小型液压机液压系统设计毕业设计包教答辩文档格式.docx
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设计一台小型液压机的液压系统，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≥3m/min,加压速度为=40-70mm/min,压制力为F＝200000N，运动部件总重量为G＝20000N。
快速行程250mm:
；
慢速行程：
50mm，加速减速时间为0.2s。
液压机的结构形式为四柱单缸液压机，液压机压头的上下运动由液压缸驱动，其工作循环为：
快速空程下行慢速下压静止保压快速回程停止。
设计要求如下：
本机属于中小型柱式液压机，有较广泛的通用性，除了能进行本例所述的压制工作外，还能进行冲孔、弯曲、较正、压装及冲压成型等工作。
对该机有如下性能要求：
（a）为了适应批量生产的需要应具有较高的生产率，故要求本机有较高的空程和回程速度。
（b）液压机上压板运动件的质量比较大并且液压缸竖直安装，这就要求液压机停止工作后有较好的锁紧性能，保证不因上压板的自重而自行下落，
（c）该液压机在工作过程中承受较大的压力应保证各液压元件的强度和耐压性，还应该让工进过程尽量平稳。
（d）压力能方便地进行观察和测量。
（e）液压系统的设计应能保证压制过程的可靠性。
（f）液压缸回程时应配有顶部泄压措施，以减小换向卸压时的液压冲击，从而延长液压元件的使用寿命，降低液压系统的噪音。
（g）液压系统上必须装有适当的安全保护措施，减少并避免意外发生。
2、压力机液压系统工况分析
液压机的工况分析主要是指对液压执行元件的工作、运动、负载情况进行分析，分析的目地是为了更好的了解工作过程中执行元件的速度、负载变化规律，并将相关数据做成曲线和图表，用来拟定液压系统方案以及确定液压系统主要参数，同时也是其他液压元件选择和设计的依据。
在液压系统工况分析中最重要的是找到工作过程中液压执行元件的最大负载和最大速度。
2.1液压缸工作过程运动分析
液压缸完成一个工作循环时的动作循环如图1.1所示：
具体分析液压缸的运动过程，首先液压杆由静止启动----空载加速下降----空载匀速下降---减速下降----重载缓慢匀速下降----保压静止----反向加速上升----匀速上升----原位静止。
在每一次工作循环中行程与速度的关系是：
快速空程下行：
行程Sl=250mm，速度v1＝3m/min=50mm/s；
工作下压：
行程S2=50mm，速度v2＝1mm/s。
快速回程：
行程S3=300mm，速度v3＝80mm/s。
液压缸采用V型密封圈，其机械效率ηcm＝0.92。
压头起动、减速、制动时间：
0.2s。
2.2液压缸工作过程负载分析
快速下降和快速回程阶段，液压缸一直承受移动工作台的重力，导轨与上压板的摩擦力。
加速减速过程中除受到重力和摩擦力外还受到惯性力。
液压缸在工进过程中受到重力、摩擦力和压制抗力。
在负载分析中，由于导轨和上模版之间间隙小，且为竖直安装，所以工作中受到的摩擦力相当小，相比其它力可以忽略不计。
从设计要求中知道液压机移动件（包括活塞、活动横梁及上模）质量m＝2000kg。
（1）工作负载工件的压制抗力即为工作负载：
FL=200000N
（2）摩擦负载静摩擦阻力：
Ffs=0N
动摩擦阻力：
Ffd=0N
（3）自重：
G=mg=20000N
（4）惯性负载如下表所示：
运动状态
计算公式（g=9.81）
惯性力
空程加速下降
×
=Fa1
Fa1=509.68N
减速
=Fa2
Fa2=499.49N
制动
=Fa3
Fa3=10.19N
反向回程加速
=Fa4
