上料機液壓系統設計
說明書學院：湖北理工學院機電工程學院
班級：姓名：學號：
指導老師：
組員：設計目的：液壓系統的設計是整機設計的重要組成部分,主要任務是綜合運用前面各章的基礎知識,學習液壓系統的設計步驟、內容和方法。通過學習，能根據工作要求確定液壓系統的主要引數、系統原理圖，能進行必要的設計計算，合理地選擇和確定液壓元件，對所設計的液壓系統效能進行校驗算，為進一步進行液壓系統結構設計打下基礎。
設計步驟和內容：
(1)明確設計要求，進行工況分析；
(2)確定液壓系統的主要效能引數；
(3)擬訂液壓系統原理圖；
(4)計算和選擇液壓元件；
(5)驗算液壓系統的效能；
(6)液壓缸設計；
(7)繪製工作圖，編寫技術檔案，並提出電氣控制系統的設計任務書。
1.明確設計要求，進行工況分析
1.1 明確設計要求
設計一台上料機液壓系統，要求驅動它的液壓傳動系統完成快速上公升→慢速上公升→停留→快速下降的工作迴圈。採用90度v型導軌，垂直於導軌的壓緊力為60n，啟動和制動的時間均為0.5s，液壓缸的機械效率為0.
9。其垂直上公升工作的重力為4500n，滑台的重量為800n，快速上公升的行程為300mm，其最小速度為40mm/s;慢速上公升行程為100mm，其最小速度為10mm/s；快速下降行程為400mm，速度要求45mm/s.
1.2 工況分析
負載分析就是研究各執行元件在乙個工作迴圈內各階段的受力情況。工作機構作直線運動時，液壓缸必須克服的負載為：f=fc+ff+fi
式中fc為工作阻力，ff為摩擦阻力，fi為慣性阻力.
(1)工作負載
此系統的工作阻力即為工件的自重與滑台的自重。
fc=fg=（4500+800）n=5300n
(2)摩擦負載
此系統的摩擦阻力為滑台所受阻力，與導軌的形狀，放置情況和運動狀態有關。此系統為v型導軌，垂直放置，故為ff=ffn/sin
取靜摩擦係數為fs=0.2，動摩擦係數為fd=0.1
靜摩擦負載為ffs=0.2×120/sin=33.94n
動摩擦負載為ffd=0.1×120/sin=16.97n
(3)慣性負載
慣性負載是運動部件的速度變化時，由其慣性而產生的負載，可用
牛頓第二定律計算：fa=ma=，g=9.8m/s2
加速：fa1==×=43.265n
減速：fa2==×=32.449n
制動：fa3==×=10.816n
反向加速：fa4==×=48.673n
反向制動：fa5=fa4=48.673n
根據以上的計算，考慮到液壓缸垂直安放，其重量較大，為防止因自重而自行下滑，系統中應設定應平衡迴路。因此，在對快速向下運動的負載分析時，就不考慮滑台的重量，則液壓缸各階段中的負載，如下表（=0.9）。
表一：液壓缸各階段的負載
按前面的負載分析及已知的速度要求，行程限制等，繪製出負載和速度圖（如下所示）
2.確定液壓系統的主要效能引數；
液壓缸工作壓力主要根據運動迴圈各階段的最大總負載力來確定，此外，還需要考慮一下因素：
（1）各類裝置的不同特點和使用場合。
（2）考慮經濟和重量因素，壓力選得低，則元件尺寸大，重量重，壓力選得高一些，則元件尺寸小，重量輕，但對元件的製造精度，密封效能要求高。
2.1初選液壓缸的工作壓力
根據分析此裝置的負載不大，按型別屬工具機類，所以初選此裝置的工作壓力為1.5mpa。
2.2 計算液壓缸的尺寸
a=式中：f---液壓缸上的外負載
p---液壓缸的工作壓力
m ---液壓缸的工作效率
a---所求液壓缸有有效工作面積
a==5308.484/(0.9×1.5×105)=39.385×10-4m2
液壓缸內徑d===7.08×10-2m
按標準值取d=80mm，由=得，d=34.1mm
按標準值取d=35mm
活塞寬度：b=0.8d=48mm
導向套長度：c=0.8d=28mm
液壓缸缸套長度：l=400+b+c=476mm
無桿腔面積：a1=πd2=×82=50.24cm2
有桿腔面積：a2=π（d2-d2）=×（82-3.52）=40.64cm2
l/d=400/35=11.2>10,應該校核活塞桿的縱向抗彎強度或穩定性。根據液壓缸一端固定，另一端為鉸鏈，取末端係數為n=2.
