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内容简介：

上料机液压系统设计目 录第1章 任务分析11.1设计参数要求11.2系统机构的主要构成11.3任务量1第2章 工况分析22.1工作参数选定22.2系统工况分析22.2.1速度分析22.2.2负载分析2第3章 液压缸主要参数的确定53.1 初选液压缸的工作压力53.2 计算液压缸的尺寸53.3 活塞杆稳定性校核63.4液压缸工况图的绘制63.5液压缸其它参数的选择83.5.1 液压缸壁厚和外径的计算83.5.2 液压缸工作行程的确定93.5.3 缸盖厚度的确定93.5.4 最小导向长度的确定103.5.5 缸体长度的确定103.5.7 液压缸强度校核113.6 液压缸的结构设计123.6.1 缸体与缸盖的连接形式123.6.2 活塞杆与活塞的连接结构133.6.3 活塞杆导向部分的结构143.6.4 密封装置153.6.5 缓冲装置163.6.6 排气装置163.6.7 液压缸的安装结构17第4章 液压系统原理图的拟定184.1 方案的拟定184.11供油方式184.12调速回路184.13速度、换接回路184.14平衡及锁紧184.2方案的确定18第5章 液压元件的选择205.1 确定液压泵的型号及电动机功率205.2选择阀类元件及辅助元件205.3 油箱及油管的设计215.3.1油箱的设计215.3.2油管的设计225.4液压站装置的设计225.4.1电动机和液压泵组与油箱的安装设计225.4.2电动机与液压泵的装配设计23第6章 液压系统的性能验算256.1压力损失及调定压力的确定256.1.1沿程压力损失256.1.2局部压力损失256.1.3总的压力损失266.1.4压力阀的调定值266.2系统的发热和温升26参考文献27致 谢2828第1章 任务分析1.1设计参数要求设计一台上料机的液压系统：要求工作循环为快速上升（200mm300mm）慢速上升（100mm150mm）停留快速下降。工件的重量为600KG，滑台的重量为180KG，快速上升速度要求45mm/s；慢速上升速度要求8mm/s快速下降速度要求55mm/ s；起动加速与减速时间均为0.5s，滑台采用平导轨，其摩擦系数fs0.2，动摩擦系数fd0.1。液压缸的机械效率为0.91(考虑密封阻力)。题目4工件重量滑台重量600KG180KG1.2系统机构的主要构成机构不断地将材料从低的位置运到高的位置，然后又回到起始位置重复上一次的运动。其结构如图1.1所示，滑台采用平导轨，滑台与导轨的最大间隙为2mm，工作台和活塞杆连在一起，在活塞杆的作用下反复做上下运动。图1.1 上料机构示意图1.3任务量（1）绘制液压缸装配图（CAD及手绘各一份）；（2）绘制油箱及附属装置装配图（CAD图一份）；（3）设计计算说明书1份（含液压系统原理图）。第2章 工况分析2.1工作参数选定参数如下：要求循环：快速上升慢速上升停留快速下降；工件的重量：600KG；滑台的重量：180KG；行程：快速上升（200300mm）取300mm、慢速上升（100150mm）取100mm；速度：V快升=50mm/s（要求45mm/s）、V慢升=10mm/s（要求8mm/s）V快降=60mm/s（要求55mm/s）；摩擦系数：静摩擦系数fs=0.2，动摩擦系数fa=0.1；起动加速与减速时间：0.5s；液压缸机械效率：；2.2系统工况分析2.2.1速度分析根据设计要求，该上料机的工作循环为：“快速上升慢速上升停留快速下降”的自动工作循环，且各工部速度如下：速度：V快升=50mm/s（要求45mm/s）、V慢升=10mm/s（要求8mm/s）V快降=60mm/s（要求55mm/s）；绘制运动部件的速度循环图如图2-1所示。图2-1 速度位移循环图2.2.2负载分析（1）工作负载工作负载等于工作台自重加上物料的重量即（600+180）9.8=7644N（2）摩擦负载由滑台采用平导轨，因此摩擦负载： 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结构尺寸求得，取 则有 静摩擦负载 动摩擦负载 （3）惯性负载加速 减速 制动 反向加速 反向制动 根据以上计算，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2的重量。则液压缸各阶段中的负载如以下表2-1所示。绘制出负载图及速度图如下图2-2。表2-1液压缸各阶段负载工况计算公式总负载F/N缸推力F/N启动76688426.4加速77468512.1快上76568413.2减速7593.68344.6慢上76568413.2制动7640.48396.0反向加速105.6116.0快下1213.2制动-81.6-89.7图2-2 负载位移循环图第3章 液压缸主要参数的确定3.1 初选液压缸的工作压力执行元件的工作压力可以根据负载循环图中的最大负载来选取，也可以根据主机的类型了确定（见表3-1和表3-2）。表3-1 按负载选择执行元件的工作压力负载/ KN50工作压力/MPa0.811.522.5334455表3-2 各种机械常用的系统工作压力设备类型机 床农业机械或中型工程机械液压机、重型机械等磨床组合机床龙门刨床拉床工作压力0.82.0352881010162032所设计的动力滑台在加速时负载最大，其值为8512.1N，其它工况时的负载都相对较低，参考表3-1和表3-2按照负载大小或按照液压系统应用场合来选择工作压力的方法，初选液压缸的工作压力。3.2 计算液压缸的尺寸，由计算所得的D与d的值分别按表3-3和表3-4圆整到相近的标准直径，以便采用标准的密封元件。表3-3 液压缸内径尺寸系列 (GB2348-1980) (mm)810121620253240506380（90）100（110）125（140）160（180）200（220）250320400500630注：括号内数值为非优先选用值表3-4 活塞杆直径系列 (GB2348-1980) (mm)45681012141618222252832364045505663708090100110125140160180200220250280320360400由GB/T2348-1980查得标准值为D=80mm，d=56mm。由此计算出液压缸的实际有效面积为:3.3 活塞杆稳定性校核因为活塞杆总行程400 mm,而活塞杆直径为56 mm,l/d=400/56=7.110,无需进行稳定性校核。3.4液压缸工况图的绘制油缸各工况的压力、流量、功率的计算如下：（1）计算各工作阶段液压缸所需的流量（2）计算各工作阶段液压缸压力（3）计算各工作阶段系统输入功率根据以上数据，可以计算出液压缸在一个工作循环各阶段的压力、流量和功率，如表3-5所示，并根据此绘制出其工况图如图3-3所示。