引 言
液压传动是以流体作为工作介质对能量进行传动和控制的一种传动形式。利用有压的液体经由一些机件控制之后来传递运动和动力。相对于电力拖动和机械传动而言，液压传动具有输出力大，重量轻，惯性小，调速方便以及易于控制等优点，因而广泛应用于工程机械，建筑机械和机床等设备上。
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。该机并设有脚踏开关，可实现半自动工艺动作的循环。
1 设计题目
小型液压机的液压系统设计
2 技术参数和设计要求
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，加压速度为40-260mm/min，压制力为350000N ，运动部件总重力为25000N ，油缸垂直安装，设计该压力机的液压传动系统。
3 工况分析
首先根据已知条件绘制运动部件的速度循环图：
图3-1
计算各阶段的外负载并绘制负载图
工件的压制力即为工件的负载力：F=350000N 摩擦负载 静摩擦系数取0.2，动摩擦系数取0.1则 静摩擦阻力 Ffs=0.2×25000=5000N 动摩擦阻力 Ffd =0.1×25000=2500N 惯性负载 Fm=m（△v/△t ）
△t 为加速或减速的时间一般△t=0.01~0.5s，在这里取△t=0.2s
Fm=（25000×4.5）/（10×0.2×60）=938N 自重 G=25000N
表1 液压缸在各工作阶段的外负载
负载循环图如下
30000
4 拟定液压系统原理
4.1确定供油方式
考虑到该机床压力要经常变换和调节，并能产生较大的压制力，流量大，功率大，空行程和加压行程的速度差异大，因此采用一高压泵供油。
4.2调速方式的选择
工作缸采用活塞式双作用缸，当压力油进入工作缸上腔，活塞带动横梁向下运动，其速度慢，压力大，当压力油进入工作缸下腔，活塞向上运动，其速度较快，压力较小，符合一般的慢速压制、快速回程的工艺要求。 得液压系统原理图
:
图4-1
4.3液压系统的计算和选择液压元件
（1）液压缸主要尺寸的确定
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 。
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F 为377500N ，按表2取p2可不计, 考虑到快进，快退速度相等，取d/D=0.7
D={4Fw/[πp1ηcm]}1/2=0.141 (m)
根据手册查表取液压缸内径直径D=140（mm ）活塞杆直径系列取d=100（mm ）
取液压缸的D 和d 分别为140mm 和100mm 。
按最低工进速度验算液压缸的最小稳定速度
A ≥Qmin/Vmin=0.05x1000/3=16.7(cm2)
液压缸节流腔有效工作面积选取液压缸有杆腔的实际面积，即
A2=π（D2－d2）/4=3.14×（1402－1002）/4 =75.36 cm2 A1= 2A2=157.3 cm2
满足不等式，所以液压缸能达到所需低速。
根据上述D 和d 的值，可估算出液压缸在各个工作阶段中的压力、流量和功率，如表2所示，并据此绘出工况图如图4-2所示。
表2 液压缸在不同工作阶段的压力、流量和功率值
注：液压缸的机械效率取ηm=0.9
（2）确定液压泵的流量，压力和选择泵的规格 1）泵的工作压力的确定
考虑到正常工作中进油管有一定的压力损失，所以泵的工作压力为
P p =P 1+∑∆p
式中，Pp －液压泵最大工作压力； P1－执行元件最大工作压力；
∑∆p －进油管路中的压力损失，
25+0.5=25.5MPa
简单系统可取0.2~~0.5Mpa。故可取压力损失∑△P1=0.5Mpa
上述计算所得的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动态压力往往超出静态压力，另外考虑到一定的压力储备量，并确保泵的寿命，因此选泵的压力值Pa 应为Pa ≥1.25Pp-1.6Pp
因此Pa=1.25Pp=1.25⨯25.5=31.875MPa
图4-2
2）泵的流量确定, 液压泵的最大流量应为 Q ≥KL （∑Q ）max 油液的泄漏系数KL=1.2
故Qp=KL（∑Q ）max=1.2⨯35.33=42.39L/min 3）选择液压泵的规格
根据以上计算的Pa 和Qp 查阅相关手册现选用IGP5-032型的内啮合齿轮泵，
n max = 3000 r/min n min
=400r/min
额定压力p0=31.5Mpa，每转排量q=33.1L/r，容积效率ηv =85%，总效率
η=0.7.
