V1 D 2 d 2 2.3

16、 23 故活塞桿直徑 d=0.752D=0.752250=188mm 根據(jù)《液壓設計簡明手冊》 1 1 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： A1 D 2 25 2 490.625cm2 4 4 液壓缸有桿腔的實際有效面積為： A2 (D 2 d 2 ) ( 252 182 ) 236.285cm2 4 4 3.2 液壓缸工況 12 工作循環(huán)中各階段的功率計

17、算如下： A. 快速下降階段：啟動時 p1 p1q1 =39421 128.43106 =4.45w Fi1 176 3942Pa p1 cm 490.625 10 4 0.91 A1 q1 A1V1 490.625 2.3 1128cm 3 / s 67 L min 恒速時 p1 0 B.慢速加壓階段： 初壓時 p2 p2 q2 1.12 10 6 558.75 10 6 659.4w p2 A1 Fe1

18、 5 104 1.12 106 Pa cm 490.625 10 4 0.91 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 t 3 =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 p 1.12 2.24 1.12 t 1.12 51.03t （3.1） 0.417

19、 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） 13 表示即 t ) （3.2） q 588(1 0.417 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 P= pq = 588.75 (1.12 51.03t) (1 t （3.3） ) 0.417 這是一個開口向下的拋物線方程 令 p =0 可

20、求得極值點 t=0.197s t 此處的最大功率為： P3 = Pmax =588.75（ 1.12+51.03 0.917 ） (1 0.917 / 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+51.030.197=1 1.17MPa 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 p

21、4 Fi 2 A2 cm p4 15405 10 4 0.71 10 6 Pa 236.285 0.91 q4 = A2V3 =236.2855.3=1252.3cm3 /s=75.138L/min P4 = p4q4 =0.7110 6 1252.3 10 6 W=889w=0.899KW 恒速時 14 p5 F 15000 0.69 106 Pa A2 cm 236.285 10 4

22、 0.91 q5 = A2V3 =1252.3cm3 /s=75.138L/min P5 = p5 q5 =0.69 106 1252.310 6 W=864W=0.864KW 制動時 p5 G Fi 2 14595 0.67 106 Pa A2 cm 236.285 10 4 0.91 q6 = A2V3 =1252.3cm3 /s=75.138L/min p6 = p6 q6 =0.67106 1252.3106 W=839.04W=0.839KW 無桿腔實際有效面積 490.625cm2

23、 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 3.1 ： 15 工 作 階  表 3.1 各階段的壓力和流量 段 快 啟 速 動 下 等 降 速

24、慢 初 速 壓 折 終 彎 壓  計算公式 G V1 Fi1 g t —— Fe1 = Fmax 5% Fe 2 = Fmax  負載 說明 176 G V1 15000 ① Fi1 t 9.81 g 0 23 10 3 176N ; 0.2 V1 為下行平均價速度， m/ s2 t ②由于忽略滑塊導軌摩擦力，故快 500

25、00 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 10000 階段，負載力緩慢的線性增加，越 達到最大折彎力 00 的 5%, 其行程為 15mm ； 終壓階 段， 負載力急劇增加到最大折彎 快 啟 速 動 回 等 程 速  Fi 2 G F=G  G V2 g t  15405 力， 上升規(guī)律近似于線性， 行程 為 5mm。 ④ Fi 2 G V2 G G t 15000 g Fi 2 G

26、15000 53 10 3 9.81 0.2 制 動  14595 15000 15405 N ； G V2 V2 G Fi 2 G 為回程平均加速度， g t t m/ s2 液壓缸在工作循環(huán)中各階段的功率計算見表 4.2： 表 3.2 工作循環(huán)中各階段 16 快 速 啟動 下 降 恒速 工 作 初壓

27、  P p q =3942 1128.43 106 =4.45w 1 1 1 p1 0 P2 p2q2 =1.12 10 6 558.75 106 =659.4w 下 壓 Pmax =588.75 0.197 終壓 P3 (1.12 51.03 0.197) (1 )w =3.467 折 彎 0.417 w 快 速 啟動 P4 p4q4 = 0.71 10 6 125

28、2.3 10 6 889W 0.889KW 回 程 恒速 制動  P5 p5q5 0.69 10 6 1252.3 10 6 864W 0.864KW P p q 6 0.67 10 6 1252.3 10 6 839.04W 0.839KW 6 6 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 3.1：

