摘要：作为现代机械设备实现传动与控制的重要技术手段，液压技术在国民经济各领域得到了广泛的应用。
液压压力机是压缩成型和压注成型的主要设备，适用于可塑性材料的压制工艺。
如冲压、弯曲、翻边、薄板拉伸等。
也可以从事校正、压装、砂轮成型、冷挤金属零件成型、塑料制品及粉末制品的压制成型。
本文根据小型压力机的用途﹑特点和要求，利用液压传动的基本原理，拟定出合理的液压系统图，再经过必要的计算来确定液压系统的参数，然后按照这些参数来选用液压元件的规格和进行系统的结构设计。
小型压力机的液压系统呈长方形布置，外形新颖美观，动力系统采用液压系统，结构简单、紧凑、动作灵敏可靠。
该机并设有脚踏开关，可实现半自动工艺动作的循环。
关键词：现代机械、液压技术、系统设计、小型液压机、液压传动。
摘要 (1)关键词 (1)一.工况分析 (3)二.负载循环图和速度循环图的绘制 (4)三．拟定液压系统原理图 (5)1.确定供油方式 (5)2.调速方式的选择 (5)3.液压系统的计算和选择液压元件 (6)4.液压阀的选择 (8)5.确定管道尺寸 (8)6.液压油箱容积的确定 (8)7.液压缸的壁厚和外径的计算 (9)8.液压缸工作行程的确定 (9)9.缸盖厚度的确定 (9)10.最小寻向长度的确定 (9)11.缸体长度的确定 (10)四．液压系统的验算 (10)1.压力损失的验算 (10)2.系统温升的验算 (12)3.螺栓校核 (12)五.参考文献 (13)二．负载循环图和速度循环图的绘制负载循环图如下速度循环图三．拟定液压系统原理图1.确定供油方式考虑到该机床压力要经常变换和调节，并能产生较大的压制力，流量大，功率大，空行程和加压行程的速度差异大，因此采用一高压泵供油2.调速方式的选择工作缸采用活塞式双作用缸，当压力油进入工作缸上腔，活塞带动横梁向下运动，其速度慢，压力大，当压力油进入工作缸下腔，活塞向上运动，其速度较快，压力较小，符合一般的慢速压制、快速回程的工艺要求得液压系统原理图3.液压系统的计算和选择液压元件（1）液压缸主要尺寸的确定1）工作压力P的确定。
工作压力P可根据负载大小及机器的类型，来初步确定由手册查表取液压缸工作压力为20MPa。
2）计算液压缸内径D和活塞杆直径d。
由负载图知最大负载F为305000N，按表9-2取p2可不计,考虑到快进，快退速度相等，取d/D=0.7D={4Fw/[πp1ηcm]}1/2= 147（mm）根据手册查表取液压缸内径直径D=160（mm）活塞杆直径系列取d=110（mm）取两液压缸的D和d分别为160mm和110mm。
按最低工进速度验算液压缸的最小稳定速度A≥Qmin/Vmin=0.05×1000/3=16.7(cm2)液压缸节流腔有效工作面积选取液压缸有杆腔的实际面积，即A2=π（D2－d2）/4=3.14×（1602－1102）/4 =105.98 cm2满足不等式，所以液压缸能达到所需低速（2）计算在各工作阶段液压缸所需的流量Q(快进)=πd2v (快进) /4=3.14x0.112x3/4=28.50L/minQ（工进)=πD2v (工进) /4=3.14x0.162x 0.04/4=0.804L/minQ(快退)=π（D2-d2)v (快退)/4=3.14x (0.162 -0.112)x3/4=31.79L/min(3)确定液压泵的流量，压力和选择泵的规格1.泵的工作压力的确定考虑到正常工作中进油管有一定的压力损失，所以泵的工作压力为∑∆PP=p+p1式中，Pp－液压泵最大工作压力；P1－执行元件最大工作压力(Pa)；∑∆p－进油管路中的压力损失(Pa)，简单系统可取0.2~~0.5Mpa。
故可取压力损失∑△P1=0.5Mpa20+0.5=20.5MPa上述计算所得的Pp是系统的静态压力，考虑到系统在各种工况的过度阶段出现的动态压力往往超出静态压力，另外考虑到一定的压力储备量，并确保泵的寿命，因此选泵的压力值Pa应为Pa ≥1.25Pp-1.6Pp因此Pa=1.25Pp=（1.25~1.6）⨯20.5=25.625~32.8MPa。