4）与液压泵匹配的电动机选定
首先分别算出快进与工进两种不同工况时的功率，取两者较大值作为选择电动机规格的依据。由于在慢进时泵输出的流量减小，泵的效率急剧降低，一般在流量在0.2－1L/min范围内时，可取η＝0.03－0.14. 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，需进行演算，即Pa ×Qp/η≤Pd , 式中，Pd －所选电动机额定功率；Pb －内啮合齿轮泵的限定压力；Qp －压力为Pb 时，泵的输出流量。
快进时所需电机功率为：P 电机=P/η=3.31kw 工进时所需电机功率为：P 工进=4.06 kw
查阅电动机产品样本，选用Y132S1-2型电动机，其额定功率为5.5KW ，额定转速为2900r/min。
4.4液压阀的选择
根据所拟定的液压系统图，按通过各元件的最大流量来选择液压元件的规格。选定的液压元件如表所示：
4.5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，也可接管路允许流速进行计算，本系统主要路流量为差动时流量Q=47.1L／min 压油管的允许流速取V=3m/s则内径d 为 d=4.6(35.33/3)1/2=15.8mm
若系统主油路流量按快退时取Q=33.91L／min ，则可算得油管内径d=15.4mm. 综合d=20mm
吸油管同样可按上式计算（Q=49.6L／min ，V=2m／s ）现参照YBX-16变量泵吸油口连接尺寸，取吸油管内径d 为29mm
4.6液压油箱容积的确定
根据液压油箱有效容量按泵的流量的5—7倍来确定则选用容量为400L 。
4.7液压缸的壁厚和外径的计算
液压缸的壁厚由液压缸的强度条件来计算
液压缸的壁厚一般是指缸筒结构中最薄处的厚度，从材料力学可知，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，一般计算时可分为薄壁圆筒，起重运输机械和工程机械的液压缸一般用无缝钢管材料，大多属于薄壁圆筒结构，其壁厚按薄壁圆筒公式计算
ζ≥PD/2[σ]=38.25×140/2×100=26.78mm（[σ]=100~110MP） 故取ζ=30mm
液压缸壁厚算出后，即可求出缸体的外径D1为 D1≥D+2ζ=140+2×30=200mm
4.8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两个公式进行 近似计算
无孔时：t ≥0.433D （P ／[σ]）=23.2mm
有孔时：t ≥0.433 D2（P D2／[σ]（D 2－d 0）}1/2式中， t----------缸盖有效厚度
D---------缸盖止口内直径 D 2----------缸盖孔的直径
4.9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中点的距离H 称为最小导向长度过小，将使液压缸的初试挠度增大，影响液压缸的稳定性，因此，设计时必须保证有一定的最小导向长度。 对一般的液压缸，最小导向长度H 应满足以下要求 H>=L/20+D/2=400/20+140/2=90mm 取H=95mm
活塞宽度B=（0.6—1.0）D 1=140
4.10缸体长度的确定
液压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，一般的液压缸的缸体长度不应大于内径地20~30倍
液压元件的选择确定液压泵规格和驱动电机功率。
由前面工况分析，由最大压制力和液压主机类型，初定上液压泵的工作压力取为25MPa ，考虑到进出油路上阀和管道的压力损失为1MPa （含回油路上的压力损失折算到进油腔），则液压泵的最高工作压力为
6
P p =P +∆P =(25+1) ⨯10=26MPa 11
上述计算所得的P p 是系统的静态压力，考虑到系统在各种工况的过渡阶段出现的动态压力往往超过静态压力，另外考虑到一定压力贮备量，并确保泵的寿命，其正常工作压力为泵的额定压力的80%左右因此选泵的额定压力P n 应满足：
P n =P p /0.8=26/0.8=31.25Mpa
液压泵的最大流量应为：
q p ≥K L (∑q ) max
式中q p -液压泵的最大流量
(∑q ) max -同时动作的各执行所需流量之和的最大值，如果这时的溢流阀正进行工作，尚须加溢流阀的最小溢流量2~3L min 。
K L -系统泄漏系数，一般取K L =1.1~1.3，现取K L =1.1。
q p =KL (∑q) max +∑△q=1.1*（393+2.5）=395.5L/min
