小型液压机液压系统设计方案

XXX院毕业设计说明书

题⽬：⼩型液压机液压系统设计学号:系别：专业：班级：指导教师：年⽉⽇

毕业设计设计任务书

摘要

液压机是⼀种⽤静压来加⼯⾦属、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。液压传动系统的设计在现代机械的设计⼯作中占有重要的地位。液体传动是以液体为⼯作介质进⾏能量传递和控制的⼀种传动系统。本⽂利⽤液压传动的基本原理，拟定出合理的液压传动系统图，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。确保其实现快速下⾏、慢速加压、保压、快速回程、停⽌的⼯作循环。关键词：液压机、课程设计、液压传动系统设计⽬录

摘要............................................................................................................................. I 1 任务分析.. (1)1.1技术要求 (1)1.2任务分析 (1)2 ⽅案的确定 (2)2.1运动情况分析 (2)3 ⼯况分析 (3)3.1⼯作负载 (3)3.2 摩擦负载 (3)

其中液压缸3.3 惯性负载 (3)3.4 ⾃重 (3)

3.5 液压缸在各⼯作阶段的负载值 (3)4 负载图和速度图 (4)5 液压缸主要参数的确定 (5)5.1 液压缸主要尺⼨的确定 (5)

5.2 计算在各⼯作阶段液压缸所需的流量 (6)6 液压系统图 (7)6.1 液压系统图分析 (7)

6.2 液压系统原理图 (8)7 液压元件的选择 (10)7.1液压泵的选择 (10)7.2 阀类元件及辅助元件 (10)7.3油箱的容积计算 (11)8 液压系统性能的运算 (11)8.1 压⼒损失和调定压⼒的确定 (11)8.2 油液温升的计算 (13)8.3 散热量的计算 (14)结论 (15)

参考⽂献.........................................................................................错误!未定义书签。1 任务分析1.1技术要求

设计⼀台⼩型液压压⼒机的液压系统，要求实现快速空程下⾏—慢速加压—保压—快速回程—停⽌的⼯作循环，快速往返速度为1V =3 m/min ，加压速度

2V =40-250mm/min, 其往复运动和加速（减速）时间t=0.02s ，压制⼒为200KN ，

运动部件总重为20KN,⼯作⾏程400mm, 静摩擦系数fs=0.2，动摩擦系数fd=0.1油缸垂直安装，设计该压⼒机的液压系统传动。1.2任务分析

根据滑块重量为20KN ，为了防⽌滑块受重⼒下滑，可⽤液压⽅式平衡滑块重量。设计液压缸的启动、制动时间为t ?=0.02s。液压机滑块上下为直线往复运动，且⾏程较⼩,故可选单杆液压缸作执⾏器,且液压缸的机械效率

9.0cm =η。因为液压机的⼯作循环为快速下降、慢速加压、保压、快速回程四个阶段。各个阶段的转换由⼀个三位四通的换向阀和⼀个⼆位⼆通的换向阀控制。当三位四通换向阀⼯作在左位时实现快速回程。中位时实现液压泵的卸荷，亦即液压机保压。⼯作在右位时实现液压泵的快进和⼯进。其⼯进速度由⼀个调速阀来控制。快进和⼯进之间的转换由⼆位⼆通换向阀控制。液压机快速下降时，要求其速度较快，减少空⾏程时间，液压泵采⽤全压式供油，且采⽤差动连接。由于液压机压⼒⽐较⼤，所以此时进油腔的压⼒⽐较⼤，所以在由保压到快速回程阶段须要⼀个节流阀，以防在⾼压冲击液压元件，并可使油路卸荷平稳。为了对油路压⼒进⾏监控，在液压泵出⼝安装⼀个溢流阀，同时也对系统起过载保护作⽤。因为滑块受⾃⾝重⼒作⽤，滑块要产⽣下滑运动。所以油路要设计⼀个单向阀，以构成⼀个平衡回路，产⽣⼀定⼤⼩的背压⼒，同时也使⼯进过程平稳。在液压⼒泵的出油⼝设计⼀个单向阀，可防⽌油压对液压泵的冲击，对泵起到保护作⽤。2 ⽅案的确定2.1运动情况分析

