上料机液压系统设计.docx
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上料机液压系统设计
上料机液压系统设计
摘要液压作为一个广泛应用的技术，在未来更是有广阔的前景。
随着计算机的深入
发展，液压控制系统可以和智能控制的技术、计算机控制的技术等技术结合起来，这样
就能够在更多的场合中发挥作用，也可以更加精巧的、更加灵活地完成预期的控制任务。
液压传动是流体传动的一种，其基本原理是在密闭的容器内，利用有压力的油液作
为工作介质来实现能量转换和传递动力的。
其中的液体称为工作介质，一般为矿物油，
它的作用和机械传动中的皮带、链条和齿轮等传动元件相类似。
液压系统主要由：
动力元件（油泵）、执行元件（油缸或液压马达）、控制元件
（各种阀）、辅助元件和工作介质等五部分组成。
液压传动的优缺点
1、液压传动的优点
（1）体积小、重量轻，因此惯性力较小，当突然过载或停车时，不会发生大的冲击；
（2）能在给定范围内平稳的自动调节牵引速度，并可实现无极调速；
（3）换向容易，在不改变电机旋转方向的情况下，可以较方便地实现工作机构旋转和
直线往复运动的转换；
（4）液压泵和液压马达之间用油管连接，在空间布置上彼此不受严格限制；
（5）由于采用油液为工作介质，元件相对运动表面间能自行润滑，磨损小，使用寿命
长；
（6）操纵控制简便，自动化程度高；
（7）容易实现过载保护。
2、液压传动的缺点
（1）使用液压传动对维护的要求高，工作油要始终保持清洁；
（2）对液压元件制造精度要求高，工艺复杂，成本较高；
（3）液压元件维修较复杂，且需有较高的技术水平；
（4）用油做工作介质，在工作面存在火灾隐患；
（5）传动效率低。
4
关键词液压缸活塞杆验算供油调速
Feederhydraulicsystemdesign
AbstractThemodernmachinerygeneralmanyismechanical,electrical,hydraulicthreeclosely
andcombinationofacomplexstructure.Hydraulicdriveandmechanicaltransmission,electrical
transmissionandclassifiedasthreetraditionalform,hydraulictransmissionsystemdesigninthe
modernmechanicaldesignworkoccupiesanimportantposition.So,choosehydraulic
transmissionsubjecttopicsasthegraduationdesignissueisofengineeringmachineryofvarious
kindsofcommonchoice.Hydraulictransmissiontechnologyisnotonlyatheoreticalverystrong
technology,andwiththeactualproductionhasthecloserelation.Inordertolearnsuchan
importanttechnology,inadditiontoteachingsysteminteaching,butalsocanbeusedasthe
graduationdesignteaching,throughthetheorywithpractice,tograspthehydraulictransmission
systemdesignskillsandmethods.
Hydraulictransmissionofgraduationdesigngoalmainlyhavethefollowing:
1andcomprehensiveapplicationofhydraulicdrivecourseandotherrelevantcoursestheoretical
knowledgeandpracticalknowledgeproduction,hydraulictransmissiondesignpractice,isthe
theoreticalknowledgeandproductionpracticeincloseintegrationwith,sothatthisknowledgeto
furtherconsolidate,deepenimproveandexpand.
2inthedesignpractice,learnandmastergeneralhydrauliccomponents,especiallytheofall
kindsofstandardcomponentselectionprincipleandmethodoftheloopcombination,training
designskills,improvethestudentanalysisandtheactualproductionofgraftingquestionability,
thedesignworkforthefuturelayagoodfoundation.
3,throughthedesign,furtherfamiliarwithdesigndata（includingdesignmanual,productsamples,
standardsandspecification）apply,andimprovethecalculation,drawing（CAD）,andexperience
theabilitytoestimate.
4,cultivatingtheirownautonomouslearning,practicalandteamcooperationability.