（1）选择液压泵的规格
由于液压系统的工作压力高，负载压力大，功率大。大流量。所以选轴向柱塞变量泵。柱塞变量泵适用于负载大、功率大的机械设备（如龙门刨床、拉床、液压机），柱塞式变量泵有以下的特点：
1） 工作压力高。因为柱塞与缸孔加工容易，尺寸精度及表面质量可以达到很高的要求，油液泄漏小，容积效率高，能达到的工作压力，一般是（200~400）⨯105Pa ，最高可以达到1000⨯105Pa 。
2） 流量范围较大。因为只要适当加大柱塞直径或增加柱塞数目，流量变增大。
3） 改变柱塞的行程就能改变流量，容易制成各种变量型。
4） 柱塞油泵主要零件均受压，使材料强度得到充分利用，寿命长，单位功率重量小。但柱塞式变量泵的结构复杂。材料及加工精度要求高，加工量大，价格昂贵。
根据以上算得的q p 和P p 在查阅相关手册《机械设计手册》成大先P20-195
得：现选用63YC Y 14-1B ，排量63ml/r，额定压力32Mpa ，额定转速1500r/min，驱动功率59.2KN ，容积效率≥92%，重量71kg ，容积效率达92%。
（2）与液压泵匹配的电动机的选定
由前面得知，本液压系统最大功率出现在工作缸压制阶段，这时液压泵的供油压力值为26Mpa ，流量为已选定泵的流量值。ηp -液压泵的总效率。柱塞泵为0.80~0.85，取ηp -0.82。
选用1000r/min的电动机，则驱动电机功率为：
N p =
P p ⨯q p
(10⨯ηp )
3
=(18.3⨯50)
⨯0.82)
=18.37KW
选择电动机 Y 180M -4，其额定功率为18.5KW 。
5 液压系统的验算
已知该液压系统中进回油管的内径均为12mm ，各段管道的长度分别为：AB=0.3m AC=1.7m AD=1.7m DE=2m 。选用L-HL32液压油，考虑到油的最低温度为15℃查得15℃时该液压油曲运动粘度 V=150cst=1.5cm／s ，油的密度ρ=920kg／m
5.1压力损失的验算
（1）工作进给时进油路压力损失，运动部件工作进给时的最大速度为0.25m
／min ，进给时的最大流量为23.55L ／min ，则液压油在管内流速V 为： V1=Q／（πdd ／4）=（23.55×1000）／（3.14×2.9×2. /4）=59.45(cm／s) 管道流动雷诺数Rel 为
Rel=59.45×3.2／1.5=126.8
Rel ＜2300可见油液在管道内流态为层流，其沿程阻力系数λl=75 Rel=0.59 进油管道的沿程压力损失ΔP 为：
ΔP1-1=λl ／（l ／d ）·（ρV ／2﹚
=0.59×﹙1.7+0.3﹚／(0.029×920×0.592／2)=0.2MPa
查得换向阀34YF30-E20B 的压力损失ΔP=0.05MPa
忽略油液通过管接头、油路板等处的局部压力损失，则进油路总压力损失ΔP 为：
ΔP1=ΔP1-1+ΔP1-2=(0.2×1000000+0.05×1000000)=0.25MPa
（2）工作进给时间回油路的压力损失，由于选用单活塞杆液压缸且液压缸有杆腔的工作面积为无杆腔的工作面积的二分之一，则回油管道的流量为进油管的二分之一，则：
V2=V/2=29.7（cm ／s ）
Rel=V2d／r=29.7×2／1.5=57.5
λ2=75／Rel=75／57.5=1.3
回油管道的沿程压力损失ΔP 为：
ΔP2-1=λ／（l ／d ）×（P ×VXV ／2）=1.3×2／0.029×920×0.5952/2=0.56MPa
查产品样本知换向阀23YF3B-E20B 的压力损失ΔP=0.025MPa。换向阀34YF30-E20B 的压力损失ΔP=0.025MPa , 调速阀ADTL-10的压力损失Δ P=0.5MPa
回油路总压力损失ΔP 为
ΔP2=ΔP2-1+ΔP2-2+ΔP2-3+Δ2-4=0.55+0.025+0.025+0.5=1.1MPa
（3）变量泵出口处的压力P ：
Pp=（F ／ηcm+A2ΔP2）／（A1+ΔP1）
=[（307500／0.9+0.00785×1.1×100）／0.01539]+0.15
=22.4MPa
（4）快进时的压力损失，快进时液压缸为差动连接，自会流点A 至液压缸进油口C 之间的管路AC 中，流量为液压泵出口流量的两倍即26L/min,AC段管路的沿程压力损失为ΔP1-1为
V1=Q/（πdXd/4）=45.22×1000／(3.14×2X2/4×60)=240.02(cm／s) Rel=vld/r=320.03
λ1=75/rel=0.234
