毕业设计--液压升降机

目录

摘要 ........................................................................................................... 2 一.设计题目 ............................................................................................. 5 二.工况分析 ............................................................................................. 6 三.拟定液压系统原理 .......................................................................... 8 四.机械系统设计方案

.................................................................................................................. 13 五.液压系统设计方案

.................................................................................................................. 23 六.PLC设计

.................................................................................................................. 35 七.总结 ................................................................................................... 45 八.参考文献 .......................................................................................... 46

摘 要

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液压传动相对于机械传动来说，是一门发展较晚的技术。自18世纪末英国

制成世界上第一台水压机算起，液压传动技术只有二三百年的历史。直到20世纪30年代它才较普遍地用于起重机、机床及工程机械。在第二次世界大战期间，由于战争需要，出现了由响应迅速、精度高的液压控制机构所装备的各种军事武器。第二次世界大战结束后，战后液压技术迅速转向民用工业，液压技术不断应用于各种自动机及自动生产线，从而使它在机械制造、工程机械、农业机械、汽 车制造等行业得到推广应用。

机电专业课程设计环节是为了学生能够更好地巩固和实践所学专业知识而设置的，在本次课程设计中，我们以机电传动控制以及液压与气压传动中所学知识为基础，设计了压块机液压及控制系统。本系统的液压系统主要由液压缸，换向阀，溢流阀，压力继电器，插装阀及各类泵组成，能实现颗粒散料的压制加工。PLC控制部分主要由定时器，继电器及行程开关组成，对整个液压系统的起控制作用

论文介绍了应用PLC技术对升降平台液压系统进行控制的设计方法和实现过程。采用PLC控制，提高了该机器的可靠性，降低了人力成本，提高了企业的经济效益。由于该行业在生产过程中，要求提高生产自动化。若完全采用液压控制，这种控制方式电子线路复杂、继电器使用数量多，造成电气控制部分可靠性差、故障率高，日常维护量大。随着可编程控制器（PLC）技术的发展，把PLC控制技术应用于装药机液压装置的控制中，取代原有的液压装置控制线路。简化了电器控制电路，提高了可靠性，取得了很好的使用效果。并且易于修改控制程序，提高了控制系统的可扩展性。

关键字：升降平台，液压控制，可编程控制器，可靠性。

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Abstract

Relative to the hydraulic mechanical transmission, it is a late development of the technology. Since the 18th century the British made the world's first counting hydraulic press, hydraulic drive technology is only two or three hundred years of history. 30 years until the 20th century it was more commonly used in cranes, machine tools and construction machinery. During World War II, the War, emerged from the rapid response and high precision hydraulic control agencies of various military weapons and equipment. After World War II, after the war quickly to civilian industrial hydraulic technology, hydraulic technology continues to apply all kinds of automatic machines and automatic production lines, making it the machinery, engineering machinery, agricultural machinery, automotive manufacturing and other industries promote the use of . 60 years since the 20th century, with the hydraulic technology of atomic energy, space technology, computer technology and rapid development and penetration into various industrial fields. Hydraulic technology has begun to high-speed, high-pressure, high power, high efficiency, low noise, durable, highly integrated direction. At the same time, new hydraulic components and hydraulic systems computer-aided design (CAD), computer-aided test (CAT), computer direct control (CDC), mechanical and electrical integration technologies, reliability, technology, and also the current hydraulic drive and control technology development and research direction.

This paper describes the application of PLC technology to charge hydraulic system to control the design and implementation process.With PLC control and improve the reliability of the machine, reducing labor costs and improve the economic efficiency of

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enterprises.As the industry in a high risk of the production process, for greater automation.If the total hydraulic control, this control complex electronic circuits, relays quantity, resulting in poor reliability of electrical control failure rate, large amount of routine maintenance.With the programmable logic controller (PLC) technology, the PLC control technology in charge of hydraulic control device to replace the hydraulic control circuit devices.Simplifies the electrical control circuit, improved reliability, made good use of effects.And easy to change control procedures and improve the control system scalability.

Key words：Charge Machine,Hydraulic control,PLC,Reliability.

