第一篇：液压系统优化设计论文
1液压泵站的液压原理
新的系统选用2台37kW电机分别驱动一台A10VSO100的恒压变量泵作为动力源，系统采用一用一备的工作方式。恒压变量泵变量压力设为16MPa，在未达到泵上调压阀设定压力之前，变量泵斜盘处于最大偏角，泵排量最大且排量恒定，在达到调压阀设定压力之后，控制油进入变量液压缸推动斜盘减小泵排量，实现流量在0～Qmax之间随意变化，从而保证系统在没有溢流损失的情况下正常工作，大大减轻系统发热，节省能源消耗。在泵出口接一个先导式溢流阀作为系统安全阀限定安全压力，为保证泵在调压阀设定压力稳定可靠工作，将系统安全阀调定压力17MPa。每台泵的供油侧各安装一个单向阀，以避免备用泵被系统压力“推动”。为保证比例阀工作的可靠性，每台泵的出口都设置了一台高压过滤器，用于对工作油液的过滤。为适当减小装机容量，结合现场工作频率进行蓄能器工作状态模拟，最终采用四台32L的蓄能器7作为辅助动力源，当低速运动时载荷需要的流量小于液压泵流量，液压泵多余的流量储入蓄能器，当载荷要求流量大于液压泵流量时，液体从蓄能器放出，以补液压泵流量。经计算，系统最低压力为14．2MPa，实际使用过程中监控系统最低压力为14．5MPa，完全满足使用要求。顶升机液压系统在泵站阀块上，由于系统工作压力低于系统压力，故设计了减压阀以调定顶升机系统工作压力，该系统方向控制回路采用三位四通电磁换向阀，以实现液压缸的运动方向控制，当液压缸停止运动时，依靠双液控单向阀锥面密封的反向密封性，能锁紧运动部件，防止自行下滑，在回油回路上设置双单向节流阀，双方向均可实现回油节流以实现速度的设定，为便于在故障状态下能单独检修顶升机液压系统，系统在进油回路上设置了高压球阀9，在回油回路上设置了单向阀14。该液压站采用了单独的油液循环、过滤、冷却系统设计，此外还设置有油压过载报警、滤芯堵塞报警、油位报警、油温报警等。
2机械手机体阀台的液压原理
对于每台机械手都单独配置一套机体阀台，机体阀台采用集成阀块设计，通过整合优化液压控制系统，将各相关液压元件采用集约布置方式，使全部液压元件集中安装在集成阀块上，元件间的连接通过阀块内部油道沟通，从而最大限度地减少外部连接，基本消除外泄漏。机体阀台的四个出入油口(P－压力油口，P2－补油油口，T－回油油口，L－泄漏油口)分别与液压泵站的对应油口相连接。压力油由P口进入机体阀台后，经高压球阀1及单向阀2．1后，一路经单向阀4给蓄能器6供油以作为系统紧急状态供油，一路经插装阀3给系统正常工作供油。为保证每个回路产生的瞬间高压不影响别的工作回路，在每个回路的进出口都设置了单向阀，对于夹钳工作回路因设置了减压阀16进行减压后供油，无需设置单向阀。对于小车行走系统，由比例阀12．1控制液压马达21的运动方向，液压马达设置了旋转编码器，对于马达行走采用闭环控制，以实现平稳起制动以及小车的精准定位。为避免制动时换向阀切换到中位，液压马达靠惯性继续旋转产生的液压冲击，设置了双向溢流阀11分别用来限制液压马达反转和正转时产生的最大冲击压力，以起到制动缓冲作用，考虑到液压马达制动过程中的泄漏，为避免马达在换向制动过程中产生吸油腔吸空现象，用单向阀9．1和9．2从补油管路P2向该回路补油，为实现单台机械手的故障检修，在补油管路P2上设置了高压球阀8，为实现检修时，可以将小车手动推动到任意检修位置，系统设置了高压球阀5．2。对于双垂直液压缸回路，由比例阀12．2控制液压缸22的运动方向，液压缸安装了位移传感器，对于液压缸位置采用闭环控制，实现液压缸行程的精准定位，液压缸驱动四连杆机构来完成夹钳系统的垂直方向运动;为防止液压缸停止运动时自行下滑，回路设置了双液控单向阀13．1，其为锥面密封结构，闭锁性能好，能够保证活塞较长时间停止在某位置处不动;为防止垂直液压缸22因夹钳系统及工件自重而自由下落，在有杆腔回路上设置了单向顺序阀14，使液压缸22下部始终保持一定的背压力，用来平衡执行机构重力负载对液压执行元件的作用力，使之不会因自重作用而自行下滑，实现液压系统动作的平稳、可靠控制;为防止夹钳夹持超过设计重量的车轮，在有杆腔设置了溢流阀15．1作为安全阀对于夹钳液压缸回路，工作压力经减压阀16调定工作压力后由比例阀17控制带位置监测的液压缸23的运动，来驱动连杆机构完成夹钳的夹持动作，回路设置了双液控单向阀13．2，来保证活塞较长时间停止固定位置，考虑到夹钳开启压力原小于关闭压力(液压缸向无杆腔方向运动夹钳关闭)，在液压缸无杆腔回路上设置了溢流阀15．3，调定无杆腔工作压力，当比例换向阀17右位工作时，压力油经液控单向阀13．2后，一路向有杆腔供油，一路经电磁球阀18向蓄能器19供油，当夹钳夹住车轮，有杆腔建立压力达到压力继电器20设定值后，比例换向阀17回中位，蓄能器19压力油与有杆腔始终连通，确保夹持动作有效，当比例换向阀17左位工作时，蓄能器19压力油经电磁球阀18与有杆腔回油共同经过比例换向阀17回回油口。紧急情况下，电磁换向阀7得电(与系统控制电源采用不同路电源)，将蓄能器6储存的压力油，一路经单向阀9．11供给夹钳液压缸23，使夹钳打开，同时有杆腔回油经电磁球阀18，单向阀9．9回回油T口;一路压力油经节流阀10，单向阀9．3使液压马达21带动小车向炉外方向运动，液压马达回油经比例换向阀12．1，单向阀9．5回回油T口。以确保设备能放下待取车轮，退出加热炉内部，保护设备安全。
3结论
全液压装出料系统经优化设计，系统的装机容量由100kW下降到37kW，大大降低能源消耗，适应了当今绿色发展的要求。由于系统采用备用泵设计，确保了系统的长期稳定运行;蓄能器的大量使用，保证了系统的流量和压力满足生产实际的要求;集成阀块的设计方式，减少了系统下泄漏的几率，降低了油液消耗，保护了环境;紧急回路的设计，可以有效保护设备的使用安全。该技术成果具有向同类加热炉装出料机构推广应用经济价值。
第二篇：液压千斤顶设计论文
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目 录
1、引言..................................................................1 1.1 液压千斤顶的分类.................................................1
2、液压千斤顶发展现状及常见故障排除......................................1 2.1 国外发展情况.....................................................1 2.2 国内发展情况.....................................................2 2.3 液压千斤顶的特点.................................................2 2.4 液压千斤顶优缺点.................................................2 2.5 液压千斤顶常见故障排除...........................................3
3、液压千斤顶的组成结构及工作原理........................................3 3.1 液压千斤顶的组成.................................................3 3.2 液压千斤顶的结构图...............................................4 3.3 液压千斤顶工作原理...............................................4
4、液压千斤顶结构设计....................................................5 4.1 内管设计.........................................................5 4.2 外管设计.........................................................6 4.3 活塞杆设计.......................................................6 4.4 导向套的设计.....................................................7 4.5 液压千斤顶活塞部位的密封.........................................9
