大连交通大学
毕 业 设 计（论 文）
题 目：
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摘要
液压与气动传动是研究以有压流体（压缩油或压缩空气）为能源介质，来实现各种机械传动和自动控制的学科。近代液压、气压传动是由19世纪崛起并蓬勃发展的石油工业推动起来的，最早实践成功装置是舰艇上的炮塔转位器，其后才在机床上应用。在20世纪30年代初期和后期在大型自动化工业中引入液压制动。1940年代开始使用拖拉机一增强农机设备的机动性和效率。在第二次世界大战后，液压技术很快转入民用工业。在机床、工程机械、冶金机械、塑料机械。农机机械、汽车、船舶等行业得到了大幅度的应用和发展。
随着液压机械自动化程度的不断提高，液压、气动元件应用数量急剧增加，元件小型化、系统集成化是必然的发展趋势。特别是近十年来，液压和启动技术与传感技术、微电子技术密切结合，出现了许多诸多如电液比例控制阀、数字阀、电业伺服液压缸等机（液）电一体化元器件，使液压技术在高压、高速、大功率、节能高效、低噪声、使用寿命长、高度集成化等方面取得了重大进展。现今采用液压传动的程度已成为衡量一个国家工业水平的重要标志。
关键字：液压与气动传动 液压系统 测试技术
ABSTRACT
Hydraulic and pneumatic transmissions and a discipline that is based on fluid medium energy of compressive fluid (pressure oil or compressive air) to accomplish mechanical transmission and automatic control.
Recently hydraulic and pneumatic pressure transmission technology has been developed with a large scale petrolic industry in the 19th,and the barbette displace was the first one successful using hydraulic equipment, and then hydraulic machine tool. The great automotive industry introduced hydraulic brakes in the early thirties and hydraulic transmissions in the late thirties. The tractor industry began using hydraulic in 1940 to increase the flexibility and utility of farm equipment. After the World War Ⅱ ,the hydraulic development turned into civil industry, such as machine tool ,engineering, metallurgy, plastic machine, farm machine, vehicle and watercraft. In more recent years , the role of leadership in hydraulic power application has been taken over larger by some of the large earthmoving and construction equipment manufactures. The total power involved is often greater than that required in even the largest aircraft
With the development of higher automation of hydraulic machine and increasing use of hydraulic and pneumatic elements, the scaled elements and integrated system with miniaturization is inevitable. Especially in recent years hydraulic and pneumatic transmission is combined closely with the sensor and micro-electronics technology. It has been emerging amounts of new valves such as hydraulic-electricity proportional valves, digital valve, hydraulic and plectra-hydraulic servo cylinders and the integrative elements, which will lead the hydraulic and pneumatic technology to the development of higher pressure, higher speed, lager power, lower energy wastage and noise, longevity and high integration. Nowadays the application of hydraulic transmission system has become one of the important indications of industry level for a county.
Keywords: Hydraulic and pneumatic transmissions; hydraulic system ；testing technology
目录
摘要 . .................................................................... II ABSTRACT . ............................................................... III
1 绪论 . ................................................................... 3
1.1历史液压系统的发展 . .................................................. 3
1.2液压技术的发展趋势 . .................................................. 3
1.3液压系统的影响因素 . .................................................. 5
1.4液压缸测试系统 . ..................................... 错误！未定义书签。 2 液压测试系统设计 . ...................................... 错误！未定义书签。 3 油路块设计 . ............................................ 错误！未定义书签。 4 液压测试系统泵的概述 . .................................. 错误！未定义书签。 6 液压元件的选型 . ........................................ 错误！未定义书签。
参考文献 . ................................................................ 23
致谢 . .................................................................... 24
1 绪论
1.1液压系统的发展
液压传动和气压传动称为流体传动，是根据17世纪帕斯卡提出的液体静压力传动原理而发展起来的一门新兴技术，1795年英国约瑟夫•布拉曼(Joseph Braman,1749-1814) ，在伦敦用水作为工作介质，以水压机的形式将其应用于工业上，诞生了世界上第一台水压机。1905年将工作介质水改为油，又进一步得到改善。
第一次世界大战(1914-1918)后液压传动广泛应用，特别是1920年以后，发展更为迅速。液压元件大约在 19 世纪末 20 世纪初的20年间，才开始进入正规的工业生产阶段。1925 年维克斯(F.Vikers)发明了压力平衡式叶片泵, 为近代液压元件工业或液压传动的逐步建立奠定了基础。20 世纪初康斯坦丁•尼斯克(G•Constantimsco)对能量波动传递所进行的理论及实际研究;1910年对液力传动(液力联轴节、液力变矩器等) 方面的贡献，使这两方面领域得到了发展。
第二次世界大战(1941-1945)期间, 在美国机床中有30%应用了液压传动。应该指出, 日本液压传动的发展较欧美等国家晚了近 20 多年。在 1955 年前后 , 日本迅速发展液压传动,1956 年成立了“液压工业会”。近20~30 年间，日本液压传动发展之快，居世界领先地位。
