小型液压机液压系统设计-液压与气压传动课程设计.docx

蚌埠学院 液压与气压传动课程设计 目 录引 言1第一章 小型液压机液压系统工况分析21.1 技术要求21.2 负载分析21.2.1 工作负载21.2.2 摩擦负载21.2.3 其中液压缸惯性负载21.2.4 自重21.3 液压缸在各工作阶段的负载值21.4 负载图和速度图的绘制3第二章 液压系统的原理图拟定及设计42.1任务分析42.2 运动情况分析42.2.1 变压式节流调速回路42.2.2 容积调速回路52.3 方案对比52.3.1方案一52.3.2 方案二102.4 液压系统的工作原理122.4.1快速下行122.4.2 慢速加压122.4.3 保压122.4.4 快速回程12第三章 液压缸主要参数的确定123.1 液压缸主要尺寸的确定123.1.1 工作压力P的确定123.1.2 计算液压缸内径D和活塞杆直径d133.2 计算在各工作阶段液压缸所需的流量13第四章 液压元件的选择154.1 液压泵的选择154.2 阀类元件及辅助元件154.2.1 阀类元件154.2.2 选择辅助元件16第五章 液压缸的设计计算185.1缸筒和缸盖组件185.1.1 确定液压缸油口尺寸185.1.2 选择缸筒和缸盖材料185.1.3计算缸筒和缸盖的结构参数185.1.4 缸筒和缸盖的连接计算205.1.5 缸筒与缸盖的配合215.2 排气装置215.3 活塞及活塞杆组件215.3.1 确定活塞及活塞杆的连接形式215.3.2 选择活塞及活塞杆的材料215.3.3 活塞及活塞杆的连接计算215.3.4 活塞与缸筒的密封结构225.3.5 活塞杆的结构225.3.6 活塞杆的强度校核225.3.7 活塞杆的导向、密封和防尘235.3.8 活塞235.3.9 缓冲装置245.4 缸体长度的确定24第六章 液压油箱设计256.1 油箱介绍256.2 油箱的类型256.3 油箱的容量25第七章 液压系统性能的运算267.1 压力损失和调定压力的确定267.1.1进油管中的压力损失267.2 油液温升的计算277.2.1 快进时液压系统的发热量287.2.2 快退时液压缸的发热量287.3 散热量的计算29总 结30参考文献31引 言作为现代机械设备实现传动与控制的重要技术手段，液压技术在国民经济各领域得到了广泛的应用。与其他传动控制技术相比，液压技术具有能量密度高配置灵活方便调速范围大工作平稳且快速性好易于控制并过载保护易于实现自动化和机电液一体化整合系统设计制造和使用维护方便等多种显著的技术优势，因而使其成为现代机械工程的基本技术构成和现代控制工程的基本技术要素。液压压力机是压缩成型和压注成型的主要设备，适用于可塑性材料的压制工艺。如冲压、弯曲、翻边、薄板拉伸等。也可以从事校正、压装、砂轮成型、冷挤金属零件成型、塑料制品及粉末制品的压制成型。本文根据小型压力机的用途特点和要求，利用液压传动的基本原理，拟定出合理的液压系统图，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和进行系统的结构设计。小型压力机的液压系统呈长方形布置，外形新颖美观，动力系统采用液压系统，结构简单、紧凑、动作灵敏可靠。0第一章 小型液压机液压系统工况分析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=4.5m/min，加压速度 =40-250mm/min, 压制力为280KN，运动部件总重为25KN,工作行程300mm, 油缸垂直安装，设计该压力机的液压系统传动。1.2 负载分析1.2.1 工作负载工件的压制抗力即为工作负载：=280000N1.2.2 摩擦负载静摩擦阻力： =0.2x25000=5000N动摩擦阻力： =0.1x25000=2500N1.2.3 其中液压缸惯性负载1.2.4 自重G=mg=25000N1.3 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。