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一.设计题目

设计一液压顶升工作台及控制系统，该液压缸采用竖直放置，工进速度为

0.2m/min，

最大采用PLC控制，使其可以顺利完成工作状态及任意位置停止，整个顶升工作台可实现手动和自动的转换，并利用PLC完成顶升动作的自动循环，其动作为

电机启动——>顶升装置快速上行——>行程开关——>顶升装置慢速上行——>行程开关——>顶升装置停留——>定时器20秒——>装/卸载重物——>压力传感器——>顶升装置慢速下降 ——>限位开关——>停止 需要考虑以下特殊工况:

1 顶到极限位置时，保持系统压力防止顶升物下滑；

2 工作中，突遇断电情况，保持系统压力防止顶升物下滑； 3 在任意位置需要停机时，保持系统压力防止顶升物下滑； 4 故障自动停机，将顶升物锁在当前位置。

二.工况分析

2.1运动分析

液压缸的速度在整个行程过程中都比较平稳，无明显变化，在起升的初始阶段到运行稳定阶段，其间有一段加速阶段，该加速阶段加速度表较小，因此速度变化不明显，形成终了时，有一个减速阶段，减速阶段加速度亦比较小，因此可以说升降机在整个工作过程中无

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明显的加减速阶段，其运动速度比较平稳。液压缸的运动特点如下v—L图所示，液压缸开始以匀加速上升，速度达到1m/min时，液压缸匀速上升，之后开始匀减速上升；当上升到600mm时，触碰到行程开关SQ1时，进入慢速上升阶段，液压缸继续匀减速上升，达到总行程1000mm时触碰到行程开关SQ2时，液压缸开始保压停留，装卸货物后通过压力传感器，液压缸开始匀加速下降，达到0.2m/min液压缸继续匀速下降，经过行程开关SQ1时，液压缸开始匀减速下降，直至接触到限位开关，液压缸停止运动。

图2-1 运动部件速度循环图

2.2负载分析

工作负载是在工作过程中由于机器特定的工作情况而产生的负载，而对于顶升机械，其重物的重量就是工作负载。本设计中升降机的最大顶升作用力为190KN，负载由于都是190KN，所以无需分析。

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三.拟定液压系统原理

液压系统方案是根据主机的工作情况，主机对液压系统的技术要求，液压系统的工作条件和环境条件，以成本，经济性，供货情况等诸多因素进行全面综合的设计选择，从而拟订出一个各方面比较合理的，可实现的液压系统方案。其具体包括的内容有：油路循环方式的分析与选择，油源形式的分析和选择，液压回路的分析，选择，合成，液压系统原理图的拟定。

3.1油路循环方式的分析和选择

油路循环方式可以分为开式和闭式两种，其各自特点及相互比较见下表：

表3-1

开式系统和闭式系统的比较油液循环方式散 热 条 件抗 污 染 性系 统 效 率开 式较方便，但油箱较大较差，但可用压力油箱或其它改善闭 式较好，需用辅泵换油冷却较好，但油液过滤要求高管路压力损失较大，用节流调速效率管路压力损失较小，容积调速效率高低用平衡阀进行能耗限速，用制动阀进液压泵由电机拖动时，限速及制动过程中拖动电机能向电网输电，回收部分能行能耗制动，可引起油液发热量对泵的自吸性能要求较高对主泵的自吸性能要求低限速制动形式其 它油路循环方式的选择主要取决于液压系统的调速方式和散热条件。

比较上述两种方式的差异，再根据升降机的性能要求，可以选择的油路循环方式为开式系统，因为该升降机主机和液压泵要分开安装，具有较大的空间存放油箱，而且要求该升

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降机的结构尽可能简单，开式系统刚好能满足上述要求。

3.2开式系统油路组合方式的分析选择

当系统中有多个液压执行元件时，开始系统按照油路的不同连接方式又可以分为串联，并联，独联，以及它们的组合---复联等。

串联方式是除了第一个液压元件的进油口和最后一个执行元件的回油口分别与液压泵和油箱相连接外，其余液压执行元件的进，出油口依次相连，这种连接方式的特点是多个液压元件同时动作时，其速度不随外载荷变化，故轻载时可多个液压执行元件同时动作。

3.3调速方案的选择

调速方案对主机的性能起决定作用，选择调速方案时，应根据液压执行元件的负载特性和调速范围及经济性等因素选择。

常用的调速方案有三种：节流调速回路，容积调速回路，容积节流调速回路。本升降机采用节流调速回路，原因是该调速回路有以下特点：承载能力好，成本低，调速范围大，适用于小功率，轻载或中低压系统 。

3.4选择基本回路

（1）调速方式的选择 液压系统的调速方式可分为节流调速回路，容积调速回路和容积节流调速回路三种方式。由工况得知，该液压系统功率较小，工进速度低，工作负载为顶升作用力且工作中变化小，故可选用进油路节流调速回路，为防止负载突然消失引起的运动部件前冲现象，在回油路上加背压阀。