液压传动有许多突出的优点，因此它的应用非常广泛，如一般工业用的塑料加工机械、压力机械、机床等；行走机械中的工程机械、建筑机械、农业机械、汽车等；钢铁工业用的冶金机械、提升装置、轧辊调整装置等；土木水利工程用的防洪闸门及堤坝装置、河床升降装置、桥梁操纵机构等；发电厂涡轮机调速装置、核发电厂等等；船舶用的甲板起重机械（绞车）、船头门、舱壁阀、船尾推进器等；特殊技术用的巨型天线控制装置、测量浮标、升降旋转舞台等；军事工业用的火炮操纵装置、船舶减摇装置、飞行器仿真、飞机起落架的收放装置和方向舵控制装置等。
1.2液压技术的发展趋势
由于液压技术广泛应用了高技术成果，如自动控制技术、计算机技术、微电子技术、磨擦磨损技术、可靠性技术及新工艺和新材料，使传统技术有了新的发展，也使液压系统和元件的质量、水平有一定的提高。尽管如此，走向二十一世纪的液压技术不可能有惊人的技术突破，应当主要靠现有技术的改进和扩展，不断扩大其应用领域以满足未来的要求。综合国内外专家的意见，其主要的发展趋势将集中在以下几个方面：
1.2.1减少能耗, 充分利用能量
----液压技术在将机械能转换成压力能及反转换方面，已取得很大进展，但一直存在能量损耗，主要反映在系统的容积损失和机械损失上。如果全部压力能都能得到充分利用，则将使能量转换过程的效率得到显著提高。为减少压力能的损失，必须解决下面几个问题：
①减少元件和系统的内部压力损失，以减少功率损失。主要表现在改进元件内部流道的压力损失, 采用集成化回路和铸造流道, 可减少管道损失, 同时还可减少漏油损失。
②减少或消除系统的节流损失，尽量减少非安全需要的溢流量，避免采用节流系统来调节流量和压力。
③采用静压技术，新型密封材料，减少磨擦损失。
④发展小型化、轻量化、复合化、广泛发展3通径、4通径电磁阀以及低功率电磁阀。 ⑤改善液压系统性能，采用负荷传感系统，二次调节系统和采用蓄能器回路。 ⑥为及时维护液压系统，防止污染对系统寿命和可靠性造成影响，必须发展新的污染检测方法，对污染进行在线测量，要及时调整，不允许滞后，以免由于处理不及时而造成损失。
1.2.2主动维护
----液压系统维护已从过去简单的故障拆修，发展到故障预测，即发现故障苗头时，预先进行维修，清除故障隐患，避免设备恶性事故的发展。
---- 要实现主动维护技术必须要加强液压系统故障诊断方法的研究，当前，凭有经验的维修技术人员的感宫和经验，通过看、听、触、测等判断找故障已不适于现代工业向大型化、连续化和现代化方向发展，必须使液压系统故障诊断现代化，加强专家系统的研究，要总结专家的知识, 建立完整的、具有学习功能的专家知识库，并利用计算机根据输入的现象和知识库中知识，用推理机中存在的推理方法，推算出引出故障的原因，提高维修方案和预防措施。要进一步引发液压系统故障诊断专家系统通用工具软件，对于不同的液压系统只需修改和增减少量的规则。
----另外，还应开发液压系统自补偿系统，包括自调整、自润滑、自校正，在故障发生之前，进市补偿，这是液压行业努力的方向。
1.2.3机电一体化
---- 电子技术和液压传动技术相结合，使传统的液压传协与控制技术增加了活力，扩大了应用领域。实现机电一体化可以提高工作可靠性，实现液压系统柔性化、智能化，改变液压系统效率低，漏油、维修性差等缺点，充分发挥液压传动出力大、贯性小、响应快等优点, 其主要发展动向如下：
(1)电液伺服比例技术的应用将不断扩大。液压系统将由过去的电气液压on-oE 系统和开环比例控制系统转向闭环比例伺服系统, 为适应上述发展, 压力、流量、位置、温度、速度、加速度等传感器应实现标准化。计算机接口也应实现统一和兼容。
(2)发展和计算机直接接口的功耗为5mA 以下电磁阀，以及用于脉宽调制系统的高
频电磁阀(小于3ms) 等。
(3)液压系统的流量、压力、温度、油的污染等数值将实现自动测量和诊断, 由于计算机的价格降低, 监控系统, 包括集中监控和自动调节系统将得到发展。
(4)计算机仿真标准化，特别对高精度、“高级”系统更有此要求。
(5)由电子直接控制元件将得到广泛采用，如电子直接控制液压泵，采用通用化控制机构也是今后需要探讨的问题，液压产品机电一体化现状及发展。
液压行业：
----液压元件将向高性能、高质量、高可靠性、系统成套方向发展；向低能耗、低噪声、振动、无泄漏以及污染控制、应用水基介质等适应环保要求方向发展；开发高集成化高功率密度、智能化、机电一体化以及轻小型微型液压元件；积极采用新工艺、新材料和电子、传感等高新技术。
---- 液力偶合器向高速大功率和集成化的液力传动装置发展，开发水介质调速型液力偶合器和向汽车应用领域发展，开发液力减速器，提高产品可靠性和平均无故障工作时间；液力变矩器要开发大功率的产品，提高零部件的制造工艺技术，提高可靠性，推广计算机辅助技术，开发液力变矩器与动力换档变速箱配套使用技术；液粘调速离合器应提高产品质量，形成批量，向大功率和高转速方向发展。
1.3液压系统的影响因素
（1）压力不正常。液压系统压力不正常主要表现为：1）工作压力建立不起来；2）工作压力升不到调定值；3）工作压力不稳定。
（2）流量不正常(速度不正常) 。液压系统流量不正常主要表现为:1）执行机构运动速度不能调整到应调整的速度范围；2）速度不稳定（高速时产生冲击；低速出现爬行；速度随负载变化而变化）；3）速度转换不正常。
（3）液压冲击。液压冲击故障现象为:1）产生剧烈震动和噪声；2) 测量仪表损坏；
3) 管路破裂；4）连接件松动等。
（4）噪音过大及过分振动。液压系统噪音过大及过分振动表现为：1）噪声和振动超过正常工作值；2）噪声主要部位为泵、溢流阀和回油管出油管处；3）振动主要部位为执行件、管路系统、各元件。
（5）油温过高。油温过高主要表现为：1）各液压件明显发热；2）油温超过成长范围；3）油黏度明显降低。
（6）泄露。液压系统泄露分为外泄漏和内泄漏。故障现象主要表现为：1）系统压力调不高；2）执行机构速度不稳定；3）系统发热；4）压力阀噪声和振动；5）控制元件失灵；6）油从系统溢出，污染环境。
（7）爬行。爬行现象表现为低速时速度跳跃进行，时走时停。
（8）液压卡紧，液压卡紧表象为控制元件卡死，运动件不能运动使阀芯动作失灵。
（9）气穴现象。气穴现象主要表象为油液泡沫化，同时产生噪声和振动，导致系统压力、速度不正常。
一、 工况分析
内高压成型是通过内部加压和轴向加工补料把管坯压入到模具型腔使其成型，用内高压成型可以一次成型出沿着构件的轴线截面不同的复杂零件。可以减少模具、降低生产成本、缩短加工周期、提高成型零件的精度、降低生产成本、提高强度和刚度，尤其是提高疲劳强度等。在空心构件成型如汽车排气系统异型管件、车身框架和空心轴类零件的成型工艺中广泛应用。本设计的设计要求：等径管件内高压成型，成型部分沿海轴线仍然为等径管件、成型模具设计，液压系统设计，主要参数：成型管件材质为B441，成型要求：管件内高压成型系统液压系统, 完成的工作循环是:模具油缸松开—夹紧—松开，夹紧油缸退模—起模—退模。模具油缸运动部件的重力4KN, 模具油缸的往返速度为20mm/s, 模具油缸的压制力为40KN ；夹紧油缸运动部件的重力2KN, 夹紧油缸的往返速度为0-10mm/s, 夹紧油缸的压制力为20KN ，静摩擦系数0.2，动摩擦系数0.1。
1.1 按上述设计步骤计算如下
1.1.1工况分析
首先根据已知条件, 绘制运动部件的速度循环图, 如图1-1所示. 然后计算各阶段的外负载并绘制负载图.
两油缸所受外负载F 包括三种类型, 即
F= Fw + Ff +Fa
式中 Fw-----工作负载，对于液压机来说，即为压制力；
Fa------运动部件速度变化时的惯性负载;
Ff------导轨摩擦阻力负载，启动时为静摩擦阻力。启动后为动摩擦阻力，对于平
导轨Ff 可由下式求得
Ff = f( G + FRn ) ;
G------重力
FRn----垂直于导轨的工作负载，本系统中为零;
f-------导轨摩擦系数，静摩擦系数取0.2, 动摩擦系数为0.1。
初步确定液压缸参数
对模具油缸：
1、F 惯1=G ∆V 4000⨯0. 02=≈2N 9. 8⨯4g ∆t
对夹紧油缸：
2、F 惯2=G ∆V 2000⨯0. 01=≈0.5N 9. 8⨯4g ∆t
式中 ∧t-起动或制动时间（s ）. 一般机械0.1-0.5s ，对轻载低速运动部件取小值。
3、摩擦力,F 动F 静忽略不计
4、重力
F
F 重1=4000N F 重2=2000N 5、密封阻力 密=0.1F(F为总的负载)
5、背压阻力F 背
F
背处算时不考虑 6、压制力 F 压1=40000N F 压2=20000N
根据上述计算结果，列出各工作阶段所受的外负载，并画出负载循环图. 对于夹紧油缸有： F1= Fw + Ff +Fa≈F 压1=40000N
F2= Fw + Ff +Fa≈F 压2=20000N
F 启1=F 密+F 惯+F 摩≈2.2N F
密压启2=F 密+F 惯+F 摩≈0.56N F 起模=F +F +F
摩=40000/0.9=44444N
F 夹紧=F +F +F 密压
密压摩=20000/0.9=22222N F 退模=F +F +F =4000/0.9=4444N
F 松开=F +F +F =2000/0.9=2222N 摩密压摩
1.1.2拟定液压系统原理图
(1) 确定供油方式
考虑到该压力机在工作进给时负载不是很大大，慢进, 快退时速度较慢。从经济节能，减少发热考虑，泵源系统宜选用叶片泵。
(2) 调速方式的选择
在压力机的液压系统中，进给速度的控制一般采用节流阀或者调速阀. 这种调速回路具有效率高，发热小和速度刚性好的特点。.