5、液压千斤顶装配图.....................................................10
6、结论.................................................................11 参考文献................................................................12 致谢....................................................................13
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1、引言
液压千斤顶是典型的利用液压传动的设备，液压千斤顶具有结构紧凑、体积小、重量轻、携带方便、性能可靠等优点，被广泛应用于流动性起重作业, 是维修、汽车、拖拉机等理想工具。其结构轻巧坚固、灵活可靠，一人即可携带和操作。千斤顶是用刚性顶举件作为工作装置，通过顶部托座或底部托爪在小行程内顶升重物的轻小起重设备。本次对液压千斤顶进行设计可以了解液压千斤顶的原理以及应用。通过查阅大量文献，和对千斤顶各部件进行设计使我熟悉了千斤顶内液压传动原理，同时也在以前书本学习的基础上对液压传动加深了理解。1.1 液压千斤顶的分类
液压千斤顶分为通用和专用两类。
通用液压千斤顶适用于起重高度不大的各种起重作业。它由油室、油泵、储油腔、活塞、摇把、油阀等主要部分组成。
工作时，只要往复扳动摇把，使手动油泵不断向油缸内压油，由于油缸内油压的不断增高，就迫使活塞及活塞上面的重物一起向上运动。打开回油阀，油缸内的高压油便流回储油腔，于是重物与活塞也就一起下落。
专用液压千斤顶使专用的张拉机具，在制作预应力混凝土构件时，对预应力钢筋施加张力。专用液压千斤顶多为双作用式。常用的有穿心式和锥锚式两种。
2、液压千斤顶发展现状及常见故障排除
2.1 国外发展情况
早在20世纪40年代，卧式千斤顶就已经开始在国外的汽车维修部门使用，但由于当时设计和使用上的原因，其尺寸较大，承载量较低。后来随着社会需求量的增大以及千斤顶本身技术的发展，在90年代初国外绝大部分用户已以卧式千斤顶替代了立式千斤顶。在90年后期国外研制出了充气千斤顶和便携式液压千斤顶等新型千斤顶。充气千斤顶是由保加利亚一汽车运输研究所发明的，它用有弹性而又非常坚固的橡胶制成。使用时，用软管将千斤顶连在汽车的排气管上，经过15～20秒，汽车将千斤顶鼓起，成为圆柱体。这种千斤顶可以把115t重的汽车顶起70cm。Power-Riser Ⅱ型便携式液压千斤顶则可用于所有类型的铁道车辆，包括装运三层汽车的货车、联运车以及高车顶
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车辆。同时它具有一个将负载定位的机械锁定环，一个三维机械手，一个全封闭构架以及一个用于防止杂质进入液压系统的外置过滤器。另外一种名为Truck Jack 的便携式液压千斤顶则可用于对已断裂的货车转向架弹簧进行快速的现场维修。该千斤顶能在现场从侧面对装有70～125t级转向架的大多数卸载货车进行维修，并能完全由转向架侧架支撑住。它适用于车间或轨道上无需使用钢轨道碴或轨枕作承。2.2 国内发展情况
我国千斤顶技术起步较晚，由于历史的原因直到1979年才接触到类似于国外卧式千斤顶这样的产品。但是经过全面改进和重新设计，在外形美观、使用方便、承载力大、寿命长等方面，都超过了国外的同类产品，并且迅速打入欧美市场。经过多年设计与制造的实践，除了卧室斤顶以外，我国研究规格齐全并形成系列产品。2.3 液压千斤顶的特点
液压千斤顶是一种将密封在油缸中的液体作为介质，把液压能转换为机械能从而将重物向上顶起的千斤顶。它结构简单、体积小、重量轻、举升力大、易于维修。但同时制造精度要求较高，若出现泄漏现象将引起举升汽车的下降，保险系数降低，使用其举升时易受部位和地方的限制。传统液压千斤顶由于手柄、活塞、油缸、密封圈、调节螺杆、底座和液压油组成。它利用了密闭容器中静止滚体的压力以同样大小向各个方向传递的特性。
2.4 液压千斤顶优缺点
液压传动的优点:（1）体积小、重量轻，例如同功率液压马达的重量只有电动机的10％～20%。因此惯性力较小，当突然过载或停车时，不会发生大的冲击；（2）能在给定范围内平稳的自动调节牵引速度，并可实现无极调速，且调速范围最大可达1：2000(一般为1：100)。（3）换向容易，在不改变电机旋转方向的情况下，可以较方便地实现工作机构旋转和直线往复运动的转换；（4）液压泵和液压马达之间用油管连接，在空间布置上彼此不受严格限制；（5）由于采用油液为工作介质，元件相对运动表面间能自行润滑，磨损小，使用寿命长；（6）操纵控制简便，自动化程度高；（7）容易实现过载保护。（8）液压元件实现了标准化、系列化、通用化、便于设计、制造和使用。
液压传动的缺点:（1）使用液压传动对维护的要求高，工作油要始终保持清洁；（2）对液压元件
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制造精度要求高，工艺复杂，成本较高；（3）液压元件维修较复杂，且需有较高的技术水平；（4）液压传动对油温变化较敏感，这会影响它的工作稳定性。因此液压传动不宜在很高或很低的温度下工作，一般工作温度在-15℃~60℃范围内较合适；（5）液压传动在能量转化的过程中，特别是在节流调速系统中，其压力大，流量损失大，故系统效率较低。
2.5 液压千斤顶常见故障排除 重载时顶杆不能升起。当千斤顶顶到某一高度后，顶杆就不再升高这表明千斤顶内缺少工作油，应予补足。顶杆抖动。这说明回油阀关闭不严，可将回油阀针再向里拧紧一些。若仍不能顶起，且压杆周围漏油，则为顶杆密封圈损坏，应予更换。若不能顶起且压杆周围也无漏油，再检查回油阀和进油阀门能否关严包括压杆筒体端面接合处的密封垫圈情况若上述均无异常，则为顶杆密封圈损坏或其固定螺栓松动，应予更换或拧紧。空载时顶杆就不能升起。首先检查千斤顶的油量，不足时应添加。若千斤顶不缺油可将千斤顶回油阀针松开，拆下加油孔油塞，然后用脚踩住千斤顶底座，双手向上拔起顶杆再压下去，如此反复拔、压顶杆几次，以排除空气若做完上述检查后，拧紧加油孔油塞和回油阀，再试空顶若此时顶杆仍不能上升，应将千斤顶放平，拆去回油阀，检查阀与座的接触情况是否良好，若有脏物，应予清除若有坑、槽、不平应予更换。最后检查进油阀门是否密封良好，顶杆密封圈有无损坏或脱落，若有则及时更换。漏油。千斤顶的漏油部位多在座与筒体结合处、顶杆周围、回油阀的锁紧螺纹处、加油孔的固定油塞处、压杆周围等。漏油原因多为密封垫圈损坏必须及时更换。
3、液压千斤顶的组成结构及工作原理
3.1 液压千斤顶的组成
液压系统主要由：动力元件（油泵）、执行元件（油缸或液压马达）、控制元件（各种阀）、辅助元件和工作介质等五部分组成。
动力元件（油泵）它的作用是把液体利用原动机的机械能转换成液压力能，是液压传动中的动力部分。
执行元件（油缸、液压马达）它是将液体的液压能转换成机械能。其中，油缸做直线运动，马达做旋转运动。
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控制元件 包括压力阀、流量阀和方向阀等，它们的作用是根据需要无级调节液压动机的速度，并对液压系统中工作液体的压力、流量和流向进行调节控制。
辅助元件 除上述三部分以外的其它元件，包括压力表、滤油器、蓄能装置、冷却器、管件及邮箱等，它们同样十分重要。
工作介质 工作介质是指各类液压传动中的液压油或乳化液，它经过油泵和液动机实现能量转换。
3.2 液压千斤顶的结构图
液压千斤顶结构图1所示，工作时通过上移6手柄使7小活塞向上运动从而形成局部真空，油液从邮箱通过单向阀9被吸入小油缸，然后下压6手柄使7小活塞下压，把小油缸内的液压油通过10单向阀压入3大油缸内，从而推动2大活塞上移，反复动作顶起重物。通过1调节螺杆可以调整液压千斤顶的起始高度，使用完毕后扭转4回油阀杆，连通3大油缸和邮箱，油液直接流回邮箱，2大活塞下落，大活塞下落速度取决于回油阀杆的扭转程度。
图1 液压千斤顶内部结构示意图
3.3 液压千斤顶工作原理
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图2 液压千斤顶工作原理图
1—油箱 2—放油阀 3—大缸 4—大活塞 5—单向阀 6—杠杆手柄 7—小活塞 8—小缸体
9—单向阀