另外取液压缸的背压负载25000N。则液压系统工作循环各阶段的外负载见表1-1。3表1-1 工作循环各阶段的外负载工况负载值推力启动F=-G+=5000N5495加速F=-G+Fm=11875N13049快进F=-G+=2500N2747工进F=-G+Fw=282500N310439快退F=G+-=2500N27471.4 负载图和速度图的绘制 （a）负载循环图 （b）速度循坏图 图1-1 液压缸负载图与速度图第二章 液压系统的原理图拟定及设计2.1任务分析根据滑块重量为25KN ，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=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1。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。2.2 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。2.2.1 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。2.2.2 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280KN，故选泵缸开式容积调速回路。2.3 方案对比2.3.1方案一考虑到液压机工作时所需功率较大，故采用容积调速方式。为满足速度的有极变化，采用压力补偿变量液压泵供油。及在快速下降时，液压泵以全流量供油，在慢速加压到保压时，泵的流量逐到零。当液压缸反向回程时，泵的流量恢复到全流量。液压缸的运动方向采用三位四通M型中位机能电液换向阀控制，如图2-1所示，停机时换向阀处于中位，使液压泵卸荷，快速下降时换向阀处于右位，快速上升时换向阀处于左位。在三位四通电磁换向阀与液压缸之间设置一个液控单向阀，其控油口与液压缸的出油口管路相接，进油口与三位四通电磁换向阀相接，出油口与液压缸进油路相接，形成保压回路，见图2-1。图 2-1见图2-1，在液压缸的进油路，液控单向阀出油路上连接一个电接点压力表，设置电接点压力表的上限、下限值，当液压缸的压力达到限值时，利用电接点压力发出的电信号来实现切换四通三位电磁换向阀，以实现自动保压。为实现压头的往返速度相等，需要有差动回路，在液压缸的进、出油口及液压缸出油口与换向阀之间分别连接两一个二位二通电磁阀。液压缸快速下降时差动连接，快速上升时切断差动连接。见图2-2。图 2-2为防止压头在下降过程中由于自重而出现速度失控现象，在液压缸有杆腔回油路上设置一个内控单向顺序阀，形成平衡回路，见图2-3。图 2-3此外在泵的出口并联一个溢流阀，用于系统的安全保护；泵出口并联一个压力表及其开关，以实现测压；在液压泵的出口串联设置一个单向阀，以防止液压油倒灌，见图2-4。图 2-4由于液压缸的直径大于250mm、压力大于7MPa，其油腔在排油前就先泄压，因此必须有泄压回路。本系统采用蓄能器以实现降噪泄压，其回路如图2-5所示。回路首次工作时，利用液控单向阀保压，泄压时电磁铁通电使换向阀切换至上位，液压缸无杆腔与蓄能器突然连接，其保压期间积聚的液体压缩势能大部分被蓄能器吸收，以降低泄压时产生的巨大噪声，液压缸下行时电磁铁通电切换至下位，液压源向无杆腔充液时同时蓄能器向液压缸释放回收的液压能，以实现节能作用。图 2-5综上，将各回路合并整理，检查以后绘制的液压机液压系统原理图如图 2-6所示。 图 2-6 液压机液压系统原理图1-油箱 2-过滤器 3-液压泵 4-单向阀 5-溢流阀 6-压力表及其开关7-三位四通电液换向阀 8-液控单向阀 9-平衡阀 10-二位二通电磁换向阀 11-电接点压力表 12-液压缸13-蓄能器表2-1电磁阀动作顺序表执行其动作电磁铁1YA2YA3YA4YA5YA启动+-+快速下行+-+-慢速加压+-+-保压-_快速回程-+-+停止-_ 2.3.2 方案二 （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。 