（2）液压泵形式的选择 系统工作循环主要由低压大流量和高压小流量两个阶段组成，最大流量的时间之比t1/t215.6。

上述数据表明，在一个工作循环中，液压油源在大部分时间都处于高压小流量供油状态，只有小部分时间工作在低压大流量供油状态。从提高系统效率、节省能量角度来看，采用一个大流量定量泵和一个小流量定量泵双泵串联的供油方式，有利于降低能耗和生产成本。

图3-2

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（3）速度换接方式的选择 由于快进速度与工进速度相差很大，为了换接平稳，选用行程阀控制换接回路。快速运动通过差动回路来实现。

(4)换向回路选择 为了换向平稳，选用电磁换向阀。为了便于实现液压缸的中位停止和差动连接，选用三位五通阀。

(5)压力控制回路的选择 系统在工作状态时高压小流量泵的工作压力由溢流阀调整，同时用外控顺序阀实现低压大流量泵卸荷。

3.5回路合成

对选定的基本回路在合成时，有必要进行整理、修改和归并。具体方法为； 1）防止工作进给时液压缸进油路、回油路相通，需接入单向阀8。

2）要实现差动快进，必须在回油路上设置液控顺序阀10，以阻止油液流回油箱。此阀通过位置调整后与低压大流量泵的卸荷阀合二为一。

3）为防止机床停止工作时系统中的油液回油箱，应增设单向阀。 4）初步拟定液压系统原理图如下所示：

图3-3

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主缸运动工作循环

⑴快速上升：1YA断电， 2YA、3YA断电。

进油路：单向阀→三位四通电磁换向阀左位→单向阀→二位二通电磁阀→液控单向阀。 回油路：液控单向阀→三位四通电磁换向阀→背压阀→油箱

⑵慢速上升：活塞杆碰到行程开关S1，1YA、3YA通电，2YA断电。 进油路：单向阀→三位四通电磁换向阀→调速阀→液控单向阀 回油路：同快速上升。

⑶慢速下降：2YA通电，1YA，3YA断电。

进油路：单向阀→三位四通电磁换向阀右位→液控单向阀。

回油路：液控单向阀→调速阀→三位四通电磁换向阀→背压阀→油箱。

详细解释：

（1）快速上升

当液压系统总开关开启（连接PLC）时，三位四通电磁换向阀左位接通，再经二位二通

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电磁阀的左位，经液控单向阀流入液压缸的下缸，使工件快速上升，回油液控单向阀、三位四通电磁换向阀、背压阀经流回油箱。此时双泵供油。

（2）慢速上升

当碰到行程开关SQ1时，二位二通电磁阀右位接入，油液经调速阀、单向阀、液控单向阀流入液压缸下缸，液压缸开始慢速上升，回油与快速上升相同，而此时双联叶片泵的右泵经液控顺序阀留、流邮箱，左泵单泵供油。当液压缸碰到SQ2，液压缸停留。液控单向阀在此时有保压作用。

（3）慢速下降

当装卸货物时，压力传感器控制液压缸慢速下降（这一过程有PLC控制）,此时三位四通电磁换向阀右位接入，油液经液控单向阀进入上缸，回油经液控单向阀、单向阀、调速阀、三位四通电磁换向阀、背压阀经流回油箱。此时双联叶片泵的右泵经液控顺序阀留、流邮箱，左泵单泵供油，同慢速上升。最后遇限位开关停止，这是三位四通电磁换向阀回复中位，液压系统卸载。

表3-4

动作名称 1YA 2YA 3YA 快速上升 + + - - - - - - + - - + - - - 慢速上升 保压 减速下降 停止 电磁铁工作情况表

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四.机械系统设计方案

4.1根据负载计算设计参数，主缸压力，主缸直径

1．液压缸的工作压力

液压缸工作压力主要根据运动循环各阶段中的最大总负载力来确定，此外，还需要考虑以下因素：

（1）各类设备的不通特点和使用场合。

（2）考虑经济和重量因素，压力选得低，则元件尺寸大，重量重；压力选得高一些，则元件尺寸小，重量轻，但对元件的制造精度，密封性能要求高。

（3）所以，液压缸的工作压力的选择方式：一是根据机械类型选；二是根据切削负载选。 液压缸的输出力由工作压力p和活塞有效面积A决定的，而液压缸的输出速度v是由输入液压缸的流量q和活塞有效面积A决定的。 即F=P*A v=q/A