1.2 液压回路组合。
（一〕速度循环图
对于模具油缸：
对于夹紧油缸：
〔二〕负载循环图 对于模具油缸：
对于夹紧油缸：
〔三〕液压系统原理图
见页面。
二、液压缸的设计与计算
2.1 液压系统的计算 2.1.1液压缸主要尺寸的确定
工作压力p 的确定。工作压力p 可根据负载大小及机器类型初步确定，先查表取液压缸
表3执行元件背压力
表4液压泵的总效率
液压泵类型 总效率
齿轮泵 0.6～0.7
螺杆泵 0.65～0.80
叶片泵 0.60～0.75
柱塞泵 0.80～0.85
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44444N 和22222N ，按表可取p2为0.2MPa ，ηcm 为0.75，按设计手册取d/D为0.5。将上述数据代入式2-3可得 对于模具油缸：
≈8.0cm 对于夹紧油缸：
≈11.43cm
由液压缸尺寸系列表2-4查得D=8.0cm活塞直径d ，按d D 1=11.43cm活塞直径d ，按d
=0.5,d=4.0cm
=0.5,d1=5.7cm
由下表液压缸和活塞尺寸系列，取液压缸为D=80mm和活塞为d=40mm D 1=110mm和活塞为d=56mm
按最低起模速度验算液压缸的最小稳定速度，由式
Q A>=100/5=20cm v
式中Q 是由产品样本差得调速阀最小稳定流量为0.1L min
min
2
min
min
本例中调速阀是安装在起模上，故液压缸节流腔有效工作面积应取液压缸无杆腔的实际面积，即
π2
A 1=D 1=50.24cm 2
4
π2
A 2=D 2=102.56cm 2
4
可见上述不等式能满足，液压缸所达到所需低速。
液压缸内径尺寸系列（GB2348-80）
活塞杆直径系列（GB2348-80）
2.1.2液压缸的设计 1 、液压缸工作压力的确定
根据设备的类型按表初选工作压力P=4MPa 2、液压缸内径D 和活塞杆d 的确定
有前面的计算以得出对于夹紧油缸有：D=8.0cm和活塞d=4.0cm
模具油缸有：D 1=110mm和活塞为d 1=56mm
3、液压缸壁厚的确定和外径的确定
（1）机械的液压缸，一般用高强度铸铁材料，大多属于薄壁圆筒结构，其壁厚按薄
壁圆筒公式计算：
δ≥
p
2σy
D
式中：δ—液压缸壁厚（m ） D —液压缸的内径（m ）
p
y
—试验压力，一般取最大工作压力的（1.25～1.5）倍 （MPa ）
[σ]— 缸筒材料的许用应力。其值为锻钢：[σ]=110～120MPa;
铸钢：[σ]=100～110MPa ；无缝钢管：[σ]=100～ 120MPa; 高强度铸铁：[σ]=60MPa;灰铸铁：[σ]=25MPa
P y =1. 5P n =6MP 现取[σ]=100MPa
6MP ⨯8cm
=0. 4cm
2⨯60MP
6MP ⨯11. 43cm
=0. 57cm 对于夹紧油缸：δ≥
2⨯60MP
对于模具油缸：δ≥
查铸铁标准系列取δ1=40mm ；δ2=60mm
计算液压缸的主要结构尺寸
⑴确定合模缸的活塞及活塞杆直径
合模缸最大载荷时，为锁模工况，其载荷力为1000kN ，工作在活塞杆受压状态。活塞直径
D =
此时p 1是由增压缸提供的增压后的进油压力，初定增压比为5，则p 1＝5×6.5MPa ＝32.5MPa ，锁模工况时，回油流量极小，故p 2≈0，求得合模缸的活塞直径为
4F
πp 1-p 2(1-ϕ2)
4⨯100⨯104
D h =m =0. 198m 6
3. 14⨯32. 5⨯10，取D h ＝0.2m 。
按表2—5取d /D ＝0.7，则活塞杆直径d h ＝0.7×0.2m
＝0.14m ，取d h ＝0.15m 。
为设计简单加工方便，将增压缸的缸体与合模缸体做成一体(见图1) ，增压缸的活塞直径也为0.2m 。其活塞杆直径按增压比为5，求得
0.09m 。
d z =
2D h 0. 22
==0. 089m 55
，取d z ＝
（2）缸体的外径为
D 1≥D +2δ≥8+2⨯4≥16cm
现取D=16.5cm
D 2≥D +2δ≥8+2⨯6≥24cm
选择铸铁对于模具油缸：D 1=160mm δ=40mm 对于夹紧油缸：D 1=240mm δ=60mm 4、液压缸工作行程的确定
由于本执行机构实际工作的最大行程模具油缸400mm ，夹紧油缸200mm 5、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式 子进行近似的计算：
D
T1≥0. 433D
σ(D -d
y
2
2
2
)
≥45mm
p D
T1≥0. 433D
σ(D -d
y
2
2
2
) 0
≥65mm
式中：t —缸盖有效厚度（m ）
D —液压缸缸盖的止口直径（m ）
2
d
—缸盖孔直径
6、最小导向长度的确定
最小导向长度是指从活塞支撑面到缸盖滑动轴承支撑面中点的距离，如果导向长度过
小，将使液压缸的初始绕度增大影响液压缸的稳定性。 对一般液压缸，要求最小导向长度H 应满足以下要求： H ≥
D
+ 202
式中：L —液压缸的最大行程 D —液压缸的内径 H ≥
D + 202
活塞的宽度B 一般取B=（0.6~1.0）D 1；缸盖的滑动支撑面的长度 1，根据液压缸内径D 而确定：
当D80mm时，取 1=（0.6~1.0）d 。 因为B 在（0.6~1.0）D 故：
模具油缸活塞B 1=（75∽125）mm 夹紧油缸活塞 B2=（25∽65）mm 现取B1=80mm B2=45mm
因为D1=160mm≥80mm D2=240mm≥45mm 故取 1=（0.6~1.0）d 现取 1=75cm 2=40cm
三、液压系统计算与选择液压元件
3.1 计算在各工作阶段液压缸所需的流量
π2π
⨯802⨯5mm /s =0. 02L /min D =v Q 起模4
4
ππ
Q 退模=4D 2v =4⨯802⨯20mm /s =0. 09L /min
ππ
Q 夹紧=4d 12v =4⨯1132⨯20mm /s =0. 8L /min
π2π=d 1v =⨯1132⨯10mm /s =0. 8L /min Q 松开4
4
=
确定液压泵的流量, 压力和选择泵的规格
3.2.1泵的压力的确定.
考虑到正常工作中进油路有一定的压力损失, 所以泵的工作压力为
p
式中:
p
=
p +∑∆p
1
p
p
—液压泵最大工作压力;
p
1
—执行元件最大工作压力;
∑∆p —进油管路 中的压力损失, 初算时简单系统可取0.8MPa
p
p
=
p +∑∆p =(4MPa +0. 6MPa ) =4. 6MPa
1
p p
p
是静压力，考虑到系统在各种工况的过渡阶段出现的压力往往超过静压力。
另外考虑到低压系统取小值，高压系统取大值。在本系统中
n
=1.45
p
p
≈6. 6MPa
3.2.2 泵的流量的确定：
液压泵的最大流量为：
q
p
≥K L (∑q )
p
max
=1.2×4=4.8L min
式中：q —液压泵的最大流量
(∑q )
max
—同时作用的各执行元件所需流量之和的最大值
K
L
—系统泄漏系数, 一般 K L =1.1～1.3, 现取K L =1.2
p
选择液压泵的规格，根据以上计算得的q 和
p
p
再查有关手册，现选择YB1-25
型斜盘式轴向柱塞泵，该泵的参数为：每转的排量q =2. 5∽100mL r ，泵的额定
压力
p
n
=6. 3MPa ，电动机转速960r min ，，总效率η=0. 75。
与液压泵匹配的电动机的选定。首先分别算出两种不同工况时的功率，两者较大者作为电动机规格的依据。由于在泵的输出流量减小，泵的功率急剧下降，一般当流量在0.2～1L min 的范围内时，可取η=0. 3～0. 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的最大功率点时不至电动机停转需进行验算即：
p ⋅q
B
p
η式中：
≤2
p
n
p
n
—所选择电动机额定功率；
p
b
—限压式变量泵的限定压力;
q
p
—压力为p 时, 泵的输出流量；
b
首先计算快进时的功率，快进时的外负载为0N ，此时快进时进油路的压力为0功率为0.
起模时所需电动机功率为： P=
4. 6MPa ⨯8L min
≈0. 81kw
60⨯0. 75
由手册选择YB 1型三相异步电动机，功率4kw, 额定转速960r min 3.3 液压阀的选择
液压元件明细表
1. 蓄能器用于补充液压泵供油不足时，其有效容积为：
V=ΣA 1L 1K-qBt(m3)
式中：A 为液压缸有效面积(m2) ；L 为液压缸行程(m)；K 为液压缸损失系数，估算时可取Ｋ＝1.2；qB 为液压泵供油流量(m3/s)；t 为动作时间(s)。
2. 蓄能器作应急能源时，其有效容积为：
V=ΣA 1L 1K (m)
当蓄能器用于吸收脉动缓和液压冲击时，应将其作为系统中的一个环节与其关联部分一起综合考虑其有效容积。
3
根据求出的有效容积用NXQA4/10-L蓄能器。 3.5 确定管道尺寸
油路内径尺寸一般可参照选用的液压元件接口尺寸而定，也可按管路允许的流
速进行计算。本系统主油路流量为差动时流量q=8+0.9=8.9L/min,压油管的允许流速取ν=4m s d=4.6
q
ν
≈6. 8mm
综合诸因素及系统上各阀的通径取d=7mm,吸油管的直径参照YB1-25变量泵吸油口连接尺寸，取吸油管内径d=45mm. 3.5 液压油箱容积的确定
本系统为高压系统液压油箱有效容量按泵流量的5～7倍来确定选用容量为400L.