29、 圖 3.1 液壓缸的工況圖 3.3 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。 17 第 4 章 液壓系統(tǒng)圖的擬定 4.1 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

30、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

31、統(tǒng)工作時壓力恒定， 在泵的出口設置一個溢流閥， 來調定系統(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。 18 綜上的折彎機液壓系統(tǒng)原理如下圖：

32、 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-調速閥 1 1-單向閥 12-壓力繼電器 圖 4.1 折彎機液壓系統(tǒng)原理圖 4.2 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

33、 進速度由一個調速閥來控制。 快進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， 19 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

34、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。 4.3 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

35、元件， 及其 工作原理，最后繪制了液壓系統(tǒng)圖。 第 5 章 液壓元件的選擇 5.1 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： 20 Pp=22.4+0.5=22.9MPa 液壓泵的最大供油量 PP 按液壓缸最大輸入流量（ 75.138L/min) 計算，取泄漏系

36、數(shù) K=1.1,則： qp = qV =1.175.138L/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 η v=0.90，根據(jù)《液壓傳動系統(tǒng)設計與使用》 P30 2- 37 式 (Vg 1000qV ) n1 V 可算得泵的排量參考值為： Vg 1000qV 1000 82.65 n V 1500 61.22mL / r 0.90 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

37、 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 η v=0.92。其額定流 量為： qp =Vn V =6315000.92=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： (11.17 0.5) 1.1 18.64 Pt ( p p)kq 60 3.99W

38、 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 p =0.85，則算得液壓泵驅動功率為： 21 pt 3.99 Pp KW 4.69KW p 0.85 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 =Vn V =1440630.92=83.46（L/min ）

39、 大于計算所需流量 82.65L/min，滿足使用要求。 5.2 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 5.1。 表 5.1 液壓元件的型號及規(guī)格 序 元件名稱 額 定 壓 力 額 定 流 量 型號及規(guī)格 說明 號 / MPa /L /min 1 斜盤式軸向柱塞泵 32 63ml/r 63YCY1 - 1B 額 定 轉 速

40、 (排量 ) 150 0r/m in 驅 動 電 機 功 率為 5.5KW 2 溢流閥 35 250 DB10 通徑為 10m m 3 壓力表開關 40 — AF6EP30/Y4 通 徑 為 6m 00 m 4 單向閥 31.5 120 S15P 通徑為 15m m 5 三位四通電液換向 28 160 4WEH10G 通徑為 10m 閥 m

41、6 單向順序閥 31.5 150 DZ10 通徑為 10m m 7 液壓缸 —— — 自行設計 — 8 過濾器 <0.02 壓力 100 XU-100 80J 通徑為 32m m 損失 22 5.3 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

42、額定流量。 取： V=10 qp 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% 869.4990.8=1086.873L 按 JB/T7938- 1999 取標準值 V=1250L 5.3.1 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

43、、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， 23 無桿腔的有效面積為 490.625cm2 V缸 A1L 490.625 10-2 200 10-2 9.8L V油

44、 1000- 9.8 - 0.7 989.5 L 油液高度為： H 1 1250 989.5 70cm 160 110 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

45、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： w = w1 + 2t = 1600 +2 4 = 1608mm 寬為： l l1 2t 1100 2 4 1108mm 高為： h h1 200 2 4 978mm 5.3.2 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 5.4 吸油管和過濾器之間管接頭的選擇 24 在此選用卡套式軟管接頭 查《機械設計手

46、冊— 4》表 23.9—66 得其連接尺寸如下表： 表 5.2 管接頭連接尺寸表 公稱壓 管子 d0 D0 Lmin 卡套式管接 力 MPa 內徑 mm 公稱 極限 mm 頭 d0 mm 尺寸 偏差 mm G(25) 22 18.5 25 38 22 0.105 5.5 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

47、濾器的流 量為泵流量的 2.5 倍。故有： q過濾器 q泵入 2.5 （106.3 2.5）L / min 265.75L/min 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 5.3 過濾器參數(shù)尺寸表 型號 通徑 mm 公稱流量 過濾精度 m L / min SYW - 01- 01 50 250 100 5.6 堵塞的選取 考慮到鋼板厚度只有 4mm，加工螺紋孔不能

