前言毕业设计和毕业论文是本科生培养方案中的重要环节。

学生通过毕业论文，综合性地运用几年内所学知识去分析、解决一个问题，在作毕业论文的过程中，所学知识得到疏理和运用，它既是一次检阅，又是一次锻炼。

通过这次检验，不但可以提高学生的综合训练设计能力、科研能力（包括实际动手能力、查阅文献能力，撰写论文能力）、还是一次十分难得的提高创新能力的机会，并从下个方面得到训练：（1）学会进行方案的比较和可行性的论证；（2）了解设计的一般步骤；（3）正确使用各种工具书和查阅各种资料；（4）培养发现和解决实际问题的能力。

利用所学的液压方面的知识，我选择这个课题为我的毕业设计，进行大胆的尝试。

设计中主要以课本和各种参考资料作为依据，从简单入手，循序渐进，逐步掌握设计的一般方法，把所学的知识形成一个整体，以适应以后的工作需要。

当然，初次设计，知识有限，经验不足，一些问题考虑不周，也可能存在有某些错误和遗漏，恳请各位老师批评指正。

液压传动系统是液压机械的一个组成部分，液压传动系统的设计要同主机的总体设计同时进行。

着手设计时，必须从实际情况出发，有机地结合各种传动形式，充分发挥液压传动的优点，力求设计出结构简单、工作可靠、成本低、效率高、操作简单、维修方便的液压传动系统。

1 设计步骤液压系统的设计步骤并无严格的顺序，各步骤间往往要相互穿插进行。

一般来说，在明确设计要求之后，大致按如下步骤进行。

1）进行工况分析，确定系统的主要参数；2）制定基本方案，拟定液压系统原理图；3）选择液压元件；4）液压系统的性能验算；5）绘制工作图，设计液压装置6）液压系统的维护2 明确设计要求设计要求是进行每项工程设计的依据。

在制定基本方案并进一步着手液压系统各部分设计之前，必须把设计要求以及与该设计内容有关的其他方面了解清楚。

1）主机的概况：用途、性能、工艺流程、作业环境、总体布局等；2）液压系统要完成哪些动作，动作顺序及彼此联锁关系如何；3）液压驱动机构的运动形式，运动速度；4）各动作机构的载荷大小及其性质；5）对调速范围、运动平稳性、转换精度等性能方面的要求；6）自动化程序、操作控制方式的要求；7）对防尘、防爆、防寒、噪声、安全可靠性的要求；8）对效率、成本等方面的要求。

第一章概述本液压系统控制的阀门为水电站水轮机进水阀门，公称直径为DN2000，为重锤式液压驱动和控制的液控蝶阀。

该系统能实现开启后自动投入、自动保压，重锤和蝶板不抖动。

关阀时能先关导叶，自动解除锁定，在重锤和水力驱动下按调定的时间关闭阀门。

本控制系统积液控与电控为一体，配置一手动泵和蓄能器，可在电机不能正常启动时，为系统提供压力油源。

系统结构紧凑，动作简单可靠，且具有能耗低的特点，完全满足用户提供的原理要求。

本套液压系统配有电了压力开关，可对系统压力实现自动控制。

阀门开关时间：60-90S(可调)第二章液压缸的设计第2.1 工况分析启动力为308KN，液压缸的平均输出速度为0.9m/min，设计液压缸的行程，由于采用伸缩式液压缸，其中一级活塞的行程为358mm，二级活塞（内缸筒活塞）的行程为267mm。

第2.2节 液压缸主要几何尺寸的计算液压缸的主要几何尺寸，包括液压缸的内径，活塞杆的直径，液压缸行程等。

2.2.1液压缸内径的确定 2.2.1.1初选液压缸的工作压力根据分析，此起重机的负载较大，按类型属于起重运输机械，初选液压缸的工作压力为p=16Mpa 。

2.2.1.2计算液压缸的尺寸取F=max F =308000NA=F/p =308000/16⨯106=0.01925m 2 D=14.301925.044⨯=πAm=13.865⨯10-2m查机械设计手册GB2348-80，按标准取：D=140mm 。