综上分析可得小型液压机液压系统原理如图2-7所示。图 2-7 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表2-1电磁阀动作顺序表执行其动作电磁铁1YA2YA3YA快速下行-+-慢速加压-+-保压-快速回程+-+停止-经过以上方案的比较，方案二更加的安全可靠，操作容易，系统不复杂，经济成本低，故觉得适用。2.4 液压系统的工作原理2.4.1快速下行进油路: 油箱3过滤器8泵1单向阀4三位四通电磁换向阀5右侧调速阀9液压缸7上回油路： 液压缸7下二位二通电磁换向阀10右液压缸7上2.4.2 慢速加压进油路：油箱3过滤器8泵1单向阀4三位四通电磁换向阀5右侧调速阀9液压缸7上回油路： 液压缸7下二位二通电磁换向阀10右顺序阀6三位四通电磁换向阀5右侧2.4.3 保压油箱3过滤器8泵1单向阀4三位四通电磁换向阀5中位油箱32.4.4 快速回程进油路：油箱3过滤器8泵1单向阀4三位四通电磁换向阀5左侧单向阀6二位二通电磁换向阀10左侧缸7下回油路： 液压缸7上调速阀9三位四通电磁换向阀5左侧油箱3第三章 液压缸主要参数的确定3.1 液压缸主要尺寸的确定3.1.1 工作压力P的确定 工作压力P可根据负载大小及机器的类型，来初步确定由手册查表取液压缸工作压力为25MPa。将液压缸的无杆腔作为主工作腔，考虑到杠下行时，滑块自重采用液压方式平衡，则可计算液压缸的机械效率。确定液压泵的最大工作压力上式中液压泵最大工作压力；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=0.9。3.1.2 计算液压缸内径D和活塞杆直径d 由负载图知最大负载，取，则按GB/T2348-1993，取标准值D=150mm，则d=0.7D=98mm，由此求液压缸的实际有效工作面积。则无杆腔实际有效面积：=15386有杆腔实际有效面积：=78463.2 计算在各工作阶段液压缸所需的流量快进：Q=69.237L/min工进：Q= =0.3-1.96L/min快退：Q= =35.3L/min 液压缸在工作循环中各阶段的压力和流量计算见表3-1。表3-1 液压缸工作循环各阶段的压力、流量工作阶段负载/F工作腔压力输入流量L/min快进启动54950.36加速130490.85快进27470.1869.237续表3-1工作阶段负载/F工作腔压力/输入流量L/min工进31043920.171保压31043920.17快退启动54950.7加速130491.66恒速27470.3635.3按以上数据可绘制液压缸的工况图如下图。图3-1 工况图第四章 液压元件的选择4.1 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P20.17MPa ，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=0.5MPa 。所以泵的最高工作压力=20.17+0.5=20.67MPa 。 液压泵的最大供油量 按液压缸最大输入流量（69.237L/min）计算，取泄漏系数K=1.1,则=76L/min。根据以上计算结果查阅机械设计手册，选用63YCY141B压力补偿变量型轴向柱塞泵，其额定压力P=32MPa，排量为V=63mL/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20.67MPa，流量为1.24L/min ,取泵的总效率=0.85，则液压泵的驱动电机所要的功率 =502W，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nV=120L/min ，大于计算所需的流量108L/min，满足使用要求。