液压课程设计

一、液压传动课程设计的目的：
1、综合运用《液压传动》课程及其它先修课程的理论和工程实际知识，以课程设计为载体，通过液压功能原理及液压装置的设计实践，使理论和工程实际知识密切地结合起来，从而使这些知识得到进一步巩固、加深和扩展，并培养分析和解决工程实际问题的设计计算能力。

2、使学生掌握根据设计题目搜集有关设计资料和文献的一般方法和途径，提高学生综合利用设计资料的能力，为独立从事液压传动设计建立良好的基础。

3、在设计实践中学习和掌握方案论证及拟定方法，掌握液压回路的组合方法及
液压元件的选用原则、结构形式，深化对液压系统设计特点的认识和了解。

二、液压课程设计题目：
设计一台上料机液压系统，要求驱动它的液压传动系统完成快速上升→慢速上升→停留→快速下降的工作循环。

其结构示意图如图1所示。

其垂直上升工作的重力为N 7000，滑台的重量为N 5000，快速上升的行程为mm 450，其最小速度为s mm /55;慢速上升行程为mm 200，其最小速度为mm/s 13；快速下降行程为
mm 450，速度要求mm/s 55。

滑台采用V 型导轨，其导轨面的夹角为 90，滑台
与导轨的最大间隙为mm 2，启动加速与减速时间均为s .50，液压缸的机械效率（考
虑密封阻力）为0.9。

目录
1 前言 (1)
2 负载分析 (2)
2.1 负载与运动分析 (2)
2.2 负载动力分析 (2)
2.3负载图和速度图的绘制 (5)
3 设计方案拟定 (7)
3.1液压系统图的拟定 (7)
3.2 液压系统原理图 (8)
3.3 液压缸的设计 (8)
4 主要参数的计算 (12)
4.1 初选液压缸的工作压力 (12)
4.2 计算液压缸的主要尺寸 (12)
4.3活塞杆稳定性校核 (13)
4.4计算循环中各个工作阶段的液压缸压力，流量和功率 (13)
5 液压元件的选用 (15)
5.1确定液压泵的型号及电动机功率 (15)
5.2选择阀类元件及辅助元件 (16)
1
6 液压系统的性能验算 (18)
6.1压力损失及调定压力的确定 (18)
6.2验算系统的发热与温升 (20)
致谢 (22)
参考文献 (23)
2
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1 1 前言
设计一台上料机液压系统，要求驱动它的液压传动系统完成快速上升→慢速上升→停留→快速下降的工作循环。

其结构示意图如图1所示。

其垂直上升工作的重力为N 7000，滑台的重量为N 5000，快速上升的行程为mm 450，其最小速度为
s mm /55;慢速上升行程为mm 200，其最小速度为s mm /13；快速下降行程为
mm 450，速度要求s mm /55。

滑台采用V 型导轨，其导轨面的夹角为 90，滑台与
导轨的最大间隙为mm 2，启动加速与减速时间均为s 5.0，液压缸的机械效率（考虑密封阻力）为0.9。

上料机示意图如下：
图1 上料机的结构示意图
2 负载分析
对液压传动系统的工况分析就是明确各执行元件在工作过程中的速度和负载的变化规律，也就是进行运动分析和负载分析。

2.1 负载与运动分析
根据各执行在一个工作循环内各阶段的速度，绘制其循环图，如下图所示：
图2工作循环图
2.2 负载动力分析
动力分析就是研究机器在工作中其执行机构的受力情况。