3.6 液压系统的验算
已知液压系统中进回油路的内径为d=7mm，各管道长度分别
AB=0.5m,BC=0.7m,DE=FG=4m,CD=0.5m,CF=0.3m, 选用L-HM32液压油。设其工作在200C ，其运动粘度ν=150cst =1. 5cm s 油液的密度ρ=920kg
（1）压力损失验算
1）、模具油缸起模的压力损失 运动部件的最大速度为20mm/s，最大流
量为0.8L min ，则液压油在油管内的流速为
2
m
3
V
1
=
q
d 41
2
=
4⨯0. 8⨯3. 14⨯0. 7
3
2
=34. 66s
1）、夹紧时油液的压力损失 运动部件的最大速度为20mm/s，最大流量为0.8L min ，则液压油在油管内的流速为
V
2
=
q
d 42
2
=
4⨯0. 02⨯3. 14⨯0. 7
3
=0. 87s
管道的雷诺数R e 1为
R
e 1
V =
d
ν
=
35. 53⨯0. 7
≈16. 58
1. 5
R e 1
75
R
=
e 1
75
=4. 52 16. 58
p
1-1
为
2
(l ρ0. 7+0. 5+0. 3)920⨯(0. 34+0. 008)∆p =λ=2.1⨯⨯=0. 023MPa
1-10. 0072d 2
2
查的换向阀的压力损失∆
p
1-2
=0.05Mpa，管的压力损失∆
p
1-3
=1MPa
忽略油液通过管接头，油路板处的局部压力损失，则进油路的总压力损失∆
∆
p 为
1
p =∆p
1
1-1
+2∆
p
1-2
⨯+∆
p
3
1-3
=（0.023+0.10+1）=1.123MPa
2) 退模回油路的压力损失
V
2
=
q
d 42
2
=
4⨯0. 09⨯3. 14⨯0. 7
2
=3. 90cm s
松开回油路的压力损失
V
1
=
q
d 41
2
=
4⨯0. 8⨯3. 14⨯0. 7
3
2
=34. 66s
管道的雷诺数R e 2为
2=R e 2
ν
d
=
38. 56⨯0. 7
=17. 99
1. 5
R e 2
75
R
=
e 2
75
=4. 16 17. 99
p
2-1
为
2
920⨯1
∆p =λ=4.97⨯⨯=0. 048MPa
2-10. 0072d 2查产品样本知换向阀的压力损失∆回油路的总压力损失
l ρ2
p
2-2
=0.025Mpa。
∆
p
2
=∆
p
2-1
+∆
p
2-2
+∆
p
2-3
=0.048MPa+0.025MPa+1MPa =1.07 MPa
变量泵出口处的压力
p
p
p =
F
cm
+
A 2
∆p 2
p
A
+∆p 1
=1
0. 75+59. 1⨯-4⨯1. 043⨯6
122. 72⨯10
-4
+1. 083⨯106
=19.2Mpa
4) 快进时的压力损失
1）进油路的压力损失 快进时液压缸为差动连接，自汇流点A 至液压缸进油口C 之间的管路AC 中，流量为液压缸出口的两倍即40L min ,AC段管路的沿程压力损失∆为
p
1-1
V
1
=
q
π
=
2
4⨯40⨯2
3
4d
3. 14⨯1. 2⨯60
=590s
管道的雷诺数R e 1为
R
e 1
=1
d
ν
=
590⨯1. 2
≈472 1. 5
R e 1
75
R
=
e 1
75
=0. 159 472
p
1-1
为
l ρ0. 7920⨯∆p =λ=0.159⨯⨯=0. 15MPa 1-1
d 20. 0122同样可求管道AF 段及AD 段的沿程压力损失∆
22
p
1-2
和∆
p
1-3
V
1
=
q
=
2
4⨯20⨯2
3
4d
3. 14⨯1. 2⨯60
=295s
管道的雷诺数R e 1为
R
e 1
=1
d
ν
=
295⨯1. 2
≈236 1. 5
R e 1
∆p =λ=0.32⨯⨯=0. 139MPa 1-20. 0122d 2
2
2
75
R
=
e 1
75
=0. 32 236
920⨯l ρ1
∆p =λ=0.32⨯⨯=0. 107MPa 1-3
d 20. 0122查的换向阀34EM-H10B-T-zz 的压力损失∆换向阀22E-B10C-TZ 的压力损失∆
22
p
2-1
=0.17Mpa
p
2-2
=0.17Mpa
调速阀2FRM6A7-0B25QMV 的压力损失∆泵的出口压力为
∆
p
2-3
=0.5Mpa
p
p
=2∆
p
1-1
+∆
p
1-2
+∆
p
1-3
+∆
p
2-1
+∆
p
2-2
+∆
p
2-3
=2⨯0. 15+0. 139+0. 107+0. 17+0. 17+0. 5=1. 384MPa 快退时压力损失验算从略。 〔2 〕系统的温升验算
在整个工作循环中工进时所需的功率最大，为了简化计算，主要考虑工进时的发热量。
V =4min
q =
π
4
D
2
V =
π
4
⨯0. 125⨯0. 04cm min =0. 491L min
2
泵的效率0.1泵的出口压力23.3MPa 则有
19. 5⨯0. 491L min
=1. 6kw
60⨯0. 1
4-2-3
=FV =200000⨯⨯⨯=0. 134kw 1010P 输出
60
P 输入=
∆P =
P
输入
-P 输出=(1. 6-0. 134) kw =1. 466kw
当V =25min 时，q =3. 07L min ，总效率η=0. 7
19. 5⨯3. 07min
=1. 43kw
60⨯0. 7
25-2-3
=FV =200000⨯⨯⨯=0. 834kw 1010P 输出
60
P 输入=
∆P =
P
输入
-P 输出=(1. 43-0. 834) kw =0. 596kw
可见在工进速度低时，功率损失为1.466kw, 发热量最大。 假定系统散热一般取K=10⨯10kw (cm ⋅0C ) 油箱的散热面积A 为 A=0.065=0.065⨯系统的温升为
2
-3
2
400
2
=3. 53m
2
∆t =
∆P 1. 4660
==40C -3
KA 10⨯10⨯3. 53
验算表明系统的温升在许可范围内。
参考文献
[1] 李壮云. 液压气动与液力工程手册[M].北京：电子工业出版社，2008 [2] 陆一心，杨永军，陈孝朱. 液压阀使用手册[M].北京：化学工业出版社，2008 [3] 杜国素. 液压元件产品样本[M].北京：机械工业出版社，1999
[4] 成大先. 机械设计手册•单行本•液压控制[M]. 北京：化学工业出版社,2004 [5] 曾正明. 机械工程材料手册•金属材料[M].第六版. 北京：机械工业出版社,2003 [6] 张利平. 液压气动技术速查手册[M]. 北京：化学工业出版社,2006 [7] 张利平. 液压站[M]. 北京：化学工业出版社，2008
[8] 张利平. 液压传动系统及设计[M]. 北京：化学工业出版社，2005 [9] 周士昌. 液压系统设计图集[M]. 北京：机械工业出版社,2003 [10] 郭向阳. 液压与气压传动[M].合肥：合肥工业大学出版社，2006
[11] 朱新才，周雄，周小鹏. 液压传动与气压传动[M].北京：冶金工业出版社，2009
致 谢
本次设计是在我的指导老师的精心安排毕业设计项目下得到的一次锻炼的机会毕业设计。他严肃的教学态度，严谨的治学精神，精益求精的工作作风，深深地感染和激励着我，让我对检修好实验台更有了信心，悉心指导解决中遇到的难题。在老师的指导下本次毕业设计才得以顺利完成，在此谨向老师致以诚挚的谢意和崇高的敬意，此外还要感谢我的同学，在我们之间对问题的讨论分析得到了很多有用的信息，正是我们组成了一支不怕辛苦，刻苦钻研，乐于奉献的团队才有了我们液压缸测控系统的设计满意的结果。此外，还有一些师长，同学，朋友给了我帮助，在这里请接受我诚挚的谢意！最后我还要感谢在大学里关心我学习和生活的辅导员以及感谢培养我。谢谢你们！ 再次对关心，帮助我的老师和同学表示衷心地感谢！祝大家一生平安！
大连交通大学
毕 业 设 计（论 文）
题 目：
院 （系）： 专 业： 班 级： 学生姓名： 导师姓名：职称： 起止时间：
摘要
液压与气动传动是研究以有压流体（压缩油或压缩空气）为能源介质，来实现各种机械传动和自动控制的学科。近代液压、气压传动是由19世纪崛起并蓬勃发展的石油工业推动起来的，最早实践成功装置是舰艇上的炮塔转位器，其后才在机床上应用。在20世纪30年代初期和后期在大型自动化工业中引入液压制动。1940年代开始使用拖拉机一增强农机设备的机动性和效率。在第二次世界大战后，液压技术很快转入民用工业。在机床、工程机械、冶金机械、塑料机械。农机机械、汽车、船舶等行业得到了大幅度的应用和发展。
随着液压机械自动化程度的不断提高，液压、气动元件应用数量急剧增加，元件小型化、系统集成化是必然的发展趋势。特别是近十年来，液压和启动技术与传感技术、微电子技术密切结合，出现了许多诸多如电液比例控制阀、数字阀、电业伺服液压缸等机（液）电一体化元器件，使液压技术在高压、高速、大功率、节能高效、低噪声、使用寿命长、高度集成化等方面取得了重大进展。现今采用液压传动的程度已成为衡量一个国家工业水平的重要标志。
关键字：液压与气动传动 液压系统 测试技术
ABSTRACT
Hydraulic and pneumatic transmissions and a discipline that is based on fluid medium energy of compressive fluid (pressure oil or compressive air) to accomplish mechanical transmission and automatic control.