2．泵的流量确定,液压泵的最大流量应为Qp≥K（∑Q）maxK为系统泄漏系数，一般取K=1.1-1.3，大流量取小值；小流量取大值。
油液的泄露系数K=1.2故Qp=K（∑Q）max=1.2⨯31.76=38.15L/min3.选择液压泵的规格根据以上计算的Pa和Qp查阅相关手册现选用63YCY14-1B斜盘式轴向柱塞泵，n= 3000 r/minmax=1000r/minnminη=85%，总效率η=0.7.额定压力p0=32Mpa，每转排量q=63mL/r，容积效率v4. 与液压泵匹配的电动机选定首先分别算出快进与工进两种不同工况时的功率，取两者较大值作为选择电动机规格的依据。
由于在慢进时泵输出的流量减小，泵的效率急剧降低，一般在流量在0.2－1L/min范围内时，可取η＝0.03－0.14.同时还应该注意到，为了使所选择的电动机8.液压缸工作行程的确定液压缸工作行程长度，可根据执行机构实际工作烦人最大行程来确定，查表的系列尺寸选取标准值L=400mm。
9.缸盖厚度的确定一般液压缸多为平底缸盖，其有效厚度t按强度要求可用下面两个公式进行近似计算无孔时：t≥0.433D（P／[σ]）1/2=0.433x160x（25.625/100）1/2=35.07有孔时：t≥0.433 D2（P D2／[σ]（D2－d）}1/2 式中，t----------缸盖有效厚度D---------缸盖止口内直径D2----------缸盖孔的直径10.最小寻向长度的确定当活塞杆全部外伸时，从活塞支撑面中点到缸盖滑动支撑面中点的距离H称为最小导向长度过小，将使液压缸的初试挠度增大，影响液压缸的稳定性，因此，设计时必须保证有一定的最小导向长度。
对一般的液压缸，最小导向长度H应满足以下要求H>=L/20+D/2=400/20+160/2=100mm取H=100mm活塞宽度B=（0.6~1.0）D1=10011.缸体长度的确定液压缸体内部长度应等于活塞的行程与活塞的宽度之和，缸体外形长度还要考虑到两端端盖的厚度，一般的液压缸的缸体长度不应大于内径地20~30倍四．液压系统的验算已知该液压系统中进回油管的内径均为12mm，各段管道的长度分别为：AB=0.3m AC=1.7m AD=1.7m DE=2m 。
选用L-HL32液压油，考虑到油的最低温度为15℃查得15℃时该液压油曲运动粘度 V=150cst=1.5cm／s，油的密度ρ=920kg／m1．压力损失的验算1.工作进给时进油路压力损失，运动部件工作进给时的最大速度为0.25m／min ，进给时的最大流量为19.08L／min ，则液压油在管内流速V为：V1=Q/(πdd／4）=（19.08×1000）/(3.14×2.9×2/4）=69.74(cm／s)管道流动雷诺数Rel为Rel=69.74×3.2／1.5=148.8Rel＜2300可见油液在管道内流态为层流，其沿程阻力系数λl=75 Rel=0.59进油管道的沿程压力损失ΔP为：ΔP1-1=λl／（l／d）·（ρV／2﹚=0.59×﹙1.7+0.3﹚／(0.029×920×0.592／2)=0.2MPa查得换向阀34WE6G50-50/AW220R的压力损失ΔP=0.05MPa忽略油液通过管接头、油路板等处的局部压力损失，则进油路总压力损失ΔP为：ΔP1=ΔP1-1+ΔP1-2=(0.2×1000000+0.05×1000000)=0.25MPa2.工作进给时间回油路的压力损失，由于选用单活塞杆液压缸且液压缸有杆腔的工作面积为无杆腔的工作面积的二分之一，则回油管道的流量为进油管的二分之一，则V2=V/2=34.87（cm/s）Rel=V2d/r=34.87×2/1.5=46.5λ2=75/Rel=75/46.5=1.6回油管道的沿程压力损失ΔP为：ΔP2-1=λ/（l/d）×（P×VXV/2）=1.6×2/0.029×920×0.5952/2=0.68MPa查产品样本知换向阀23WE6G50-50的压力损失ΔP=0.025MPa。