2.2.2活塞杆直径的确定与校核 2.2.2.1活塞杆直径的计算根据φ和P 的关系速度比φ取1.6来确定活塞杆的直径：d=Dφφ1- d=120.56mm同上，按标准取：d=130mm 。

2.2.2.2活塞杆的稳定性校核因为活塞杆行程为358mm ，所以取活塞长为567mm ，而活塞直径为130mm ， L/d=567/130=4.36<10，无需进行稳定性校核。

2.2.3液压缸的有效面积根据上面的结果，则液压缸的有效面积为：无杆腔面积4140.014159.34221⨯==D A π㎡ =0.0158m 2有杆腔面积4130.014159.34222⨯==d A π㎡ =0.013m 22.2.4液压缸内缸筒的行程 液压缸内缸筒的行程为L=267mm 。

2.2.5液压缸内缸筒的长度液压缸内缸筒的长度由液压缸的行程决定，液压缸内缸筒长度L=526mm 。

第2.3节 液压缸结构参数的计算液压缸内缸筒的结构参数，主要包括缸筒壁厚，油口直径、缸底厚度、缸头厚度等。

2.3.3缸筒壁厚δ的计算和校核 2.3.3.1 壁厚的计算查机械设计手册第五卷第七章表 37·7-64，由上求得缸体内径标准值140mm ，得外径190mm 。

可知δ=（190-140）/2=50/2mm =25mm2.3.3.2 液压缸的缸筒壁厚的校核缸的额定压力p n =16Mpa>=16Mpa,取p y =1.25p n =1.25⨯16Mpa=20Mpa 。

液压缸缸壁的材料选35号钢，查金属工艺学表6-5（GB699-88），得其材料抗拉强度ζb =520Mpa 。

取安全系数为n=5，[ζ]=ζb /5=520/5MPa=104MPaD/δ=140/25 =5.6<10，δ≥yy p p D3.1][4.0][(2-+⨯σσ-1)mm)1203.1104204.0104(2140-⨯-⨯+⨯=mm =14.7mm<25mm壁厚合适。

2.3.4 液压缸油口直径0d 的计算 0013.0v vd d ⨯⨯= 式中 0d --液压缸油口直径 md —液压缸内径 0.14mv —液压缸最大输出速度 0.9m/min 查表得0v --油口液流速度 4.8m/sm d 8.49.014.013.00⨯⨯= =0.004m=4mm液压缸缸筒设计1．液压缸内径的确定根据分析，缸筒为伸缩式液压缸的二级活塞，由上面设计可知d=190mm. 由式d=Dφφ1-由φ和P 的关系取速度比φ取1.92可得D=198.53mm 按标查机械设计手册GB2348-80，按标准取取D=200mm 。

2. 内缸筒的稳定性校核因为内缸筒长为526mm ，而内缸筒直径为190mm ， L/d=526/190=2.77<10，无需进行稳定性校核。

3． 液压缸的有效面积根据上面的结果，则液压缸的有效面积为：有杆腔面积419.014159.34221⨯==D A π㎡ =0.028m 2无杆腔面积420.014159.34222⨯==d A π㎡ =0.0314㎡液压缸的结构参数，主要包括缸筒壁厚，油口直径、缸底厚度、缸头厚度等。

4． 缸筒壁厚δ的计算和校核 4.1 壁厚的计算查机械设计手册第五卷第七章表 37·7-64，由上求得缸体内径标准值200mm ，得外径245mm 。

可知δ=（245-200）/2=45/2mm =22.5mm2.3.3.2 液压缸的缸筒壁厚的校核缸的额定压力p n =16Mpa>=16Mpa,取p y =1.25p n =1.25⨯16Mpa=20Mpa 。

液压缸缸壁的材料选35号钢，查金属工艺学表6-5（GB699-88），得其材料抗拉强度ζb =520Mpa 。

取安全系数为n=5，[ζ]=ζb /5=520/5MPa=104MPaD/δ=200/22.5 =8.89<10，δ≥yy p p D3.1][4.0][(2-+⨯σσ-1）mm 203.1104204.0104(2200⨯-⨯+⨯=-1）mm =4.8mm<22.5mm壁厚合适。