Keywordshydrauliccylinderpiston
energysupply
speed
5
引
言
液压传动控制是工业中经常用到的一种控制方式，它采用液压完成传递能量的过
程。
因为液压传动控制方式的灵活性和便捷性，液压控制在工业上受到广泛的重视。
液
压传动是研究以有压流体为能源介质，来实现各种机械和自动控制的学科。
液压传动利
用这种元件来组成所需要的各种控制回路，再由若干回路有机组合成为完成一定控制功
能的传动系统来完成能量的传递、转换和控制。
从原理上来说，液压传动所基于的最基本的原理就是帕斯卡原理，就是说，液体各
处的压强是一致的，这样，在平衡的系统中，比较小的活塞上面施加的压力比较小，而
大的活塞上施加的压力也比较大，这样能够保持液体的静止。
所以通过液体的传递，可
以得到不同端上的不同的压力，这样就可以达到一个变换的目的。
我们所常见到的液压
千斤顶就是利用了这个原理来达到力的传递。
液压传动中所需要的元件主要有动力元件、执行元件、控制元件、辅助元件等。
其
中液压动力元件是为液压系统产生动力的部件，主要包括各种液压泵。
液压泵依靠容积
变化原理来工作，所以一般也称为容积液压泵。
齿轮泵是最常见的一种液压泵，它通过
两个啮合的齿轮的转动使得液体进行运动。
其他的液压泵还有叶片泵、柱塞泵，在选择
液压泵的时候主要需要注意的问题包括消耗的能量、效率、降低噪音。
液压执行元件是用来执行将液压泵提供的液压能转变成机械能的装置，主要包括液
压缸和液压马达。
液压马达是与液压泵做相反的工作的装置，也就是把液压的能量转换
称为机械能，从而对外做功。
液压控制元件用来控制液体流动的方向、压力的高低以及对流量的大小进行预期的
控制，以满足特定的工作要求。
正是因为液压控制元器件的灵活性，使得液压控制系统
能够完成不同的活动。
液压控制元件按照用途可以分成压力控制阀、流量控制阀、方向
控制阀。
按照操作方式可以分成人力操纵阀、机械操纵法、电动操纵阀等。
除了上述的元件以外，液压控制系统还需要液压辅助元件。
这些元件包括管路和管
接头、油箱、过滤器、蓄能器和密封装置。
通过以上的各个器件，我们就能够建设出一
个液压回路。
所谓液压回路就是通过各种液压器件构成的相应的控制回路。
根据不同的
控制目标，我们能够设计不同的回路，比如压力控制回路、速度控制回路、多缸工作控
制回路等。
6
根据液压传动的结构及其特点，在液压系统的设计中，首先要进行系统分析，然后
拟定系统的原理图，其中这个原理图是用液压机械符号来表示的。
之后通过计算选择液
压器件，进而再完成系统的设计和调试。
这个过程中，原理图的绘制是最关键的。
它决
定了一个设计系统的优劣。
液压传动的应用性是很强的，比如装卸堆码机液压系统，它作为一种仓储机械，在
现代化的仓库里利用它实现纺织品包、油桶、木桶等货物的装卸机械化工作。
也可以应
用在万能外圆磨床液压系统等生产实践中。
这些系统的特点是功率比较大，生产的效率
比较高，平稳性比较好。
第一章上料机的液压系统设计
1.1设计要求：
上料机液压系统，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5000N，滑台的重
量为1000N，快速上升的行程为350mm，其最小速度为≥45mm/s；慢速上升行程为
100mm，其最小速度为8mm/s；快速下降行程为450mm，速度要求≥55mm/s。
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2mm，启动加速与减速
时间均为0.5s，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：
7
图1上料机的结构示意图
1.2负载分析
1.2.1工作负载
FL=FG=（5000+1000）N=6000N
1.2.2摩擦负载
Ff=fFNsin
α
2
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
F
N
=120N,取
f
s
=0.2,
f
d
=0.1，则有
（）
动摩擦负载F=（0.1×120sin45）N=16.97N
fd
静摩擦负载F
fs
=0.2×120sin45οN=33.94N
ο
1.2.3惯性负载
加速
Fa1=
G∆v60000.045
=×N=55.05N
g∆t9.810.5
G∆v60000.045−0.008
=×N=45.26N
g∆t9.810.5
减速
Fa2=
8
制动
Fa3=
G∆v60000.008
=×N=9.79N
g∆t9.810.5
G∆v60000.055
=×N=67.28N
g∆t9.810.5
反向加速
Fa4=
反向制动
Fa5=Fa4=67.28N
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，就不考虑滑台的重量。
则液压缸各阶段中的负载如表1所示（η=0.91）
m
表1
工况
启动
加速
快上
减速
慢上
制动
反向加速
快下
制动
液压缸各阶段中的负载
总负载F/N
6033.94
6072.02
6016.97
5971.71
6016.97
6007.18
84.25
16.97
计算公式
缸推力F/N
6630.70
6672.55
6612.05
F=Ffs+FL
F=FL+Ffd+Fa1
F=Ffd+FL
F=
F
L
+F
fd
−Fa2
6562.32
6612.05
6601.30
92.58
18.65
F=FL+Ffd
F=FL+Ffd−Fa3
F=Ffd+Fa4
F=Ffd
F=Ffd−Fa5
-50.31
-55.29
1.3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：
9
图2
液压缸的负载图及速度图
1.4液压缸主要参数的确定
1.4.1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。
1.4.2计算液压缸的尺寸
A
D
=
F
P
4
=6672
.55×
20
1
×10
5
m
−4
2
=33.36
×10
−4
m
2
=
A
π
=
4×33.36×10
3.14159
m=6.52×10
−2
m
按标准取：
D=63mm
10
根据快上和快下的速度比值来确定活塞杆的直径：
D
D
d=
2
2
−
d
2
=
55
45
26.86mm
按标准取d=25mm。
则液压缸的有效作用面积为：
无杆腔面积
1π
A1=πD2=×6.32cm2=31.17cm2
44
1π
A2=π（D2−d2）=（6.32−2.52）cm2=26.26cm2
44
有杆腔面积
1.4.3活塞杆稳定性校核
因为活塞杆总行程为450mm，而活塞杆直径为25mm，l/d=450/25=18>10,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