由液压机的⼯作情况来看，其外负载和⼯作速度随着时间是不断变化的。所以设计液压回路时必须满⾜随负载和执⾏元件的速度不断变化的要求。因此可以选⽤变压式节流调速回路和容积式调速回路两种⽅式。2.1.1变压式节流调速回路

节流调速的⼯作原理，是通过改变回路中流量控制元件通流⾯积的⼤⼩来控制流⼊执⾏元件或⾃执⾏元件流出的流量来调节其速度。变压式节流调速的⼯作压⼒随负载⽽变，节流阀调节排回油箱的流量，从⽽对流⼊液压缸的的流量进⾏控制。其缺点：液压泵的损失对液压缸的⼯作速度有很⼤的影响。其机械特性较软，当负载增⼤到某值时候，活塞会停⽌运动，

低速时泵承载能⼒很差，变载下的运动平稳性都⽐较差，可使⽤⽐例阀、伺服阀等来调节其性能，但装置复杂、价格较贵。优点：在主油箱内，节流损失和发热量都⽐较⼩，且效率较⾼。宜在速度⾼、负载较⼤，负载变化不⼤、对平稳性要求不⾼的场合。

2.1.2容积调速回路

容积调速回路的⼯作原理是通过改变回路中变量泵或马达的排量来改变执⾏元件的运动速度。优点：在此回路中，液压泵输出

的油液直接进⼊执⾏元件中，没有溢流损失和节流损失，⽽且⼯作压⼒随负载的变化⽽变化，因此效率⾼、发热量⼩。当加⼤液压缸的有效⼯作⾯积，减⼩泵的泄露，都可以提⾼回路的速度刚性。

综合以上两种⽅案的优缺点⽐较，泵缸开式容积调速回路和变压式节流调回路相⽐较，其速度刚性和承载能⼒都⽐较好，调速范围也⽐较宽⼯作效率更⾼，发热却是最⼩的。考虑到最⼤压制⼒为200KN ，故选泵缸开式容积调速回路。3 ⼯况分析3.1⼯作负载

⼯件的压制抗⼒即为⼯作负载：F w =200000N3.2 摩擦负载

静摩擦阻⼒： fs F =0.2x20000=4000N 动摩擦阻⼒： fd F =0.1X20000=2000N 其中液压缸3.3 惯性负载Fm=ma =20000/10X3/(0.02X60)=5000N3.4 ⾃重G=mg =20000N

3.5 液压缸在各⼯作阶段的负载值

采⽤V 型密封圈，其机械效率9.0cm =η。另外取液压缸的背压负载b F ＝20000N 。则液压系统⼯作循环各阶段的外负载见表3-1。

表3-1 ⼯作循环各阶段的外负载

4 负载图和速度图

负载图和速度图绘制如图4-1与4-2所⽰F/Ns/mm444477782222224444-2222图⼀ 负载图v/(m/min)500.67-4.17s/mm图⼆ 速度图

5 液压缸主要参数的确定5.1 液压缸主要尺⼨的确定

（1）确定液压泵的最⼤⼯作压⼒p P ：P S P P p ?+=1

上式中p P ——液压泵最⼤⼯作压⼒；1P ——执⾏元件最⼤⼯作压⼒。将液压缸的⽆杆腔作为主⼯作腔，考虑到缸下⾏时，滑块⾃重采⽤液压⽅式平衡，则可计算出液压缸⽆杆腔的有效⾯积，取液压缸的机械效率ηcm=0.9。 （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224444N ，取d/D=0.70083.09.010********61=??=

A D=01057.0=0.103m 按GB/T2348-1993，取标准值D=110mm d=0.7D=77mm由此求得液压缸的实际有效⼯作⾯积 则：⽆杆腔实际有效⾯积：1A =24D π=94982mm

有杆腔实际有效⾯积：2A =()224d D -π=48442mm

5.2 计算在各⼯作阶段液压缸所需的流量

快进：Q=11V A =28.5L/min ⼯进：Q= 21V A =0.38~2.37L/min 快退：Q= 12V A =14.5L/min液压缸在⼯作循环中各阶段的压⼒和流量计算见表5-1。表5-1 液压缸⼯作循环各阶段的压⼒、流量