ΔP1-1=λ（l/d）×（ρV2）
=0.234.×（1.7／0.02）×（920×2.4X2.4X2）
=0.2MPa
同样可求管道AB 段及AD 段的沿程压力损失ΔP1-2 ΔP1-3为
V2=Q／（πdxd ／4）=295cm／s Re2=V／d ／r=236
V2=75 Re2=0.38
ΔP1-2=0.024MPa
ΔP1-3=0.15MPa
查产品样本知，流经各阀的局部压力损失为：
34YF30-E20B 的压力损失，ΔP2-1=0.17MPa
23YF3B-E20B 的压力损失，ΔP2-1=0.17MPa
据分析在差动连接中，泵的出口压力为P
P=2ΔP1-2+ΔP1-2+ΔP2-2+ΔP2-1+ΔP2-2+F／A2ηcm
=2×0.2+0.024+0.15+017+0.17+25／0.00785×0.9
=0.18MPa
快退时压力损失验算亦是如此，上述验算表明，无需修改远设计。
5.2 系统温升的验算
在整个工作循环中，工进阶段所占的时间最长，为了简化计算，主要考虑工进时的发热量，一般情况下，工进速度大时发热量较大，由于限压式变量泵在流量不同时，效率相差极大，所以分别计算最大、最小时的发热量，然后加以比较，取数值大者进行分析
当V=4cm／min 时
流量Q=V（πDD ／4）=π×0.14×0.14／4=0.616﹙L ／min ）
此时泵的效率为0.1，泵的出口压力为22.4MPa
则有：P 输入=22.4×0.616／（60×0.1）=2.464（KW ）
P 输出=FV=307500x4／60×0.01×0.001=0.21（Kw ）
此时的功率损失为
ΔP=P输入－P 输出=2.464-0.21=2.23 (Kw)
当V=25cm／min 时，Q=3.85L／min 总效率η=0.8
则P 输入=25×3.85／（60×0.8）=1.845（Kw ）
P 输出=FV=307500×25／60×0.01×0.001=1.28（Kw ）
ΔP=P输入－P 输出=0.565（Kw ）
可见在工进速度低时，功率损失为2.156Kw ，发热最大
假定系统的散热状况一般，取K=10×0.001Kw ／（cm ·℃）
油箱的散热面积A 为 A=0.065V2/3=6.5m2
系统的温升为：
ΔT=ΔP ／KA=2.156／（10×0.001×6.6）℃=33.2℃
验算表明系统的温升在许可范围内
5.3 螺栓校核
液压缸主要承受轴向载荷Fmax=207000
取6个普通螺栓，则每个螺栓的工作拉力为Fo=207000/6=34500N
螺栓总拉力F=Fa+Cb/(Cb+Cm)Fo Fa 为螺栓预紧力Cb 为螺栓刚度
Cm 为被连接件刚度 又Fa=Fb+【1-Cb/(Cb+Cm)】F
Fb 为残余预紧力 则Fb=（1.5~1.8）F
取Fb=1.5F
Cb/(Cb+Cm)在无垫片是取0.2~0.3 去取值为0.3
得Fa=2.2Fo F=2.5 Fo 由此求得F=86250N
螺栓的中径d ≥{(1.3x4F)/ [σ] π}1/2=22.1mm
[σ]=σs/S=433MP 材料选用40Cr
所以取标准值d=24mm 选用螺栓为M24
总 结
经过一周的努力我终于完成了这次液压课设，期间我有很多不懂的地方通过查找资料虚心地向同学请教我克服了这些困难，也能过完成基本简单的项目了，这次课设于我来说收获丰富，它不紧使我对液压这门课的知识有了更深层次的认识，也对我的将来有重大的影响，教会了我如何克服困难，我坚信这次课设对我以后的工作道路影响巨大。
通过本次设计，让我很好的锻炼了理论联系实际，与具体项目、课题相结合开发、设计产品的能力既让我们懂得了怎样把理论应用于实际，又让我们懂得了在实践中遇到的问题怎样用理论去解决。
在本次设计中，我们还需要大量的以前没有学到过的知识，于是图书馆和INTERNET 成了我们很好的助手在查阅资料的过程中，我们要判断优劣、取舍相关知识，不知不觉中我们查阅资料的能力也得到了很好的锻炼。
在设计过程中，总是遇到这样或那样的问题有时发现一个问题的时候，需要做大量的工作，花大量的时间才能解决自然而然，我的耐心便在其中建立起来了为以后的工作积累了经验，增强了信心。
参 考 文 献
[1]孔庆华. 液压系统设计指导. 哈尔滨：哈尔滨工业大学出版社，2012.
[2]左健民. 液压与气压传动. 第2版. 北京：机械工业出版社，2004.
[3]章宏甲. 液压与气压传动. 第2版. 北京：机械工业出版社，2001.
[4]许福玲. 液压与气压传动. 武汉：华中科技大学出版社，2001.
[5]林文华. 液压系统设计简明手册. 北京：机械工业出版社，2000.