4.2 阀类元件及辅助元件4.2.1 阀类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4-1。 表4-1 液压元件的型号及规格序 号元件名称额定压力/Pa排量mL/r型号及规格1变量泵326363YCY141B2溢流阀调压3012C1753三位四通换向阀32160WEH10G4顺序阀最大工作压力32MPa160HCT06L15调速阀32160FBG-3-125-106单向阀开启0.15MPa最大200S20A2207二位二通换向阀 321602WE10D104.2.2 选择辅助元件 油管内径一般可参照所接元件接口尺寸确定，也可按管路允许流速进行计算。管道内径及壁厚液压管道的两个主要参数，计算公式如下。式中 q通过油管的最大流量，； 油管中允许流速，（取值见表4-2），m/s； d油管内径，m； 油管厚度，m； P管内最高工作压力，MPa； 管材抗拉强度，MPa； n安全系数（取值见表4-3）。表4-2 油管中的允许流速油液流经油管吸油管高压管回油管短管及局部收缩处允许流速0.51.52.551.52.557表4-3 安全系数管内最高工作压力/MPa17.5717.517.5安全系数864(1)对高压油管取内径d=22mm，则：符合油管中的允许流速。管材为45钢，其壁厚为:取壁厚=10mm。(2)对吸油管取内径d=50mm，则：符合油管中的允许流速。管材为45钢，其管内压力几乎为零，取其壁厚=5mm。（3）对回油管取内径d=30mm，则：符合油管中的允许流速。管材为45钢，其管内压力最大时为0.43MPa，接近于零，取其壁厚=5mm。参见文献5,表8-30 油液过滤器的典型产品及其技术规格。 表4-4 过滤器规格类型额定压力/MPa流量/(L/min)过滤精度/NXJ箱内吸油过滤器0.007（原始压力损失）25100080180第五章 液压缸的设计计算5.1缸筒和缸盖组件5.1.1 确定液压缸油口尺寸液压缸的油口包括油口孔及连接螺纹。油口可布置在缸筒或缸盖上，油口直径应根据活塞最大速度和油口最高流速确定，计算公式如下： 式中 D液压缸内经，m； 缸最大输出流速，m/min； 油口流动速度，m/min，一般不大于5m/s。油口连接螺纹尺寸见参考文献5，表7-20。对于无杆腔部位油口：见参考文献5，表7-20，选取M502的链接螺纹尺寸。对于有杆腔部位油口： 见参考文献5，表7-20，选取M422的螺纹连接尺寸。5.1.2 选择缸筒和缸盖材料 缸筒选材：铸钢45 前缸盖选材：铸钢45后缸盖选材：铸钢455.1.3计算缸筒和缸盖的结构参数 （1）缸筒壁厚的计算本次设计的液压系统为高压系统，因此按厚壁缸筒计算式中 p液压缸工作压力，MPa； 试验压力，MPa，工作压力p16MPa时，=1.5p；工作压力16MPa时， =1.5p； D液压缸内径，m； 缸体材料许用应力，MPa；取铸钢=120Pa； （2）缸筒外径的计算见参考文献5表4-7 标准液压缸的缸筒外径系列，选取的液压缸信息如下表。表5-1产品系列代号额定压力缸筒内径D/mmF型25150缸筒外径/mm200（3）缸底厚度h的计算 对于平型缸底当缸底无油口时 当缸底有油口时式中缸底材料许用应力，MPa； （4）液压缸头部法兰厚度h的计算因为在缸筒头部有活塞杆导向孔，故其厚度的计算方法与缸底有所不同。对于常用的法兰式缸头，其厚度的计算方法如下。 式中 F法兰受力总和，N；，这里取F=2000000N。 d密封环内径，m； 密封环外径，m； q附加密封压力，Pa； 螺钉孔分布圆直径，m； 密封环平均直径，m； 法兰材料许用应力，Pa；5.1.4 缸筒和缸盖的连接计算 缸筒和缸盖采用螺栓连接时，缸筒螺纹处的拉应力为：螺纹处的切应力： 合成应力为：式中 K螺纹拧紧系数，静载时K=1.2515；动载时K=2.54； 螺纹内摩擦系数，一般取=0.12； 螺纹外径，m； 螺纹内经，m，一般采用普通螺纹时，=-1.0825t D液压缸内经，m； 螺纹材料许用应力，Pa； 螺纹材料屈服点，Pa； n安全系数，通常取n=1.525； F缸筒螺纹处所受的拉力，N；Z螺栓数；5.1.5 缸筒与缸盖的配合本设计以参考文献5，液压缸液压机（单杆双作用活塞缸）装配图及零件图为参照，进行液压缸的结构设计。