按以上数据可绘制液压缸的⼯况图如图5-1所⽰。P Q Ps/mm图⼆ ⼯况图

Q(l/min)P(w)P(MPa)28.50.81923.63

0.2340.46814.5 1.610.9170.4680.386 液压系统图6.1 液压系统图分析

（1）考虑到液压机⼯作时所需功率较⼤，固采⽤变量泵的容积调速⽅式。 （2）为了满⾜速度的有极变化，采⽤压⼒补偿变量液压泵供油，即在快速下降的时候，液压泵以全流量供油。当转化成慢速加压压制时，泵的流量减⼩，最后流量为0。（3）当液压缸反向回程时，泵的流量恢复为全流量供油。液压缸的运动⽅向采

⽤三位四通M型电磁换向阀和⼆位⼆通电磁换向阀控制。停机时三位四通换向阀处于中位，使液压泵卸荷。（4）为了防⽌压⼒头在⼯作过程中因⾃重⽽出现⾃动下降的现象，在液压缸有杆腔回路上设置⼀个单向阀。（5）为了实现快速空程下⾏和慢速加压，此液压机液压系统采⽤差动连接的调速回路。

（6）为了使液压缸下降过程中压⼒头由于⾃重使下降速度越来越快，在三位四通换向阀处于左位时，回油路⼝应设置⼀个顺序阀作背压阀使回油路有压⼒⽽不⾄于使速度失控。

（7）为了实现⾃动控制，在液压缸的活塞杆运动⽅向上安装了三个接近开关，使液压系统能够⾃动切换⼯作状态。（8）为了使系统⼯作时压⼒恒定，在泵的出⼝设置⼀个溢流阀，来调定系统压⼒。6.2 液压系统原理图

综上分析可得⼩型液压机液压系统原理如图6-1所⽰。

图6-1 液压机液压系统原理图

1-变量泵 2-溢流阀 3-油箱 4-单向阀5-三位四通电磁换向阀 6-单向顺序阀 7-液压缸8-过滤器 9-调速阀 10-⼆位⼆通电磁换向阀7 液压元件的选择7.1液压泵的选择

由液压缸的⼯况图，可以看出液压缸的最⾼⼯作压⼒出现在加压压制阶段时P＝23.63MPa ，此时液压缸的输⼊流量极⼩，且进油路元件较少故泵到液压缸的进油压⼒损失估计取为P=0.5MPa 。所以泵的最⾼⼯作压⼒pP=23.63+0.5=24.13MPa 。液压泵的最⼤供油量p

q按液压缸最⼤输⼊流量（28.5L/min）计算，取泄漏系数K=1.1,则p

q=31L/min。

根据以上计算结果查阅《机械设计⼿册》，选⽤63YCY14—1B压⼒补偿变量型轴向柱塞泵，其额定压⼒P=30MPa，排量为V=2.5~250mL/r,当转速为1500r/min。

由于液压缸在⼯进时输⼊功率最⼤，这时液压缸的⼯作压⼒为24.13MPa，流量为2.37L/min ,取泵的总效率η=0.85，则液压泵的驱动电机所要的功率ηqP P ?=

=1121W，

根据此数据按JB/T8680.1-1998，选取Y2-711-4型电动机，其额定功率P=550W ，额定转速n=1500r/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=t

q nV=120L/min ，⼤于计算所需的流量108L/min，满⾜使⽤要求。7.2 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7-1。

表7-1 液压元件的型号及规格

7.3油箱的容积计算

容量V (单位为L)计算按教材式(7-8) : p q V ξ=，由于液压机是⾼压系统，7=ξ。 所以油箱的容量：5.1995.287=?=V 取V ＝200L

8 液压系统性能的运算8.1 压⼒损失和调定压⼒的确定（1）进中的压⼒损失

由上述计算可知，⼯进时油液流动速度较⼩，通过的流量为0.38~2.23L/min,主要压⼒损失为阀件两端的压降可以省略不计。快进时液压杆的速度1V =3m/min ，此时油液在进的速度V=25.160

102225.0105.28623==

--πA q m/s 1）沿程压⼒损失：

沿程压⼒损失⾸先要判断管中的流动状态，此系统采⽤N32号液压油，室温为20度时421.010/m s γ-=?，所以有27510

0.1102225.143==--γvd<2320

油液在管中的流动状态为层流，则阻⼒损失系数eR 75=

λ=0.27，若取进油和回油的管路长均为4m ，油液的密度为ρ=9003/m Kg ，则进油路上的沿程压⼒损失为345.02

25.19001022427.022

32==??=?-pv d l P λMPa.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016.01605.285.02=??