换向阀34WE6G50-50/AW220R的压力损失ΔP=0.025MPa ,调速阀ADTL-10的压力损失ΔP=0.5MPa回油路总压力损失ΔP为ΔP2=ΔP2-1+ΔP2-2+ΔP2-3+Δ2-4=0.68+0.025+0.025+0.5=1.23MPa3.变量泵出口处的压力P：Pp=（F/ηcm+A2ΔP2）/（A1+ΔP1）=[（305000/0.9+0.00591×1.1×100）/0.01539]+0.15=22.4MPa4.快进时的压力损失，快进时液压缸为差动连接，自会流点A至液压缸进油口C之间的管路AC中，流量为液压泵出口流量的两倍即26L/min,AC段管路的沿程压力损失为ΔP1-1为V1=Q/（πd×d/4）=45.22×1000/(3.14×2×2/4×60)=240.02(cm/s)Rel=V1d/r=320.03 λ1=75/Rel=0.234ΔP1-1=λ(l/d)×(ρV2)=0.234×(1.7/0.02)×(920×2.4×2.4×2)=0.2MPa同样可求管道AB段及AD段的沿程压力损失ΔP1-2 ΔP1-3为V2=Q/（πd×d/4）=295cm/s Re2=V/d/r=236V2=75 Re2=0.38ΔP1-2=0.024MPaΔP1-3=0.15MPa查产品样本知，流经各阀的局部压力损失为：34WE6G50-50/AW220R的压力损失，ΔP2-1=0.17MPa23WE6G50-50的压力损失，ΔP2-1=0.17MPa据分析在差动连接中，泵的出口压力为PP=2ΔP1-2+ΔP1-2+ΔP2-2+ΔP2-1+ΔP2-2+F/A2ηcm=2×0.2+0.024+0.15+017+0.17+25/0.00785×0.9=0.18MPa快退时压力损失验算亦是如此，上述验算表明，无需修改原设计。
2.系统温升的验算在整个工作循环中，工进阶段所占的时间最长，为了简化计算，主要考虑工进时的发热量，一般情况下，工进速度大时发热量较大，由于限压式变量泵在流量不同时，效率相差极大，所以分别计算最大、最小时的发热量，然后加以比较，取数值大者进行分析当V=4cm/min时流量Q=V（πDD/4）=π×0.125×0.125/4=0.491﹙L/min）此时泵的效率为0.1，泵的出口压力为22.4MPa则有：P输入=22.4×0.613/（60×0.1）=2.29（KW）P输出=FV=305000×4/60×0.01×0.001=0.203（Kw）此时的功率损失为ΔP=P输入－P输出=2.29-0.203=2.09 (Kw)当V=25cm/min时，Q=3.85L/min 总效率η=0.8则P输入=25×3.85/（60×0.8）=1.845（Kw）P输出=FV=307500×25/60×0.01×0.001=1.28（Kw）ΔP=P输入－P输出=0.565（Kw）可见在工进速度低时，功率损失为2.156Kw，发热最大假定系统的散热状况一般，取K=10×0.001Kw/（cm·℃）油箱的散热面积A为A=0.065V2/3=6.5m2系统的温升为：ΔT=ΔP/KA=2.156/（10×0.001×6.6）℃=33.2℃验算表明系统的温升在许可范围内3.螺栓校核液压缸主要承受轴向载荷Fmax=305000取6个普通螺栓，则每个螺栓的工作拉力为Fo=305000/6=51250N 螺栓总拉力F=Fa+Cb/(Cb+Cm)Fo Fa为螺栓预紧力Cb为螺栓刚度Cm为被连接件刚度又Fa=Fb+【1-Cb/(Cb+Cm)】FFb为残余预紧力则Fb=（1.5~1.8）F取Fb=1.5FCb/(Cb+Cm)在无垫片是取0.2~0.3 去取值为0.3得Fa=2.2Fo F=2.5 Fo 由此求得F=128125N螺栓的中径d≥{(1.3×4F)/ [σ]π}1/2=22.1mm[σ]=σs/S=433MP 材料选用40Cr所以取标准值d=24mm 选用螺栓为M24五.参考文献：1、成大先主编。