Recently hydraulic and pneumatic pressure transmission technology has been developed with a large scale petrolic industry in the 19th,and the barbette displace was the first one successful using hydraulic equipment, and then hydraulic machine tool. The great automotive industry introduced hydraulic brakes in the early thirties and hydraulic transmissions in the late thirties. The tractor industry began using hydraulic in 1940 to increase the flexibility and utility of farm equipment. After the World War Ⅱ ,the hydraulic development turned into civil industry, such as machine tool ,engineering, metallurgy, plastic machine, farm machine, vehicle and watercraft. In more recent years , the role of leadership in hydraulic power application has been taken over larger by some of the large earthmoving and construction equipment manufactures. The total power involved is often greater than that required in even the largest aircraft
With the development of higher automation of hydraulic machine and increasing use of hydraulic and pneumatic elements, the scaled elements and integrated system with miniaturization is inevitable. Especially in recent years hydraulic and pneumatic transmission is combined closely with the sensor and micro-electronics technology. It has been emerging amounts of new valves such as hydraulic-electricity proportional valves, digital valve, hydraulic and plectra-hydraulic servo cylinders and the integrative elements, which will lead the hydraulic and pneumatic technology to the development of higher pressure, higher speed, lager power, lower energy wastage and noise, longevity and high integration. Nowadays the application of hydraulic transmission system has become one of the important indications of industry level for a county.
Keywords: Hydraulic and pneumatic transmissions; hydraulic system ；testing technology
目录
摘要 . .................................................................... II ABSTRACT . ............................................................... III
1 绪论 . ................................................................... 3
1.1历史液压系统的发展 . .................................................. 3
1.2液压技术的发展趋势 . .................................................. 3
1.3液压系统的影响因素 . .................................................. 5
1.4液压缸测试系统 . ..................................... 错误！未定义书签。 2 液压测试系统设计 . ...................................... 错误！未定义书签。 3 油路块设计 . ............................................ 错误！未定义书签。 4 液压测试系统泵的概述 . .................................. 错误！未定义书签。 6 液压元件的选型 . ........................................ 错误！未定义书签。
参考文献 . ................................................................ 23
致谢 . .................................................................... 24
1 绪论
1.1液压系统的发展
液压传动和气压传动称为流体传动，是根据17世纪帕斯卡提出的液体静压力传动原理而发展起来的一门新兴技术，1795年英国约瑟夫•布拉曼(Joseph Braman,1749-1814) ，在伦敦用水作为工作介质，以水压机的形式将其应用于工业上，诞生了世界上第一台水压机。1905年将工作介质水改为油，又进一步得到改善。
第一次世界大战(1914-1918)后液压传动广泛应用，特别是1920年以后，发展更为迅速。液压元件大约在 19 世纪末 20 世纪初的20年间，才开始进入正规的工业生产阶段。1925 年维克斯(F.Vikers)发明了压力平衡式叶片泵, 为近代液压元件工业或液压传动的逐步建立奠定了基础。20 世纪初康斯坦丁•尼斯克(G•Constantimsco)对能量波动传递所进行的理论及实际研究;1910年对液力传动(液力联轴节、液力变矩器等) 方面的贡献，使这两方面领域得到了发展。
第二次世界大战(1941-1945)期间, 在美国机床中有30%应用了液压传动。应该指出, 日本液压传动的发展较欧美等国家晚了近 20 多年。在 1955 年前后 , 日本迅速发展液压传动,1956 年成立了“液压工业会”。近20~30 年间，日本液压传动发展之快，居世界领先地位。
液压传动有许多突出的优点，因此它的应用非常广泛，如一般工业用的塑料加工机械、压力机械、机床等；行走机械中的工程机械、建筑机械、农业机械、汽车等；钢铁工业用的冶金机械、提升装置、轧辊调整装置等；土木水利工程用的防洪闸门及堤坝装置、河床升降装置、桥梁操纵机构等；发电厂涡轮机调速装置、核发电厂等等；船舶用的甲板起重机械（绞车）、船头门、舱壁阀、船尾推进器等；特殊技术用的巨型天线控制装置、测量浮标、升降旋转舞台等；军事工业用的火炮操纵装置、船舶减摇装置、飞行器仿真、飞机起落架的收放装置和方向舵控制装置等。
1.2液压技术的发展趋势
由于液压技术广泛应用了高技术成果，如自动控制技术、计算机技术、微电子技术、磨擦磨损技术、可靠性技术及新工艺和新材料，使传统技术有了新的发展，也使液压系统和元件的质量、水平有一定的提高。尽管如此，走向二十一世纪的液压技术不可能有惊人的技术突破，应当主要靠现有技术的改进和扩展，不断扩大其应用领域以满足未来的要求。综合国内外专家的意见，其主要的发展趋势将集中在以下几个方面：