Fa4=509.68N
反向制动
=Fa5
Fa5=509.68N
图表一
（5）背压负载Fb=25000N（液压缸参数未定，根据运动件自重估算）
（6）液压缸在各工作阶段的负载值：
工作阶段
负载组成和计算公式
负载力FL（N）
液压缸推力
（N）
启动
F=Fb+Ffs-G
5000
5434.78261
向下加速
F=Fb+Ffd+Fa1-G
5509.68
5988.78261
匀速快下
F=Fb+Ffd-G
F=Fb+Ffd+Fa2-G
4500.5
4891.84783
工进
F=Fb+Ffd+FL-G
205000
222826.087
保压
F=Fb+FL-G
反向加速
F=Fa4+Ffd+G
20509.68
22293.1304
快速上升
F=Ffd+G
20000
21739.1304
F=Ffd+G-Fa5
19490.32
21185.1304
图表二
其中：
2
——液压缸的机械效率，一般取
=0.9-0.95。
由以上数据做出速度----位移曲线图，负载----位移曲线图；
如下图所示
3、液压缸的设计
3.1初选液压缸的工作压力
此设备负载较大，按设备类型分，属于液压机。
根据有关资料，液压机的压力范围为20~30MPa，根据现有的标准液压泵、液压阀的最高工作压力，（32Mpa），如选此压力为系统工作压力，液压元件的工作性能会不够稳定，对液压元件密封性能要求较高。
参考系列中其它规格同类液压机（如63、100、200、300吨液压机）所采用的工作压力，本机较宜选用工作压力为20×
106Pa。
液压缸内径D和活塞杆直径d可根据最大总负载和液压缸标准系列来确定。
3.2计算液压缸的尺寸
由工作负载图（图表二），可以得知液压缸最大负F=205000N，液压缸最大推力Ft=222826.087N。
液压缸机械效率
cm=0.92
D=
=√
=0.11913329m=119.13329mm
查找标准液压缸手册（GT/T2348—1993）圆整液压缸直径D=125mm
按快上快下速度比值确定活塞杆的直径
=
求得d=76.5465mm
3.3计算液压缸的有效面积
一般选液压杆直径d=0.65D=81.25mm再根据标准液压缸尺寸手册（GT/T2348—1993）的数据，内径125mm系列的液压缸中，液压杆的内径按标准取d=80mm
无杆腔有效面积A2=
（D2）=
（12.52）=122.656cm2
有杆腔有效面积A2=
（D2–d2）=
（12.52–82）=72.41625cm2
3.4液压缸各工作阶段的压力、流量、功率计算
工况分析
液压缸压力单位（MP）
液压缸功率单位（W）
流量单位（L/min）
公式
数值
快速下行
F/A1
0.4076
P1×
q1
249.97
A1×
V1
36.7968
F/A2
16.71
P2×
q2
204.95817
V2
0.7421
快速回程
F/A3
2.76
P3×
q3
1598.9508
V3
34.7598
图表三
液压缸缸筒长度L、最小导程长度H、导向套滑动面长度A和活塞宽度B的确定
液压缸的缸筒长度L由最大工作行程长度决定，缸筒长度不应超过其内径的20倍（尤其是高压缸）。
此液压缸的工作行程为300mm结合液压缸系列标准选择L=400mm
图1
最小导程长度H由以下公式确定
H≥L/20+D/2
计算得到H≥82.5mm圆整H=90mm
活塞的宽度B=0.8D=0.8×
125=100mm
导向套滑动面长度A=0.7d=0.7×
80=56mm
活塞与导向套之间的隔套长度C=H-（A+B）=12mm
液压缸稳定性校核
对受压的活塞杆来说，当其直径d应不小于总长度L1的1/15。