引 言
液压传动是以流体作为工作介质对能量进行传动和控制的一种传动形式。利用有压的液体经由一些机件控制之后来传递运动和动力。相对于电力拖动和机械传动而言，液压传动具有输出力大，重量轻，惯性小，调速方便以及易于控制等优点，因而广泛应用于工程机械，建筑机械和机床等设备上。
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。该机并设有脚踏开关，可实现半自动工艺动作的循环。
1 设计题目
小型液压机的液压系统设计
2 技术参数和设计要求
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，加压速度为40-260mm/min，压制力为350000N ，运动部件总重力为25000N ，油缸垂直安装，设计该压力机的液压传动系统。
3 工况分析
首先根据已知条件绘制运动部件的速度循环图：
图3-1
计算各阶段的外负载并绘制负载图
工件的压制力即为工件的负载力：F=350000N 摩擦负载 静摩擦系数取0.2，动摩擦系数取0.1则 静摩擦阻力 Ffs=0.2×25000=5000N 动摩擦阻力 Ffd =0.1×25000=2500N 惯性负载 Fm=m（△v/△t ）
△t 为加速或减速的时间一般△t=0.01~0.5s，在这里取△t=0.2s
Fm=（25000×4.5）/（10×0.2×60）=938N 自重 G=25000N
表1 液压缸在各工作阶段的外负载
负载循环图如下
30000
4 拟定液压系统原理
4.1确定供油方式
考虑到该机床压力要经常变换和调节，并能产生较大的压制力，流量大，功率大，空行程和加压行程的速度差异大，因此采用一高压泵供油。
4.2调速方式的选择
工作缸采用活塞式双作用缸，当压力油进入工作缸上腔，活塞带动横梁向下运动，其速度慢，压力大，当压力油进入工作缸下腔，活塞向上运动，其速度较快，压力较小，符合一般的慢速压制、快速回程的工艺要求。 得液压系统原理图
:
图4-1
4.3液压系统的计算和选择液压元件
（1）液压缸主要尺寸的确定
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 。
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F 为377500N ，按表2取p2可不计, 考虑到快进，快退速度相等，取d/D=0.7
D={4Fw/[πp1ηcm]}1/2=0.141 (m)
根据手册查表取液压缸内径直径D=140（mm ）活塞杆直径系列取d=100（mm ）
取液压缸的D 和d 分别为140mm 和100mm 。
按最低工进速度验算液压缸的最小稳定速度
A ≥Qmin/Vmin=0.05x1000/3=16.7(cm2)
液压缸节流腔有效工作面积选取液压缸有杆腔的实际面积，即
A2=π（D2－d2）/4=3.14×（1402－1002）/4 =75.36 cm2 A1= 2A2=157.3 cm2
满足不等式，所以液压缸能达到所需低速。
根据上述D 和d 的值，可估算出液压缸在各个工作阶段中的压力、流量和功率，如表2所示，并据此绘出工况图如图4-2所示。
表2 液压缸在不同工作阶段的压力、流量和功率值
注：液压缸的机械效率取ηm=0.9
（2）确定液压泵的流量，压力和选择泵的规格 1）泵的工作压力的确定
考虑到正常工作中进油管有一定的压力损失，所以泵的工作压力为
P p =P 1+∑∆p
式中，Pp －液压泵最大工作压力； P1－执行元件最大工作压力；
∑∆p －进油管路中的压力损失，
25+0.5=25.5MPa
简单系统可取0.2~~0.5Mpa。故可取压力损失∑△P1=0.5Mpa
上述计算所得的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动态压力往往超出静态压力，另外考虑到一定的压力储备量，并确保泵的寿命，因此选泵的压力值Pa 应为Pa ≥1.25Pp-1.6Pp
因此Pa=1.25Pp=1.25⨯25.5=31.875MPa
图4-2
2）泵的流量确定, 液压泵的最大流量应为 Q ≥KL （∑Q ）max 油液的泄漏系数KL=1.2
故Qp=KL（∑Q ）max=1.2⨯35.33=42.39L/min 3）选择液压泵的规格
根据以上计算的Pa 和Qp 查阅相关手册现选用IGP5-032型的内啮合齿轮泵，
n max = 3000 r/min n min
=400r/min
额定压力p0=31.5Mpa，每转排量q=33.1L/r，容积效率ηv =85%，总效率
η=0.7.