1.2.1减少能耗, 充分利用能量
----液压技术在将机械能转换成压力能及反转换方面，已取得很大进展，但一直存在能量损耗，主要反映在系统的容积损失和机械损失上。如果全部压力能都能得到充分利用，则将使能量转换过程的效率得到显著提高。为减少压力能的损失，必须解决下面几个问题：
①减少元件和系统的内部压力损失，以减少功率损失。主要表现在改进元件内部流道的压力损失, 采用集成化回路和铸造流道, 可减少管道损失, 同时还可减少漏油损失。
②减少或消除系统的节流损失，尽量减少非安全需要的溢流量，避免采用节流系统来调节流量和压力。
③采用静压技术，新型密封材料，减少磨擦损失。
④发展小型化、轻量化、复合化、广泛发展3通径、4通径电磁阀以及低功率电磁阀。 ⑤改善液压系统性能，采用负荷传感系统，二次调节系统和采用蓄能器回路。 ⑥为及时维护液压系统，防止污染对系统寿命和可靠性造成影响，必须发展新的污染检测方法，对污染进行在线测量，要及时调整，不允许滞后，以免由于处理不及时而造成损失。
1.2.2主动维护
----液压系统维护已从过去简单的故障拆修，发展到故障预测，即发现故障苗头时，预先进行维修，清除故障隐患，避免设备恶性事故的发展。
---- 要实现主动维护技术必须要加强液压系统故障诊断方法的研究，当前，凭有经验的维修技术人员的感宫和经验，通过看、听、触、测等判断找故障已不适于现代工业向大型化、连续化和现代化方向发展，必须使液压系统故障诊断现代化，加强专家系统的研究，要总结专家的知识, 建立完整的、具有学习功能的专家知识库，并利用计算机根据输入的现象和知识库中知识，用推理机中存在的推理方法，推算出引出故障的原因，提高维修方案和预防措施。要进一步引发液压系统故障诊断专家系统通用工具软件，对于不同的液压系统只需修改和增减少量的规则。
----另外，还应开发液压系统自补偿系统，包括自调整、自润滑、自校正，在故障发生之前，进市补偿，这是液压行业努力的方向。
1.2.3机电一体化
---- 电子技术和液压传动技术相结合，使传统的液压传协与控制技术增加了活力，扩大了应用领域。实现机电一体化可以提高工作可靠性，实现液压系统柔性化、智能化，改变液压系统效率低，漏油、维修性差等缺点，充分发挥液压传动出力大、贯性小、响应快等优点, 其主要发展动向如下：
(1)电液伺服比例技术的应用将不断扩大。液压系统将由过去的电气液压on-oE 系统和开环比例控制系统转向闭环比例伺服系统, 为适应上述发展, 压力、流量、位置、温度、速度、加速度等传感器应实现标准化。计算机接口也应实现统一和兼容。
(2)发展和计算机直接接口的功耗为5mA 以下电磁阀，以及用于脉宽调制系统的高
频电磁阀(小于3ms) 等。
(3)液压系统的流量、压力、温度、油的污染等数值将实现自动测量和诊断, 由于计算机的价格降低, 监控系统, 包括集中监控和自动调节系统将得到发展。
(4)计算机仿真标准化，特别对高精度、“高级”系统更有此要求。
(5)由电子直接控制元件将得到广泛采用，如电子直接控制液压泵，采用通用化控制机构也是今后需要探讨的问题，液压产品机电一体化现状及发展。
液压行业：
----液压元件将向高性能、高质量、高可靠性、系统成套方向发展；向低能耗、低噪声、振动、无泄漏以及污染控制、应用水基介质等适应环保要求方向发展；开发高集成化高功率密度、智能化、机电一体化以及轻小型微型液压元件；积极采用新工艺、新材料和电子、传感等高新技术。
---- 液力偶合器向高速大功率和集成化的液力传动装置发展，开发水介质调速型液力偶合器和向汽车应用领域发展，开发液力减速器，提高产品可靠性和平均无故障工作时间；液力变矩器要开发大功率的产品，提高零部件的制造工艺技术，提高可靠性，推广计算机辅助技术，开发液力变矩器与动力换档变速箱配套使用技术；液粘调速离合器应提高产品质量，形成批量，向大功率和高转速方向发展。
1.3液压系统的影响因素
（1）压力不正常。液压系统压力不正常主要表现为：1）工作压力建立不起来；2）工作压力升不到调定值；3）工作压力不稳定。
（2）流量不正常(速度不正常) 。液压系统流量不正常主要表现为:1）执行机构运动速度不能调整到应调整的速度范围；2）速度不稳定（高速时产生冲击；低速出现爬行；速度随负载变化而变化）；3）速度转换不正常。
（3）液压冲击。液压冲击故障现象为:1）产生剧烈震动和噪声；2) 测量仪表损坏；
3) 管路破裂；4）连接件松动等。
（4）噪音过大及过分振动。液压系统噪音过大及过分振动表现为：1）噪声和振动超过正常工作值；2）噪声主要部位为泵、溢流阀和回油管出油管处；3）振动主要部位为执行件、管路系统、各元件。
（5）油温过高。油温过高主要表现为：1）各液压件明显发热；2）油温超过成长范围；3）油黏度明显降低。
（6）泄露。液压系统泄露分为外泄漏和内泄漏。故障现象主要表现为：1）系统压力调不高；2）执行机构速度不稳定；3）系统发热；4）压力阀噪声和振动；5）控制元件失灵；6）油从系统溢出，污染环境。
（7）爬行。爬行现象表现为低速时速度跳跃进行，时走时停。
（8）液压卡紧，液压卡紧表象为控制元件卡死，运动件不能运动使阀芯动作失灵。
（9）气穴现象。气穴现象主要表象为油液泡沫化，同时产生噪声和振动，导致系统压力、速度不正常。
一、 工况分析
内高压成型是通过内部加压和轴向加工补料把管坯压入到模具型腔使其成型，用内高压成型可以一次成型出沿着构件的轴线截面不同的复杂零件。可以减少模具、降低生产成本、缩短加工周期、提高成型零件的精度、降低生产成本、提高强度和刚度，尤其是提高疲劳强度等。在空心构件成型如汽车排气系统异型管件、车身框架和空心轴类零件的成型工艺中广泛应用。本设计的设计要求：等径管件内高压成型，成型部分沿海轴线仍然为等径管件、成型模具设计，液压系统设计，主要参数：成型管件材质为B441，成型要求：管件内高压成型系统液压系统, 完成的工作循环是:模具油缸松开—夹紧—松开，夹紧油缸退模—起模—退模。模具油缸运动部件的重力4KN, 模具油缸的往返速度为20mm/s, 模具油缸的压制力为40KN ；夹紧油缸运动部件的重力2KN, 夹紧油缸的往返速度为0-10mm/s, 夹紧油缸的压制力为20KN ，静摩擦系数0.2，动摩擦系数0.1。
1.1 按上述设计步骤计算如下
1.1.1工况分析
首先根据已知条件, 绘制运动部件的速度循环图, 如图1-1所示. 然后计算各阶段的外负载并绘制负载图.
两油缸所受外负载F 包括三种类型, 即
F= Fw + Ff +Fa
式中 Fw-----工作负载，对于液压机来说，即为压制力；
Fa------运动部件速度变化时的惯性负载;
Ff------导轨摩擦阻力负载，启动时为静摩擦阻力。启动后为动摩擦阻力，对于平
导轨Ff 可由下式求得
Ff = f( G + FRn ) ;
G------重力
FRn----垂直于导轨的工作负载，本系统中为零;
f-------导轨摩擦系数，静摩擦系数取0.2, 动摩擦系数为0.1。
初步确定液压缸参数
对模具油缸：
1、F 惯1=G ∆V 4000⨯0. 02=≈2N 9. 8⨯4g ∆t
对夹紧油缸：
2、F 惯2=G ∆V 2000⨯0. 01=≈0.5N 9. 8⨯4g ∆t
式中 ∧t-起动或制动时间（s ）. 一般机械0.1-0.5s ，对轻载低速运动部件取小值。
3、摩擦力,F 动F 静忽略不计
4、重力
F
F 重1=4000N F 重2=2000N 5、密封阻力 密=0.1F(F为总的负载)
5、背压阻力F 背
F
背处算时不考虑 6、压制力 F 压1=40000N F 压2=20000N
根据上述计算结果，列出各工作阶段所受的外负载，并画出负载循环图. 对于夹紧油缸有： F1= Fw + Ff +Fa≈F 压1=40000N
F2= Fw + Ff +Fa≈F 压2=20000N
F 启1=F 密+F 惯+F 摩≈2.2N F
密压启2=F 密+F 惯+F 摩≈0.56N F 起模=F +F +F
摩=40000/0.9=44444N
F 夹紧=F +F +F 密压
密压摩=20000/0.9=22222N F 退模=F +F +F =4000/0.9=4444N
F 松开=F +F +F =2000/0.9=2222N 摩密压摩
1.1.2拟定液压系统原理图
(1) 确定供油方式
考虑到该压力机在工作进给时负载不是很大大，慢进, 快退时速度较慢。从经济节能，减少发热考虑，泵源系统宜选用叶片泵。
(2) 调速方式的选择
在压力机的液压系统中，进给速度的控制一般采用节流阀或者调速阀. 这种调速回路具有效率高，发热小和速度刚性好的特点。.
