课程设计设计一台上料机液压系统Word下载.docx
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，启动加速与减速时间均为
，液压缸的机械效率（考虑密封阻力）为0.91。
上料机示意图如下：
图1上料机的结构示意图
二、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：
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。
（1）工作负载
（2）摩擦负载
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
取静摩擦系数为0.2，动摩擦系数为0.1则有
静摩擦负载
动摩擦负载
（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
G---运动部件的重量（N）
g---重力加速度，
△v---速度变化值（
）
△t---起动或制动时间（s）
加速
减速
制动
反向加速
反向制动
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。
因此在对快速向下运动的负载分析时，就不考虑滑台2的重量。
则液压缸各阶段中的负载如表1所示（
表1液压缸各阶段中的负载
工况
计算公式
总负载F/N
缸推力F/N
启动
6033.94
6630.70
加速
6072.02
6672.55
快上
6016.97
6612.05
减速
5971.71
6562.32
慢上
制动
6007.18
6601.30
反向加速
84.25
92.58
快下
16.97
18.65
-50.31
-55.29
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2所示。
三、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：
（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。
（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）速度换接回路由于快上和满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。
（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程中的影响，设置了一单向背压阀。
（5）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，下图
为拟定的液压系统原理图。
3.2液压系统原理图：
3.3．液压缸的设计
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
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。
3．2液压缸的主要参数设计（后续计算）
3．3液压缸的结构设计
1）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。
2）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。
3）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。
4）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。
5）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。
6）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。
3．4液压缸设计需要注意的事项
1）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。
2）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。
3）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。
4）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。
3．5液压缸主要零件的材料和技术要求
1）缸体
材料---灰铸铁:
HT200,HT350;
铸钢：
ZG25,ZG45
粗糙度---液压缸内圆柱表面粗糙度为
技术要求：
a内径用H8-H9的配合
b缸体与端盖采用螺纹连接，采用6H精度
2）活塞
材料---灰铸铁：
HT150,HT200
粗糙度---活塞外圆柱粗糙度
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。
3）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
a调质20～25HRC
b活塞与导向套用
的配合，与活塞的连接可用
4）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
同轴度不大于
5）导向套
材料---青铜，球墨铸铁
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
四、主要参数的计算
液压缸工作压力主要根据运动循环各阶段的最大总负载力来确定，此外，还需要考虑一下因素：
（1）各类设备的不同特点和使用场合
（2）考虑经济和重量因素，压力选得低，则元件尺寸大，重量重，压力选得高一些，则元件尺寸小，重量轻，但对元件的制造精度，密封性能要求高。
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2.0MPa。
4.2．计算液压缸的主要尺寸
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
按标准取：
根据快上和快下的速度比值来确定活塞杆的直径：
按标准取
则液压缸的有效作用面积为：
无杆腔面积
有杆腔面积
4.3．活塞杆稳定性校核
因为活塞杆总行程为
，而活塞杆直径为
，
需进行稳定性校核，由材料力学中的有关公式，根据该液压缸一端支承一端铰接取末端系数
，活塞杆材料用普通碳钢则：
材料强度实验值
，系数
，柔性系数
，因为
，所以有其临界载荷
取其安全系数
时
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
（1）求液压缸的最大流量
（2）绘制工况图
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
压力
流量
功率
1.93
8.42
270.84
1.50
48.25
0.0065
8.67
0.94
由表2可绘制出液压缸的工况图，如图3所示：
五、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
，由于该系统比较简单，所以取其压力损失
，所以液压泵的工作压力为
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
，由于溢流阀最小稳定流量为
，而工进时液压缸所需流量为
，所以。
高压泵的输出流量不得少于
根据以上压力和流量的数值查产品目录，选用
型的双联片泵，其额定压力为
，容积效率
，总效率
，所以驱动该泵的电动机的功率可由泵的工作压力（
）和输出流量（当电动机转速为
求出
查电动机产品目录，拟定选用电动机的型号为Y90S-6,功率为750W，额定转速为910r/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
序号
名称
通过流量
型号及规格
1
滤油器
11.47
XLX-06-80
2
双联叶片泵
9.75
YB1-6.3/6.3
3
单向阀
4.875
I-10B
4
外控顺序阀
XY-B10B
5
溢流阀
3.375
PB-10B
6
三位四通电磁换向阀
7
单向顺序阀
11.57
XI-B10B
8
液控单向阀
IY-25B
9
二位二通电磁换向阀
8.21
10
单向调速阀
QI-10B
11
压力表
Y—100T
12
压力表开关
K-3B
13
电动机
Y90S-6
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。
在本题中采用内径为8mm，外径为10mm的紫铜管
油箱：
油箱容积根据液压泵的流量计算，取其体积
即V=70L
3.单向阀I-10B
《液压元件产品样本》上海立新液压件厂P150
技术规格：
型号
重量（㎏）
压力（㎏/㎜2）
压力损失（㎏/㎜2）
接口尺寸（mm）
0.5
63
<
?