2.2.1工作负载
2
3 ()N N F F G L 1200070005000=+==
2.2.2摩擦负载
2
sin
α
N
fF
F f =
由于工件为垂直起升，所以垂直作用于导轨的载荷可由其间隙和机构尺寸求得
60N F N =,取静摩擦系数为0.2，动摩擦系数为0.1则有
静摩擦负载：()N .N .
F fs 971645sin 6020=⨯=ο 动摩擦负载：()N .N
.F fd 49845sin 6010=⨯=ο
2.2.3惯性负载
惯性负载为运动部件在起动和制动的过程中可按：
Δt
Δv
g G ma F =
= G---运动部件的重量（N ）g---重力加速度，2
89s m
.g =
△v---速度变化值（s
m ） △t---起动或制动时间（s ）
加速： N .N ...Δt Δv g G F a 691345
0055
089120001=⨯==
减速： N .N ....Δt Δv g G F a 561025
0013
0055089120002=-⨯==
4 制动：N .N ...Δt Δv g G F a 84315
0013
089120003=⨯==
反向加速： N .N ...Δt Δv g G F a 6913450055
089120004=⨯==
反向制动： N .a F
F a 691344
5==
根据以上的计算，考虑到液压缸垂直安放，其重量较大，为防止因自重而自行下滑，系统中应设置平衡回路。

则液压缸各阶段中的负载如表1所示（0.9ηm =）
表1 液压缸各阶段中的负载
2.3负载图和速度图的绘制
按照前面的负载分析结果及已知的速度要求、行程限制等，绘制出负载图及速度图如图3所示。

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图3速度负载图
6
3 设计方案拟定
3.1液压系统图的拟定
液压系统图的拟定，主要是考虑以下几个方面的问题
3.1.1供油方式
从工况图分析可知，该系统在快上和快下时所需的流量较小，因此从提高系统的效率，节省能源的角度考虑，采用单个定量泵的供油方式显然是不适合的，宜选用双联式定量叶片泵作为油源。

3.1.2调速回路
由工况可知可知，该系统在慢速时速度需要调节，考虑到系统功率小，滑台运动速度需要调节，考虑到系统功率小，滑台运动速度低，工作负载变化小，所以采用调速阀的回油节流调速回路。

3.1.3速度换接回路
由于快上和慢上之间速度需要换接，但对换接到位置要求不高，所以采用由行程开关发讯控制二位二通电磁阀来实现速度的换接。

3.1.4平衡及锁紧
为防止在上端停留时重物下落和在停留期间内保持重物的位置，特在液压缸的下腔(无杆腔)进油路上设置了液控单向阀；另一方面，为了克服滑台自重在快下过
7
8
程中的影响，设置了一单向背压阀。