各类机械设备常用工作压力表

表4-1

机床 机械类型 磨床 组合床 龙头刨床 拉床 农业机械 工程机械 工作压力/Mpa a≤2 3~5 ≤8 8~10 10~16 20~32

由表《各类液压设备常用工作压力》查得工作压力P=16Mpa 2．液压内径计算 D=4F/P

根据式中 F—液压缸的理论输出力

P—供油压力（Mpa需要的液压缸的理论输出力F和系统选定的供油压力P来计算缸筒内径D D=4F/P）

液压缸的理论输出力F，可按下式确定

F=

式中 F0—活塞的实际工作里

F0 i

—负载率，一般取0.5-0.7，计算中取0.6

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i—液压缸的总效率，计算中取0.9

F=

190=351.9KN

0.6*0.94*351.9*103则D==167.34㎜ 根据表GB/T 2348-49圆整后D=180㎜

3.14*16*1063.活塞杆直径计算

根据强度要求计算活塞杆直径d，当活塞杆在稳定状态下仅承受轴向载荷时，活塞杆直径d按抗拉，抗压强度计算如下：

D式中 F—液压缸输出力

[]—活塞杆材料的许用应力（Mpa）,当活塞杆为碳钢时，[]=100Mpa -120Mpa，

计算中取100Mpa。 d

4F []4*351.9*103=66.9㎜ 根据表GB/T 2348-49圆整后d=70㎜

3.14*100*1064.2缸筒设计

1.材料选择：缸筒材料及加工要求

缸筒材料通常选用20、35、45号钢，当缸筒、缸盖、挂街头等焊接在一起时，一般采用45号钢，在粗加工之后调质到241-285HBS。另外缸筒也可以采用铸铁、铸钢、不锈钢、青铜和铝合金等材料加工。

缸筒与活塞采用橡胶密封圈时，其配合推荐采用H9/f8，缸筒内径表面粗糙度取

Ra0.10.4m，若采用活塞环密封时，推荐采用H7/g6配合，缸筒内径表面粗糙度取Ra0.20.4m。

缸筒内径应进行研磨。

为防止腐蚀，提高寿命，缸筒内表面应进行渡鉻，渡鉻层厚度应在30-40m，渡鉻后缸筒内表面进行抛光。

缸筒内径的圆度及圆柱度误差不大于直径公差的一半，缸体内表面的公差度误差在500mm上不大于0.03mm。

缸筒缸盖采用螺纹连接时，其螺纹采用中等精度。

缸筒厚度δ

=0+C1+C2

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式中

0—缸筒材料强度要求的最小值

C1—缸筒外径公差余量

C2—腐蚀余量

按中等壁厚缸筒计算 =（0.08-0.3）D=16㎜-60㎜ 取19.5㎜ 缸筒外径 D1=D+2δ=180+2*19.5=245 2.缸筒厚度验算

⑴工作额定压力应小于一极限值，以保证工作安全

Pn0.35

S*(D12D2)D12340*(21921802)=0.35*=38.6Mpa 2219⑵为避免塑性变形，额定工作压力应满足

Pn（0.35-0.42）Ppl Ppl —缸筒发生安全塑性变形的压力

Ppl=2.3slg

Pn(0.35-0.42)*66.6=23.31Mpa-27.97Mpa ⑶缸筒底部厚度

采用平行缸底，当缸底平面且无油孔，缸底厚度h为：

h=0.433D式中 D —缸筒内径

Pmax—最大工作压力，当工作压力P﹤16Mpa时，Pmax=1.5P。当工作压力P﹥16Mpa

时，Pmax=1.25P，计算中取Pmax=1.25P=20Mpa

[]—材料的许用应力（Mpa）

D1219=2.3*340lg=66.6Mpa D180Pmax [][]=

[b] n[b]—缸筒材料的抗拉强度，根据表《缸筒常用无缝钢管的材料力学性能》查得45

号钢的[b]=600Mpa，根据表《安全系数n》查得，静载荷下的钢的安全系数n=3,

[]=200Mpa

20*106h=0.433*180*=24.48㎜ 6200*103.缸筒与缸盖的连接方式

缸筒与刚盖的连接形式如下：

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缸筒和前端盖的连接采用螺栓连接，其特点是径向尺寸小，重量轻，使用广泛，端部结构复杂，缸筒外径需加工，且应于内径同轴，装卸需要用专门的工具，安装时应防止密封圈扭曲。