活塞材料用中碳鋼，查表得材料強度的試驗值f=4.9×108,pa，係數為a=1/5000,柔性係數為m=85，j=，a=，k===8.75mm
因為==54.4pk==n=3.636×105n
取安全係數nk=4時， =n=72720n>5955.814n
穩定性滿足，故可以安全使用。
2.3求液壓缸的最大流量
q快上=a1v快上=50.24×10-4×40×10-3m3/s=12.06l/min
q慢上=a1v慢上=50.24×10-4×10×10-3m3/s=3.01l/min
q快下=a2v快下=40.64×10-4×45×10-3m3/s=10.97l/min
2.4求液壓缸的最大壓力
快上：p1===1.236mpa
慢上：p1===1.236mpa
快下：p1==0.0042mpa
2.5 求液壓缸的最大功率
快上：p1=p1q1=1.236×106×200.96×10-6w=248.386w
慢上：p1=p1q1=1.236×106×50.24×10-6w=62.097w
快下：p1=p1q1=0.0042×106×182.88×10-6w=0.768w
2.6 繪製工況圖
表二：液壓缸各階段的流量,壓力和功率
3.液壓系統原理圖
3.2液壓系統工作過程分析
（1）快上
進油路：幫浦2（單向變數幫浦）→三位四通電磁換向閥5右位（2ya得電）→液控單向閥6→單向背壓閥7→液壓缸下腔
回油路：液壓缸上腔→二位二通電磁換向閥9左位（3ya失電）→三位四通電磁換向閥5→油箱
（2）慢上
進油路：幫浦2（單向變數幫浦）→三位四通電磁換向閥5右位（2ya得電）→液控單向閥6→單向背壓閥7→液壓缸下腔
回油路：液壓缸上腔→調速閥10（3ya得電）→三位四通電磁換向閥5→油箱
（3）停留
三位四通電磁換向閥5中位，幫浦輸出的油液被三位四通電磁換向閥5堵住，液壓缸停止運動，液控單向閥鎖緊迴路，背壓閥7起背壓作用
（4）快下
進油路：幫浦2→三位四通電磁換向閥5左位（1ya得電）→二位二通電磁換向閥9左位（3ya失電）→液壓缸上腔
回油路：液壓缸下腔→單向背壓閥7→液控單向閥6反向開啟→三位四通電磁換向閥5→油箱
為了防止在上端停留時重物下落和在停留的期間內保持重物的位置，特在液壓缸的下腔進油路設定液控單向閥；另一方面，為了克服滑台在快下過程中的影響，設定了單向背壓閥。
4.液壓元件的選擇
4.1 液壓幫浦型號和電機的選擇
液壓缸在整個工作迴圈中的最大壓力為1.236mpa
壓力損失為=0.45mpa
壓力幫浦的最大工作壓力為pp≥pmax+=1.686mpa
液壓幫浦向液壓幫浦供油時，若迴路中的洩漏按10%計算，則幫浦的總流量為qp=1.1×12.06l/min=13.
266l/min，由於溢流閥最小穩定流量為2l/min，工進時液壓幫浦所需流量為3.01l/min，高壓幫浦的流量不得少於（2+3.01）l/min=5.
01l/min。根據以上壓力和流量的數值查產品目錄，故應選用yb1—16/16型的葉片幫浦，其額定壓力為6.3mpa，容積效率≥85%，總效率≥76.
5%功率為,
選擇電動機型號y90l—4,功率為1.5kw,額定轉速為1400r/min。
4.2 油箱容積
油箱容積根據液壓幫浦的流量計算，取其體積v=（3—5）qp,
取v=5qp，v=5×13.266l/min=66.33l/min，取80l，油箱三個邊長在
1:1:1—1:2:3範圍內，設定油箱可以設定為l=800mm，d=400mm，
h=250mm。
4.3 管道尺寸
根據選定的液壓閥的連線尺寸確定油管尺寸，也可以按管道中允許流速計算。設管道內允許流速為v=4m/s。
液壓缸無桿腔相連的油管內徑d1==mm=8mm
液壓缸有桿腔相連的油管內徑d2==mm=7.63mm
查表選內徑8mm，外徑14mm的鋼管。
5.驗算液壓系統的效能
5.1缸筒壁厚強度校核
由》10,故缸體為薄壁件，由於液壓缸工作壓力小於10mpa，故缸體材料選鑄鐵ht200，抗拉強度為=195mpa，取安全係數為n=5,則許用應力為： =mpa=39mpa。因為該缸體是薄壁件，故對其校核如下：
=mm=2.308mm
顯然滿足缸體的強度要求。d-缸體內徑
缸體試驗壓力pt=1.5p=2.25mpa。
5.2 活塞桿強度校核
由於該系統負載壓力不大，故活塞桿材料選用45鋼，許用應力為，取安全係數n=5，則許用應力=mpa=120mpa，
對活塞桿的校核如下：（fmax=5360.233n）
d≥mm=7.54mm
顯然d=35mm滿足要求。
6．液壓缸設計
液壓缸的結構基本上可分為缸筒和缸蓋，活塞和活塞桿，密封裝置，緩衝裝置，以及排氣裝置五個部分。
6.1 液壓管設計需要注意的事項
（1）儘管使液壓缸的活塞桿在受拉狀態下承受最大負載。
（2）考慮到液壓缸有不同行程終了處的制動問題和液壓缸的排氣問題，缸內如無緩衝裝置和排氣裝置，系統中需有相應措施。
（3）根據主機的工作要求和結構要求，正確確定液壓缸的安裝，固定方式，但液壓缸只能一端定位。
（4）液壓缸的各部分的結構需根據推薦結構形式和設計標準比較，盡可能做到簡單，緊湊，加工，裝配和維修方便。
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