外形尺寸P151
4.外控顺序阀XY-B10B
《液压元件产品样本》上海立新液压件厂P30
技术规格：
阀径（mm）
1.5
3～25
外形尺寸构P31
5.溢流阀PB-10B
《液压元件产品样本》上海立新液压件厂P9
外形尺寸P10
6三位四通电磁换向阀
P80
泄漏（ml
/min）
3.5
2.5
外形尺寸P87
7单向顺序阀XI-B10BP25
型号
外形尺寸P26
8液控单向阀IY-25BP153
控制压力（㎏/㎜2）
2.2
约小于主压力30%
外形尺寸P154
9二位二通电磁换向阀
P67
15
外形尺寸P68
10单向调速阀QI-10BP52
工作压力（㎏/㎜2）
经节流阀压力损失（㎏/㎜2）
经单向阀压力损失（㎏/㎜2）
5～63
外形尺寸P53
11压力表Y—100T
Y弹簧压力表100压力表直径mmT径向有边
12压力表开关K-3B
13电动机Y90S-6
额定功率
转速
电流
效率
功率因数
转动惯量
质量
0.75kw
910r/min
2.25A
72.5
0.70
0.029
23kg
《机械设计通用手册》张展
5.3液压系统原理图上部分阀类功能
1.溢流阀结构原理及应用
（1）结构原理：
图1是DBD型直动式溢流阀的结构原理图。
进油口的压力油通过阻尼活塞作用在其底部，形成了一个与弹簧力相抗衡的液压力。
当此液压力小于调压弹簧的弹簧力时，锥阀关闭，此阀不起调压作用。
随着进油口压力的不断提高。
当液压力大于弹簧力时，锥阀开启，多余的油液溢回油箱，使进油口压力稳定在调定值上。
直动式溢流阀结构原理图
（2）应用：
1）起安全阀作用（防止液压系统过载）溢流阀起安全阀作用时，是为了限制液压系统的最高压力，以保证系统的安全2）起溢流阀作用（维持液压系统压力恒定）在节流调速系统中，溢流阀在正常工作时为常开，通过溢流将多余油液排回油箱而维持液压系统压力基本恒定。
3）使液压系统卸荷先导式溢流阀的远程控制口通油箱，就可以利用溢流阀使系统卸荷。
4）远程调压在先导式溢流阀的远程控制口上接远程调压阀，能实现远程调压。
2.顺序阀
按工作原理和结构，顺序阀分直动式和先导式两类；
按压力控制方式，
顺序阀有内控和外控之分。
在顺序阀中装有单向阀，能通过反向液流的复合阀称为单向顺序阀。
一般说来，这种阀使用较多。
顺序阀原理图
顺序阀的基本功能是控制多个执行元件的顺序动作，根据其功能的不同，分别称为顺序阀、背压阀、卸荷阀和平衡阀。
3.调速阀
调速阀是进行了压力补偿的节流阀。
它由定差减压阀和节流阀串联而成。
（2）应用：
节流阀前、后的压力分别引到减压阀阀芯右、左两端，当负载压力增大，于是作用在减压阀芯左端的液压力增大阀芯右移，减压口加大，压降减小，从而使节流阀的压差（p2-p3）保持不变；
反之亦然。
这样就是调速阀的流量恒定不变（不受负载影响）。
调速阀也可以设计成先节流后减压的结构。
4.双作用叶片泵
（1）结构原理及功用：
单作用：
叶片是镶嵌在槽里的，可以自由滑动，当旋转产生时，叶片在离心作用下甩到泵壳上，叶片泵是容积泵，相邻的两个叶片运动到下边时与泵壳和转子封闭的容积最小，在上边时最大，当转子顺时针转动时，相邻两叶片经历从最下边到最上边的过程就是容积增大过程，所以吸油（从第四象限到第二象限）；
从最上到最下是容积减小过程，所以压油（从第二到第四象限）。
双作用：
当电机带动转子沿转动时，叶片在离心力和叶片底部压力油的双重作用下向外伸出，其顶部紧贴在定子内表面上。
处于四段同心圆弧上的四个叶片分别与转子外表面、定子内表面及两个配流盘组成四个密封工作油腔。
这些油腔随着转子的转动，密封工作油腔产生由小到大或由大到小的变化，可以通过配流盘的吸油窗口（与吸油口相连）或排油窗口（与排油口相连）将油液吸入或压出。
在转子每转过程中，每个工作油腔完成两次吸油和压油，所以称为双作用式叶片泵，由于高低压腔相互对称对称，轴受力平衡，为卸荷式。