液压千斤顶的工作原理如图所示，大缸体3和大活塞4组成举升缸；杠杆手柄
6、小缸体
8、活塞
7、单向阀5和9组成手动液压泵。活塞和缸体之间保持良好的配合关系，又能实现可靠的密封。当抬起手柄6，使小活塞7向上移动，活塞下腔密封容积增大形成局部真空时，单向阀9打开，油箱中的油在大气压力的作用下通过吸油管进入活塞下腔，完成一次吸油动作。当用力压下手柄时，活塞7下移，其下腔密封容积减小，油压升高，单向阀9关闭，单向阀5打开，油液进入举升缸下腔，驱动活塞4使重物G上升一段距离，完成一次压油动作。反复地抬、压手柄，就能使油液不断地被压入举升缸，使重物不断升高，达到起重的目的。如将放油阀2旋转90°（在实物上放油阀旋转角度是可以改变的），活塞4可以在自重和外力的作用下实现回程。这就是液压千斤顶的工作过程。
4、液压千斤顶结构设计
设计液压千斤顶的额定载荷为19600N，初定额定压力为15Mpa。千斤顶的最低使用高度为192mm,最高使用高度为277mm。4.1 内管设计
根据以上设计要求可以得到如下计算结果：
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F=P×A 得到A=19600/9.8/150=13.3cm2
所以内管的直径D=42mm，长为115mm,有效长度为85mm 这里： F=外部作用力（㎏f）A=内管的作用面积(cm2)P=被传递的压力（㎏f/cm2）
内管的壁厚δ为 δ=δ0+C1+C2
根据公式δ0>PmaxD/2δp(m)δp=δb/N 查机械设计手册可知δb=550（无缝钢管，牌号20）N为安全系数一般取5 δ0>15×0.042/(2×550/5)=0.002m=2mm δ=δ0+C1+C2=3mm 上式中C1为缸筒外径公差余量
C2为腐蚀余
缸筒壁厚的验算
根据公式Pn≤0.35δs(D12-D2)/D12MPa 0.35×550×0.00054/0.002304=50MPa Pn=15MPa 所以缸筒的臂厚完足满足设计需要的要求。4.2 外管设计
立式千斤顶的外管主要的作为是用来储存多余的液压油，在无电动源作用的情况下，外管起了一个油箱的作用。
由上可知道内管的内径为42mm 可得V内=AH=3.14×2.12×8.5=117.7cm2 外管的外径D=66mm 可得V外=AH=3.14×3.32×10=341.94cm2 △V= V外-V内=341.94-117.7=224.24cm2 所以△V>V内，完全满足要求。4.3 活塞杆设计
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活塞杆是液压缸传递力的重要零件，它承受拉力，压力，弯力，曲力和振动冲击等多种作用力，所以必须有足够的强度和刚度，由于千斤顶的液压缸无速比要求，可以根据液压缸的推力和拉力确定。
可根椐内管的内径D=42mm，初步确定活塞杆的外径为d=30mm 活塞杆强度的计算：
活塞杆在稳定的工况下，只受纵向推力，可按下式进行计算 δ=F×10-6/(nd2/4)<= δp MPa 可得δ=19600×10/(0.03×3.14/4)=27.7 查表可知δp的许用应力为100-110MPa（无缝钢管）所以δ<δp
所以活塞杆的设计要求强度完全满足。
活塞杆弯曲稳定性验算可以用实用验算法活塞杆弯曲计算长度为Lf= KSm具体可以根据机械设计手册表中选取。4.4 导向套的设计
活塞杆导向套装在内管的有杆侧端盖内，用以对活塞杆进行导行，内装有密封装置以保证缸筒有杆腔的密封，导向套采用非耐磨材料时，内圈可设导向环，用以作活塞杆的导向。-6
图3 导向套
根据千斤顶的受力方式，可以作以下分析
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图4 活塞杆导向套受力分析图
如图4所示，垂直安放的千斤顶，无负载导向装置，受偏心轴向载荷9800N,L=0.1m时
M0=F1L Nm Fd=K1 M0/LG N 可得M0=9800×0.1=9800Nm Fd= K1 M0/LG（N）
可得Fd=1.5×9800/0.057=2.5×105N 在上式中
Fd-----------------导向套承受的载荷，N M0----------------外力作用于活塞上的力矩，N.m F1-----------------作用于活塞上的偏心载荷，N L------------------载荷作用的偏心矩，m
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LG-----------------活塞至导向套间距，m。D、d---------------分别为活塞及活塞杆外径，m 4.5 液压千斤顶活塞部位的密封
图5 液压千斤顶活塞部位密封图
在大活塞与大油缸配合部位采用的尼龙碗形密封件与O形密封圈组合而成的组合密封装置，由于橡胶具有良好的弹性，受力时迫使尼龙碗的唇边与缸壁贴合，起良好的密封作用。
缺点如图：
图6 液压千斤顶活塞密封缺点分析图
密封圈处在小孔口，缸中的超高压工作油在限位孔处存在极大的压力差，会使密封圈在此处遭受极大的撕拉作用。从而产生损伤，形成轴向沟痕。此沟痕随着起重物的加
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重，限位孔直径的增大以及超越限位孔次数的增多而变大加深，最终会破坏了密封圈的密封性能。致使活塞不能推动重物上升。为此。要求密封圈材质的强度要高。由于面柱与面柱面的配合始终存在一定的误差，为了避免因为油液单独进入一边空隙造成压力不平衡而引起活塞卡死现象，可以在活塞与大油缸配合的活塞头上适当开辟油沟，平衡各边压力。
5、液压千斤顶装配图
图7液压千斤顶
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图8 单向阀装配图
6、结论
毕业设计是大学学习阶段一次非常难得的理论与实际相结合的学习机会，通过这次对液压千斤顶理论知识和实际设计的相结合，锻炼了我的综合运用所学专业知识，解决实际工程问题的能力，同时也提高了我查阅文献资料、设计手册、设计规范能力以及其他专业知识水平，而且通过对整体的掌控，对局部的取舍，以及对细节的斟酌处理，都使我的能力得到了锻炼，经验得到了丰富，并且意志品质力，抗压能力以及耐力也都得到了不同程度的提升。这是我们都希望看到的也正是我们进行毕业设计的目的所在，提高是有限的但却是全面的，正是这一次毕业设计让我积累了许多实际经验，使我的头脑更好的被知识武装起来，也必然让我在未来的工作学习中表现出更高的应变能力，更强的沟通力和理解力。
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参考文献
XXXXX 主编 《液压与气压传动》 机械工业出版社，2009 XXXXX 主编 《机械设计基础》 国防科技大学出版社，2008 XXXX 主编 《公差配合与几何精度检测》 人民邮电出版社，2007 XXXX 主编 《液压原件》 机械工业出版社，1982 XXXX 主编 《液压传动》 冶金工业出版社，1998 XXXX，XXXX主编。《液压传动概论》 机械工业出版社，1992 XXXX主编。《液压原件》 机械工业出版社，1982 XXXX主编。《液压传动》 中央广播电视大学出版社，1995 XXXX主编。《液压传动》 冶金工业出版社。1998
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致谢
大学四年即将结束，在这短短的四年里，让我结识了许许多多热心的朋友、工作严谨教学相帮的教师。毕业设计的顺利完成也脱离不了他们的热心帮助及指导老师的精心指导，在此向所有给予我此次毕业设计指导和帮助的老师和同学表示最诚挚的感谢。
毕业设计是对我大学四年的总结，因而投入了极大的热情和很高的积极性，更幸得指导老师的悉心指导，使我能够顺利完成毕业设计，感谢老师在百忙之中还时常来对我们进行指导，老师总是不厌其烦，耐心细心的指导我们，让我们受益匪浅。同时老师实事求是，不摆架子的作风也让我很是敬佩。
其次，要向给予此次毕业设计帮助的老师们，以及同学们以诚挚的谢意，在整个设计过程中，他们也给我很多帮助和无私的关怀，在此感谢他们。
本次的设计是老师和同学共同完成的结果，在设计的一个月里，我们合作的非常愉快，从中学到的知识是我人生中的一笔宝贵财富，我再次向给予我帮助的老师和同学们表示诚挚的感谢！
第三篇：液压系统管路设计注意事项
液压系统管路设计注意事项
一．液压系统普遍存在的问题 1． 可靠性问题（寿命和稳定性）