表3-5液压缸在不同阶段所需压力、流量和功率工况压力p/MPa流量q/(L/min)功率P/W快升1.6715.08419.8慢升1.673.0284快降0.059.237.7注：取液压缸机械效率由上表可绘制液压缸的工况图图3-3如下：图3-3 液压缸的工况图3.5液压缸其它参数的选择3.5.1 液压缸壁厚和外径的计算液压缸的壁厚由液压缸的强度条件来计算。液压缸的壁厚一般指液压缸中最薄处的厚度。从材料力学可以知道，承受内压力的圆筒，其内应力分别规律因为壁厚的不同而各异。一般计算时可以分为薄壁圆筒和厚壁圆筒。液压缸的内径D与其壁厚的比值D/10的圆筒称为薄壁圆筒。起重运输机械和工程机械的液压缸，一般采用无缝钢管，大多属于薄壁圆筒结构，其壁厚按薄壁圆筒壁厚公式计算 式中 液压缸壁厚（m）。 D液压缸内径（m）。 试验压力，一般取最大工作压力的（1.251.5）倍（MPa）。额定压力16Mpa,取=1.5MPa。 缸筒材料的许用应力。 = ，其中为材料抗拉刚度，n为安全系数，一般取n = 5。的值为：锻钢： = 110120 MPa；铸钢： = 100110 MPa；无缝钢管： = 110110 MPa；高强度铸铁：= 60MPa；灰铸铁： = 25MPa。在中低压液压系统中，按上式计算所得液压缸的壁厚往往很小，使得液压缸的刚度往往不够，如在切削加工过程中的变形、安装变形等引起液压缸工作过程卡死或者漏油。因此一般不作计算，按经验选取，必要时按上式公式进行校核。对于D/10时，应该按材料力学中的厚壁圆筒公式进行壁厚的计算。对于脆性材料以及塑性材料 式中的符号意思与前面相同。液压缸壁厚算出后，即可以求出缸体的外径为 +式中值应该按无缝钢管标准，或者按有关标准圆整为标准值。在设计中，取试验压力为最大工作压力的1.5倍，即 = 1.52MPa =3MPa。而缸筒材料许用应力取为= 100 MPa。应用公式 得， 下面确定缸体的外径，缸体的外径+=80+26mm =92mm。在液压传动设计手册中查得选取标准值=100mm。在根据内径D和外径重新计算壁厚，= =mm =10mm。3.5.2 液压缸工作行程的确定液压缸工作行程长度，可以根据执行元件机构实际工作的最大行程来确定，并且参照表3-6中的系列尺寸来选取标准值。表3-6液压缸活塞行程参数系列 （mm）255080100125160200250320400500630800100012501600200025003200400040639011014018022028036045055070090011001400180022002800390024026030034038042048053060065075085095010501200130015001700190021002400260030003800注：液压缸活塞行程参数依、次序优先选用。由已知条件知道最大工作行程为400mm,参考上表系列，取液压缸工作行程为400mm。3.5.3 缸盖厚度的确定一般液压缸多为平底缸盖，其有效的厚度t按强度要求可以用下面两式进行进似计算。无孔时： 有孔时： 式中 缸盖有效厚度（m）。 缸盖止口内径（m）。 缸盖孔的直径（m）。在此次设计中，利用上式计算可取t=30mm3.5.4 最小导向长度的确定当活塞杆全部外伸时，从活塞支撑面中点到缸盖滑动支撑面的距离H称为最小导向长度（图3-4）。如果导向长度过小，将使液压缸的初始挠度（间隙引起的挠度）增大，从而影响液压缸的稳定性，因此设计时必须保证有一定得最小导向长度。对于一般的液压缸，最小导向长度H应满足以下要求式中 液压缸的最大行程。 液压缸的内径。为了保证最小导向长度H，如果过分增大和B都是不适宜的，必要时可以在缸盖和活塞之间增加一个隔套K来增加H的值。隔套的长度C由需要的最小导向长度H决定，即在此设计中，液压缸的最大行程为400mm，液压缸的内径为80mm，所以应用公式的 =mm =60mm。活塞的宽度B一般取得B =（0.61.0）D；缸盖滑动支撑面的长度，根据液压缸内径D而定。当D80mm时，取；当D80mm时，取。活塞的宽度B = （0.61.0）d =4880mm，取60mm3.5.5 缸体长度的确定液压缸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。一般液压缸缸体长度不应该大于内径的2030倍。缸体长度L = 400+60mm=460mm。3.5.6 固定螺栓得直径液压缸固定螺栓直径按照下式计算式中 F液压缸最大负载。 Z固定螺栓个数。 k螺纹拧紧系数，k = 1.121.5。根据上式求得=5.5mm3.5.7 液压缸强度校核1）缸筒壁厚校核：。前面已经通过计算得：D = 80mm, =10mm。则有小于10，所以壁厚：可见缸筒壁厚满足强度要求。2）活塞杆稳定性的验算：活塞杆受轴向压缩负载时，它所承受的轴向力F不能超过使它稳定工作所允许的临界负载，以免发生纵向弯曲，从而破坏液压缸的正常工作。的值与活塞杆材料性质、截面的形状、直径和长度以及液压缸的安装方式等因素有关。活塞杆的稳定性的校核依照下式（稳定条件）进行式中 安全系数，一般取=24。当活塞杆的细长比时 = 当活塞杆的细长比时，且 = 20120时，则 = 式中 安装长度，其值与安装方式有关。 活塞杆截面最小回转半径， = 。柔性系数。由液压缸支承方式决定的末端系数。E活塞杆材料的弹性模量，对刚取E = 。J活塞杆横截面惯性矩，A为活塞杆横截面积。f由材料强度决定的实验值。根据验算，液压缸满足稳定性要求。3.6 液压缸的结构设计液压缸主要尺寸确定以后，就进行各部分的结构设计。主要包括：液压缸缸体与缸盖的连接结构、活塞杆与活塞的连接结构、活塞杆导向部分的结构、密封装置、缓冲装置、排气装置、以及液压缸的安装连接结构等。由于工作条件的不同，结构形式也各不相同。设计时根据具体情况进行选择。3.6.1 缸体与缸盖的连接形式缸体与缸盖常见连接方式有法兰连接式、半环连接式 、螺纹连接式 、拉杆连接式 、焊接式连接等。图3-5 常见的缸筒和缸盖结构图3-5所示为常见的缸盖和缸筒连接形式。图3-5a 为法兰式连接结构，这种连接结构简单、成本低廉，容易加工，便于装卸，强度较大，能够承受高压。但是外形尺寸较大，常用于铸铁制的缸筒上。图3-5b 为半环式连接结构，这种连接分为外半环连接和内半环连接两者形式。它们的缸筒壁部由于开了环形槽而削弱了强度，为此有时要增加壁厚。它容易加工和装卸、重量较轻，半环连接是一种应用较为普遍的连接结构，常用于无缝钢管和锻钢制的缸筒上。图3-5c、f 为螺纹连接形式，这种连接分为外螺纹连接和内螺纹连接两者形式。它的缸筒端部结构复杂，外径加工必须要求同时保证内外径同心，装卸要使用专用工具，它的外形尺寸和重量都比较小，结构紧凑，常常用于无缝钢管和锻钢制的缸筒上。图3-5d 为拉杆式连接形式，这种连接结构简单，工艺性好、通用性强、易于装拆，但是端盖的体积和重量都非常大，拉杆在受力后容易拉伸变长，从而影响密封效果，仅适用于长度不大的中低压缸。图3-5d 为焊接式连接，这种连接形式强度高，制造简单，但是焊接时容易引起缸筒的变形。