3.1.5 电磁阀
本液压系统的换向采用三位四通Y 型中位机能的电磁换向阀。

3.2 液压系统原理图
图4原理图
3.3 液压缸的设计
3．3.1液压缸的分类机组成
液压缸按其结构形式，可以分为活塞缸、柱塞缸、和摆动缸三类。

活塞缸和柱塞刚实现往复运动，输出推力和速度。

摆动缸则能实现小于 360的往复摆动，输出转矩和角速度。

液压缸除单个使用外，还可以几个组合起来和其他机构组合起来，
在特殊场合使用，已实现特殊的功能。

液压缸的结构基本上可分成缸筒和缸盖、活塞和活塞杆、密封装置、缓冲装置，以及排气装置五个部分。

3．3.2液压缸的结构设计
缸体与缸盖的连接形式常用的连接方式法兰连接、螺纹连接、外半环连接和内半环连接，其形式与工作压力、缸体材料、工作条件有关。

活塞杆与活塞的连接结构常见的连接形式有：整体式结构和组合式结构。

组合式结构又分为螺纹连接、半环连接和锥销连接。

活塞杆导向部分的结构活塞杆导向部分的结构，包括活塞杆与端盖、导向套的结构，以及密封、防尘、锁紧装置等。

活塞及活塞杆处密封圈的选用活塞及活塞杆处密封圈的选用，应根据密封部位、使用部位、使用的压力、温度、运动速度的范围不同而选择不同类型的密封圈。

常见的密封圈类型：O型圈，O型圈加挡圈，高底唇Y型圈，Y型圈，奥米加型等。

液压缸的缓冲装置液压缸带动工作部件运动时，因运动件的质量大，运动速度较高，则在达到行程终点时，会产生液压冲击，甚至使活塞与缸筒端盖产生机械碰撞。

为防止此现象的发生，在行程末端设置缓冲装置。

常见的缓冲装置有环状间隙节流缓冲装置，三角槽式节流缓冲装置，可调缓冲装置。

液压缸排气装置对于速度稳定性要求的机床液压缸，则需要设置排气装置。

9
10
3．3.3液压缸设计需要注意的事项
尽量使液压缸有不同情况下有不同情况，活塞杆在受拉状态下承受最大负载。

考虑到液压缸有不同行程终了处的制动问题和液压缸的排气问题，缸内如无缓冲装置和排气装置，系统中需有相应措施。

根据主机的工作要求和结构设计要求，正确确定液压缸的安装、固定方式，但液压缸只能一端定位。

液压缸各部分的结构需根据推荐结构形式和设计标准比较，尽可能做到简单、紧凑、加工、装配和维修方便。

3．3.4液压缸主要零件的材料和技术要求
缸体材料---灰铸铁: HT200,HT350;铸钢：ZG25,ZG45
ZG230-450是一种铸造碳钢也叫ZG25或者25号钢。

230是指铸钢件的屈服强度为230Mpa ，450是指铸钢件的抗拉强度为450Mpa 。

ZG 代表铸钢的拼音缩写，执行GB/T11352标准。

以此种材料为原料生产制造的建筑扣件成为铸钢扣件。

粗糙度---液压缸内圆柱表面粗糙度为0.4μm ~0.2R a =。

技术要求：内径用H8-H9的配
合。

缸体与端盖采用螺纹连接，采用6H 精度
活塞材料---灰铸铁：HT150,HT200。

粗糙度---活塞外圆柱粗糙度1.6μm ~0.8R a =。

技术要求：活塞外径用橡胶密封即可取f7~f9的配合，内孔
与活塞杆的配合可取H8。

活塞杆材料---实心：35钢，45钢；空心：35钢，45钢无缝钢管。

粗糙度---杆外圆柱粗糙度为μm .~.R a 8040=。

技术要求：a 调质20～25HRC 。

b 活塞与导向套用78H 的配合，与活塞的连接可用88h H 。

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缸盖材料---35钢，45钢；作导向时用（耐磨）铸铁。

粗糙度---导向表面粗
糙度为μm .~.R a 6180=。

技术要求：同轴度不大于μm .030。

导向套材料---青铜，球墨铸铁，粗糙度---导向表面粗糙度为μm .
R a 80=，技术要求：a 导向套的长度一般取活塞杆直径的60%~80%。

b 外径D 内孔的同轴度不大于内孔公差之半
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4 主要参数的计算
4.1 初选液压缸的工作压力
根据分析此设备的负载不大，按类型属机床类，所以初选液压缸的工作压力为
2.5MPa 。

4.2 计算液压缸的主要尺寸
p
F A =式中； F---液压缸上的外负载
p---液压缸的有效工作压力
A---所求液压缸有有效工作面积
2410415325
102511913352m .m .P F A -⨯=⨯⨯== m .m ..πA D 2102581415934
10415344-⨯=-⨯⨯=
= 按标准取：90
按标准取mm d 45=。

则液压缸的有效作用面积为： 无杆腔面积2626322094
2411cm .cm .ππD A =⨯==
13
有杆腔面积271472254209422412cm .cm ..πd D πA =⎪⎭
⎫ ⎝⎛-=⎪⎭⎫ ⎝⎛-= 4.3活塞杆稳定性校核
因为活塞杆总行程为650mm ，而活塞杆直径为45mm ，需进行稳定性校核，
m .m ..π[σ]F D 310558235000000141593721349244-⨯=⨯⨯=
≥ [σ]为材料的许用应力，查材料力学教程用普通碳素钢
所以，满足稳定性条件。