1.2 液压回路组合。
（一〕速度循环图
对于模具油缸：
对于夹紧油缸：
〔二〕负载循环图 对于模具油缸：
对于夹紧油缸：
〔三〕液压系统原理图
见页面。
二、液压缸的设计与计算
2.1 液压系统的计算 2.1.1液压缸主要尺寸的确定
工作压力p 的确定。工作压力p 可根据负载大小及机器类型初步确定，先查表取液压缸
表3执行元件背压力
表4液压泵的总效率
液压泵类型 总效率
齿轮泵 0.6～0.7
螺杆泵 0.65～0.80
叶片泵 0.60～0.75
柱塞泵 0.80～0.85
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44444N 和22222N ，按表可取p2为0.2MPa ，ηcm 为0.75，按设计手册取d/D为0.5。将上述数据代入式2-3可得 对于模具油缸：
≈8.0cm 对于夹紧油缸：
≈11.43cm
由液压缸尺寸系列表2-4查得D=8.0cm活塞直径d ，按d D 1=11.43cm活塞直径d ，按d
=0.5,d=4.0cm
=0.5,d1=5.7cm
由下表液压缸和活塞尺寸系列，取液压缸为D=80mm和活塞为d=40mm D 1=110mm和活塞为d=56mm
按最低起模速度验算液压缸的最小稳定速度，由式
Q A>=100/5=20cm v
式中Q 是由产品样本差得调速阀最小稳定流量为0.1L min
min
2
min
min
本例中调速阀是安装在起模上，故液压缸节流腔有效工作面积应取液压缸无杆腔的实际面积，即
π2
A 1=D 1=50.24cm 2
4
π2
A 2=D 2=102.56cm 2
4
可见上述不等式能满足，液压缸所达到所需低速。
液压缸内径尺寸系列（GB2348-80）
活塞杆直径系列（GB2348-80）
2.1.2液压缸的设计 1 、液压缸工作压力的确定
根据设备的类型按表初选工作压力P=4MPa 2、液压缸内径D 和活塞杆d 的确定
有前面的计算以得出对于夹紧油缸有：D=8.0cm和活塞d=4.0cm
模具油缸有：D 1=110mm和活塞为d 1=56mm
3、液压缸壁厚的确定和外径的确定
（1）机械的液压缸，一般用高强度铸铁材料，大多属于薄壁圆筒结构，其壁厚按薄
壁圆筒公式计算：
δ≥
p
2σy
D
式中：δ—液压缸壁厚（m ） D —液压缸的内径（m ）
p
y
—试验压力，一般取最大工作压力的（1.25～1.5）倍 （MPa ）
[σ]— 缸筒材料的许用应力。其值为锻钢：[σ]=110～120MPa;
铸钢：[σ]=100～110MPa ；无缝钢管：[σ]=100～ 120MPa; 高强度铸铁：[σ]=60MPa;灰铸铁：[σ]=25MPa
P y =1. 5P n =6MP 现取[σ]=100MPa
6MP ⨯8cm
=0. 4cm
2⨯60MP
6MP ⨯11. 43cm
=0. 57cm 对于夹紧油缸：δ≥
2⨯60MP
对于模具油缸：δ≥
查铸铁标准系列取δ1=40mm ；δ2=60mm
计算液压缸的主要结构尺寸
⑴确定合模缸的活塞及活塞杆直径
合模缸最大载荷时，为锁模工况，其载荷力为1000kN ，工作在活塞杆受压状态。活塞直径
D =
此时p 1是由增压缸提供的增压后的进油压力，初定增压比为5，则p 1＝5×6.5MPa ＝32.5MPa ，锁模工况时，回油流量极小，故p 2≈0，求得合模缸的活塞直径为
4F
πp 1-p 2(1-ϕ2)
4⨯100⨯104
D h =m =0. 198m 6
3. 14⨯32. 5⨯10，取D h ＝0.2m 。
按表2—5取d /D ＝0.7，则活塞杆直径d h ＝0.7×0.2m
＝0.14m ，取d h ＝0.15m 。
为设计简单加工方便，将增压缸的缸体与合模缸体做成一体(见图1) ，增压缸的活塞直径也为0.2m 。其活塞杆直径按增压比为5，求得
0.09m 。
d z =
2D h 0. 22
==0. 089m 55
，取d z ＝
（2）缸体的外径为
D 1≥D +2δ≥8+2⨯4≥16cm
现取D=16.5cm
D 2≥D +2δ≥8+2⨯6≥24cm
选择铸铁对于模具油缸：D 1=160mm δ=40mm 对于夹紧油缸：D 1=240mm δ=60mm 4、液压缸工作行程的确定
由于本执行机构实际工作的最大行程模具油缸400mm ，夹紧油缸200mm 5、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式 子进行近似的计算：
D
T1≥0. 433D
σ(D -d
y
2
2
2
)
≥45mm
p D
T1≥0. 433D
σ(D -d
y
2
2
2
) 0
≥65mm
式中：t —缸盖有效厚度（m ）
D —液压缸缸盖的止口直径（m ）
2
d
—缸盖孔直径
6、最小导向长度的确定
最小导向长度是指从活塞支撑面到缸盖滑动轴承支撑面中点的距离，如果导向长度过
小，将使液压缸的初始绕度增大影响液压缸的稳定性。 对一般液压缸，要求最小导向长度H 应满足以下要求： H ≥
D
+ 202
式中：L —液压缸的最大行程 D —液压缸的内径 H ≥
D + 202
活塞的宽度B 一般取B=（0.6~1.0）D 1；缸盖的滑动支撑面的长度 1，根据液压缸内径D 而确定：
当D80mm时，取 1=（0.6~1.0）d 。 因为B 在（0.6~1.0）D 故：
模具油缸活塞B 1=（75∽125）mm 夹紧油缸活塞 B2=（25∽65）mm 现取B1=80mm B2=45mm
因为D1=160mm≥80mm D2=240mm≥45mm 故取 1=（0.6~1.0）d 现取 1=75cm 2=40cm
三、液压系统计算与选择液压元件
3.1 计算在各工作阶段液压缸所需的流量
π2π
⨯802⨯5mm /s =0. 02L /min D =v Q 起模4
4
ππ
Q 退模=4D 2v =4⨯802⨯20mm /s =0. 09L /min
ππ
Q 夹紧=4d 12v =4⨯1132⨯20mm /s =0. 8L /min
π2π=d 1v =⨯1132⨯10mm /s =0. 8L /min Q 松开4
4
=
确定液压泵的流量, 压力和选择泵的规格
3.2.1泵的压力的确定.
考虑到正常工作中进油路有一定的压力损失, 所以泵的工作压力为
p
式中:
p
=
p +∑∆p
1
p
p
—液压泵最大工作压力;
p
1
—执行元件最大工作压力;
∑∆p —进油管路 中的压力损失, 初算时简单系统可取0.8MPa
p
p
=
p +∑∆p =(4MPa +0. 6MPa ) =4. 6MPa
1
p p
p
是静压力，考虑到系统在各种工况的过渡阶段出现的压力往往超过静压力。
另外考虑到低压系统取小值，高压系统取大值。在本系统中
n
=1.45
p
p
≈6. 6MPa
3.2.2 泵的流量的确定：
液压泵的最大流量为：
q
p
≥K L (∑q )
p
max
=1.2×4=4.8L min
式中：q —液压泵的最大流量
(∑q )
max
—同时作用的各执行元件所需流量之和的最大值
K
L
—系统泄漏系数, 一般 K L =1.1～1.3, 现取K L =1.2
p
选择液压泵的规格，根据以上计算得的q 和
p
p
再查有关手册，现选择YB1-25
型斜盘式轴向柱塞泵，该泵的参数为：每转的排量q =2. 5∽100mL r ，泵的额定
压力
p
n
=6. 3MPa ，电动机转速960r min ，，总效率η=0. 75。
与液压泵匹配的电动机的选定。首先分别算出两种不同工况时的功率，两者较大者作为电动机规格的依据。由于在泵的输出流量减小，泵的功率急剧下降，一般当流量在0.2～1L min 的范围内时，可取η=0. 3～0. 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的最大功率点时不至电动机停转需进行验算即：
p ⋅q
B
p
η式中：
≤2
p
n
p
n
—所选择电动机额定功率；
p
b
—限压式变量泵的限定压力;
q
p
—压力为p 时, 泵的输出流量；
b
首先计算快进时的功率，快进时的外负载为0N ，此时快进时进油路的压力为0功率为0.
起模时所需电动机功率为： P=
4. 6MPa ⨯8L min
≈0. 81kw
60⨯0. 75
由手册选择YB 1型三相异步电动机，功率4kw, 额定转速960r min 3.3 液压阀的选择
液压元件明细表
1. 蓄能器用于补充液压泵供油不足时，其有效容积为：
V=ΣA 1L 1K-qBt(m3)
式中：A 为液压缸有效面积(m2) ；L 为液压缸行程(m)；K 为液压缸损失系数，估算时可取Ｋ＝1.2；qB 为液压泵供油流量(m3/s)；t 为动作时间(s)。
2. 蓄能器作应急能源时，其有效容积为：
V=ΣA 1L 1K (m)
当蓄能器用于吸收脉动缓和液压冲击时，应将其作为系统中的一个环节与其关联部分一起综合考虑其有效容积。
3
根据求出的有效容积用NXQA4/10-L蓄能器。 3.5 确定管道尺寸
油路内径尺寸一般可参照选用的液压元件接口尺寸而定，也可按管路允许的流
速进行计算。本系统主油路流量为差动时流量q=8+0.9=8.9L/min,压油管的允许流速取ν=4m s d=4.6
q
ν
≈6. 8mm
综合诸因素及系统上各阀的通径取d=7mm,吸油管的直径参照YB1-25变量泵吸油口连接尺寸，取吸油管内径d=45mm. 3.5 液压油箱容积的确定
本系统为高压系统液压油箱有效容量按泵流量的5～7倍来确定选用容量为400L.