（1）国产元件质量差，不稳定；（2）设计水平低，系统不完善。2． 振动与噪音
（1）系统中存在气体，没有排净。（2）吸油管密封不好，吸进空气。（3）系统压力高。（4）管子管卡固定不合理。
（5）选用液压元件规格不合理，如小流量选用大通径的阀，产生低频振荡；系统压力在某一段产生共振。3． 效率问题
液压系统的效率一般较低，只有80％左右或更低。系统效率低的原因主要由于发热、漏油、回油背压大造成。4． 发热问题
系统发热的原因主要由于节流调速、溢流阀溢流、系统中存在气体、回油背压大引起。5． 漏油问题
（1）元件质量（包括液压件、密封件、管接头）不好，漏油。（2）密封件形式是否合理，如单向密封、双向密封。（3）管路的制作是否合理，管子憋劲。（4）不正常振动引起管接头松动。
（5）液压元件连接螺钉的刚度不够，如国内叠加阀漏油。（6）油路块、管接头加工精度不够，如密封槽尺寸不正确，光洁度、形位公差要求不合理，漏油。6． 维修问题 维修难，主要原因：
（1）设计考虑不周到，维修空间小，维修不便。（2）要求维修工人技术水平高。
液压系统技术含量较高，要求工人技术水平高，出现故障，需要判断准确，不仅减少工作量，而且节约维修成本，因为液压系统充满了液压油，拆卸一次，必定要流出一些油，而这些油是不允许再加入系统中使用。另外，拆卸过程有可能将脏东西带入系统，埋下事故隐患。因此要求工人提高技术水平，判断正确非常必要。7． 液压系统的价格问题
液压系统相对机械产品，元件制造精度高，因此成本高。二． 如何保证液压系统正常使用
液压系统正常工作，需要满足以下条件： 1． 系统干净
系统出现故障，70％都是由于系统中有脏东西如铁屑、焊渣、铁锈、漆皮等引起。例如，这类污染物，如果堵住溢流阀中的小孔（0.2mm）就建立不了压力；如果卡在方向阀阀芯，就导致不能换向，功能不对；如果堵住柱塞泵滑靴的小孔，就产生干摩擦，损坏泵。另外，特别强调一点，如果水进入液压油中，导致液压油乳化，最容易引起堵住柱塞泵滑靴的小孔，就产生干摩擦，损坏泵。如何保证系统干净，应注意：
（2）选用性能好的过滤器，系统应设有多级精度过滤，不是精度越高越好，应该有粗有细，根据元件对过滤精度的要求选择。
（3）装配时，每一件零件都要打毛刺，清洗干净；焊接管路，接头焊缝都要用铣刀铣去内孔焊渣、焊瘤。管子要进行酸洗处理。
（4）管子不要大拆大卸；拆下的液压件和管路要保证清洁。（5）临时增加管子的处理，首先酸洗，然后用大空压机吹，加上汽油，吹到发白为止。（6）加油要进行过滤。
（7）运输过程中，注意密封，保证液压元件、管件不被污染。2． 无气
系统中有气体，性能不稳定，压力波动大，引起发热。特别是吸油管密封不好，又发现不了，没有油漏出，但气体却被吸入。吸油管的密封要特别注意。
如何保证系统没有气体，应考虑：
（1）系统应有放气阀，每次调试前都要排气，包括维修后开车。（2）吸油管路密封可靠，加避震管防止接头憋劲。3． 油温合理
油温过高，引起油的粘度变小或变质。粘度变小，影响系统性能，内泄增加；变质，则可能损坏液压元件。4．不漏油
三． 液压系统设计中应注意的问题
如何解决液压系统存在的各种问题，安全可靠，延长使用寿命。首先设计要合理。
可靠性问题
提高液压系统的可靠性，建议采用以下几种方法： 1． 选用性能优良、制造水平高的液压元件。2． 降低指标使用。
如选用额定压力为32MPA的液压元件，其经常使用的压力为21－25MPA之间；如泵马达的转速为3250rpm，使用到1000－1500 rpm，这样就可以提高安全系数，提高元件使用寿命。
3． 尽量选用一家生产的液压元件，以利提高质量及解决备件问题。
4． 非标元件尽量使用由专业液压厂生产的元件、元素，以保证质量，降低成本，提高标准化水平和解决备件供应问题。5． 完善保护措施，提高安全可靠性。（3）采用双泵系统。（4）增加需要现场工人调整的安全阀。（5）加强过滤，保证系统清洁。（6）增加油温指示和报警。（7）增强系统的密封性能。（8）增加失压报警和油位报警。
振动与噪音问题
振动厉害，噪音大，是液压系统普遍存在的问题之一。减少振动，降低噪音，具有重要的意义。选用低噪音的泵和其他液压件，目前很困难。在设计上需要考虑的是： 1． 降低泵的转速。2． 降低使用压力。
3． 合理选择液压元件和参数，不要产生吸空现象。
4． 把泵站阀架分开，并加减震垫，各部分之间均有软管连接。
发热问题的解决 1． 采用容积式调速系统
2． 闭式系统中，加强系统换热，确定在特定的情况下，最佳的补油量，换油量，补油压力和换油压力；对泵和马达要争取在缸体外换热。
3． 加强冷却，选用性能好的冷却器。
4． 减少回油背压，减少系统压力损失，管路的流速要合理，匹配合适的通径；管子转弯避免急弯，小通径可直接弯管制成，大直径选用流线形的弯头。5． 要有泄漏油口，直接接回油箱。举一个例子，恒压变量泵的泄漏油口接回油箱，中间装了截至阀，使用中，截至阀的手柄位置不对，工人以为已经打开，实际上却是处于关闭状态。结果，变量泵的输出轴的油封被挤坏，漏油，泵发热。 漏油问题的解决
漏是绝对的，不漏是相对的。
1．选用优良的液压元件和连接方式，尽量集成，采用板式、叠加或插装元件，减少管接头。
2． 选用性能好的密封件，机械性能等级高的连接螺钉。3． 保证油路块、管接头、法兰等加工件制造精度，尺寸正确，粗糙度要求合理，形位公差达到要求。
4． 硬管子与接头不别劲，横平竖直，不直，要对直，中间有登台弯过渡；一根管子最少有一个弯，避免两头接头互相牵扯。5． 软管要平滑过渡，运动时不能产生多次弯折，运动到最大行程时，保证仍有一段直段；同时软管长度要合理，过长成本高。
6． 加强管路的固定，不但要有合理数量的管卡，还要考虑保证固定管卡的基础，也要有刚度，避免振动引起接头松动，产生漏油。 维修问题
设计中，在满足功能的前提下，尽量简化系统，优化设计，模块化设计，减少故障点。不要多一个功能，就加一个元件；要综合考虑，简化控制系统，达到一个元件担任多种角色。同时，结构设计中，合理布置元件、管接头，便于安装、操作。对于管路讲，阀架上的A、B口接头错开布置，就便于安装维修。
价格问题
主机厂，自制液压元件价格高。不同液压件厂价格差别大，老厂生产的标准液压件，价格低；引进技术生产的液压元件，价格贵。进口液压件，价格是国产件的几倍，世界名牌厂家产品更贵。
1． 性价比是选择液压件的标准。
2． 进口件，工作可靠，能提高主机品牌，有品牌效应。3． 尽量选用标准液压件，减少自制件。
4． 要注意选用大路货，生产量大，销路多的液压件。5． 自制元件时，也要选择液压件厂生产的基本元件进行改装，成本比自己制造低，还能保证质量。
6． 要向信誉好、质量可靠、价格优惠的厂家订货。
7． 在液压元件的选取中，不单纯追求技术指标高的液压元件，要根据实际情况使用要求，性价比等做综合考虑，选取满足要求，价格合理的液压元件。四． 液压管路设计注意事项
（一）钢管
1． 根据系统技术参数（工作压力、工作流量）选定管子的材料、壁厚、通径。见机械设计手册第四卷P17-615~616页。2． 选择接头形式。见机械设计手册第四卷P17-617~618页。3． 管子走向美观、顺畅，不干涉，对于设备上的管子，尽量沿着设备布置，与设备构成一体。4． 管子要横平竖直，这是管子的基准。
5． 不允许管子与管子直接焊接，每根管子两端要有管接头，以便清理焊渣、酸洗槽酸洗，运输。
6． 两个接口之间的管子，不要设计成直的，容易漏油。7． 管子与接头要垂直，如果不直，要对直，中间有登台弯过渡。否则，容易漏油。
8． 管子转弯尽量避免急弯，小通径管子可直接弯管制成，大直径管子选用流线形的弯头。9． 管子变径处，要有过渡接头。10． 管子与接头焊接处，要开坡口。
11． 焊接要求采用氩弧焊，至少用氩弧焊打底。
（二）软管
1． 软管一般应用在设备有振动和两个接口有相对运动的场合。要求见机械设计手册第四卷P17-772~774页。2． 应尽量避免软管的扭转。3． 避免外部损伤。
4． 减少弯曲应力。在总的运动范围内不超过允许的最小半径，同时，不承受拉应力。弯曲半径9－10倍软管外径。5． 安装辅件，加以导向和保护。
（三）管夹
1． 管路要有管夹固定，间隔距离按设计手册规定。见机械设计手册第四卷P17-774页。2． 管接头附近应有管夹。
3． 管夹不宜布置在弯管半径内，应布置在弯管两端处。否则，管子没有变形空间。
4． 设计双层管路，走管沟时，使用双层管夹；如果选不到合适的双层管夹，使用单层管夹，支架不能固定在沟壁两侧，只能使用悬臂式，否则，钢管维修时，不易拆卸。或者，直接固定在沟壁。