缸体端部与缸盖的连接形式与工作压力、缸体材料以及工作条件有关。通过综合考虑，在此设计中，缸体端部与缸盖采取法兰连接的形式。3.6.2 活塞杆与活塞的连接结构活塞和活塞杆的结构形式有很多，常见的有一体式、锥销式连接外、还有螺纹式连接和半环式连接等多种形式，如图3-6所示。半环式连接结构复杂，装卸不便，但是工作可靠。图3-6 活塞杆与活塞的结构此外，活塞和活塞杆也有制成整体式结构的，但是它只能适应于尺寸较小的场合。活塞一般用耐磨铸铁制造，活塞杆则不论是空心的还是实心的，大多用钢料制造。经过综合考虑，在此设计中，活塞杆与活塞的连接采取螺纹连接的形式，如图4-3所示。图3-7 活塞杆与活塞的连接形式这种连接方式结构简单，便于拆卸，成本低廉，但是在震动的过程中容易松动，所以加了防松装置，应用范围较广。3.6.3 活塞杆导向部分的结构活塞杆导向部分的结构，包括活塞杆与端盖、导向套的结构，以及密封、防尘和锁紧装置等。导向套的结果可以做成端盖整体式直接导向，也可以做成与端盖分开的导向套导向结构。后者导向套磨损后便于更换，所以应用比较普遍。导向套的位置可以安装于密封圈的内侧，也可以安装于密封圈的外侧。机床和工程机械中一般采用装在内测的结构，有利于导向套的润滑；而压油机常采用装在外测的结构，在高压下工作时，使得密封圈由足够的油压将唇边张开，以提高系统的密封性能。活塞杆处的密封形式由O型、V型、Y型和型密封圈。为了清除活塞杆处外漏部分粘附的灰尘，保证油液清洁以及减少磨损，在端盖外侧增加防尘圈。此设计经过综合考虑，采取端盖直接导向。3.6.4 密封装置液压缸中常见的密封装置有间隙密封，摩擦环密封，密封圈密封等。间隙密封依靠运动件间的微笑间隙来防止泄露。为了提高这种装置的密封能力，常在活塞的表面制造出几条微小的环形槽，用以增大油液通过间隙时的阻力。它结构简单，摩擦阻力小，可以耐高温，但是泄露大，加工要求高，磨损后无法恢复原有能力，只有在尺寸小、压力较低、相对运动速度较高的缸筒和活塞间使用。摩擦环密封依靠活塞上的摩擦环（尼龙或者其他高分子材料制成）在“O”形圈弹力作用下贴紧缸壁而防止泄露。这种材料密封效果好，摩擦阻力较小并且稳定，可以耐高温，磨损后有自动补偿能力，但是加工要求高，装拆不方便，适用于缸筒和活塞之间的密封。油缸主要采用密封圈密封，密封圈有O形、V形、Y形及组合式等数种，其材料为耐油橡胶、尼龙、聚氨脂等。它利用橡胶或者塑料的弹性使各种截面的环形圈贴紧在静、动配合面之间来防止泄露。它结构简单，制造方便，磨损后有自动补偿能力，性能可靠，在缸筒和活塞之间、活塞和活塞杆之间、缸筒和缸盖之间都能使用。（1）O形密封圈（如图3-8）O形密封圈的截面为圆形，主要用于静密封。与唇形密封圈相比，运动阻力较大，作运动密封时容易产生扭转，故一般不单独用于油缸运动密封。 图3-8 O形密封圈（2）V形密封圈（如图3-9）V形圈的截面为V形，如图所示，V形密封装置是由压环、V形圈和支承环组成。当工作压力高于10MPa时，可增加V形圈的数量，提高密封效果。安装时，V形圈的开口应面向压力高的一侧。图3-9 V形密封圈（3）Y形密封圈（如图3-10）Y形密封圈的截面为Y形，属唇形密封圈(Lip Seal)。它是一种摩擦阻力小、寿命较长的密封圈，应用普遍。Y形圈主要用于往复运动的密封。根据截面长宽比例的不同，Y形圈可分为宽断面和窄断面两种形式，图所示为宽断面Y形密封圈。图3-11 Y形密封圈对于活塞杆外伸部分来说，由于它很容易把脏物带入液压缸，使油液受到污染，使密封件磨损，因此常需要在活塞杆密封处增添防尘圈，并且放在向着活塞杆外伸的一段。3.6.5 缓冲装置液压缸带动质量较大的部件作快速往复运动时，由于运动部件具有很大的动能，因此当活塞运动到液压缸终端时，会与端盖碰撞，而产生冲击和噪声。这种机械冲击不仅引起液压缸的有关部分的损坏，而且会引起其它相关机械的损伤。为了防止这种危害，保证安全，应采取缓冲措施，对液压缸运动速度进行控制。 当活塞移至端部，缓冲柱塞开始插入缸端的缓冲孔时，活塞与缸端之间形成封闭空间，该腔中受困挤的剩余油液只能从节流小孔或缓冲柱塞与孔槽之间的节流环缝中挤出，从而造成背压迫使运动柱塞降速制动，实现缓冲。 液压缸中常用的缓冲装置有节流口可调式（如图4-7）和节流口变化式（如图4-8）两种。图3-12 节流口可调式缓冲装置 图3-13 节流口变化式缓冲装置在此设计中，为了适当的减轻加工难度，决定采取如图3-12所示的缓冲装置。这种缓冲装置可以调节。3.6.6 排气装置排气装置在液压缸中是十分必要的，这是因为油液中混入的空气或者液压缸长期不使用，外界侵入的空气都积聚在液压缸内的最高部位处，影响液压缸运动平稳性，低速时引起爬行现象、启动时造成冲击、换向时降低精度等。液压缸中的排气装置通常有两种形式：一种是在缸盖的最高部位处开排气孔，用长管道接向远处排气；另外一种是在液压缸缸盖最高部位安装排气塞。两种排气装置都是在液压缸排气时打开（让它全行程往复移动多次），排气完毕后关闭。图3-14 常见排气装置3.6.7 液压缸的安装结构液压缸的安装连接结构包括液压缸的安装结构、液压缸的进、出油口的连接等。1）液压缸的安装形式液压缸的安装形式根据安装位置和工作要求得不同可以有长螺栓安装、脚架安装、法兰安装、轴销和耳环安装等。2）液压缸进、出油口形式以及大小的确定液压缸进、出油口，可以布置在端盖或者缸体上。对于活塞杆固定的液压缸，液压缸进、出油口可以设在活塞杆的端部。如果液压缸没有专用得排气装置，液压缸进、出油口应该设在液压缸的最高处，以便空气能首先从液压缸排出。液压缸进、出油口得形式一般选用螺孔或者法兰连接。第4章 液压系统原理图的拟定4.1 方案的拟定4.11供油方式 从系统速度相差很大可知，该系统在快上和慢上时流量变化很大，因此可以选用变量泵或双泵供油。4.12调速回路 由于速度变化大，所以系统功率变化也大，可以选容积调速回路或双泵供油回路。4.13速度、换接回路 由于系统各阶段对换接的位置要求高，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。4.14平衡及锁紧 为了克服滑台自重在快下过程中的影响和防止在上端停留时重物下落，必需设置平衡及锁紧回路。根据上述分析，至少有两种方案可以满足系统要求。（1）用变量泵供油和容积调速回路调速，速度换接用二位二通电磁阀来实现，平衡和锁紧用液控单向阀和单向背压阀。系统的机械特性、调速特性很好，功率损失较小，但是系统价格较贵。（2）用双泵供油，调速回路选节流调速回路，平衡及锁紧用液控单向阀和单向背压阀实现。系统的机械特性、调速特性不及第一种方案，但其经济性很好，系统效率高。4.2方案的确定综上所述，考虑到系统的流量很大，变量泵不好选，第二种方案的经济性好，系统效率高，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、供油方式不太适，宜选用双联式定量叶片泵作为油源，所以选第二种方案。