3.6 液压系统的验算
已知液压系统中进回油路的内径为d=7mm，各管道长度分别
AB=0.5m,BC=0.7m,DE=FG=4m,CD=0.5m,CF=0.3m, 选用L-HM32液压油。设其工作在200C ，其运动粘度ν=150cst =1. 5cm s 油液的密度ρ=920kg
（1）压力损失验算
1）、模具油缸起模的压力损失 运动部件的最大速度为20mm/s，最大流
量为0.8L min ，则液压油在油管内的流速为
2
m
3
V
1
=
q
d 41
2
=
4⨯0. 8⨯3. 14⨯0. 7
3
2
=34. 66s
1）、夹紧时油液的压力损失 运动部件的最大速度为20mm/s，最大流量为0.8L min ，则液压油在油管内的流速为
V
2
=
q
d 42
2
=
4⨯0. 02⨯3. 14⨯0. 7
3
=0. 87s
管道的雷诺数R e 1为
R
e 1
V =
d
ν
=
35. 53⨯0. 7
≈16. 58
1. 5
R e 1
75
R
=
e 1
75
=4. 52 16. 58
p
1-1
为
2
(l ρ0. 7+0. 5+0. 3)920⨯(0. 34+0. 008)∆p =λ=2.1⨯⨯=0. 023MPa
1-10. 0072d 2
2
查的换向阀的压力损失∆
p
1-2
=0.05Mpa，管的压力损失∆
p
1-3
=1MPa
忽略油液通过管接头，油路板处的局部压力损失，则进油路的总压力损失∆
∆
p 为
1
p =∆p
1
1-1
+2∆
p
1-2
⨯+∆
p
3
1-3
=（0.023+0.10+1）=1.123MPa
2) 退模回油路的压力损失
V
2
=
q
d 42
2
=
4⨯0. 09⨯3. 14⨯0. 7
2
=3. 90cm s
松开回油路的压力损失
V
1
=
q
d 41
2
=
4⨯0. 8⨯3. 14⨯0. 7
3
2
=34. 66s
管道的雷诺数R e 2为
2=R e 2
ν
d
=
38. 56⨯0. 7
=17. 99
1. 5
R e 2
75
R
=
e 2
75
=4. 16 17. 99
p
2-1
为
2
920⨯1
∆p =λ=4.97⨯⨯=0. 048MPa
2-10. 0072d 2查产品样本知换向阀的压力损失∆回油路的总压力损失
l ρ2
p
2-2
=0.025Mpa。
∆
p
2
=∆
p
2-1
+∆
p
2-2
+∆
p
2-3
=0.048MPa+0.025MPa+1MPa =1.07 MPa
变量泵出口处的压力
p
p
p =
F
cm
+
A 2
∆p 2
p
A
+∆p 1
=1
0. 75+59. 1⨯-4⨯1. 043⨯6
122. 72⨯10
-4
+1. 083⨯106
=19.2Mpa
4) 快进时的压力损失
1）进油路的压力损失 快进时液压缸为差动连接，自汇流点A 至液压缸进油口C 之间的管路AC 中，流量为液压缸出口的两倍即40L min ,AC段管路的沿程压力损失∆为
p
1-1
V
1
=
q
π
=
2
4⨯40⨯2
3
4d
3. 14⨯1. 2⨯60
=590s
管道的雷诺数R e 1为
R
e 1
=1
d
ν
=
590⨯1. 2
≈472 1. 5
R e 1
75
R
=
e 1
75
=0. 159 472
p
1-1
为
l ρ0. 7920⨯∆p =λ=0.159⨯⨯=0. 15MPa 1-1
d 20. 0122同样可求管道AF 段及AD 段的沿程压力损失∆
22
p
1-2
和∆
p
1-3
V
1
=
q
=
2
4⨯20⨯2
3
4d
3. 14⨯1. 2⨯60
=295s
管道的雷诺数R e 1为
R
e 1
=1
d
ν
=
295⨯1. 2
≈236 1. 5
R e 1
∆p =λ=0.32⨯⨯=0. 139MPa 1-20. 0122d 2
2
2
75
R
=
e 1
75
=0. 32 236
920⨯l ρ1
∆p =λ=0.32⨯⨯=0. 107MPa 1-3
d 20. 0122查的换向阀34EM-H10B-T-zz 的压力损失∆换向阀22E-B10C-TZ 的压力损失∆
22
p
2-1
=0.17Mpa
p
2-2
=0.17Mpa
调速阀2FRM6A7-0B25QMV 的压力损失∆泵的出口压力为
∆
p
2-3
=0.5Mpa
p
p
=2∆
p
1-1
+∆
p
1-2
+∆
p
1-3
+∆
p
2-1
+∆
p
2-2
+∆
p
2-3
=2⨯0. 15+0. 139+0. 107+0. 17+0. 17+0. 5=1. 384MPa 快退时压力损失验算从略。 〔2 〕系统的温升验算
在整个工作循环中工进时所需的功率最大，为了简化计算，主要考虑工进时的发热量。
V =4min
q =
π
4
D
2
V =
π
4
⨯0. 125⨯0. 04cm min =0. 491L min
2
泵的效率0.1泵的出口压力23.3MPa 则有
19. 5⨯0. 491L min
=1. 6kw
60⨯0. 1
4-2-3
=FV =200000⨯⨯⨯=0. 134kw 1010P 输出
60
P 输入=
∆P =
P
输入
-P 输出=(1. 6-0. 134) kw =1. 466kw
当V =25min 时，q =3. 07L min ，总效率η=0. 7
19. 5⨯3. 07min
=1. 43kw
60⨯0. 7
25-2-3
=FV =200000⨯⨯⨯=0. 834kw 1010P 输出
60
P 输入=
∆P =
P
输入
-P 输出=(1. 43-0. 834) kw =0. 596kw
可见在工进速度低时，功率损失为1.466kw, 发热量最大。 假定系统散热一般取K=10⨯10kw (cm ⋅0C ) 油箱的散热面积A 为 A=0.065=0.065⨯系统的温升为
2
-3
2
400
2
=3. 53m
2
∆t =
∆P 1. 4660
==40C -3
KA 10⨯10⨯3. 53
验算表明系统的温升在许可范围内。
参考文献
[1] 李壮云. 液压气动与液力工程手册[M].北京：电子工业出版社，2008 [2] 陆一心，杨永军，陈孝朱. 液压阀使用手册[M].北京：化学工业出版社，2008 [3] 杜国素. 液压元件产品样本[M].北京：机械工业出版社，1999
[4] 成大先. 机械设计手册•单行本•液压控制[M]. 北京：化学工业出版社,2004 [5] 曾正明. 机械工程材料手册•金属材料[M].第六版. 北京：机械工业出版社,2003 [6] 张利平. 液压气动技术速查手册[M]. 北京：化学工业出版社,2006 [7] 张利平. 液压站[M]. 北京：化学工业出版社，2008
[8] 张利平. 液压传动系统及设计[M]. 北京：化学工业出版社，2005 [9] 周士昌. 液压系统设计图集[M]. 北京：机械工业出版社,2003 [10] 郭向阳. 液压与气压传动[M].合肥：合肥工业大学出版社，2006
[11] 朱新才，周雄，周小鹏. 液压传动与气压传动[M].北京：冶金工业出版社，2009
致 谢
本次设计是在我的指导老师的精心安排毕业设计项目下得到的一次锻炼的机会毕业设计。他严肃的教学态度，严谨的治学精神，精益求精的工作作风，深深地感染和激励着我，让我对检修好实验台更有了信心，悉心指导解决中遇到的难题。在老师的指导下本次毕业设计才得以顺利完成，在此谨向老师致以诚挚的谢意和崇高的敬意，此外还要感谢我的同学，在我们之间对问题的讨论分析得到了很多有用的信息，正是我们组成了一支不怕辛苦，刻苦钻研，乐于奉献的团队才有了我们液压缸测控系统的设计满意的结果。此外，还有一些师长，同学，朋友给了我帮助，在这里请接受我诚挚的谢意！最后我还要感谢在大学里关心我学习和生活的辅导员以及感谢培养我。谢谢你们！ 再次对关心，帮助我的老师和同学表示衷心地感谢！祝大家一生平安！