小型液压机液压系统设计方案

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毕业设计说明书
题目：小型液压机液压系统设计
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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 =200000N
3.2 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)=5000N
3.4 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/N s/mm 44447778
2222
224444
-2222
图一 负载图
v/(m/min)
50
0.67-4.17s/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=0.7
0083.09
.0103022444461=⨯⨯=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 P
s/mm
图二 工况图
Q(l/min)P(w)P(MPa)28.5
0.81923.63
0.2340.46814.5 1.61
0.917
0.468
0.38
6 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p
P=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
ηq
P 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）进油管中的压力损失
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 ，此时油液在进油管的速度
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
e
R 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）回油管路上的压力损失：
快进时回油路上的流量1
2
12A A q q =
＝14.5L/min ，则回油管路中的速度
v=60
103025.0105.14623⨯⨯⨯⨯=--πA q =0.34m/s ， 由此可以计算出
4
3
100.1103034.0--⨯⨯⨯==γεvd
R =102，
油液在管中的流动状态为层流，则阻力损失系数
e
R 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：2
1605.145.0⎪⎭⎫
⎝⎛⨯=∆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：
∑∑∑∆+
∆=∆2
1
2
1P
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。

（1）快进时液压系统的发热量
快进时液压缸的有效功率为：60
9
.0322220⨯⨯=
=ηFv F ＝100W
泵的输出功率为：ηpq P i ==60
85.0105.2810234.03
6⨯⨯⨯⨯--=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 ==60
85.0105.1410468.03
6⨯⨯⨯⨯-=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η
pq
P i =
=1098~176W
因此压制时液压系统的发热量为：o i i P P H -==254~41W
总的发热量为:H=31+33+Hi=318~105W 则求出油液温升近似值为：
8.5~9.14003
2
==
∆H
T 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
H
A 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！。