从以上液压缸工况图可知，该系统在快上和慢上时流量变化确实很大，因此可以选用双泵供油是正确的。该系统在慢速和快下时速度需要调节，由于系统功率和速度变化大，但系统的工作负载变化小，调速特性要求不高，是可行的。此外，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，在液压缸的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。快上、快下和慢上之间速度换接采用由行程开关发讯控制二位二通电磁阀来实现。综上所述拟定液压系统原理图如图4-1。系统工作过程：快上时，电磁阀2有电，两泵同时工作，液压油经过电换向阀6、液控单向阀7、单向背压阀8，流入无杆腔，再经过调速阀9、换向阀2回油箱。慢上时，活塞走到300mm处，压下行程阀9，使电磁阀3有电，大流量泵经过它卸荷，只有小流量泵供油，工作太速度下降。快下时，电磁阀3复位，电磁阀1有电，双泵同时供油，经过换向阀6、调速阀9、单向背压阀8、液控单向阀7、换向阀6回到油箱。图4-1系统原理图第5章 液压元件的选择5.1 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1.67Mpa.由于该系统比较简单，所以取其压力损失，所以液压泵的工作压力为两个液压泵同时向系统供油时，若回路中的泄漏按10%计算，则两个泵的总流量应为，由于液压缸慢升时所需的流量为3.02 L/min，所以高压泵的输出流量不得少于根据以上压力和流量的数值查产品目录，选用PV2R16型的双联叶片泵，其额定压力为6.3Mpa，小泵和大泵的排量分别为6ml/r,20ml/r；容积效率，总效率，所以驱动该泵的电动机的功率可由泵的工作压力（1.97MPa）和输出流量（当电动机转速为970 r/min）查电机产品目录，拟选用电动机的型号为Y80L-4，功率为1.1KW，额定转速为970 r/min。5.2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7.1。表7.1 液压元件及规格序号名称估计流量 /（L/min）额定流量/（L/min）型号及规格1滤油器232.224002双联叶片泵44PV2R163单向阀174.60230AF3-Ea10B4电磁溢流阀174.605005溢流阀221.17350DBDS25K10/2526三位四通电液换向阀221.17300H-4WEH7液控单向阀221.172844CT1-10C8单向背压阀221.17300AXF3-E20B9行程阀22C-100BH10单向调速阀169.2250MSA30EF25011电动机Y80L-45.3 油箱及油管的设计5.3.1油箱的设计液压油箱的作用是贮存液压油，分离液压油中的杂质和空气，同时还起到散热的作用。（1）液压油箱有效容积的确定液压油箱在不同的工作条件下，影响散热的条件很多，通常按压力范围来考虑。油箱容积根据液压泵的流量计算，取其体积：取：取V=830L式中，V 液压油箱的有效容积 液压泵的额定流量（2）液压油箱的外形尺寸油箱长、宽、高的确定：根据油箱三个边长必须在1：1：11：2：3的范围内，又有油箱的容积为V=830L,所以油箱的长（L）、宽（D）、高（H）可以设计为L=1100mm,D=900mm,H=840mm。（3）液压油箱的结构设计 液压油箱简称油箱，它往往是一个功能组件，在液压系统中的主要功能是存储液压油液、散发油液热量、溢出空气及消除泡沫和安装元件等。油箱的制造一般采用焊接和铸造两种方式之一，多数油箱采用焊接技术获得。在一般设计中，液压油箱多采用钢板焊接的分离式液压油箱，很少采用机床床身底座作为液压油箱。因此，在此设计中采用了焊接的方式获得油箱。油箱的工作图样是油箱加工和安装的依据。通常油箱应包括箱顶、箱壁、隔板、放油螺塞、吊耳、支脚等零件。为了增加油液的循环距离，使油液有足够的时间分离气泡，沉淀杂质，消散热量，所以吸油管和回油管相距较远，并且中间用隔板隔开，油箱底应微微倾斜以便清洗。5.3.2油管的设计油管的内径可按照所连接元件的接口尺寸确定，也可以按照管路中允许的流速来计算。本例中，由表5-3推荐取油液在压油管的流速v=3m/s,按式4.1算得液压缸无杆强及有杆腔相连的油管的内径为式中 q通过油管的流量； v推荐管道中油液的流速，可按表5-3数值选取。取d=15mm。取d=15mm。5.4液压站装置的设计对于固定的液压设备，常将液压系统的油箱、动力装置和控制调节装置集中安装成液压站，使装配、调试和维修都比较方便，同时又使液压站上的振动源与主机隔开，减少了液压站中的油温变化对主机精度的影响。这里主要介绍电动机和液压泵组与油箱的安装设计问题和控制阀的集成配置等问题。5.4.1电动机和液压泵组与油箱的安装设计在常见的液压站中，按照电动机和液压泵组相对油箱的安装位置不同，可以分为上置式、下置式与旁置式三种。如图5所示为上置式油箱液压泵站。上置式油箱液压泵站是将液压泵与电机等装置安装在油箱上盖板上，其结构紧凑，应用十分普遍，尤其是需要经常移动的、泵与电机均不太大的泵站。电机与泵可以立式安装（如图5），也可卧式安装。这种安装方法将动力振动源安置在油箱盖板上，因此油箱体，尤其是盖板要有较好的刚性。如图6所示为旁置式油箱液压泵站。旁置式油箱液压泵站是将液压泵与电机等装置安装在油箱旁边。系统的流量和油箱容量较大时，尤其是一个油箱给多台液压泵供油的场合采用。旁置式油箱液压泵站使油箱内液面高于泵的吸油口，泵的吸油条件较好。设计要注意在泵的吸油口与油箱之间设置一个截止阀，以防止液压泵在维修或拆卸时油箱中油液外流。下置式油箱液压泵站是将液压泵与电机等装置安装在油箱底下。这样可使设备的安装面积减小，也可使泵的吸入能力大为改善。这种安置方式，常常是将油箱架高到使人可以在油箱底下穿越，以便对液压泵的安装和维修5.4.2电动机与液压泵的装配设计 电动机的安装形式主要有三种：机座带底脚、端盖上无凸缘机构，机座不带低脚、端盖上带大于机座的凸缘机构，机座带底脚、端盖上带大于机座的凸缘机构。如图7所示为底座带底脚、端盖上无凸缘机构，一般用于水平放置。若电动机与液压泵组立式放置则应选用机座不带底脚、端盖上带大于机座的凸缘机构，以便于电机在安装板上的定位与固定。机座带底脚、端盖上带大于机座的凸缘机构用于水平放置的电动机与液压泵组，此时液压泵通过发兰式支架支承在电动机上，利用端盖上的凸缘可方便地在支架上定位。小功率的电动机与液压泵组可以安装在油箱盖上（上置式），功率较大时需单独安装在专用的平台上（非上置式）。电动机与液压泵组的底座应有足够的强度和刚度，要便于安装和检修。电动机与液压泵组与底座之间最好加弹性防振垫。在在适当的部位设置泄油盘，以防止场地污染。液压泵的传动轴不能承受径向与轴向载荷，与电机轴有很高的同轴度，一般采用弹性联轴器的连接形式。