当小与时必须进行稳定性校核。
根据前面的计算知道d=80mmL1＞L+H+A/2
计算得到L1＞518mm圆整L1=600mm则d/L1=4/30＞1/15
根据以上计算该液压缸无需进行时稳定性校核。
3.5液压缸的壁厚和外径的计算
液压缸的壁厚ζ由液压缸的强度条件来计算
液压缸的壁厚ζ一般是指缸筒结构中最薄处的厚度，由材料力学可知，承受内压力的圆筒，其内应力分布规律因壁厚的不同而各异，中、高压缸一般用无缝钢管做缸筒，大多属薄壁筒，按材料力学薄壁圆筒公式验算壁厚，即
（mm）
式中
=1.25Pn——Pn=30是缸筒内的额定工作压力（MPa）；
=125——缸筒内径（mm）；
=σb/n
——缸筒材料的许用应力（MPa）。
本系统的液压缸，拟采用45钢薄壁圆筒，45钢的抗拉强度σb=600Mp安全系数n=5计算得到液压缸的壁厚ζ≥14.625mm圆整ζ=15mm。
液压缸壁厚算出后，即可求出缸体的外径D1为D1=D+2ζ=125+30=150mm
4、液压缸缸盖厚度的确定
一般液压缸多为平底缸盖，其有效厚度t按强度要求可用下面公式进行近似计算
t≥0.433D√（P/[σ]）式中：
t----------缸盖有效厚度
[σ]-------缸盖材料许用应力（无缝钢管为100~120MP）
D----------缸盖止口内直径（80mm）
计算得到t≥17.32mm圆整t=20mm缸盖材料最好选用铸铁，推荐选用材料（HT200、HT300、HT350）
5、液压缸缸盖螺栓计算和选择
液压缸主要承受轴向载荷Fmax=205000N
取6个普通螺栓，则每个螺栓的工作拉力为Fo=205000/6=34166.6667N
螺栓总拉力F=6Fa+FmaxFa为螺栓预紧力
Fb为残余预紧力则Fb=（1.5~1.8）F
取Fb=1.5F
螺栓的中径d≥{（5.2KFmax/Z[σ]π}1/2=22.1mm
Fmax----------液压缸最大负载
Z------------固定螺栓个数
K-----------螺纹拧紧系数（1.12至1.5）
[σ]=σs/S=433MP[σ]-----螺栓许用压力
σs---------螺栓材料屈服极限
S-----------螺栓安全系数
材料选用40Cr，计算得到d≥8mm按螺栓标准选用螺栓型号为M10
6、液压系统图的拟定
6.1供油方式的拟定
从工况分析中可知，该液压机在工作循环中，快下和快回时所需的流量较大，分别为36.7L/min和34.7L/min且数值比较接近，在慢下过程中所需的流量较小而且慢上过程所用时间也较长，因此从提高液压系统效率，节省能源角度考虑，采用单个定量泵的供油方式显然不合适，若选用单个定量泵液压油及其系统的发热也较严重，所以应选择双联式定量叶片泵作为油源。
6.2调速回路的选择
调速回路由工况图可知，该系统在向下运动过程中的速度分两个阶段快下—工进且工进速度可调，应选择节流阀的进油节流调速回路。
6.3速度连接回路的选择
由于快下和工进之间的速度需要进行换接，但对速度换接的位置精确度和换接时的平稳性要求不高，所以决定采用由行程开关触发的二位二通电磁换向阀来实现两速度的换接，即保证了速度换接的可靠性，又保证了速度换接的快速性。
6.4保压回路的选择
如图2所示由于液压缸工进完成后有一段保压时间，不宜用液控单向阀做保压回路，因为阀类元件的泄漏使得这种保压回路的保压时间不能维持太久。
此系统采用利用蓄能器的保压回路如下图当三位四通电磁换向阀处于左工位时，液压缸快速下降当压紧工件时，进油路的压力升高至调定压力，压力继电器发射信号使二位二通电磁换向阀通电，泵卸荷，主回路单向阀自动关闭，液压缸则由蓄能器保压。