缸盖与缸筒的配合采用H9/f9的间隙配合；缸筒与导向套采用H7/g6配合；缸底与缸筒采用H7/g6配合。5.2 排气装置排气装置用于排除液压缸内的空气，使其工作稳定，一般把排气阀安装在液压缸两端的最高位置与压力腔相通，以便安装后、调试前排除液压缸内的空气，对于运动速度稳定性要求较高的机床和大型液压缸，则需要设置排气装置，如排气阀等。排气阀的结构有多种形式常用的有如参考文献5图4-20所示的几种结构，该系统中采用参考文献5图4-21所示的排气阀，该排气阀为整体型排气阀，其阀体与阀芯合为一体，材料为不锈钢3cr13，锥面热处理硬度HRC3844。5.3 活塞及活塞杆组件5.3.1 确定活塞及活塞杆的连接形式活塞机及活塞杆的常用连接形式见文献5,下表，根据工作压力及活塞直径、机械振动的大小，选用螺纹连接。5.3.2 选择活塞及活塞杆的材料 活塞选择ZQSn6-6-3为材料； 活塞杆选择45钢；粗加工后调质到硬度为229285HB，必要时高频淬火达到4555HRC。5.3.3 活塞及活塞杆的连接计算 活塞与活塞杆螺纹连接时，活塞杆危险截面处的拉应力为： 螺纹处的切应力为： 合成应力为：式中 K螺纹拧紧系数，静载时K=1.2515；动载时K=2.54； 螺纹内摩擦系数，一般取=0.12； 螺纹外径，m； 螺纹内经，m，一般采用普通螺纹时，=-1.0825t D液压缸内经，m； 螺纹材料许用应力，Pa； 螺纹材料屈服点，Pa； n安全系数，通常取n=1.52.5； F液压缸输出的拉力，N；5.3.4 活塞与缸筒的密封结构活塞与缸筒之间既有相对运动，有需要使液压缸两腔之间不漏油。根据液压缸的工作压力及作用选择Y型密封圈进行密封。见文献5，表8-49孔用Y形密封圈尺寸，表8-50Y形孔用密封圈沟槽形式与尺寸；表8-52轴用Y形密封圈尺寸，表8-53轴用Y形密封圈沟槽尺寸。根据公称直径进行选取。沟槽的公差选取为h9或H9。5.3.5 活塞杆的结构液压缸通常通过活塞杆的端部与其驱动机构相连接。参见文献5，常用活塞杆端部结构形式，选用法兰结构形式。5.3.6 活塞杆的强度校核活塞杆只承受轴向力的作用，因此只进行拉压强度校核，此时5.3.7 活塞杆的导向、密封和防尘活塞杆导向套装在液压缸的有杆侧端盖内，用以对活塞杆进行导向，内装有密封装置以保证缸筒有杆腔的密封。外侧装有防尘圈，以防止活塞杆在后退时时把杂质、灰尘和水分带到密封装置处，损坏密封装置。（1）导向套的尺寸配置与最小导向长度导向套的主要尺寸时支承长度，通常按活塞杆直径、导向套的形式、导向套材 料承受能力、可能遇到的最大侧向负载等因素来考虑。导向套过短将使缸应配合间隙引起初始挠度增大，影响液压缸工作性能和稳定性，因此，设计时必须保证有一定的导向长度，一般液压缸的最小导向长度应满足：L液压缸最大行程，mm；D缸筒内经，mm；其他尺寸见参考文献5，表4-19导向套的尺寸配置与最小导向长度。其中导向面长度包括了导向套的长度与缸盖厚度部分，参见文献5， 液压缸液压机装配图及零件图。取导向套长度为90mm，端盖总厚度63mm，防尘圈沟槽宽度为16mm。满足要求。导向套外圆与端盖内孔的配合采用H7/g6。导向套内径的配合一般多为H8/f9（或H9/f9），其表面粗糙度为0.631.25。外圆与内孔的同轴度不大于0.03mm，圆度与同柱度公差不大于直径公差之半，内孔中的环形油槽要浅而宽，以保证良好润滑。（2） 活塞杆的密封和防尘参见文献5，活塞杆常用密封与防尘结构，选用J型防尘圈。5.3.8 活塞活塞在液体压力的作用下沿缸筒往复滑动，因此它于缸筒的配合应适当，即不能过紧，也不能间隙过大。设计活塞时，主要任务就是确定活塞的结构形式，其次还有活塞与活塞杆的连接、活塞材料、活塞尺寸及加工公差等。