4.4计算循环中各个工作阶段的液压缸压力，流量和功率
求液压缸的最大流量
min 942036101034933105541062631L .s m .s m .v A q 快上快上=-⨯=-⨯⨯-⨯==
min 9643610718233101341062631L .s m .s m
.v A q 慢上慢上=-⨯=-⨯⨯-⨯== min 741536104126233105541071472L .s m .s m .v A q 快下快下=-⨯=-⨯⨯-⨯==
工作循环中各个工作阶段的液压缸压力、流量和功率如表2所示。

表2 液压缸各工作阶段的压力流量和功率
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5 液压元件的选用
5.1确定液压泵的型号及电动机功率
液压缸在整个工作循环中最大工作压力为Mpa .891，由于该系统比较简单，所以取其压力损失Mpa .ΣΔp 40=，所以液压泵的工作压力为
()MPa .MPa ..
ΣΔp P P P 29240891=+=+= 两个液压泵同时向系统供油时，若回路中泄漏按10％计算，则两个泵的总
流量应为min 0323min 942011L/.L/..
q p =⨯=，由于溢流阀最小稳定流量为min 3L ，而工进时液压缸所需流量为min 964L .，所以。

高压泵的输出流量不得少于min 967L/.。

根据以上压力和流量的数值查产品目录，选用10101/YB -型的双联叶片
泵，其额定压力为Mpa .
36，容积效率840.ηPV =，总效率650.ηP =，所以驱动该泵的电动机的功率可由泵的工作压力（Mpa 29.2）和输出流量（当电机转速为min /1400r ）min 5223min 1080014001023L/.L/.q P =⨯⨯⨯⨯=-求出 W .W ...ηq p P p p p 05138165
060105223102923
6=⨯⨯⨯⨯==- 查电动机产品目录，拟定选用电动机的型号为Y90L-4,功率为1500W ，额定转速为1400r/min 。

5.2选择阀类元件及辅助元件
根据系统的工作压力和通过各个阀类元件和辅助元件的流量，可选出这些元件的型号及规格如下
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表3各元件初选
油管：油管内径一般可参照所接元件接口尺寸确定，也可按管路中允许流速计算。

=12.17mm
=10.55mm
这两根油管按GB/T 2351-2005 选用内径φ15mm的冷拔无缝钢管。

油箱：油箱容积根据液压泵的流量计算，取其体积7)q
(5
V P
~
,即V=
按JB/T 7938-1999 取标准值V=160L
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6 液压系统的性能验算
6.1
压力损失及调定压力的确定
根据计算慢上时管道内的油液流动速度约
,通过的流量为min /5.1L ,
数值较小，主要压力损失为调速阀两端的压降；此时功率损失最大；而在快下时滑台及活塞组件的重量由背压阀所平衡，系统工作压力很低，所以不必验算，因而必须以快进位依据来计算卸荷和溢流阀的调定压力，由于供油流量的变化，其快上时液压缸的速度为
s mm .s
m ....A qp v 3360000106263600010032311=⨯⨯⨯==
此时油液在进油液在进油管的流速为
s m .s
m π.A qp v 1726010615154
3100323=⨯-⨯⨯⨯-⨯==
沿程压力损失 首先要判别管中的流态，设系统采用N32液压油。

室温为20度时，
s
mm .γ241001--⨯= 所以有：23203264
100131015172Re <=-⨯-⨯⨯==..
v
vd
，
管中为层流，则阻力损失系数230326
75
Re
75
.γ===，
若取进、回油管长度均为2m ，油液的密度为3
890m kg
ρ= ，则其进油路上的
19 沿程压力损失为
Mpa .
pa Pa ..v ρd l λΔpλ06406426017222
890310152230221==⨯⨯-⨯⨯=⨯=
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，前者视管道具体安装结构而定，一般取沿程压力损失的10%；而后者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为qn 和Δpn ，则当通过阀的流量为q 时的阀的压力损失Δpv 。

通过整个阀的压力损失很小，且可以忽略不计。

同理，快上时回油路上的流量
(
)17.27L/min =min 62
63714703231
2
12L ...
A A q q ⨯=⨯=，
则回油路油管中的流速
s m .s
m π.A qp v 6316010615154
3102717=⨯-⨯⨯⨯-⨯==。