当由于密封问题液压缸压力不足时，压力继电器复位，液压泵重新工作，依次循环保证液压缸的压力，保压时间的长短取决于蓄能器容量，液压缸上腔（无杆腔）压力可由压力继电器调节。
图2
6.5泄压换向方法的选择
液压机在压制行程完毕或进入保压状态后，由于主机弹性变形和液压油受到压缩，液压缸上腔（无杆腔）压力很高，储存了相当大的能量。
工作行程结束后反向行程开始之前液压缸上腔如何泄压（控制泄压速度）是必须考虑的问题，实践已证明，若泄压过快，将引起剧烈的冲击、振动和惊人的声音，甚至会因液压冲击而使元件损坏。
此问题在大型液压机中愈加重要。
各种泄压方法的原理大多是在活塞回程之前，当液压缸下腔油压尚未升高时，先使YA5得电，电液控单向阀导通，进而使上腔的高压油接通油箱，以一定速度使上腔高压逐步降低。
本例采用带阻尼状的电动换向阀，该阀中位机能是Y型，用来控制换向速度，延长换向时间，进而控制液压缸上腔的泄压速度。
这样就可以使上腔高压降低到一定值后才将下腔接通压力油。
此法最为简单，适合于中、小型液压机。
6.6平衡及锁紧回路的选择
为了让液压缸静止在上端而不因为滑台的自重而下降，应在液压缸下腔（有杆腔）进油路上设置了液控单向阀；
另一方面，为克服滑台自重在快下和工进过程中的影响，在有杆腔进油路上设置一个单向被压阀。
下图为拟定的液压系统原理图
6.7系统的工作过程分析
启动阶段：
液压泵起动后，三位四通带阻尼状的电动换向阀7处于中位，YA3得电，二位二通电磁换向阀4导通，液压泵输出油液经阀4进入油箱，液压泵卸荷，此时液压缸处于最上端位置。
快下阶段：
电磁铁YA1得电，YA3失电，YA4得电；
三位四通带阻尼状的电动换向阀7处于左工位，二位二通电磁换向阀4断路，二位二通电磁换向阀13导通；
液压泵输出的压力油经过单向阀14，换向阀7和13进入液压缸上腔（无杆腔），此时在进油路压力的作用下，电液控单向阀10打开，液压缸下腔（有杆腔）的油液能经被压阀11很快排入油箱，主缸在自重和液压力作用下实现快速空程下行，以此实现液压缸的空载快速下行。
工进阶段：
当电气挡块碰到行程开关K1时YA4失电，进油路压力增大，液控顺序阀5导通，低压泵1的出油口接油箱，低压泵卸荷；
二位二通电磁换向阀13断路，液压泵输出的压力油只能经过单向调速阀12进入液压缸上腔（无杆腔），回油路上，在进油路压力的作用下，电液控单向阀10依然打开，液压缸下腔（有杆腔）的油液能经被压阀11排入油箱，此时被压阀（平衡阀）11使主缸下腔形成背压，与移动件的自重相平衡。
保压阶段：
当工进行程结束，液压缸上腔进油路中的压力升高到压力继电器8的设定值时，继电器发送讯息，YA3得电，二位二通电磁换向阀4导通，主油路上单向阀14关闭，液压泵输出的油液直接进入油箱，液压泵卸荷。
蓄能器通过单向节流阀12保持液压缸中的压力。
快速返回阶段：
保压结束后，YA2得电，三位四通带阻尼状的电动换向阀7处于右工位，压力继电器8复位，YA3失电，二位二通电磁换向阀4断路，两液压泵同时工作，输出油液经单向阀14，三位四通带阻尼状的电动换向阀7，电液控单向阀10，单向被压阀11，进入液压缸下腔（有杆腔）；
液压缸上腔（无杆腔）中的油液通过单向调速阀12流回油箱。
平衡自锁阶段：
当活塞处于顶部时，YA1YA2失电，三位四通带阻尼状的电动换向阀7处于中位，YA3得电，二位二通电磁换向阀4导通，泵卸荷。
YA5失电，液压缸通过电液控单向阀10进行自锁。
回程结束后，YA1、YA2失电，三位四通带阻尼状的电动换向阀7处于中位，主缸静止不动。
YA3得电，YA4、YA5失电，二位二通电磁换向阀4导通，泵卸荷。
二位二通电磁换向阀13断路，工作循环完成，系统回到原始状态。
液压元件的选择
