浅谈液压机系统应用研究论文
1 前言
该液压压力机工作压力、压制速度、空载快速下行和减速的行程范围可根据工艺进行适当调整，该液压机能完成一般压制制造工作。该液压机系统采用液压系统传动，采用紧凑、简单结构，动作灵敏且可靠。
液压机有主机和液压系统两大组成部分，技术发展成熟，在结构设计方面，国内外液压机都采用集成化、插装阀、叠加阀和复合化元件及系统封闭式设计，采用集成块可以进行专业化的生产，质量好、性能可靠同时设计的周期也比较短。
2 液压压力机控制系统
根据实际工作要求，进行液压机工作压力、流量确定，以满足实际工作要求。首先进行压力机的工况分析完成压力工作过程图分析，其次要进行压力机液压传动系统原理设计，最后根据实际工作要求进行相应的电控系统设计，以满足压力机自动控制。
2。1 工况分析
该液压系统要求实现：快速空程下行—慢速加压—保压—快速回程—停止工作循环。加压速度为40—250mm/min，工作行程400mm，快速往返速度为3m/min，运动部件总重力为25000N，压制力为300000N。液压缸外负载：F= F压+ F磨+F惯+F密+G式中，F 压：工作负载；F 惯：运动部件惯性负载，液压缸垂直安装，摩擦力相对于运动部件自重，可忽略不计，F磨：导轨摩擦阻力负载，启动时为静摩擦阻力；F 密：由于液压缸密封所造成的运动阻力；G：运动部件自重。
液压缸各种外负载值：
（1）工作负载：液压机压制力F压=300000N
（2）惯性负载：F惯= GΔVgΔt = 295。080×00×。33 ≈25510。20N
（3）运动部件自重：G=25000N
（4）密封阻力F密=0。1F（F为总的负载）
（5）摩擦力液压缸垂直安装，摩擦力较小，可忽略不计。
根据上述计算结果，列出各工作阶段所受的外负载。按照给定要求计算所得外负载表完成速度循环图与负载循环图。
2。2 压力机液压系统原理图
2。3 机电气控制原理图
3 液压元件选择计算
液压元件中液压缸属于计算元件，根据负载及实际工作状况进行计算确定的元件，液压阀及液压管件根据实际工作压力，流量选择标准件，具体设计步骤如下所示。
3。1 液压缸设计计算
液压缸设计可以先通过计算获得基本尺寸，尺寸确定后还必须做相应的压力载荷校验，确保该液压缸可以满足一定的负载需求，能够可靠的工作。
3。1。1 主要尺寸的确定
工作压力p 可根据负载大小及机器类型初步确定，先查表取液压缸工作压力为25MPa。液压缸缸筒内径D和液压缸活塞杆外径d 的确定：由负载图知最大负载F 为305555。56N，按表可取p2 为0MPa，ηcm 为0。95，考虑到快进、快退速度相等，取d/D 为0。7。将上述数据代入液压缸缸筒内径计算公式，可得液压缸缸筒内径：D = 4Fπ= 4×305555。563。14×25×106 ×0。95{1— 2000[1—（0。7）2]} =128。02mm由液压缸缸筒内径（缸径）尺寸系列表查得D=160mm。活塞直径d，按d/D=0。7，d=112mm。由液压缸活塞杆外径（杆径）尺寸系列表，取d=125mm。由此求得液压缸的`实际有效面积为：A1 = πD24 = π×0。1624 =0。0201m2A2 = π× （ ） D2 —d24 = π×0。162 —0。12524 =0。0078m2初步计算液压缸最大工作压力：Pn = FA1 = 3005。505250。156 =15。20MPa按最低工进速度验算液压缸的最小稳定速度，由式：A > Qminvmin = 0。1×1034 =25cm2式中，Qmin是调速阀的最小稳定流量为0。1 L/min 液压缸节流腔有效面积取无杆腔面积，即A1 =π4D2 = 3。414 ×162 =200。96cm2，200。96>25 不等式满足，故液压缸能够达到所需稳定工进速度。
3。1。2 液压缸尺寸校核
（1）液压缸工作压力的确定：根据设备的类型初选工作压力P=25MPa
（2）液压缸内径D和活塞杆d 的确定：前面的计算以得出D=16cm，d=12。5cm
（3）液压缸壁厚的确定和外径的确定：a。 起重运输机械的液压缸，一般采用无缝钢管制造，无缝钢管大多属于薄壁圆筒结构，其壁厚按薄壁圆筒公式计算：
δ py D2[σ]，py =1。5pn =1。5×16。58=24。87MPa现取[σ]=100MPa：δ 242。8×71×01060 =19。90mm查无缝钢管标准系列取δ =20mm 。缸体的外径为：D1 袲 +2δ =160+2×20=200mm ，选取D1=200mm，壁厚δ =20mm 的无缝钢管。
（4）液压缸工作行程为400mm。
（5）缸盖厚度的确定：有效厚度t 按强度用以下公式近似计算：t 0。433D2py D2[σ]（D2 —d0），t 0。433×0。16× 24。87×106 ×0。16100× （0。16—0。035）
（6）最小导向长度从活塞支撑面到缸盖滑动轴承支撑面中点的距离，导向长度过小，影响液压缸的稳定性。对一般液压缸，要求最小导向长度H应满足以下要求：H l20 + D2H l20 + D2= 42000 + 1620 =100mm活塞宽度B 一般取B=（0。6~1。0）D，B=96~160mm，现取B=130mm。缸盖的滑动支撑面的长度A，根据液压缸内径D而确定，当D<80mm a="（0。6~1。0）D，当D">80mm 时，取A=（0。6~1。0）d，因为D=160mm>80mm，故A=（0。6~1。0）d=75~125mm，现取A=90mm。A +B2 = 1302+90 =1100mm>H 可满足导向要求。3。1。3 计算在各工作阶段液压缸所需的流量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 选择泵