第6章 液压系统的性能验算6.1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为0.01 m/s，通过的流量为3.02 L/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和背压阀所平衡，系统工作压力很低，所以不必验算。因而必须以快进为依据来计算卸荷阀和溢流阀的调定压力，由于供油量的变化，其快上时液压缸的速度为此时油液在进油管中的流速为6.1.1沿程压力损失 首先要判别管中的流态，设系统采用N32液压油。室温为时，所以有管中为层流，则阻力损失系数，若取进、回油管长度均为2m,油液的密度为，则其进油路上的沿程压力损失为6.1.2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，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和和。则当通过阀的流量为q时的阀的压力损失式为因为本题的所有阀的额定流量比系统最大流量大很多且系统的压力很低，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则回油路油管中的油速由此可计算出：（层流），所以回油路上的沿程压力损失为：6.1.3总的压力损失 由上面的计算所得可求出原设，这与计算结果略有差异，应用计算出的结果来确定阀的调定值。6.1.4压力阀的调定值溢流阀的调定压力应大于系统压力0.30.5MPa，所以取溢流阀调定压力为1.7MPa，背压阀的调定压力以平衡滑台自重为根据，即，取6.2系统的发热和温升根据以上的计算可知，系统在快上和慢上的压力不变，慢上是大流量泵卸荷功率为零，所以在快上时，系统损失最大油箱的三个边长在范围内，则散热面积为，假设通风良好，取，所以油液的温升为 ，室温为20，热平衡温度为24.6565,没有超出允许范围。参考文献1 王积伟，黄谊，章宏甲液压传动 M北京：机械工业出版社，20062 雷天觉，新编液压工程手册 M北京：北京理工大学出版社，19983 成大先，机械设计手册 M北京：化学工业出版社，20024 路甬祥，液压气动技术手册 M北京：机械工业出版社，20025 张利平液压传动系统及设计 M北京：化学工业出版社，20056 王春行，液压控制系统 M北京：机械工业出版社，20027 李状云，液压元件与系统 M北京：机械工业出版社，20028 叶伟昌主编，机械工程及自动化简明设计手册，机械工业出版社 2008.2 9 左健民主编，液压与气压传动第4版，机械工业出版社 2011.110 张利平主编，液压气动系统设计手册，机械工业出版社 2008.511 周世昌主编，液压系统设计图集，机械工业出版社 2004.212 Mennesmann Rexro. Hydraulic Components. Mennesmann Rexro Gmbh.致 谢本设计是在指导*老师的悉心指导下完成的。在本设计的过程中，侯老师给了我很大的帮助，使我受益非浅。尤其是设计完成的最后阶段，他多次审阅我的设计并提出宝贵的修改意见，使我的设计不断完善。*老师严谨的治学态度，勤奋的敬业精神，以及他的博学与热忱，令我敬佩。在此，我首先要向他表示我最忠心的感谢！当然，设计中也难免出现一些错误、疏漏和不尽如人意的地方。在此，我衷心的恳请各位老师和同学给予批评、指正，我会虚心接受所有的意见和建议，不断总结，使自己在今后的学习和工作中日臻完善。感谢我的同学们，在设计的过程中，是你们帮组了我，给了我不少的意见和建议，在和同学讨论的过程中学到了很多有用的知识。上料机液压系统设计目 录第1章 任务分析11.1设计参数要求11.2系统机构的主要构成11.3任务量1第2章 工况分析22.1工作参数选定22.2系统工况分析22.2.1速度分析22.2.2负载分析3第3章 液压缸主要参数的确定53.1 初选液压缸的工作压力53.2 计算液压缸的尺寸53.3 活塞杆稳定性校核63.4液压缸工况图的绘制63.5液压缸其它参数的选择83.5.1 液压缸壁厚和外径的计算83.5.2 液压缸工作行程的确定93.5.3 缸盖厚度的确定93.5.4 最小导向长度的确定103.5.5 缸体长度的确定103.5.7 液压缸强度校核113.6 液压缸的结构设计123.6.1 缸体与缸盖的连接形式123.6.2 活塞杆与活塞的连接结构133.6.3 活塞杆导向部分的结构143.6.4 密封装置153.6.5 缓冲装置163.6.6 排气装置163.6.7 液压缸的安装结构17第4章 液压系统原理图的拟定184.1 方案的拟定184.11供油方式184.12调速回路184.13速度、换接回路184.14平衡及锁紧184.2方案的确定18第5章 液压元件的选择205.1 确定液压泵的型号及电动机功率205.2选择阀类元件及辅助元件205.3 油箱及油管的设计215.3.1油箱的设计215.3.2油管的设计225.4液压站装置的设计225.4.1电动机和液压泵组与油箱的安装设计225.4.2电动机与液压泵的装配设计23第6章 液压系统的性能验算256.1压力损失及调定压力的确定256.1.1沿程压力损失256.1.2局部压力损失256.1.3总的压力损失266.1.4压力阀的调定值266.2系统的发热和温升26参考文献27致 谢2828第1章 任务分析1.1设计参数要求设计一台上料机的液压系统：要求工作循环为快速上升（200mm300mm）慢速上升（100mm150mm）停留快速下降。工件的重量为500KG，滑台的重量为120KG，快速上升速度要求45mm/s；慢速上升速度要求8mm/s快速下降速度要求55mm/ s；起动加速与减速时间均为0.5s，滑台采用平导轨，其摩擦系数fs0.2，动摩擦系数fd0.1。液压缸的机械效率为0.91(考虑密封阻力)。题目4工件重量滑台重量500KG120KG1.2系统机构的主要构成机构不断地将材料从低的位置运到高的位置，然后又回到起始位置重复上一次的运动。其结构如图1.1所示，滑台采用平导轨，滑台与导轨的最大间隙为2mm，工作台和活塞杆连在一起，在活塞杆的作用下反复做上下运动。图1.1 上料机构示意图1.3任务量（1）绘制液压缸装配图（CAD及手绘各一份）；（2）绘制油箱及附属装置装配图（CAD图一份）；（3）设计计算说明书1份（含液压系统原理图）。第2章 工况分析2.1工作参数选定参数如下：要求循环：快速上升慢速上升停留快速下降；工件的重量：500KG；滑台的重量：120KG；行程：快速上升（200300mm）取300mm、慢速上升（100150mm）取100mm；速度：V快升=50mm/s（要求45mm/s）、V慢升=10mm/s（要求8mm/s）V快降=60mm/s（要求55mm/s）；摩擦系数：静摩擦系数fs=0.2，动摩擦系数fa=0.1；起动加速与减速时间：0.5s；液压缸机械效率：；2.2系统工况分析2.2.1速度分析根据设计要求，该上料机的工作循环为：“快速上升慢速上升停留快速下降”的自动工作循环，且各工部速度如下：速度：V快升=50mm/s（要求45mm/s）、V慢升=10mm/s（要求8mm/s）V快降=60mm/s（要求55mm/s）；绘制运动部件的速度循环图如图2-1所示。