4）与液压泵匹配的电动机选定
首先分别算出快进与工进两种不同工况时的功率，取两者较大值作为选择电动机规格的依据。由于在慢进时泵输出的流量减小，泵的效率急剧降低，一般在流量在0.2－1L/min范围内时，可取η＝0.03－0.14. 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，需进行演算，即Pa ×Qp/η≤Pd , 式中，Pd －所选电动机额定功率；Pb －内啮合齿轮泵的限定压力；Qp －压力为Pb 时，泵的输出流量。
快进时所需电机功率为：P 电机=P/η=3.31kw 工进时所需电机功率为：P 工进=4.06 kw
查阅电动机产品样本，选用Y132S1-2型电动机，其额定功率为5.5KW ，额定转速为2900r/min。
4.4液压阀的选择
根据所拟定的液压系统图，按通过各元件的最大流量来选择液压元件的规格。选定的液压元件如表所示：
4.5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，也可接管路允许流速进行计算，本系统主要路流量为差动时流量Q=47.1L／min 压油管的允许流速取V=3m/s则内径d 为 d=4.6(35.33/3)1/2=15.8mm
若系统主油路流量按快退时取Q=33.91L／min ，则可算得油管内径d=15.4mm. 综合d=20mm
吸油管同样可按上式计算（Q=49.6L／min ，V=2m／s ）现参照YBX-16变量泵吸油口连接尺寸，取吸油管内径d 为29mm
4.6液压油箱容积的确定
根据液压油箱有效容量按泵的流量的5—7倍来确定则选用容量为400L 。
4.7液压缸的壁厚和外径的计算
液压缸的壁厚由液压缸的强度条件来计算
液压缸的壁厚一般是指缸筒结构中最薄处的厚度，从材料力学可知，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，一般计算时可分为薄壁圆筒，起重运输机械和工程机械的液压缸一般用无缝钢管材料，大多属于薄壁圆筒结构，其壁厚按薄壁圆筒公式计算
ζ≥PD/2[σ]=38.25×140/2×100=26.78mm（[σ]=100~110MP） 故取ζ=30mm
液压缸壁厚算出后，即可求出缸体的外径D1为 D1≥D+2ζ=140+2×30=200mm
4.8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两个公式进行 近似计算
无孔时：t ≥0.433D （P ／[σ]）=23.2mm
有孔时：t ≥0.433 D2（P D2／[σ]（D 2－d 0）}1/2式中， t----------缸盖有效厚度
D---------缸盖止口内直径 D 2----------缸盖孔的直径
4.9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中点的距离H 称为最小导向长度过小，将使液压缸的初试挠度增大，影响液压缸的稳定性，因此，设计时必须保证有一定的最小导向长度。 对一般的液压缸，最小导向长度H 应满足以下要求 H>=L/20+D/2=400/20+140/2=90mm 取H=95mm
活塞宽度B=（0.6—1.0）D 1=140
4.10缸体长度的确定
液压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，一般的液压缸的缸体长度不应大于内径地20~30倍
液压元件的选择确定液压泵规格和驱动电机功率。
由前面工况分析，由最大压制力和液压主机类型，初定上液压泵的工作压力取为25MPa ，考虑到进出油路上阀和管道的压力损失为1MPa （含回油路上的压力损失折算到进油腔），则液压泵的最高工作压力为
6
P p =P +∆P =(25+1) ⨯10=26MPa 11
上述计算所得的P p 是系统的静态压力，考虑到系统在各种工况的过渡阶段出现的动态压力往往超过静态压力，另外考虑到一定压力贮备量，并确保泵的寿命，其正常工作压力为泵的额定压力的80%左右因此选泵的额定压力P n 应满足：
P n =P p /0.8=26/0.8=31.25Mpa
液压泵的最大流量应为：
q p ≥K L (∑q ) max
式中q p -液压泵的最大流量
(∑q ) max -同时动作的各执行所需流量之和的最大值，如果这时的溢流阀正进行工作，尚须加溢流阀的最小溢流量2~3L min 。
K L -系统泄漏系数，一般取K L =1.1~1.3，现取K L =1.1。
q p =KL (∑q) max +∑△q=1.1*（393+2.5）=395.5L/min