3。2。1 泵的压力
考虑正常工作油路有压力损失， 故泵的工作压力为pp =p1 +ΣΔp ，ΣΔp —进油管路中的压力损失，初算时简单系统可取0。8MPa。pp =p1 +ΣΔp =16。58+0。8=17。38MPa ，在本系统中静压力pn =1。4pp =24。33MPa 。取Pn=25MPa
3。2。2 泵的流量的确定
液压泵的最大流量为：qp 袺L（Σq）max =1。2×36。8=44。12 L/min，取qp=45L/min。以上计算得出的qp和pp，查液压有关手册，选择CY14—1B 型斜盘式轴向柱塞泵，泵的参数为：每转的排量q0 =2。5~250mL/r ，泵的额定压力，pn=32MPa，转速1470r/min。与液压泵匹配的电动机的选定：由手册选择Y100L2—4 型三相异步电动机，功率3kw，额定转速1470r/min 。
3。3 液压阀的选择
3。4 压力机管道尺寸
（1）一般油路管道内可参照选用的液压元件接口尺寸而定，也可计算得到，即可按照管路允许的流速、流量进行。本系统压油管的允许流速取v=5m/s，主油路差动时流量q=60。29L/min。d =4。6 qv =4。6× 605。29 =15。97mm ，d=16mm。综合诸因素及系统上面各阀的通径取d=16mm，吸油管的直径参照CY14—1B 变量泵吸油口连接尺寸，取吸油管内径d=42mm。
（2）液油箱容积的确定：本系统供油压力为高压系统，所以液压油箱有效容量取泵额定流量的5～7 倍，经分析该液压机选用容量为400L的油箱。
4 压力机液压系统验算
根据压力的工作需求必须进行压力机的系统验算，以保证压力机能可靠稳定的完成设备正常运行，确保压力机的压力损失在正常范围。
4。1 工进进油路的压力损失
运动部件快进时的最大速度为0。25 mm/s，最大流量为5。02L/min，流速为：V1 = qπ4d2 = 4×5。02×103π×1。62 =2498。01cm/min=416。3mm/s管道的雷诺数Re1 为Re1 = V1dυ = 41。613。5×1。6 =44。41 ，Re1<2300，可见油液在管道内流态为层流，其沿程压力损失Δp1—1为Δp1—1 =λldρV 22 =1。69× 0。70。+0116+1 × 920×0。416322 =0。023MPa液压元件换向阀产生的压力损失Δp1—2=0。05MPa，忽略油液通过油路板处及管接头处产生的局部压力损失，最终计算进油路的总压力损失Δp1为：Δp1=Δp1—1+Δp1—2=0。023+0。05=0。073MPa。
4。2 工进回油路的压力损失
V2 = V1 2 = 4126。3 =208。15mm/s ，管 道 的 雷诺 数 Re2 为Re2 = V2dυ = 20。8115。5×1。6 =22。20 ，Re2<2300，油液在管道内的流态为层流，其沿程阻力系数λ = 75 Re2 = 227。520 =3。38 ，回油路管道沿程压力损失Δp2—1为：Δp2—1 =λldρV 22 =3。38× 0。20。156 × 920×0。2081522 =0。0105MPa换向阀压力损失Δp2—2=0。025MPa；调速阀的压力损失Δp2—3=1MPa。回油路的总压力损失：Δp2=Δp2— 1+Δp2— 2+Δp2— 3=0。0105+0。025+1=1。036MPa变量泵出口处的压力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 快进进油路的压力损失
快进时液压缸为差动连接，流量60。29L/min，V1 = qπ4d2 = 4×60。29×1033。14×1。62 ×60 =5000mm/s ，管道的雷诺数Re1 为：Re1 = V1dυ = 5001。×51。6 =533。3 ，Re1<2300，可见油液在管道内流态为层流，其沿程阻力系数λ = 75 Re1 = 53735。3 =0。141。进油管DE的沿程压力损失Δp1—1为：Δp1—1 =λldρv2 =0。141× 0。0116 × 920×522 =0。101MPa 。同样可求主要管道段的沿程压力损失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管道的雷诺数Re2，Re3为：Re2 = V2dυ = 305。12。5×1。6 =325 ；Re3 = V3dυ = 194。18。5×1。6 =208 ，e2、Re3<2300，油液在管道内流态为层流，其沿程阻力系数：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换向阀压力损失为Δp1—4=0。17MPa，Δp1—5=0。17MPa。泵的出口压力为：Δpp=Δp1—1+Δp1—2+Δp1—3+Δp1—4+Δp1—5=0。101+0。105+0。058+0。17+0。17=0。604MPa快退时压力损失验算从略。
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