图2-1 速度位移循环图2.2.2负载分析（1）工作负载 工作负载等于工作台自重加上物料的重量即（500+120）9.8=6076N（2）摩擦负载由滑台采用平导轨，因此摩擦负载： 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结构尺寸求得，取 则有 静摩擦负载 动摩擦负载 （3）惯性负载加速 减速 制动 反向加速 反向制动 根据以上计算，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2的重量。则液压缸各阶段中的负载如以下表2.1所示。绘制出负载图及速度图如下图2.2。表2.1液压缸各阶段负载工况计算公式总负载F/N缸推力F/N启动60966698.9加速61486756.0快上60866687.9减速6036.46633.4慢上60866687.9制动6073.66674.3反向加速84.492.7快下1011.0制动-64.4-70.8图2.2负载图-速度图第3章 液压缸主要参数的确定3.1 初选液压缸的工作压力执行元件的工作压力可以根据负载循环图中的最大负载来选取，也可以根据主机的类型了确定（见表3-1和表3-2）。表3-1 按负载选择执行元件的工作压力负载/ KN50工作压力/MPa0.811.522.5334455表3-2 各种机械常用的系统工作压力设备类型机 床农业机械或中型工程机械液压机、重型机械等磨床组合机床龙门刨床拉床工作压力0.82.0352881010162032所设计的动力滑台在加速上升时负载最大，其值为6756N，其它工况时的负载都相对较低，参考表3-1和表3-2按照负载大小或按照液压系统应用场合来选择工作压力的方法，初选液压缸的工作压力。3.2 计算液压缸的尺寸；由计算所得的D与d的值分别按表3-3和表3-4圆整到相近的标准直径，以便采用标准的密封元件。表3-3 液压缸内径尺寸系列 (GB2348-1980) (mm)810121620253240506380（90）100（110）125（140）160（180）200（220）250320400500630注：括号内数值为非优先选用值表3-4 活塞杆直径系列 (GB2348-1980) (mm)45681012141618222252832364045505663708090100110125140160180200220250280320360400由GB/T2348-1980查得标准值为D=63mm，d=45mm。由此计算出液压缸的实际有效面积为:3.3 活塞杆稳定性校核因为活塞杆总行程400 mm,而活塞杆直径为45 mm,l/d=400/45=8.910,无需进行稳定性校核。3.4液压缸工况图的绘制油缸各工况的压力、流量、功率的计算如下：（1）计算各工作阶段液压缸所需的流量（2）计算各工作阶段液压缸压力（3）计算各工作阶段系统输入功率根据以上数据，可以计算出液压缸在一个工作循环各阶段的压力、流量和功率，如表3-5所示，并根据此绘制出其工况图如图3-3所示。表3-5 液压缸在不同阶段所需压力、流量和功率工况压力p/MPa流量q/(L/min)功率P/W快升2.159.35335.1慢升2.151.8767快降0.0655.56注：取液压缸机械效率由上表可绘制液压缸的工况图图5.1如下：图3-33.5液压缸其它参数的选择3.5.1 液压缸壁厚和外径的计算液压缸的壁厚由液压缸的强度条件来计算。液压缸的壁厚一般指液压缸中最薄处的厚度。从材料力学可以知道，承受内压力的圆筒，其内应力分别规律因为壁厚的不同而各异。一般计算时可以分为薄壁圆筒和厚壁圆筒。液压缸的内径D与其壁厚的比值D/10的圆筒称为薄壁圆筒。起重运输机械和工程机械的液压缸，一般采用无缝钢管，大多属于薄壁圆筒结构，其壁厚按薄壁圆筒壁厚公式计算 式中 液压缸壁厚（m）。 D液压缸内径（m）。 试验压力，一般取最大工作压力的（1.251.5）倍（MPa）。额定压力16Mpa,取=1.5MPa。 缸筒材料的许用应力。 = ，其中为材料抗拉刚度，n为安全系数，一般取n = 5。的值为：锻钢： = 110120 MPa；铸钢： = 100110 MPa；无缝钢管： = 110110 MPa；高强度铸铁： = 60MPa；灰铸铁： = 25MPa。在中低压液压系统中，按上式计算所得液压缸的壁厚往往很小，使得液压缸的刚度往往不够，如在切削加工过程中的变形、安装变形等引起液压缸工作过程卡死或者漏油。因此一般不作计算，按经验选取，必要时按上式公式进行校核。对于D/10时，应该按材料力学中的厚壁圆筒公式进行壁厚的计算。对于脆性材料以及塑性材料 式中的符号意思与前面相同。液压缸壁厚算出后，即可以求出缸体的外径为 +式中值应该按无缝钢管标准，或者按有关标准圆整为标准值。在设计中，取试验压力为最大工作压力的1.5倍，即 = 1.52.15MPa =3.23MPa。而缸筒材料许用应力取为= 100 MPa。应用公式 得，下面确定缸体的外径，缸体的外径+=63+25.1mm =73.2mm。在液压传动设计手册中查得选取标准值=80mm。在根据内径D和外径重新计算壁厚，= =mm =8.5mm。3.5.2 液压缸工作行程的确定液压缸工作行程长度，可以根据执行元件机构实际工作的最大行程来确定，并且参照表3-6中的系列尺寸来选取标准值。表3-6液压缸活塞行程参数系列 （mm）255080100125160200250320400500630800100012501600200025003200400040639011014018022028036045055070090011001400180022002800390024026030034038042048053060065075085095010501200130015001700190021002400260030003800注：液压缸活塞行程参数依、次序优先选用。由已知条件知道最大工作行程为400mm,参考上表系列，取液压缸工作行程为400mm。3.5.3 缸盖厚度的确定一般液压缸多为平底缸盖，其有效的厚度t按强度要求可以用下面两式进行进似计算。无孔时： 有孔时： 式中 缸盖有效厚度（m）。 缸盖止口内径（m）。 缸盖孔的直径（m）。在此次设计中，利用上式计算可取t=25mm3.5.4 最小导向长度的确定当活塞杆全部外伸时，从活塞支撑面中点到缸盖滑动支撑面的距离H称为最小导向长度（图3-2）。如果导向长度过小，将使液压缸的初始挠度（间隙引起的挠度）增大，从而影响液压缸的稳定性，因此设计时必须保证有一定得最小导向长度。对于一般的液压缸，最小导向长度H应满足以下要求式中 液压缸的最大行程。 液压缸的内径。为了保证最小导向长度H，如果过分增大和B都是不适宜的，必要时可以在缸盖和活塞之间增加一个隔套K来增加H的值。