ψ2=2，活塞杆材料用普通碳钢则：
材料强度实验值f=4.9×108Pa，系数α=
Jd
==6.25，因为
A4
l
=72<ψ1ψ2=852=120
rk
1
，
5000
柔性系数ψ1=85，rk=
其临界载荷F
，所以有
k
F=
k
fA
⎛
α⎜l
1+⎜
ψ2⎜rk
⎜
⎝
⎞2
⎟
⎟
⎟
⎟
⎠
π
×252×10−6
4
=N=197413.15N
2
1⎛450⎞
1+⎜⎟
2×5000⎝6.25⎠
4.9×108×
取其安全系数nk=4时
Fk197413.15
=N=49353.29N>6672.55N
nk4
所以，满足稳定性条件。
1.4.4求液压缸的最大流量
q
q
−4−3m
快上=A1v快上=31.17×10×45×10
3
s
s
=140.27×10−6m
=24.94×10−6m
3
3
L
s=8.42min
=1.50L
min
慢上
=A1v慢上=31.17×10−4×8×10−3m
3
s
11
q
快下
=A2v快下=26.26×10−4×55×10−3m
3
s
=144.43×10−6m
3
s
=8.67L
min
1.4.5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
工况
快上
慢上
快下
压力p
MPa
流量q
1.93
1.93
0.0065
L⋅min
8.42
−1
功率P
W
270.84
48.25
0.94
1.50
8.67
由表2可绘制出液压缸的工况图，如图3所示
图3液压缸的工况图
1.5液压系统图的拟定
12
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大，且
比较接近，在慢上时所需的流量较小，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
由工况图可知，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。
（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。
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4为拟定的
液压系统原理图。
13
图4液压系统原理图
1.6液压元件的选用
1.6.1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1.93Mpa，由于该系统比较简单，所以
其压力损失Σ∆p=0.4Mpa，所以液压泵的工作压力为
PP=P+Σ∆p=（1.93+0.4）MPa=2.33MPa
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q=1.1×8.67L/min=9.537L/min，由于溢流阀最小稳定流量为3Lmin，而工
p
进时液压缸所需流量为1.5Lmin，所以，高压泵的输出流量不得少于4.5L/min。
14
根据以上压力和流量的数值查产品目录，选用YB1−6.3/6型的双联叶片泵，其额定
压力为6.3Mpa，容积效率η
PV
=0.85，总效率η=0.75，所以驱动该泵的电动机
P
的功率可由泵的工作压力（2.33Mpa）和输出流量（当电动机转速为910r/min）
q
P
=2×6.3×910×0.85×10−3L/min=9.75L/min求出
ppqp2.33×106×9.75×10−3
Pp==W=504.83W
η60×0.75
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。
1.6.2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
表3
序号
1
2
3
4
5
6
7
8
9
10
11
12
13
滤油器
双联叶片泵
单向阀
外控顺序阀
溢流阀
三位四通电磁换向阀
单向顺序阀
液控单向阀
二位二通电磁换向阀
单向调速阀
压力表
压力表开关
电动机
名称
液压元件型号与规格（GE系列）
通过流量q
max
/（L.min−1）
型号及规格
XLX-06-80
YB1-6.3/6.3
I-10B
XY-B10B
PB-10B
34D1−10B
11.47
9.75
4.875
4.875
3.375
9.75
11.57
11.57
8.21
9.75
XI-B10B
IY-25B
22D1−10B
QI-10B
Y—100T
K-3B
Y90S-6
15
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
邮箱：
邮箱容积根据液压泵的流量计算，取其体积V=（5~7）q,即V=70L。
P
1.7液压系统的性能验算
1.7.1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为0.5m/s，通过的流量为1.5L/min,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
v1=
qp9.75×0.001m
==52mm
ss
A160×31.17×0.0001
此时油液在进油液在进油管的流速为
v=
qp9.75×10−3m
==3.23m
ssπ×10−6×60A
4
首先要判别管中的流态，设系统采用N32液压油。
室温为20
（1）沿程压力损失
度时，γ=1.0×10−4mm−2，所以有：
s
Re=vd=3.23×8×10−3=258.4<2320
v1.0×10−4
管中为层流，则阻力损失系数γ=75
均为2m，油液的密度为ρ=890kg
Re
=75
258.4
=0.29，若取进、回油管长度
m3
，则其进油路上的沿程压力损失为：
∆pλ1=λ
lρ2890
×v2=0.29×××3.232Pa=337000pa=0.337pa
d28×10−32
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
（2）局部压力损失
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∆pn，则当通
过阀的流量为q时的阀的压力损失∆pv式为
16
⎛q⎞
∆pv=∆pn⎜⎟
⎜qn⎟⎜⎟
⎝⎠
2
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
q2=q1×A2
A1
=9.75×26.26
（
31.17
）Lmin
则回油路油管中的流速
v=8.21×10−3
60×
π2
×8×10−6
4
m=2.72m
ss
由此可计算出Re=vd/v=2.72×8×
所以回油路上的沿程压力损失为
10
−3
1.0×10=217.
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