7、确定液压泵的型号及电动机的型号
7.1泵工作压力的确定
考虑到正常工作中进油管有一定的压力损失，所以泵的工作压力计算公式为
Pp--------液压泵最大工作压力；
P1--------执行元件最大工作压力（MPa）；
-----进油管路中的压力损失（MPa），
正常工作中油液有一定粘性，进油管对油液的运动也有一定的阻力。
这不可避免的造成了压力的损失，此系统为简单液压系统可取
=（0.2——0.5Mpa）。
故可取压力损失
=0.5Mp液压缸在整个工作循环中的最大压力为16.7Mpa
16.7+0.5=17.2MPa
上述计算所得到的Pp是系统的静态压力，考虑到系统在各种工况的过度阶段出现的，而动态压力往往超出静态压力很多，另外考虑到一定的压力储备量，并确保泵的寿命，因此所选液压泵的压力值Pa应为Pa
（1.15---1.4）Pp
因此Pa=（1.15---1.4）Pp=（1.15---1.4）
17.2=19.78——24.MPa
7.2泵的流量确定
拟定由两个液压泵同时向系统供油，整个回路的泄漏量按10%到20%计算，则两个液压泵的总流量应为1.1×
q=1.1×
36.8=40.48L/min以上，由于溢流阀的最小稳定流量为3L/min，而工进时液压缸需要的流量大约为0.75L/min所以高压泵的最小输出流量不少于3.75L考虑到系统漏油损失取高压泵的最小输出流量为4L/min以上。
低压泵的压力在3Mpa以上，排量在36L/min以上。
7.3选择液压泵的规格
根据以上计算得到Pa和Qp查阅相关手册现选用pv2R-12双联定量高压叶片泵nmax=2000r/minnmin=1000r/min。
额定压力p0=18Mpa，大泵排量q=43mL/r，小泵排量=6mL/r容积效率
=85%，总效率
=0.75
7.4电动机的选定
首先分析液压缸的工况如下：
快下、工进、快回三种不同工况对应液压泵不同的功率，取三者中较大者作为选择电动机规格的依据。
由表3分析得到，快下时液压缸所需功率最大P=1598.9508W，液压泵的效率
2=0.7，电动机的效率
3=0.95所需电动机功率Pd=P/（
3）=2404.43609W，同时还应该注意到，为了使所选择的电动机在经过泵的流量特性曲线最大功率时不至停转，需有一定的功率预留，所选电动机额定功率Pb=2.5kw。
查阅电动机产品样本，选用Y90S-4型电动机，其额定功率为2.5KW，额定转速为（900～1000）r/min
8、阀类元件及附件的选择
表8-1液压元件的型号及规格
序号
名称
工作压力（Mpa）
通过的流量（L/min）
型号及规格
3
滤油器
0.3
40.3
ZU-H40×
10S
4、13
二位二同电动换向阀
16.7
36.79
23WE6G50-50
5
液控顺序阀
38.7
Cp450-2
6
溢流阀
17.5
2.5
Y-40B
7
带阻尼三位四通电磁换向阀中位机能Y型
34WE6G50-50/AW220
8
压力继电器
17
EDS-300
9
蓄能器
10
电液双控单向阀
0.5
Svp-32
11
单向被压阀
LHDV33P-11-D6-320
12
单向调速阀
0.75
FNC-G03
14、15
单向阀
哈威B2-3
16
液压表
YN-60
9、确定管道尺寸
油管内径尺寸一般可参照选用的液压元件接口尺寸而定，也可用管路允许流速进行计算，本系统主油路最大流量出现在快下工作状况下,最大流量q=36.8L／min，而液压泵应提供的流量Q=1.1q=40.7L/min，压油管的允许流速取V=3m/s，
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