2.3.4 液压缸油口直径0d 的计算 0013.0v vd d ⨯⨯= 式中 0d --液压缸油口直径 md —液压缸内径 0.20mv —液压缸最大输出速度 0.9m/min0v --油口液流速度 4.8m/sm d 8.49.020.013.00⨯⨯= =4mm2.3.5 缸底厚度h 的计算该液压缸为平形缸底且无油孔，其材料是HT350。

][433.0σy p d h ⨯⨯=式中 h--缸底厚度 m d —液压缸内径 m y p --试验压力 Pa[ζ]—缸底材料的许用应力，取安全系数n=5，则[ζ]=5bσ=70Mpa 。

由于缸的额定压力n p =16MPa ≤16MPa ，所以取y p =24MPa n p =16.0MPam h 661070101620.0433.0⨯⨯⨯⨯= =0.042m =42mm2.3.6缸头与法兰的联结计算 2.3.6.1联结方式：螺栓联结 2.3.6.2螺栓的设计2.3.6.2.1计算每个螺栓的总拉力F 选用8个螺栓均布在缸头上，则N N Q F 3850083080008=== 2.3.6.2.2计算直径d螺栓连接缸头和法兰，主要受到变载荷的作用，而影响零件疲劳强度的主要因素为应力幅，故应满足疲劳强度条件][2211a a dF c c c σπσ≤⨯+=查机械原理与设计表15-3公式1][-⨯⨯⨯=σεσσk s k a ma ，设螺栓直径>20mm ，取ε=1，m k =1，a s =3.5，σk =4.5，求得1][-⨯⨯⨯=σεσσk s k a ma=MPa2405.45.311⨯⨯⨯MPa 23.15=螺栓和被联结件均为钢制，采用金属垫片，故取相对刚度系数3.0211=+c c c 即有MPa dF58.1323.02≤⨯⨯π0.3 61023.1523.0⨯⨯⨯≥πFd98.211023.1514159.33850023.06≈⨯⨯⨯⨯=mm由设计手册，选M22，与原设相符。

2.3.7缸头厚度h 的计算本液压缸选用螺钉联结法兰，其计算方法如下： ][)(30σπ⨯⨯-=op op d d D F h式中 h —法兰厚度 m F--法兰受力总和 N d —密封环内径 m H d --密封环外径 m 0D --螺钉孔分布圆直径 m op d --密封环平均半径 m [ζ]—法兰材料的许用应力 Pa均压槽一般宽为0.4mm ，深为0.8mm ，O 型密封圈的压缩率为W=（00/)d h d -，缸头和法兰的联结是固定的，其密封也是固定的，取W=20%，即00/)8.0(d d -=0.2得0d =1，0d 为密封圈直径。

F=308000N ，H d =140mm ，op d =140-0d /2=139.5mm ，间螺L d d D H 20+++=δ=140mm+23+22+2⨯7=272mm[ζ]=MPa MPa nb1205600==σ mm mm h 481205.13914159.3)5.139272(3080003≈⨯⨯-⨯⨯=2.3.8法兰直径和厚度的确定法兰直径取与缸头直径相同，即mm d 308=法 法兰厚度取mm h 38=法 2.3.9缸盖的联结计算 联接方式：螺栓联接 缸体螺纹处的拉应力为：zd FK ⨯⨯⨯=214πσ切应力：zd d F K K ⨯⨯⨯⨯=31012.0τ合成应力为：][3.1322σστσσ≤≈+=n式中 K —螺纹拧紧系数，动载荷，取K=1.5 F--缸体螺纹处所受的拉力 N ，F=308000N 1d --螺纹内径 mm z--螺栓个数，取z=8 ζ—螺纹处的拉应力 Pa[ζ]—螺纹材料的许用应力，[ζ]=MPa MPa nb4005.1600==σ n —安全系数，一般取1.5-2.5MPa d 400843080005.13.13.121≤⨯⨯⨯⨯=πσmm d 4.151≥由设计手册，取M16。