由此可计算出52441040110315631Re ...vd/v =-⨯-⨯⨯== (层流)
310Re
75
.λ==所以回油路上的沿程压力损失为 ：
MPa .Pa (v)
ρd l λ
Δpλ04906316312
890
31015231022=⨯⨯⨯-⨯⨯==总压力损失 由上面的计算所得可求出
()MPa .MPa )..(....Δp A A Δp ΣΔp 1110004900490626371
470064006402121=⎥⎦
⎤⎢⎣⎡+++=+
=
20 原设MPa .ΣΔp 40=，这与计算结果略有差异，应用计算出的结果来确定系统中压力阀的调定值。

压力阀的调定值
双联泵系统中卸荷阀的调定值应该满足快进的要求，保证双泵同向系统供油，因而卸荷阀的调定值应略大于快进时泵的供油压力
()MPa .MPa ..Δp A F
p 151211100421
=+=∑+=
所以卸荷阀的调压压力应取2.2Mpa 为宜。

溢流阀的调定压力应大于卸荷阀调定压力0.3-0.5Mpa ，所以取溢流阀调定压力
为2.7Mpa
背压阀的调定压力以平衡滑台自重为根据，即
MPa .Pa .p 0514
1071475000=-⨯≥
，取Mpa .p 背11=。

6.2验算系统的发热与温升
根据以上的计算可知， 在快上时电动机的输入功率为：
W ....
W .q p P p
p P 77132665
06031052236102265
060=⨯-⨯⨯⨯=⨯=
；
21 慢上时的电动机输入功率为：
W ....
W .q p P p p P 1581465
06031076116107265
0601
11=⨯-⨯⨯⨯=⨯=
；
快上时其有用功率为：W .W ..
P 9671160
31094206108911=-⨯⨯⨯=；
慢上时的有用功率为：W .W ..
P 2415660
3109646108912=-⨯⨯⨯=
所以慢上时的功率损失为657.91W 略大于快上时的功率损失614.81W ，现以较大的值来校核其热平衡，求出发热温升。

设油箱的三个边长在1：1：1~1：2：3范围内，则散热面积为
2916123
21600650320650m .m .V .A ===， 假设通风良好，取C m kw h ο⋅⨯-=210153， 所以油液的温升为C .C ..hA H Δt οο8922916
131********=⨯-⨯==。

H 为发热功率即等于损耗功率；
室温为C 20ο，热平衡温度为C C .οο658942<，没有超出允许范围。

致谢
经过紧张的课程设计，我如愿地，较圆满地完成了设计任务。

从中得到了以前许多注意的问题。

本次设计培养了我们对课程设计的设计能力，学习和掌握液压传动基本基础知识及应用。

通过本次设计，我们把以前在课本中学习到的理论知识在此次设计中加以综合运用设计资料，并懂得，这样才不至于在设计过程中出现太多错误。

经过一周的紧张有序的工作，完成了课程设计，其中我们在设计的过程中遇到很多难题，但是经过马老师的认真讲解，使我对其加深了认识。

最后，真诚的感谢辅导老师对我们的指导和帮助。

由于我们对所学知识不够彻底，而且时间较短，又缺乏经验，设计书中难免会存在疏漏和欠缺之处，恳请老师批评指正，以便在以后的工作和学习中不犯类似的错误。

22
参考文献
[1] ：李新德主编.《液压与气动技术》. 北京. 中国商业出版社.2006
[2] ：袁承训主编. 《液压与气压传动》. 北京. 机械工业出版社.2000
[3] ：张福臣主编. 《液压与气压传动》. 北京. 机械工业出版社.2006
[4] ：陈桂芳主编. 《液压与气动技术》. 北京. 北京理工大学出版社.2007
[5] ：张群生主编.《液压与气压传动》. 北京. 机械工业出版社.2004
23。