（1）选择液压泵的规格
由于液压系统的工作压力高，负载压力大，功率大。大流量。所以选轴向柱塞变量泵。柱塞变量泵适用于负载大、功率大的机械设备（如龙门刨床、拉床、液压机），柱塞式变量泵有以下的特点：
1） 工作压力高。因为柱塞与缸孔加工容易，尺寸精度及表面质量可以达到很高的要求，油液泄漏小，容积效率高，能达到的工作压力，一般是（200~400）⨯105Pa ，最高可以达到1000⨯105Pa 。
2） 流量范围较大。因为只要适当加大柱塞直径或增加柱塞数目，流量变增大。
3） 改变柱塞的行程就能改变流量，容易制成各种变量型。
4） 柱塞油泵主要零件均受压，使材料强度得到充分利用，寿命长，单位功率重量小。但柱塞式变量泵的结构复杂。材料及加工精度要求高，加工量大，价格昂贵。
根据以上算得的q p 和P p 在查阅相关手册《机械设计手册》成大先P20-195
得：现选用63YC Y 14-1B ，排量63ml/r，额定压力32Mpa ，额定转速1500r/min，驱动功率59.2KN ，容积效率≥92%，重量71kg ，容积效率达92%。
（2）与液压泵匹配的电动机的选定
由前面得知，本液压系统最大功率出现在工作缸压制阶段，这时液压泵的供油压力值为26Mpa ，流量为已选定泵的流量值。ηp -液压泵的总效率。柱塞泵为0.80~0.85，取ηp -0.82。
选用1000r/min的电动机，则驱动电机功率为：
N p =
P p ⨯q p
(10⨯ηp )
3
=(18.3⨯50)
⨯0.82)
=18.37KW
选择电动机 Y 180M -4，其额定功率为18.5KW 。
5 液压系统的验算
已知该液压系统中进回油管的内径均为12mm ，各段管道的长度分别为：AB=0.3m AC=1.7m AD=1.7m DE=2m 。选用L-HL32液压油，考虑到油的最低温度为15℃查得15℃时该液压油曲运动粘度 V=150cst=1.5cm／s ，油的密度ρ=920kg／m
5.1压力损失的验算
（1）工作进给时进油路压力损失，运动部件工作进给时的最大速度为0.25m
／min ，进给时的最大流量为23.55L ／min ，则液压油在管内流速V 为： V1=Q／（πdd ／4）=（23.55×1000）／（3.14×2.9×2. /4）=59.45(cm／s) 管道流动雷诺数Rel 为
Rel=59.45×3.2／1.5=126.8
Rel ＜2300可见油液在管道内流态为层流，其沿程阻力系数λl=75 Rel=0.59 进油管道的沿程压力损失ΔP 为：
ΔP1-1=λl ／（l ／d ）·（ρV ／2﹚
=0.59×﹙1.7+0.3﹚／(0.029×920×0.592／2)=0.2MPa
查得换向阀34YF30-E20B 的压力损失ΔP=0.05MPa
忽略油液通过管接头、油路板等处的局部压力损失，则进油路总压力损失ΔP 为：
ΔP1=ΔP1-1+ΔP1-2=(0.2×1000000+0.05×1000000)=0.25MPa
（2）工作进给时间回油路的压力损失，由于选用单活塞杆液压缸且液压缸有杆腔的工作面积为无杆腔的工作面积的二分之一，则回油管道的流量为进油管的二分之一，则：
V2=V/2=29.7（cm ／s ）
Rel=V2d／r=29.7×2／1.5=57.5
λ2=75／Rel=75／57.5=1.3
回油管道的沿程压力损失ΔP 为：
ΔP2-1=λ／（l ／d ）×（P ×VXV ／2）=1.3×2／0.029×920×0.5952/2=0.56MPa
查产品样本知换向阀23YF3B-E20B 的压力损失ΔP=0.025MPa。换向阀34YF30-E20B 的压力损失ΔP=0.025MPa , 调速阀ADTL-10的压力损失Δ P=0.5MPa
回油路总压力损失ΔP 为
ΔP2=ΔP2-1+ΔP2-2+ΔP2-3+Δ2-4=0.55+0.025+0.025+0.5=1.1MPa
（3）变量泵出口处的压力P ：
Pp=（F ／ηcm+A2ΔP2）／（A1+ΔP1）
=[（307500／0.9+0.00785×1.1×100）／0.01539]+0.15
=22.4MPa
（4）快进时的压力损失，快进时液压缸为差动连接，自会流点A 至液压缸进油口C 之间的管路AC 中，流量为液压泵出口流量的两倍即26L/min,AC段管路的沿程压力损失为ΔP1-1为
V1=Q/（πdXd/4）=45.22×1000／(3.14×2X2/4×60)=240.02(cm／s) Rel=vld/r=320.03
λ1=75/rel=0.234