=?P MPa ⼩于原估算值0.5MPa,所以是安全的。

则进油路上的压⼒总损失为：∑?1P ＝0.345+0.0345+0.19＝0.396MPa （2）回路上的压⼒损失：快进时回油路上的流量12

12A A q q =

＝14.5L/min ，则回路中的速度v=60

103025.0105.14623=--πA q =0.34m/s ， 由此可以计算出43

100.1103034.0--==γεvdR =102，

油液在管中的流动状态为层流，则阻⼒损失系数eR 75=

λ＝0.74, 所以回油路上的沿程压⼒损失为2

34.09001030474.022

32=??=?-pv d l P λ＝0.05MPa 。⽽通过液压阀的局部压⼒损失：21605.145.0=?P ＝0.004MPa

则回油路上的压⼒总损失为：∑?2P ＝0.057MPa 由上⾯的计算所得求出总的压⼒损失：∑∑∑?+=2121P

A A P P =0.396+0.03=0.426MPa这与估算值相符。8.2 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。快进时液压系统的发热量快进时液压缸的有效功率为：60

1） （9

.0322220??==ηFv F ＝100W

泵的输出功率为：ηpq P i ==6085.0105.2810234.036--=131W

因此快进液压系统的发热量为:o i i P P H -==31W

（2） 快退时液压缸的发热量

快退时液压缸的有效功率为：Fv F o ==100W泵的输出功率为：ηpq P i ==6085.0105.1410468.036-=133W

快退时液压系统的发热量为：o i i P P H -==33W（3）压制时液压缸的发热量

压制时液压缸的有效功率为：844~5.130==ηFv F W 泵的输出功率ηpqP i ==1098~176W

因此压制时液压系统的发热量为：o i i P P H -==2~41W

总的发热量为:H=31+33+Hi=318~105W 则求出油液温升近似值为：8.5~9.140032==HT C o

温升没有超出允许范围，液压系统中不需要设置冷却器。8.3 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HA 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。 这⾥取⾃然良好的通风散热，所以油箱散热⾯积A 为：23.38.517318=?=?=t K H A 2m结论

这次课程设计的内容是⼩型液压机液压系统的设计。对我们来说液压系统的设计是⼀门新的知识，在设计程中，碰到了⼀些与以往不同的⽅法及概念，总结起来，我认为最⼤的⽋缺就是缺乏⼀个整体的观念，常常在不经意中，只考虑到满⾜⼀个或⼏个性能要求，⽽没有以⼀个整体的思想来考虑问题。⽐如，我们设计系统图时，很容易忘记考虑系统保压和液压泵卸荷等问题，假如忘记考虑这些问题，就难以实现预定的⼯作要求。为此我也花了很长时间，经过反复思考最终设计出符合⼯作要求的系统图。

另⼀⽅⾯，在这次的设计中，我⽤到了⼀些经验公式以及⼀些在⼀定范围内取值的数据，以前我习惯了在精确公式及数值下计算，⽽且在查阅⼯具书⽅⾯的能⼒还不⾜，还需要在今后的设计中进⼀步加强。出现以上的种种缺陷的关键问题在于我们缺乏这⽅⾯专业能⼒的锻炼。但经过这次课程设计之后让我对于液压系统的应⽤更加了解。还有设计的时候应该具有严紧的态度，因为很多⼯程问题都是⼈命关天。所以我们要从现在开始就养成⼀种严紧的学习和⼯作态度，以后在⼯作中才能尽量避免⼀些重⼤失误。

通过这次的课程设计，让我对液压系统以及液压阀件有了更深的认识，对设计液压装备时应有的要求有了新的见解，完成同样的要求，有不同的设计⽅案，但是我们应向使⽤性能，结构，经济性更优的⽅向发展。当然这还需要我们不断地刻苦学习，然后在前⼈实践经验的基础上，勇于创新，寻求更经济实惠的设计。由于能⼒所限，在设计过程中还有许多不⾜之处，恳请⽼师批评指正！