5． 固定管夹基础一定要刚性好，否则，容易产生振动，严重时，甚至损坏管件。举一个例子，液压防爆绞车，工作压力达到31.5Mpa，由于，固定管夹的支架直接固定在地面，侧面悬空，系统震动导致接管开裂。
第四篇：液压传动课程压力机液压系统设计
液压传动
设计说明书
设计题目
压力机液压系统设计
机电工程学院
班
设
计
者
2010
年
X
月
X
日
液压传动任务书
1.液压系统用途（包括工作环境和工作条件）及主要参数：
单缸压力机液压系统，工作循环：低压下行→高压下行→保压→低压回程→上限停止。自动化程度为半自动，液压缸垂直安装。
最大压制力：20×106N；最大回程力：4×104N；低压下行速度：25mm/s；高压下行速度：1mm/s；低压回程速度：25mm/s；工作行程：300mm；液压缸机械效率0.9。
2.执行元件类型：液压缸
3.液压系统名称：压力机液压系统。
设
计
内
容
1.拟订液压系统原理图；
2.选择系统所选用的液压元件及辅件；
3.设计液压缸；
4.验算液压系统性能；
5.编写上述1、2、3和4的计算说明书。
压力机液压系统设计
压力机的功能
图1.1
液压机外形图
1－充液筒；2－上横梁；3－上液压缸；4－上滑块；5－立柱；6－下滑块；7－下液压缸；8－电气操纵箱；9－动力机构
液压机是一种利用液体静压力来加工金属、塑料、橡胶、木材、粉末等制品的机械。它常用于压制工艺和压制成形工艺，如：锻压、冲压、冷挤、校直、弯曲、翻边、薄板拉深、粉末冶金、压装等等。
液压机有多种型号规格，其压制力从几十吨到上万吨。用乳化液作介质的液压机，被称作水压机，产生的压制力很大，多用于重型机械厂和造船厂等。用石油型液压油做介质的液压机被称作油压机，产生的压制力较水压机小，在许多工业部门得到广泛应用。
液压机多为立式，其中以四柱式液压机的结构布局最为典型，应用也最广泛。图1.1所示为液压机外形图，它主要由充液筒、上横梁2、上液压缸3、上滑块4、立柱5、下滑块6、下液压缸7等零部件组成。这种液压机有4个立柱，在4个立柱之间安置上、下两个液压缸3和7。上液压缸驱动上滑块4，下液压缸驱动下滑块6。为了满足大多数压制工艺的要求，上滑块应能实现快速下行→慢速加压→保压延时→快速返回→原位停止的自动工作循环。下滑块应能实现向上顶出→停留→向下退回→原位停止的工作循环。上下滑块的运动依次进行，不能同时动作。
压力机液压系统设计要求
设计一台压制柴油机曲轴轴瓦的液压机的液压系统。
轴瓦毛坯为：长×宽×厚
=
365
mm×92
mm×7.5
mm的钢板，材料为08Al，并涂有轴承合金；压制成内径为Φ220
mm的半圆形轴瓦。
液压机压头的上下运动由主液压缸驱动，顶出液压缸用来顶出工件。其工作循环为：主缸快速空程下行®慢速下压®快速回程®静止®顶出缸顶出®顶出缸回程。
液压机的结构形式为四柱单缸液压机。
压力机液压系统工况
液压机技术参数：
（1）主液压缸
（a）负载
压制力：压制时工作负载可区分为两个阶段。第一阶段负载力缓慢地线性增加，达到最大压制力的10%左右，其上升规律也近似于线性，其行程为90
mm（压制总行程为110
mm）第二阶段负载力迅速线性增加到最大压制力18×105
N，其行程为20
mm。
回程力（压头离开工件时的力）：一般冲压液压机的压制力与回程力之比为5～10，本压力机取为5，故回程力为Fh
=
3.6×105
N。
移动件（包括活塞、活动横梁及上模）质量＝3058
kg。（在实际压力机液压系统的设计之前，应该已经完成压力机的结构设计，这里假设已经设计完成压力机的机械结构，移动件的质量已经得到。）
（b）行程及速度
快速空程下行：行程Sl
=
200
mm，速度v1＝60
mm/s；
工作下压：行程S2
=
mm，速度v2＝6
mm/s。
快速回程：行程S3
=
310
mm，速度v3＝53
mm/s。
（2）顶出液压缸
（a）负载：顶出力（顶出开始阶段）Fd＝3.6×105
N，回程力Fdh
=
2×105
N。
（b）行程及速度；行程L4
=
120
mm，顶出行程速度v4＝55
mm/s，回程速度v5＝120
mm/s。
液压缸采用V型密封圈，其机械效率ηcm＝0.91。压头起动、制动时间：0.2
s。
设计要求。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）除上液压缸外还有顶出缸。顶出缸除用以顶出工件外，还在其他工艺过程中应用。主缸和顶出缸应不能同时动作，以防出现该动作事故。
（c）为了降低液压泵的容量，主缸空程下行的快速行程方式采用自重快速下行。因此本机设有高位充液筒（高位油箱），在移动件快速空程下行时，主缸上部形成负压，充液筒中的油液能吸入主缸，以补充液压泵流量之不足。
（d）主缸和顶出缸的压力能够调节，压力能方便地进行测量。
（e）能进行保压压制。
（f）主缸回程时应有顶泄压措施，以消除或减小换向卸压时的液压冲击。
（g）系统上应有适当的安全保护措施。
确定压力机液压缸的主要参数
（1）初选液压缸的工作压力
（a）主缸负载分析及绘制负载图和速度图
液压机的液压缸和压头垂直放置，其重量较大，为防止因自重而下滑；系统中设有平衡回路。因此在对压头向下运动作负载分析时，压头自重所产生的向下作用力不再计入。另外，为简化问题，压头导轨上的摩擦力不计。
惯性力；快速下降时起动
Faz
=
m
=
3058×=
917
N
快速回程时起动与制动
Fas
=
m
=
3058×=
810
N
压制力：初压阶段由零上升到F1
=
1.8×106
N×0.10
=
1.8×105
N
终压阶段上升到F2
=
1.8×106
N
循环中各阶段负载见表1.1，其负载图见图1.2a。
表1.1
主缸的负载计算
工作阶段
负载力FL（N）
液压缸推力
（N）
液压缸工作压力（Pa）
（回程时）
快速下行
起动
FL
=
Fa下
=
917
1008
12533
等速
FL
=
0
0
0
压制
初压
FL
=
1.8×105
1.98×105
2.46×106
终压
FL
=
1.8×106
1.98×106
24.6×106
快速回程
起动
FL
=
F回
=
3.6×105
3.96×105
21×106
等速
FL
=
mg
=
30000
32967
1.75×106
制动
FL
=
mg-
Fa下
=
30000-810
=
29190
32077
1.7×106
注：表1.1中的液压缸工作压力的计算利用了后续液压缸的结构尺寸。
运动分析：根据给定条件，空载快速下降行程200
mm，速度60
mm/s。压制行程110
mm，在开始的90
mm内等速运动。速度为6
mm/s，最后的20
mm内速度均匀地减至零，回程以53
mm/s的速度上升。利用以上数据可绘制出速度图，见图1.2b。
a
压力机液压系统负载图
b
压力机液压缸运动速度图
图1.2
液压机主液压缸负载和速度图
（2）确定液压缸的主要结构参数
根据有关资料，液压机的压力范围为20~30
MPa，现有标准液压泵、液压阀的最高工作压力为32
MPa，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，对密封装置的要求以较高，泄漏较大。参考系列中现已生产的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，本机选用工作压力为25×106Pa。液压缸内径D和活塞杆直径d可根据最大总负载和选取的工作压力来确定。
（a）主缸的内径D
D
=
=
=
0.317m
=
317
mm
按标准取D
=320mm
（b）主缸无杆腔的有效工作面积A1
A1=D2
=×0.322=0.0804m2=804
cm2
（c）主缸活塞杆直径d
d
===0.287
m=287
mm
按标准值取d
=
280
mm
D-d＝320–280＝40
mm＞允许值12.5
mm
（据有关资料，（D–d）小于允许值时，液压缸会处于单向自锁状态。）
（4）主缸有杆腔的有效工作面积A2
A2
=
（D2–d2）=
×（0.322–0.282）=
0.01885
m2
=
188.5
cm2
（d）主缸的工作压力
活塞快速下行起动时
p1
=
=
=
12533
Pa
初压阶段末
p1
=
=
=
2.46×106
Pa
终压阶段末
p1
=
=
=
24.6×106
Pa
活塞回程起动时
p2
=
=
=
21×106
Pa
活塞等速运动时
p2
=
=
=
1.75×106
Pa
回程制动时
p2
=
=
=
1.7×106
Pa
（e）液压缸缸筒长度
液压缸缸筒长度由活塞最大行程、活塞长度、活塞杆导向套长度、活塞杆密封长度和特殊要求的其他长度确定。其中活塞长度