5.滤油器
过滤油的仪器。
按滤芯的材料和结构形式，滤油器可分为网式、线隙式，纸质滤芯式、烧结式滤油器及磁性滤油器等。
按滤油器安放的位置不同，还可以分为吸滤器，压滤器和回油滤油器，考虑到泵的自吸性能，吸油滤油器多为粗滤器。
变换阀心在阀体内的相对工作位置，使阀体各油口连通或断开，从而控制液压执行元件（如液压杆、液压马达）的换向或启停。
电磁换向阀：
利用电磁铁的通、断电而直接推动阀芯来控制油口的连通状态。
电磁换向阀起先导作用，它可以改变控制液流的方向，从而改变液动换向阀的位置。
由于操纵液动换向阀的液压推力可以很大，所以主阀可以做得很大，允许有较大的流量通过。
这样用较小的电磁铁就能控制较大的液流。
六、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
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
此时油液在进油液在进油管的流速为
1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，
所以有：
，管中为层流，则阻力损失系数
，若取进、回油管长度均为2m，油液的密度为
，则其进油路上的沿程压力损失为
⑵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，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
和
，则当通过阀的流量为q时的阀的压力损失
因为GE系列10mm通经的阀的额定流量为63L/min，叠加阀10mm通经系列的额定流量为40L/min，而在本例中通过每一个阀的最大流量仅为9.75L/min，所以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
，则回油路油管中的流速
由此可计算出
（层流），
所以回油路上的沿程压力损失为：
⑶总压力损失由上面的计算所得可求出
原设
，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。
⑷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
所以卸荷阀的调压压力应取2.6Mpa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3.0Mpa
背压阀的调定压力以平衡滑台自重为根据，即
，取
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
慢上时的电动机输入功率为
而快上时其有用功率为
满上时的有用功率为；
所以慢上时的功率损失为276.75W略大于快上时的功率损失249.7W，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
，假设通风良好，取
，所以油液的温升为
室温为
，热平衡温度为
，没有超出允许范围。
七、小结
在邬老师的指导下，经过一周的努力，我的《液压与气压传动》课程设计总算有了成果。
通过此次课程设计，我再一次系统性的学习了《液压与气压传动》的相关知识，受益匪浅。
课程设计我们已经做过很多次了，通过这次课程设计，让我们每一个人都再一次体验了课程设计的基本模式和相关流程。
这次课程设计中，我向往常一样根据老师所给的题目去构思，收集整理设计中所需要的资料。
因为临近研究生入学考试，我不得不抓紧每一秒，以腾出更多的时间复习备考。
收集完资料，我便
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