隔套的长度C由需要的最小导向长度H决定，即在此设计中，液压缸的最大行程为400mm，液压缸的内径为63mm，所以应用公式的 =mm =51.5mm。活塞的宽度B一般取得B =（0.61.0）D；缸盖滑动支撑面的长度，根据液压缸内径D而定。当D80mm时，取；当D80mm时，取。活塞的宽度B=（0.61.0）d =37.863mm，取50mm3.5.5 缸体长度的确定液压缸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。一般液压缸缸体长度不应该大于内径的2030倍。缸体长度L = 400+50mm=450mm。3.5.6 固定螺栓得直径液压缸固定螺栓直径按照下式计算式中 F液压缸最大负载。 Z固定螺栓个数。 k螺纹拧紧系数，k = 1.121.5。根据上式求得=4.9mm3.5.7 液压缸强度校核1）缸筒壁厚校核：。前面已经通过计算得：D = 63mm, =8.5mm。则有10，所以壁厚：可见缸筒壁厚满足强度要求。2）活塞杆稳定性的验算：活塞杆受轴向压缩负载时，它所承受的轴向力F不能超过使它稳定工作所允许的临界负载，以免发生纵向弯曲，从而破坏液压缸的正常工作。的值与活塞杆材料性质、截面的形状、直径和长度以及液压缸的安装方式等因素有关。活塞杆的稳定性的校核依照下式（稳定条件）进行式中 安全系数，一般取=24。当活塞杆的细长比时 = 当活塞杆的细长比时，且 = 20120时，则 = 式中 安装长度，其值与安装方式有关。 活塞杆截面最小回转半径， = 。柔性系数。由液压缸支承方式决定的末端系数。E活塞杆材料的弹性模量，对刚取E = 。J活塞杆横截面惯性矩，A为活塞杆横截面积。f由材料强度决定的实验值。根据验算，液压缸满足稳定性要求。3.6 液压缸的结构设计液压缸主要尺寸确定以后，就进行各部分的结构设计。主要包括：液压缸缸体与缸盖的连接结构、活塞杆与活塞的连接结构、活塞杆导向部分的结构、密封装置、缓冲装置、排气装置、以及液压缸的安装连接结构等。由于工作条件的不同，结构形式也各不相同。设计时根据具体情况进行选择。3.6.1 缸体与缸盖的连接形式缸体与缸盖常见连接方式有法兰连接式、半环连接式 、螺纹连接式 、拉杆连接式 、焊接式连接等。图3-4 常见的缸筒和缸盖结构图3-4所示为常见的缸盖和缸筒连接形式。图3-4a 为法兰式连接结构，这种连接结构简单、成本低廉，容易加工，便于装卸，强度较大，能够承受高压。但是外形尺寸较大，常用于铸铁制的缸筒上。图3-4b 为半环式连接结构，这种连接分为外半环连接和内半环连接两者形式。它们的缸筒壁部由于开了环形槽而削弱了强度，为此有时要增加壁厚。它容易加工和装卸、重量较轻，半环连接是一种应用较为普遍的连接结构，常用于无缝钢管和锻钢制的缸筒上。图3-4c、f 为螺纹连接形式，这种连接分为外螺纹连接和内螺纹连接两者形式。它的缸筒端部结构复杂，外径加工必须要求同时保证内外径同心，装卸要使用专用工具，它的外形尺寸和重量都比较小，结构紧凑，常常用于无缝钢管和锻钢制的缸筒上。图3-4d 为拉杆式连接形式，这种连接结构简单，工艺性好、通用性强、易于装拆，但是端盖的体积和重量都非常大，拉杆在受力后容易拉伸变长，从而影响密封效果，仅适用于长度不大的中低压缸。图3-4d 为焊接式连接，这种连接形式强度高，制造简单，但是焊接时容易引起缸筒的变形。缸体端部与缸盖的连接形式与工作压力、缸体材料以及工作条件有关。通过综合考虑，在此设计中，缸体端部与缸盖采取法兰连接的形式。3.6.2 活塞杆与活塞的连接结构活塞和活塞杆的结构形式有很多，常见的有一体式、锥销式连接外、还有螺纹式连接和半环式连接等多种形式，如图3-5所示。半环式连接结构复杂，装卸不便，但是工作可靠。图3-5 活塞杆与活塞的结构此外，活塞和活塞杆也有制成整体式结构的，但是它只能适应于尺寸较小的场合。活塞一般用耐磨铸铁制造，活塞杆则不论是空心的还是实心的，大多用钢料制造。经过综合考虑，在此设计中，活塞杆与活塞的连接采取螺纹连接的形式，如图3-6所示。图3-6 活塞杆与活塞的连接形式这种连接方式结构简单，便于拆卸，成本低廉，但是在震动的过程中容易松动，所以加了防松装置，应用范围较广。3.6.3 活塞杆导向部分的结构活塞杆导向部分的结构，包括活塞杆与端盖、导向套的结构，以及密封、防尘和锁紧装置等。导向套的结果可以做成端盖整体式直接导向，也可以做成与端盖分开的导向套导向结构。后者导向套磨损后便于更换，所以应用比较普遍。导向套的位置可以安装于密封圈的内侧，也可以安装于密封圈的外侧。机床和工程机械中一般采用装在内测的结构，有利于导向套的润滑；而压油机常采用装在外测的结构，在高压下工作时，使得密封圈由足够的油压将唇边张开，以提高系统的密封性能。活塞杆处的密封形式由O型、V型、Y型和型密封圈。为了清除活塞杆处外漏部分粘附的灰尘，保证油液清洁以及减少磨损，在端盖外侧增加防尘圈。此设计经过综合考虑，采取端盖直接导向。3.6.4 密封装置液压缸中常见的密封装置有间隙密封，摩擦环密封，密封圈密封等。间隙密封依靠运动件间的微笑间隙来防止泄露。为了提高这种装置的密封能力，常在活塞的表面制造出几条微小的环形槽，用以增大油液通过间隙时的阻力。它结构简单，摩擦阻力小，可以耐高温，但是泄露大，加工要求高，磨损后无法恢复原有能力，只有在尺寸小、压力较低、相对运动速度较高的缸筒和活塞间使用。摩擦环密封依靠活塞上的摩擦环（尼龙或者其他高分子材料制成）在“O”形圈弹力作用下贴紧缸壁而防止泄露。这种材料密封效果好，摩擦阻力较小并且稳定，可以耐高温，磨损后有自动补偿能力，但是加工要求高，装拆不方便，适用于缸筒和活塞之间的密封。油缸主要采用密封圈密封，密封圈有O形、V形、Y形及组合式等数种，其材料为耐油橡胶、尼龙、聚氨脂等。它利用橡胶或者塑料的弹性使各种截面的环形圈贴紧在静、动配合面之间来防止泄露。它结构简单，制造方便，磨损后有自动补偿能力，性能可靠，在缸筒和活塞之间、活塞和活塞杆之间、缸筒和缸盖之间都能使用。（1）O形密封圈（如图3-7）O形密封圈的截面为圆形，主要用于静密封。与唇形密封圈相比，运动阻力较大，作运动密封时容易产生扭转，故一般不单独用于油缸运动密封。 图3-7 O形密封圈（2）V形密封圈（如图3-8）V形圈的截面为V形，如图所示，V形密封装置是由压环、V形圈和支承环组成。当工作压力高于10MPa时，可增加V形圈的数量，提高密封效果。安装时，V形圈的开口应面向压力高的一侧。图3-8 V形密封圈（3）Y形密封圈（如图3-9）Y形密封圈的截面为Y形，属唇形密封圈(Lip Seal)。它是一种摩擦阻力小、寿命较长的密封圈，应用普遍。Y形圈主要用于往复运动的密封。根据截面长宽比例的不同，Y形圈可分为宽断面和窄断面两种形式，图所示为宽断面Y形密封圈。图3-9 Y形密封圈对于活塞杆外伸部分来说，由于它很容易把脏物带入液压缸，使油液受到污染，使密封件磨损，因此常需要在活塞杆密封处增添防尘圈，并且放在向着活塞杆外伸的一段。