B=（0.6~1.0）D；导向套长度A=（0.6~1.5）d。为了减少加工难度，一般液压缸缸筒长度不应大于内径的20～30倍。
（3）计算液压缸的工作压力、流量和功率
（a）主缸的流量
快速下行时q1
=
A1v1
=
804×6
=
4824cm3/s
=
289.4
L/min
工作行程时q2
=
A2v2
=
804×0.6
=
482cm3/s
=
28.9
L/min
快速回程时q3
=
A3v3
=
183.5×5.3
=
999cm3/s
=
59.9
L/min
（b）主缸的功率计算
快速下行时（起动）：P1
=
p1q1
=
12533×4824×10-6
=
60.46
W
工作行程初压阶段末：P2
=
p2q2
=
2.46×106×482×10-6
=
1186
W
终压阶段：此过程中压力和流量都在变化，情况比较复杂。压力p在最后20
mm行程内由2.46
MPa增加到24.6
MPa，其变化规律为
p
=
2.46+S
=
2.46+1.11S（MPa）
式中S——行程（mm），由压头开始进入终压阶段算起。
流量q在20
mm内由482
cm3/s降到零，其变化规律为q
=
482（1－）（cm3/s）
功率为P
=
pq
=
482×（2.46+1.11S）×（1－）
求其极值，=
0得S
=
8.9（mm）此时功率P最大
Pmax
=
482×（2.46+1.11×8.9）×（1－）=
3300.8
W
=
3.3
kW
快速回程时；等速阶段P
=
pq
=
1.75×106×999×10-6
=
1.748
kW
起动阶段：此过程中压力和流量都在变化，情况也比较复杂。设启动时间0.2秒内作等加速运动，起动阶段活塞行程为
S
=
0.5vt
=
0.5×5.3×0.2
=
5.3mm
在这段行程中压力和流量均是线性变化，压力p由21
MPa降为1.75
MPa。其变化规律为
p
=
21–S
=
21–3.6S（MPa）
式中
S——行程（mm），由压头开始回程时算起。流量q由零增为999
cm3/s，其变化规律为
q
=
S
=
188S（cm3/s）
功率为P
=
pq
=
188S（21–3.6S）
求其极值，=
0得S
=
2.9（mm），此时功率P最大
Pmax
=
188×2.9×（21–3.6×2.9）
=
5755
W
=
5.76
kW
由以上数据可画出主液压缸的工况图（压力循环图、流量循环图和功率循环图）见图1.3。
（c）顶出缸的内径Dd
Dd
=
=
=
1419
m
=
142
mm
按标准取Dd
=
150
mm
a
压力循环图
b
流量循环图
c
功率循环图
图1.3
主液压缸工况图
（d）顶出缸无杆腔的有效工作面积A1d
A1d
=
Dd
=
×0.152
=
0.0177m2
=
177
cm2
（e）顶出缸活塞杆直径dd
dd
=
=
=
0.1063
m
=
mm
按标准取dd
=
mm
（f）顶出缸有杆腔的有效工作面积A2d
A2
d
=
（D
d
2–d
d
2）=
×（0.152–0.112）
=
0.00817m2
=
81.7cm2
（g）顶出缸的流量
顶出行程q4
=
A1
dv4
=
177×5.5
=
973.5
cm3/s
=
58.4
L/min
回程q5
=
A2
dv5
=
81.7×12
=
980
cm3/s
=
58.8
L/min
顶出缸在顶出行程中的负载是变动的，顶出开始压头离工件较大（负载为Fd），以后很快减小，而顶出行程中的速度也是变化的，顶出开始时速度由零逐渐增加到v4；由于这些原因，功率计算就较复杂，另外因顶出缸消耗功率在液压机液压系统中占的比例不大，所以此处不作计算。
拟订压力机液压系统原理图
（1）确定液压系统方案
液压机液压系统的特点是在行程中压力变化很大，所以在行程中不同阶段保证达到规定的压力是系统设计中首先要考虑的。
确定液压机的液压系统方案时要重点考虑下列问题：
（a）快速行程方式
液压机液压缸的尺寸较大，在快速下行时速度也较大，从工况图看出，此时需要的流量较大（289.4
L/min），这样大流量的油液如果由液压泵供给；则泵的容量会很大。液压机常采用的快速行程方式可以有许多种，本机采用自重快速下行方式。因为压机的运动部件的运动方向在快速行程中是垂直向下，可以利用运动部件的重量快速下行；在压力机的最上部设计一个充液筒（高位油箱），当运动部件快速下行时高压泵的流量来不及补充液压缸容积的增加，这时会形成负压，上腔不足之油，可通过充液阀、充液筒吸取。高压泵的流量供慢速压制和回程之用。此方法的优点为不需要辅助泵和能源，结构简单；其缺点为下行速度不易控制，吸油不充分将使升压速度缓慢，改进的方法是使充液阀通油断面尽量加大，另外可在下腔排油路上串联单向节流阀，利用节流造成背压，以限制自重下行速度，提高升压速度。由于本例的液压机属于小型压机，下行速度的控制问题不如大型压机突出，所以本例采用的回路见图1.4。
图1.4
液压系统回路图
在主缸实现自重快速行程时，换向阀4切换到右边位置工作（下行位置），同时电磁换向阀5断电，控制油路K使液控单向阀3打开，液压缸下腔通过阀3快速排油，上腔从充液筒及液压泵得到油液，实行滑块快速空程下行。
（b）减速方式
液压机的运动部件在下行行程中快接近制件时，应该由快速变换为较慢的压制速度。减速方式主要有压力顺序控制和行程控制两种方式；压力顺序控制是利用运动部件接触制件后负荷增加使系统压力升高到一定值时自动变换速度；某些工艺过程要求在运动部件接触制件前就必须减速，本例压制轴瓦工艺就有这个要求，这时适合选用行程减速方式。本系统拟选用机动控制的伺服变量轴向柱塞泵（CCY型）作动力源，液压泵的输出流量可由行程挡块来控制，在快速下行时，液压泵以全流量供油，当转换成工作行程（压制）时，行程挡块使液压泵的流量减小，在最后20
mm内挡块使液压泵流量减到零；当液压缸工作行程结束反向时，行程挡块又使液压泵的流里恢复到全流量。与液压泵的流量相配合（协调），在液压系统中，当转换为工作行程时，电气挡块碰到行程并关，发信号使电磁换向阀5的电磁铁3YA得电，控制油路K不能通至液控单向阀8，阀8关闭，此时单向顺序阀2不允许滑块等以自重下行。只能靠泵向液压缸上腔供油强制下行，速度因而减慢（见图1.4）。
（c）压制速度的调整
制件的压制工艺一般要提出一定压制速度的要求，解决这一问题的方很多，例如可以用压力补偿变量泵来实现按一定规律变化的压制速度的要求。本例中采用机动伺服变量泵，故仍利用行程挡块（块挡的形状）来使液压泵按一定规模变化以达到规定的压制速度。
（d）压制压力及保压
在压制行程中不同阶段的系统压力决定于负载，为了保证安全，应该限制液压系统的最高压力，本系统拟在变量泵的压油口与主油路间并联一只溢流阀作安全阀用。
有时压制工艺要求液压缸在压制行程结束后保压一定时间，保压方法有停液压泵保压与开液压泵保压两种，本系统根据压机的具体情况拟采用开液压泵保压；此法的能量消耗较前一种大。但系统较为简单。
（e）泄压换向方法
液压机在压制行程完毕或进入保压状态后，主液压缸上腔压力很高，此时由于主机弹性变形和油液受到压缩，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是在活塞回程之前，当液压缸下腔油压尚未升高时，先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液动换向阀，该阀中位机能是H型，控制换向速度，延长换向时间，就可以使上腔高压降低到一定值后才将下腔接通压力油（见图1.5）。此法最为简单，适合于小型压机。
（f）主缸与顶出缸的互锁控制回路
为保障顶出缸的安全，在主缸动作时，必须保证顶出缸的活塞下行到最下位置。本例采用两个换向阀适当串联的方法来实现两缸的互锁控制（见图1.5）。从图1.5中可见，只有在阀6处于右位工作时，即顶出缸活塞是下行状态时压力油才会通入换向阀4，主缸才能动作。当阀6处于左位工作，顶出缸为上行状态时，只有压力很低的回油通至阀4，主缸才不能动作。
液压系统电磁铁动作见表1.2，液压元件规格明细表见表1.3。
1.2
电磁铁动作循环表
元件
动作
1YA
2YA
3YA
4YA
5YA
主缸快速下行
–
+
+
–
+
主缸慢速下压
–
+
–
–
–
+
主缸泄压
–
+
–
–
主缸回程
–
+
–
+
–
顶出缸顶出
+
–
–
+
–
顶出缸回程
–
+
–
+
–
原位卸荷
–
–
–
–
–
表1.3
液压元件明细表
序
号
名
称
型
号
液控单向阀
SV30P-30B
单向顺序阀（平衡阀）
DZ10DP1-40BY
液控单向阀
SV20P-30B
电液换向阀