活塞的结构形式：活塞的结构形式分为整体活塞和组合活塞，根据密封装置形式来选用活塞结构形式，查参考文献5，活塞及活塞杆的密封圈使用，该系统液压缸中可采用Y形圈密封。所以，活塞的结构形式可选用组合活塞。5.3.9 缓冲装置液压缸的行程终端缓冲装置可使带着负载的活塞，在到达行程终端减速到零，目的是消除因活塞的惯性力和液压力所造成的活塞与端盖的机械撞击，同时也为了降低活塞在改变运动方向时液体发出的噪声，使液压系统速度换接平稳，速度稳定。缓冲装置的工作原理时使缸筒低压油腔内油液（全部或部分）通过节流把动能转化为热能，热能则由循环的油液带到液压缸外。液压缸的活塞速度在0.1m/s时，一般不采用缓冲装置；在0.2m/s时，则必须采用缓冲装置。本设计的液压系统最大速度为3m/min，即0.05m/s小于0.1m/s，但是活塞较大，所以不设置缓冲装置。5.4 缸体长度的确定液压缸的缸体内部长度应等于活塞的行程与活塞的宽度之和，缸体外形长度还要考虑到两端端盖的厚度，导向套宽度，一般液压缸缸体长度不大于内径的2030倍,即在本系统中缸体长度不大于7200010800mm。参见文献5，本系统中：活塞行程L=300mm；活塞宽度B=（0.61）D=90150mm，其中D为液压缸内经；导向套滑动面的长度A=（0.61）D=90150mm；取活塞宽度B=90mm，导向套滑动面的长度A=90mm，液压缸缸底厚度H=125mm，液压缸缸盖厚度H=75mm。液压缸缸体内部长度为液压缸行程长度、中隔圈宽度与活塞宽度之和，即：300+50+90=440mm缸体外形长度为液压缸内部长度、导向套宽度与缸盖厚度之和为640mm.第六章 液压油箱设计6.1 油箱介绍液压油箱简称油箱，它往往时一个功能组件，在液压系统中主要用于储存液压油、散发油液热量、溢出空气及消除泡沫和安装元件等。按新近的液压系统污染控制理论的要求，油箱不应该时一个容纳污垢的场合，而要求在油箱中油液本身时达到一定清洁度等级的油液，并以这样清洁的油液提供给液压泵及整个液压系统的工作油路。6.2 油箱的类型按油箱的结构和用途分，通常分为整体式油箱、两用油箱和独立邮箱三种类型。整体式邮箱是指在液压系统或机器内部的构件内形成的油箱；两用油箱是指液压油与机器中的其他目的的用油的公用油箱，独立油箱是应用最应用最广泛的一类油箱，其热量主要通过油箱壁靠辐射和对流作用散发，因此油箱是尽可能窄而高的形状。根据油箱液面与大气是否相通，又可分为开式油箱和闭式油箱。因此本系统选用开式油箱。6.3 油箱的容量油箱的容量是油箱的基本参数。油箱的容量包括油液的容量和空气的容量。油箱的容量可用经验法或根据散热加以确定，本符合JB/T 79381999 液压泵站油箱公称容量系列（见参考文献5）的规定。用经验法确定油箱的容量注意一下三种情况：（1）油箱的容量通常为液压泵每分钟排出体积额定值的35倍；（2）采用定量泵或非压力补偿变量泵的液压系统，油箱容量的要大于泵流量的3倍以上；（3）采用压力补偿压力油泵时，应尽量提供至少为系统每分钟所需油液体积的平均值（以升记）3倍的油箱容积。容量V (单位为L)计算按教材式(7-8) : ，由于液压机是高压系统，。 所以油箱的容量：取V500L。第七章 液压系统性能的运算7.1 压力损失和调定压力的确定7.1.1进油管中的压力损失由上述计算可知，工进时油液流动速度较小，通过的流量为0.382.23L/min,主要压力损失为阀件两端的压降可以省略不计。快进时液压杆的速度=3m/min，此时油液在进油管的速度沿程压力损失：沿程压力损失首先要判断管中的流动状态，此系统采用N32号液压油，室温为20度时，所以有油液在管中的流动状态为层流，则阻力损失系数=0.122，若取进油和回油的管路长均为4m，油液的密度为=900，则进油路上的沿程压力损失为MPa.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，由于管道安装和管接头的压力损失一般取沿程压力损失的10%，而通过液压阀的局部压力损失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分别为，则当通过阀的流量为q时的阀的压力损失，由算得MPa小于原估算值0.5MPa,所以是安全的。