湖南人文科技学院学生课程设计说明书题目：液压与气动技术——小型液压机液压系统设计组员：廖昌任李帅张林学号: 11428216 11428234 11428208 11428246 系别：机电工程系专业：机械设计制造及其自动化班级：11级机自二班指导教师：廖军年月日湖南人文科技学院湖南人文科技学院学院本科学生课程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 =20000N3.5 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 444477782222224444-2222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=0.70083.09.0103022444461=⨯⨯=A D=01057.0=0.103m按GB/T2348-1993，取标准值D=110mmd=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)28.50.81923.630.2340.46814.5 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pq按液压缸最大输入流量（28.5L/min）计算，取泄漏系数K=1.1,则pq=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=tq 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。