WEH25H20B106AET
电磁换向阀
3WE4A10B
电液换向阀
WEH25G20B106AET
顺序阀
DZ10DP140B210M
溢流阀（安全阀）
DBDH20P10B
轴向柱塞泵
63CCY14-1B
主液压缸
自行设计
顶出液压缸
自行设计
压力表
Y-100
压力表开关
KF-L8/20E
（2）拟定液压系统原理图
在以上分析的基础上，拟定的液压系统原理图如图1.5所示。
图1.5
液压机液压系统原理图
系统的工作过程如下：
液压泵起动后，电液换向阀4及6处于中位，液压泵输出油液经背压阀7再经阀6的中位低压卸荷，此时主缸处于最上端位置而顶出缸在最下端位置，电磁铁2YA得电，换向阀6在右位工作，此时5YA得电，换向阀4也在右位工作，液压泵输出的压力油进入主缸上腔，此时3YA也得电，控制油路经阀5通至液控单向阀3，使阀3打开，主缸下腔的油能经阀3很快排入油箱，主缸在自重作用下实现快速空程下行，由于活塞快速下行时液压泵进入主缸上腔的流量不足，上腔形成负压，充液筒中的油液经充液阀（液控单向阀）1吸入主缸。
当电气挡块碰到行程开关时3YA失电，控制油路断开，阀3关闭，此时单向顺序阀（平衡阀）2使主缸下腔形成背压，与移动件的自重相平衡。自重快速下行结束。与此同时用行程挡块使液压泵的流量减小，主缸进入慢速下压行程，在此行程中可以用行程挡块控制液压泵的流量适应压制速度的要求。由压力表刻度指示达到压制行程的终点。
行程过程结束后，可由手动按钮控制使5YA失电，4YA得电，换向阀4换向，由于阀2带阻尼器，换向时间可以控制，而阀4的中位机能是H型，阀处于中位时使主缸上腔的高压油泄压，然后阀4再换为左位，此时压力油经阀2的单向阀进入主缸下腔，由于下腔进油路中的油液具有一定压力；故控制油路可以使阀1打开，主缸上腔的油液大部分回到充液筒，一部分经阀4排回油箱，此时主缸实现快速回程。充液筒油液充满后，溢出的油液可经油管引至油箱。
回程结束后，阀4换至中位，主缸静止不动。
1YA得电，2YA失电，阀6换至左位，压力油进入顶出缸下腔，顶出缸顶出制件，然后1YA失电，2YA得电，阀6换至右位，顶出缸回程；回程结束后，2
YA失电，阀6换至中位，工作循环完成，系统回到原始状态。
选择液压元件
（1）液压系统计算与选择液压元件
（a）选择液压泵和确定电动机功率
①
液压泵的最高工作压力就是液压缸慢速下压行程终了时的最大工作压力
pp
=
=
=
24.6
MPa
因为行程终了时流量q＝0，管路和阀均不产生压力损失；而此时液压缸排油腔的背压已与运动部件的自重相平衡，所以背压的影响也可不计。
②
液压泵的最大流量
qp≥K（∑q）max
泄漏系数K
=
1.1~1.3，此处取K
=
1.1。由工况图（图1.3）知快速下降行程中q为最大（q
=
289.41
L/min），但此时已采用充液筒充液方法来补充流量，所以不按此数值计算，而按回程时的流量计算。
qmax
=
q3
=
59.9
L/min
qp
=
1.1q3
=
1.1×59.9
=
65.9
L/min
③
根据已算出的qP和pP，选轴向杜塞泵型号规格为63CCY14-1B，其额定压力为32
MPa，满足25~60％压力储备的要求。排量为63m
L/r，电动机同步转速为1500
r/min，故额定流量为：q
=
qn
=
=
94.5
L/min，额定流量比计算出的qP大，能满足流量要求，此泵的容积效率ηv
=
0.92。
④
电动机功率
驱动泵的电动机的功率可以由工作循环中的最大功率来确定；由工况分析知，最大功率为5.76
kW，取泵的总效率为η泵
=
0.85。
则P
=
=
=
6.78
kW
选用功率为7.5
kW，额定转速为1440
r/min的电动机。电动机型号为：Y132m-4（Y系列三相异步电动机）。
（2）选择液压控制阀
阀2、4、6、7通过的最大流量均等于qP，而阀1的允许通过流量为q。q
=
q1–qP＝289.4–65.9＝223.5
L/min，阀3的允许通过流量为
q
=
q1
=
289.4
=
67.9
L/min
阀8是安全阀，其通过流量也等于qP。
以上各阀的工作压力均取p＝32
MPa。
本系统所选用的液压元件见表1.4。
表1.4
液压机液压元件型号规格明细表
序号
元件名称
型
号
规
格
液控单向阀
SV30P-30B
华德：31.5MPa，30通径，流量400L/min
单向顺序阀
（平衡阀）
DZ10DP1-40BY
华德：10通径，流量80L/min，控制压力（25~210）×105Pa
液控单向阀
SV20P-30B
华德：31.5MPa，20通径，流量400L/min
电液换向阀
WEH25H20B106AET
华德：28MPa，25通径，流量1100L/min
电磁换向阀
3WE4A10B
华德：21MPa，4通径，流量25L/min
电液换向阀
WEH25G20B106AET
华德：28MPa，25通径，流量1100L/min
顺序阀
DZ10DP140B210M
华德：10通径，流量80L/min，控制压力（25~210）×105Pa
溢流阀
（安全阀）
DBDH20P10B
华德：20通径，流量250L/min，调压范围（2.5~40）MPa
轴向柱塞泵
63CCY14-1B
32MPa，排量63mL/r，1500r/min
主液压缸
自行设计
顶出液压缸
自行设计
压力表
Y-100
（0~400）×105Pa
压力表开关
KF-L8/20E
（3）选择辅助元件
（a）确定油箱容量
由资料，中高压系统（p>6.3
MPa）油箱容量
V
=
（6~12）qP。
本例取V
=
8×qP
=
8×94.5
=
756
L（qP用液压泵的额定流量）.取油箱容量为800
L。
充油筒容量V1
=
（2–3）Vg
=
3×25
=
75（L）
式中
Vg——主液压缸的最大工作容积。
在本例中，Vg
=
A1Smax
=
804×31
=
24924cm3
≈
25（L）
（b）油管的计算和选择
如参考元件接口尺寸，可选油管内径d
=
20mm。
计算法确定：液压泵至液压缸上腔和下腔的油管
d
=
取v
=
4m/s，q
=
65.9
L/min
d
=
=
1.87
cm，选d
=
mm.与参考元件接口尺寸所选的规格相同。
充液筒至液压缸的油管应稍加大，可参考阀1的接口尺寸确定
选d
=
mm的油管，油管壁厚：δ≥。
选用钢管：[σ]
=
≈
83.25MPa，取n
=
4，σb
=
333MPa（10＃钢）。
σ
=
=
=
3.84
mm，取σ
=
mm
（4）选择液压油
本系统是高压系统，油液的泄漏是主要矛盾。为了减少泄漏应选择粘度较大的油，本系统选用68号抗磨液压油。
液压系统性能的验算
（1）油路压力的计算
本系统是容积调速，系统在各运动阶段的压力由负载决定。本系统在开始设计时已经说明，运动部件在导轨上的摩擦和自重的影响均忽略不计（对实际计算产生的影响很小），因此要考虑的仅仅是阀和管路的压力损失，而本系统对压力的要求主要是工作行程终了时能达到的最大压力值，由于此时速度已接近于零，阀门和管路的损失也接近于零，所以本例不详细计算压力损失值。
（2）确定安全阀、平衡阀和顺序阀的调整压力
安全阀调整压力ps
=
1.1p泵
=
1.1×25×106
=
27.5
MPa
平衡阀调整压力pX
=
=
=
1.59
MPa
顺序阀7的调整压力：该阀的作用是使液压泵在卸荷时泵的出口油压不致降为零，出口油压应满足液控单向阀和电液换向阀所需控制油压的要求。由资料查的SV10型液控单向阀的控制压力≥5×105
Pa，另外WEH10型电液换向阀所需的控制油压不得低于10×105
Pa，故取顺序阀的调整压力为（10~12）×105
Pa。
（3）验算电机功率
由工况图知主缸在快速起动阶段中S
=
2.9
mm处功率为最大，Pmax
=
5.76
kW
在Pmax时液压泵的流量较小，管路和阀的损失不大。在选择电机时也已考虑功率留有一定量的储备，所以电机功率不必再进行验算，此处对液压泵卸荷状态下的功率再作一下计算，此时卸荷压力p卸等于阀7的调整压力
p卸＝18×105
Pa
q泵取泵的额定流量qP
=
94.5
L/min。
p卸
=
p卸qP
=
（18×105×94.5）/60×10-3
=
2835W
=
2.835
kW
将液压机在工作循环中的功率进行比较后得知主缸快速回程起动阶段的功率为最大，所以用这个功率来计算电机功率是合理的。
（4）绘制正式液压系统图
通过上述验算表明；所拟定的液压系统原理图是可行的，可以以此原理图为基础经修改完善后，绘制出正式的液压系统原理图。绘制时注意下列几点：