48、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 5.4 堵塞參數(shù)尺寸表 25 d d1 1 D e s l h b b R c 重 基本 極限 1 量 尺寸 偏差 M 12 1.25 22 15 13 0 4 1 3 3 1 1 0.03 10. 2 -0.24 2

49、 . 2 0 5.7 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： q過濾器 2 qp 2 106.3 212.6L / min 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 5.5 液壓空氣過濾器參數(shù)表 5.8 液位 /溫度計

50、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。 考慮到鋼板的剛度， 將其按在偏左邊的地方 。 5.9 本章小結 26 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 6 章 液壓系統(tǒng)性能的運算 6.1 壓力損失和調定壓力的確定 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?？爝M時

51、液壓桿的速度： q p 112.8 103 2.3m / min 0.04m / s v1 490.625 104 A1 此時油液在進油管的速度： q p 112.8 10 3 3.38m / s v 0.25 252 106 A 60 6.1.1 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 1 104 m2 / s 。所以有： Re vd / 3.83 25 103 / 1.0 104 9

52、67.5 2320; 油液在管中的流動狀態(tài)為層流，則阻力損失系數(shù)： 75 / Re 75/ 967.5 0.08; 若取進油和回油的管路長均為 2m，油液的密度為 89Kg / m3 ，則進 油路上的沿程壓力損失為： p 1 l / d / 2 v2 0.08 2 890 3.832 3.76 10 4 Pa 25 103 2 6.1.2 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 27

53、 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 q 和 q ,則當通過閥的流量為 q 時的閥的壓力損失 q ，由： p p ( q )2 q 算得： p 0.5 (115) 2 0.26MPa ; 160 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： q1 A2 115 361.1 q2

54、 67.47 L / min ; A1 615.44 則回油管路中的速度： 64.47 10 3 v 60 0.25 32 2 10 61.4m / s ; 由此可以計算出： Re 1.4 32 10 3 vd / 104 448（448<2320,所以為層流） 1.4 75 75 Re 0.167; 448 所以回油路上的沿程壓力損失為： p 2 l

55、 / d / 2 v2 0.167 2 890 1.42 0.55 105 Pa 32 104 2 由上面的計算所得求出總的壓力損失： 28 pp 1 A2 p 2 0.076MPa A1 這與估算值有差異，應該計算出結果來確定系統(tǒng)中的壓力閥的調定 值。 6.1.3 壓力閥的調定值計算 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 調定值應該滿足快 進時要求，因此卸荷閥的調定值

56、應大于快進時的 供油壓力： pp F p 3.0MPa A1 所以卸荷閥的調定壓力值應該取 3MPa 為好。 溢流閥的調定壓力值 應大于卸荷閥的調 定壓力值 0.3~0.5MPa，所以取溢流閥的調定壓力 值為 3.5MPa。背壓閥的調定壓力以 平衡板料折變機的自重，即 pp F 0.5MPa A1 6.2 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，

57、 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。 6.2.1 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： p0 Fv 0.00405KW 泵的輸出功率為： 29 pq P 0.002899 KW 因此快進液壓系統(tǒng)的發(fā)熱量為： H i Pi P0 0.0082KW 6.2.2 快退時液壓缸的發(fā)熱量 快退時液壓缸的有效功率為： P0 Fv 125.93W 泵的輸出功率為：

58、 pq Pi 163.2W 快退時液壓系統(tǒng)的發(fā)熱量為： H i Pi P0 2.192KW 6.2.3 壓制時液壓缸的發(fā)熱量 壓制時液壓缸的有效功率為： P0 Fv 12KW 泵的輸出功率： pq Pi 29029.47W 因此壓制時液壓系統(tǒng)的發(fā)熱量為： H i Pi P0 6.58683KW 總的發(fā)熱量為 : H i Pi P0 8.83253KW 按教材公式求出油液溫升近似值： T 8.832535 103 / 3 8002 102.4

59、9 C 30 溫升沒有超出允許范圍，液壓系統(tǒng)中不需要設置冷卻器 . 6.3 油箱的設計 由前面計算得出油箱的容積為 1250L。 6.3.1 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 H=8.83253KW 6.3.2 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 A  H K t 式中 A—

60、油箱的散熱面積（ m2 ) H—油箱需要的散熱功率（ W） t —油溫（一般以 55 c 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=1 10～175。 所以油箱散熱面積 A 為： H 2 A 5.07m 6.4 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。 31 設計

61、小結 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

62、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。 32 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.

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