则进油路上的压力总损失为：0.0845+0.0845+0.0930.18595MPa（2）回油管路上的压力损失：快进时回油路上的流量35.3L/min，则回油管路中的速度v=0.83m/s，由此可以计算出 =2492320,油液在管中的流动状态为层流，则阻力损失系数 0.3,所以回油路上的沿程压力损失为 0.012MPa。而通过液压阀的局部压力损失：0.024MPa则回油路上的压力总损失为：0.0372MPa由上面的计算所得求出总的压力损失： =0.20MPa这与估算值相符。7.2 油液温升的计算在整个工作循环中，工进和快进快退所占的时间相差不大，所以，系统的发热和油液温升可用一个循环的情况来计算。7.2.1 快进时液压系统的发热量快进时液压缸的有效功率为：187W泵的输出功率为：=因此快进液压系统的发热量为: =57W7.2.2 快退时液压缸的发热量快退时液压缸的有效功率为：=187W泵的输出功率为：=快退时液压系统的发热量为：=62W（3）压制时液压缸的发热量压制时液压缸的有效功率为：泵的输出功率=W因此压制时液压系统的发热量为：=W总的发热量为:H=31+33+=W则求出油液温升近似值为：温升没有超出允许范围，液压系统中不需要设置冷却器。7.3 散热量的计算当忽略系统中其他地方的散热，只考虑油箱散热时，显然系统的总发热功率H全部由油箱来考虑。这时油箱散热面积A的计算公式为式中 A油箱的散热面积（） H油箱需要的散热功率（W） 油温（一般以考虑）与周围环境温度的温差 K散热系数。与油箱周围通风条件的好坏而不同，通风很差时K=89，良好时K=1517.5；风扇强行冷却时K=2023；强迫水冷时K=110175。这里取自然良好的通风散热，所以油箱散热面积A为：37总 结 这次课程设计的内容是小型液压机液压系统的设计。对我们来说液压系统的设计是一门新的知识，在设计程中，碰到了一些与以往不同的方法及概念，总结起来，我认为最大的欠缺就是缺乏一个整体的观念，常常在不经意中，只考虑到满足一个或几个性能要求，而没有以一个整体的思想来考虑问题。比如，我们设计系统图时，很容易忘记考虑系统保压和液压泵卸荷等问题，假如忘记考虑这些问题，就难以实现预定的工作要求。为此我也花了很长时间，经过反复思考最终设计出符合工作要求的系统图。另一方面，在这次的设计中，我用到了一些经验公式以及一些在一定范围内取值的数据，以前我习惯了在精确公式及数值下计算，而且在查阅工具书方面的能力还不足，还需要在今后的设计中进一步加强。出现以上的种种缺陷的关键问题在于我们缺乏这方面专业能力的锻炼。但经过这次课程设计之后让我对于液压系统的应用更加了解。还有设计的时候应该具有严紧的态度，因为很多工程问题都是人命关天。所以我们要从现在开始就养成一种严紧的学习和工作态度，以后在工作中才能尽量避免一些重大失误。通过这次的课程设计，让我对液压系统以及液压阀件有了更深的认识，对设计液压装备时应有的要求有了新的见解，完成同样的要求，有不同的设计方案，但是我们应向使用性能，结构，经济性更优的方向发展。当然这还需要我们不断地刻苦学习，然后在前人实践经验的基础上，勇于创新，寻求更经济实惠的设计。由于能力所限，在设计过程中还有许多不足之处，恳请老师批评指正！参考文献1 周士昌主编液压系统设计图集M北京：机械工业出版社，2003。2 雷天觉主编新编液压工程手册M.上下册北京：北京理工大学出版社，2005。3 机械工业部编液压元件产品样本M北京：机械工业出版社，1985。4 张仁杰编著液压缸的设计制造和维修M北京：机械工业出版社，1989。5 张利平编著液压传动设计指南M北京：化学工业出版社，2010.5。6 张利平编著液压传动系统设计M北京：化学工业出版社，2005.8。7 张福玲，陈尧明编著液压与气压传动（第2版）M北京：机械工业出版社，2006.1。