ΔP1-1=λ（l/d）×（ρV2）
=0.234.×（1.7／0.02）×（920×2.4X2.4X2）
=0.2MPa
同样可求管道AB 段及AD 段的沿程压力损失ΔP1-2 ΔP1-3为
V2=Q／（πdxd ／4）=295cm／s Re2=V／d ／r=236
V2=75 Re2=0.38
ΔP1-2=0.024MPa
ΔP1-3=0.15MPa
查产品样本知，流经各阀的局部压力损失为：
34YF30-E20B 的压力损失，ΔP2-1=0.17MPa
23YF3B-E20B 的压力损失，ΔP2-1=0.17MPa
据分析在差动连接中，泵的出口压力为P
P=2ΔP1-2+ΔP1-2+ΔP2-2+ΔP2-1+ΔP2-2+F／A2ηcm
=2×0.2+0.024+0.15+017+0.17+25／0.00785×0.9
=0.18MPa
快退时压力损失验算亦是如此，上述验算表明，无需修改远设计。
5.2 系统温升的验算
在整个工作循环中，工进阶段所占的时间最长，为了简化计算，主要考虑工进时的发热量，一般情况下，工进速度大时发热量较大，由于限压式变量泵在流量不同时，效率相差极大，所以分别计算最大、最小时的发热量，然后加以比较，取数值大者进行分析
当V=4cm／min 时
流量Q=V（πDD ／4）=π×0.14×0.14／4=0.616﹙L ／min ）
此时泵的效率为0.1，泵的出口压力为22.4MPa
则有：P 输入=22.4×0.616／（60×0.1）=2.464（KW ）
P 输出=FV=307500x4／60×0.01×0.001=0.21（Kw ）
此时的功率损失为
ΔP=P输入－P 输出=2.464-0.21=2.23 (Kw)
当V=25cm／min 时，Q=3.85L／min 总效率η=0.8
则P 输入=25×3.85／（60×0.8）=1.845（Kw ）
P 输出=FV=307500×25／60×0.01×0.001=1.28（Kw ）
ΔP=P输入－P 输出=0.565（Kw ）
可见在工进速度低时，功率损失为2.156Kw ，发热最大
假定系统的散热状况一般，取K=10×0.001Kw ／（cm ·℃）
油箱的散热面积A 为 A=0.065V2/3=6.5m2
系统的温升为：
ΔT=ΔP ／KA=2.156／（10×0.001×6.6）℃=33.2℃
验算表明系统的温升在许可范围内
5.3 螺栓校核
液压缸主要承受轴向载荷Fmax=207000
取6个普通螺栓，则每个螺栓的工作拉力为Fo=207000/6=34500N
螺栓总拉力F=Fa+Cb/(Cb+Cm)Fo Fa 为螺栓预紧力Cb 为螺栓刚度
Cm 为被连接件刚度 又Fa=Fb+【1-Cb/(Cb+Cm)】F
Fb 为残余预紧力 则Fb=（1.5~1.8）F
取Fb=1.5F
Cb/(Cb+Cm)在无垫片是取0.2~0.3 去取值为0.3
得Fa=2.2Fo F=2.5 Fo 由此求得F=86250N
螺栓的中径d ≥{(1.3x4F)/ [σ] π}1/2=22.1mm
[σ]=σs/S=433MP 材料选用40Cr
所以取标准值d=24mm 选用螺栓为M24
总 结
经过一周的努力我终于完成了这次液压课设，期间我有很多不懂的地方通过查找资料虚心地向同学请教我克服了这些困难，也能过完成基本简单的项目了，这次课设于我来说收获丰富，它不紧使我对液压这门课的知识有了更深层次的认识，也对我的将来有重大的影响，教会了我如何克服困难，我坚信这次课设对我以后的工作道路影响巨大。
通过本次设计，让我很好的锻炼了理论联系实际，与具体项目、课题相结合开发、设计产品的能力既让我们懂得了怎样把理论应用于实际，又让我们懂得了在实践中遇到的问题怎样用理论去解决。
在本次设计中，我们还需要大量的以前没有学到过的知识，于是图书馆和INTERNET 成了我们很好的助手在查阅资料的过程中，我们要判断优劣、取舍相关知识，不知不觉中我们查阅资料的能力也得到了很好的锻炼。
在设计过程中，总是遇到这样或那样的问题有时发现一个问题的时候，需要做大量的工作，花大量的时间才能解决自然而然，我的耐心便在其中建立起来了为以后的工作积累了经验，增强了信心。
参 考 文 献
[1]孔庆华. 液压系统设计指导. 哈尔滨：哈尔滨工业大学出版社，2012.
[2]左健民. 液压与气压传动. 第2版. 北京：机械工业出版社，2004.
[3]章宏甲. 液压与气压传动. 第2版. 北京：机械工业出版社，2001.
[4]许福玲. 液压与气压传动. 武汉：华中科技大学出版社，2001.
[5]林文华. 液压系统设计简明手册. 北京：机械工业出版社，2000.