3.6.5 缓冲装置液压缸带动质量较大的部件作快速往复运动时，由于运动部件具有很大的动能，因此当活塞运动到液压缸终端时，会与端盖碰撞，而产生冲击和噪声。这种机械冲击不仅引起液压缸的有关部分的损坏，而且会引起其它相关机械的损伤。为了防止这种危害，保证安全，应采取缓冲措施，对液压缸运动速度进行控制。 当活塞移至端部，缓冲柱塞开始插入缸端的缓冲孔时，活塞与缸端之间形成封闭空间，该腔中受困挤的剩余油液只能从节流小孔或缓冲柱塞与孔槽之间的节流环缝中挤出，从而造成背压迫使运动柱塞降速制动，实现缓冲。 液压缸中常用的缓冲装置有节流口可调式（如图3-10）和节流口变化式（如图3-11）两种。图3-10 节流口可调式缓冲装置 图3-11 节流口变化式缓冲装置在此设计中，为了适当的减轻加工难度，决定采取如图3-11所示的缓冲装置。这种缓冲装置可以调节。3.6.6 排气装置排气装置在液压缸中是十分必要的，这是因为油液中混入的空气或者液压缸长期不使用，外界侵入的空气都积聚在液压缸内的最高部位处，影响液压缸运动平稳性，低速时引起爬行现象、启动时造成冲击、换向时降低精度等。液压缸中的排气装置通常有两种形式：一种是在缸盖的最高部位处开排气孔，用长管道接向远处排气；另外一种是在液压缸缸盖最高部位安装排气塞。两种排气装置都是在液压缸排气时打开（让它全行程往复移动多次），排气完毕后关闭。图3-12 常见排气装置3.6.7 液压缸的安装结构液压缸的安装连接结构包括液压缸的安装结构、液压缸的进、出油口的连接等。1）液压缸的安装形式液压缸的安装形式根据安装位置和工作要求得不同可以有长螺栓安装、脚架安装、法兰安装、轴销和耳环安装等。2）液压缸进、出油口形式以及大小的确定液压缸进、出油口，可以布置在端盖或者缸体上。对于活塞杆固定的液压缸，液压缸进、出油口可以设在活塞杆的端部。如果液压缸没有专用得排气装置，液压缸进、出油口应该设在液压缸的最高处，以便空气能首先从液压缸排出。液压缸进、出油口得形式一般选用螺孔或者法兰连接。第4章 液压系统原理图的拟定4.1 方案的拟定4.11供油方式从系统速度相差很大可知，该系统在快上和慢上时流量变化很大，因此可以选用变量泵或双泵供油。4.12调速回路由于速度变化大，所以系统功率变化也大，可以选容积调速回路或双泵供油回路。4.13速度、换接回路由于系统各阶段对换接的位置要求高，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。4.14平衡及锁紧为了克服滑台自重在快下过程中的影响和防止在上端停留时重物下落，必需设置平衡及锁紧回路。根据上述分析，至少有两种方案可以满足系统要求。（1）用变量泵供油和容积调速回路调速，速度换接用二位二通电磁阀来实现，平衡和锁紧用液控单向阀和单向背压阀。系统的机械特性、调速特性很好，功率损失较小，但是系统价格较贵。（2）用双泵供油，调速回路选节流调速回路，平衡及锁紧用液控单向阀和单向背压阀实现。系统的机械特性、调速特性不及第一种方案，但其经济性很好，系统效率高。4.2方案的确定综上所述，考虑到系统的流量很大，变量泵不好选，第二种方案的经济性好，系统效率高，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、供油方式不太适，宜选用双联式定量叶片泵作为油源，所以选第二种方案。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 由工况可知可知，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 由于快上和满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，下图为拟定的液压系统原理图。图4-1 液压系统原理图1:油箱 2：过滤器 3：泵 4：溢流阀 5:单向阀 6：三位四通电磁换向阀7：液压换向阀 8:单向顺序阀 9：液压缸 10：单向节流阀 11：二位二通换向阀第5章 液压元件的选择5.1 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2.15Mpa.由于该系统比较简单，所以取其压力损失，所以液压泵的工作压力为两个液压泵同时向系统供油时，若回路中的泄漏按10%计算，则两个泵的总流量应为，由于液压缸慢升时所需的流量为:1.87L/min，所以高压泵的输出流量不得少于：根据以上压力和流量的数值查产品目录，选用YB1-6.3/6.3型的双联叶片泵，其额定压力为6.3Mpa，小泵和大泵的排量分别为3ml/r,15ml/r；容积效率，总效率，所以驱动该泵的电动机的功率可由泵的工作压力（2.15MPa）和输出流量（当电动机转速为910 r/min）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。5.2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5-1。表5-1 液压元件及规格序 号名 称通过流量型号及规格1滤油器11.47XLX-06-802双联叶片泵9.75YB1-6.3/6.33单向阀4.875I-10B4外控顺序阀4.875XY-B10B5溢流阀3.375PB-10B6三位四通电磁换向阀9.757单向顺序阀11.57XI-B10B8液控单向阀11.57IY-25B9二位二通电磁换向阀8.2110单向调速阀9.75QI-10B11压力表Y100T12压力表开关K-3B13电动机Y90S-65.3 油箱及油管的设计5.3.1油箱的设计液压油箱的作用是贮存液压油，分离液压油中的杂质和空气，同时还起到散热的作用。（1）液压油箱有效容积的确定液压油箱在不同的工作条件下，影响散热的条件很多，通常按压力范围来考虑。油箱容积根据液压泵的流量计算，取其体积：取：取V=830L式中，V 液压油箱的有效容积 液压泵的额定流量（2）液压油箱的外形尺寸油箱长、宽、高的确定：根据油箱三个边长必须在1：1：11：2：3的范围内，又有油箱的容积为V=830L,所以油箱的长（L）、宽（D）、高（H）可以设计为L=1100mm,D=900mm,H=840mm。（3）液压油箱的结构设计油箱体一般由A3钢板焊接而成，钢板厚度为36mm，大者取大值。油箱分为固定式和移动式两种，本系统采用固定式。为防止其发生变形，油箱的骨架有标准的角钢焊接而成。为使进油口与回油口应尽可能远。中间焊接隔板来增加油液的行程，隔板底部切割45的三角形孔，便于清洗油箱时两侧的油液沉淀物流至放油口排出。为了便于油液排放，底板有一定斜度，选用底面斜度1：40。为了便于油箱的吊运，使油箱高于地面150200mm，可加长两侧钢板的长度弯曲折成支架，并增加加固板作为油箱的底座。在底座部分可以切出80的圆孔作为吊耳以方便油箱的吊运。5.3.2油管的设计油管的内径可按照所连接元件的接口尺寸确定，也可以按照管路中允许的流速来计算。本例中，由表5-3推荐取油液在压油管的流速v=3m/s,按式4.1算得