（l）液压元件职能符号按国家标准（GB/T786.1-93）；
（2）各元件按常态位置绘制；
（3）执行元件附近画出工作循环图；
（4）绘出测压点的位置并绘出压力表开关；
（6）绘出行程开关的位置；
（6）绘出电磁铁动作循环表；
（7）绘出按工程实际使用的标题栏，填清各元件的名称、图号、规格及必要的调整值等。
液压控制装置集成设计
对于机床等固定式的液压设备，常将液压系统的动力源、阀类元件（包括某些辅助元件）集中安装在主机外的液压站上。这样能使安装与维修方便，并消除了动力源振动与油温变化对主机工作精度的影响。而阀类元件在液压站上的配置也有多种形式可供选择。配置形式不同，液压系统元件的连接安装结构和压力损失也有所不同。阀类元件的配置形式目前广泛采用集成化配置，具体形式有油路板式、叠加阀式、集成块式、插入式和复合式集成。根据所设计的系统，选择合适的集成方式。
本系统采用块式集成方式，它是将液压阀安装在六面体集成块上，集成块一方面起安装地板的作用，另一方面起内部油路通道作用，故集成块又称为油路块或通道块。
当液压控制装置决定采用块式集成时，首先要对已经设计好的液压系统原理图进行分解，并绘制集成块单元回路图。集成块单元回路图实质上是液压系统原理图的一个等效转换，它是设计块式集成液压控制装置的基础，也是设计集成块的依据。具体设计要点可参考张利平编写的《液压站》。如下图1.5所示为本液压机系统的集成块单元回路图。
单元回路确定之后，可进行集成块设计。由于集成块的孔系结构复杂，因此设计者经验的多寡对于设计质量的优劣乃至成败有很大影响。对于初次涉足集成块的设计者而言，建议研究和参考现有通用集成块系列的结构和特点，还可借助于solidworks等软件进行三维设计，以便加快设计进程，减少设计失误，提高设计工作质量和效率。
图1.6
集成块单元回路图
液压缸的校核
（1）
缸筒壁厚δ的验算
中、高压缸一般用无缝钢管做缸筒，大多属薄壁筒，即时，按材料力学薄壁圆筒公式验算壁厚，即
(mm)
当液压缸采用铸造缸筒时，壁厚由铸造工艺确定，这时应按壁厚圆筒公式验算壁厚。
当时，可用下式
(mm)
当时，可用下式
(mm)
式中——缸筒内的最高工作压力
(MPa)；
——缸筒内径
(mm)；
——缸筒材料的许用应力
(MPa)。
对于本系统的液压缸，拟采用45钢薄壁圆筒，用时的验算公式，其中
MPa，mm，MPa，则
mm，圆整取
mm即可满足要求。
（2）
液压缸活塞杆稳定性验算
只有当液压缸活塞杆的计算长度时，才进行其纵向稳定性的验算。验算可按材料力学有关公式进行。
对于本系统，由于其有效行程较短，且活塞杆直径较大，满足，所以无需进行压杆稳定验算。
（3）
缸体组件强度校核
缸体组件有多种连接方式，对于可拆卸组件，常见的连接方式有缸盖螺钉式、缸盖螺栓式、缸盖卡环式和缸盖螺纹式。若组件连接用到了螺钉或螺栓，则需要对其强度进行校核，校核公式可参考《机械设计》教材。另外，对于液压缸前后端盖的厚度也要进行强度校核。
安徽建筑工业学院
第五篇：液压系统设计问题
毕业两年有余，此间设计过一些系统，碰到过很多问题，总结出一些东西，由于小弟经验有限，见识尚浅，所以可能有不少错误，以下总结仅为各位看法，供大家讨论，不对的地方还望各位大侠指教，谢谢!
1、流速：吸油管路为0.5-1m/s，压油管路为6-8 m/s，回油管路为2-3 m/s，先导管路为1.2 m/s。
2、任何时候吸油管和泄油管都要在液面以下至少2.5倍的直径，但不得小于100mm。吸油、回油泄油管之间的间距最少不得小于250mm。
3、压力表选用：压力较平稳时，最大压力值不超过测量上限的2/3；压力波动时，其压力值不应超过测量上限的1/2，最低压力不能低于测量上限的1／3
11、溢流阀A和B的规格和调定值均相同，并且所在回路的两个泵并联供油时，有时溢流阀发出很强的噪声，产生共振。
12、所属不同泵的两个溢流阀的回油管最好分别接回油箱，如果回路管接在一起，当两个泵同时工作时，有时会产生很大的噪声。
14、对于先导式溢流阀而言，压力表一般接在溢流阀的进油口，而不是遥控口。
15、使用同步阀时，实际流量要尽量与额定流量相同。实际流量偏小时，误差会增大。
21、负载漂移：负载的速度随着负载力的变化而改变。
22、液压系统的动态响应性主要是指当负载发生变化时，流量能否快速的跟随着发生变化。
24、外啮合齿轮泵：采用斜圆弧齿，噪音低，流量脉动小。
25、涡流离心过滤器：滤头设计使得更换滤芯容易；滤芯受力均匀，工作时无振动；液流进入后发生涡流，使颗粒沉淀到底部，从而直接排除。
30、安装液压缸应牢固可靠,为防止热膨胀影响,当行程大和温度高时,缸的一端必须保持浮动。
31、使用预压缩容积法减少流量和压力波动。
33、密封理论认为：在一个动态柔性密封及其配合面之间存在一层完整的润滑膜。在正常状态下，正是借助这层润滑膜来达到密封目的并延长密封件寿命。
34、油封(旋转动密封)的密封机理由润滑特性和密封原理两部分组成。润滑特性：油封的摩擦特性受流体的粘度与滑动速度支配，油封与轴的相对滑动表面在油膜分离的润滑状态下运动，因此保持摩擦阻力小，磨损小。密封原理：油封滑动接触面上油的流动是从大气侧流向油侧又从油侧流向大气侧的循环。滑动面的润滑良好，可防止磨损的进行，由此没有泄漏。当系统运动速度过高时，影响连续的润滑膜的形成，导致摩擦热增加，超出密封材料的耐温范围则造成密封件的损坏。压力过大时，除影响油膜形成，还会对橡塑密封件产生“挤隙”作用，一般可采用加“挡圈”来改善。
45、行走液压的所有元件和管道系统都不可避免地要经常承受行驶中的颠簸和冲击载荷 因此一般不采用叠加阀那样的安装形式，行走机械中常用的多片组合式多路滑阀的夹紧螺栓要比工业液压中叠加阀的粗得多，工业液压装用的一些型式的冷却器也经不住行驶时加速度的惯性力负荷。
46、行走机械的载荷不确定性较强 主要体现为系统压力波动剧烈，因此选用元件时应有较大的瞬间耐压强度储备；工业固定设备的载荷及相关的液压系统的压力则较有规律，功率型
元件的平均负荷率通常定得较饱满，需要更多地关注在连续带载运行情况下的寿命和可靠性问题。50、液压件用螺钉与螺栓一般用8.8、10.9、12.9级，32MPa以上用12.9级，材料用35CrMo、30CrMnSi或Q420合金结构钢，螺母材料一般比螺栓的软些。
52、轴向柱塞泵的发展趋势是：高压化、高速化、大流量化。要实现这些目标的关键问题之一是要合理设计轴向柱塞泵中的各种类型的摩擦副，使之形成适当的油膜，以提高柱塞泵的工作效率和寿命。
53、液体粘性传动（HVD）是一种利用摩擦副之间的油膜剪切来传递动力的新型传动形式，在大功率风机、水泵调速节能方面有着广泛的应用前景。
54、气穴是液压系统中常见的一种有害现象，经常发生在阀口附近。不仅破坏了流体的连续性、降低了介质的物理特性，而且引起振动和噪声。同时系统效率降低，动态特性恶化。
58、过滤器初始压降不得大于旁通阀压力的1/3。
59、齿轮泵，转速增加到1000rpm后，压力脉动将会有很大改善。60、摆线马达的噪音很小，但是其效率比较低。62、泵与马达效率：
容积效率：泄露、液体压缩
机械效率：摩擦、噪音、压力损失
63、控制器电流输入的抗干扰能力好（相比电压输入）67、油缸内泄小于0.05ml/min。油缸运行速度小于400mm/s 68、阀块材料：高压采用45钢或者35钢锻打后直接机加工或者机加工后调制处理HB200-240。低压可以采用20或者Q235（焊接性能好）。
69、萨澳推荐经验：V补=V系*0.1（V补为补油泵排量，V系为系统中泵与马达的排量综合）但是该经验公式不适用于以下场合（高冲击负载、长管路工况3-5m以上，低速大扭矩工况），系统的冲洗流量Q冲洗=（20%-40%）*Q系统。
70、萨澳马达（90、H1、51系列）用于开始回路时，回油口必须至少有7bar的背压。72、负载敏感泵Ls管路选取原则：ls管路容积至少为泵出口到ls信号采集点之间管路容积的10%或更多，以提提高泵的响应速度。
73、负载敏感泵ls压力设定规则：增加ls压力可以提高泵的响应速度但是待机能耗增加，一半ls压力为16-20bar，可根据负载敏感阀标定流量时的压差来调定泵上的ls压力值。74、设备液压油第一次换油时间：工作500h。以后没1200-1500h换油。78、比例方向阀阀芯V型槽口： 加速和减速控制性好；C型槽口流量大。
79、比例阀一般为正遮盖，中位死区为5%—20%，伺服阀为零遮盖。比例阀的滞环为3%—7%，带位置反馈的为0.3%-1%，伺服阀滞环为0.1%-0.5%。80、电磁阀电磁铁多为吸力。
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