图 4-2

缸盖与后端盖的连接采用焊接形式，特点为结构简单尺寸小，重量轻，使用广泛，缸筒焊后可能变形，且内径不易加工。

图4-.3

4.缸盖材料及加工要求

缸盖材料可以用35，45号钢，或ZG270-500，以及HT250，HT350等材料。

当缸盖自身作为活塞杆导向套时，最好用铸铁，并在导向表面堆镕黄铜，青铜和其他耐磨材料。当单独设置导向套时，导向材料为耐磨铸铁，青铜或黄铜等，导向套压入缸盖。

缸盖的技术要求：与缸筒内径配合的直径采用h8，与活塞杆上的缓冲柱塞配合的直径取H9，与活塞密封圈外径配合的直径采用h9，这三个尺寸的圆度和圆柱度误差不大于各

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自直径的公差的一半，三个直径的同轴度误差不大于0.03mm。

4.3活塞和活塞杆的设计

1.活塞和活塞杆的结构形式 （1）活塞的结构形式

活塞的结构形式应根据密封装置的形式来选择，本设计中选用形式如下：

1231 导向环 2 密封圈 3 活塞 图4-4 （2）活塞杆

活塞杆的外部与负载相连接，其结构形式根据工作需要而定，本设计中如下所示：

图4-5

内部结构如下：

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435211 卡环 2 弹簧圈 3 轴套 4 活塞 5 活塞杆图4-5

2.活塞、活塞杆材料及加工要求

有导向环的活塞用20，35或45号钢制成。

活塞外径公差f8，与活塞杆的配合一般为H8/h8，外径粗糙度Ra0.40.8m，外径对活塞孔的跳动不大于外径公差的一半，外径的圆度和圆柱度不大于外径公差的一半。

活塞两端面对活塞轴线的垂直度误差在100mm上不大于0.04mm。 活塞杆常用材料为35、45号钢。

活塞杆的工作部分公差等级可以取f7-f9，表面粗糙度不大于Ra0.4m，工作表面的直线度误差在500mm上不大于0.03mm。

活塞杆在粗加工后调质，硬度为229-285HB，必要时可以进行高频淬火，厚度0.5-1mm，硬度为45-55HRC。 3.活塞杆导向套

活塞杆导向套装在液压缸有杆腔一侧的端盖内，用来对活塞杆导向，其内侧装有密封装置，保证缸筒有杆腔的密封性，外侧装有防尘圈，以防止活塞杆内缩时把杂质，灰尘及水分带到密封装置，损坏密封装置。

导向套的结构有端盖式和插件式两种，插件式导向套装拆方便，拆卸时不需要拆端盖，故应用较多。本设计采用端盖式。结构见装配图。

导向套尺寸主要是指支撑长度，通常根据活塞杆直径，导向套形式，导向套材料的承压能力，可能遇到的最大侧向负载等因素确定。一般采用两个导向段，每段宽度均为d/3，两段中间线间距为.2d/3，导向套总长度不宜过大，以免磨擦太大。

4.活塞杆强度校核

li

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式中 id70I，对于圆断面i==17.5

4A4 =0.7 l=1000

=

0.7*1000=40＜60

17.54F4*351.9*103=91.49Mpa＜[]=200Mpa =2=23.14*0.07d满足强度条件

5.稳定性校核

该活塞杆不受偏心载荷，按照等截面法，将活塞杆和缸体视为一体，其细长比为：

Ln2EJmn时，FK 2KL在该设计及安装形式中，液压缸两端采用铰接，其值分别为： n1,m85,L1260mm

K将上述值代入式中得： 故校核采用的式子为：

Jd A4Lmn Kn2EJ FK 2L式中： n=1 安装形式系数

E 活塞杆材料的弹性模量 钢材取 E2.110Pa

11J 活塞杆截面的转动惯量 J L 计算长度 1.06m 代入数据：

d464

3.1422.110113.140.074FK641.062

=217KN 其稳定条件为：

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FFK nK 式中： nK 稳定安全系数，一般取nK=2—4 取nK=3 F 液压缸的最大推力 190K N

FK217n3

代入数据： K =72 KN

故活塞杆的稳定性满足要求。

五.液压系统设计方案

5.1流量功率计算

（一）当快进上升时，取v1=1m/min其中，A1D225434mm2,A2(D2d2)21587.5q1v1A11*25434*1064.239*103m3/s60p1(F/mp2A2)A1(190*103/0.960.6*106*21587*106)*(25434*106)8.29Mpa36P1p1q14239*10*8.29*103.51KW（二）当慢速上升时，v20.2m/minq2A1v20.2*25434*1060.085*103m3/s60p2p18.29MpaP2p2q20.085*103*8.29*1060.703KW（三）当慢速下降时，v3v20.2m/minq3A2v321587.5*106*0.20.072*103m3/s60p3(F/mp2A1)/A2(190*103/0.920.6*106*25434*106)/(21587.5*106)10.27MpaP3v3p310.27*106*0.072*1030.739KW5.2液压泵设计与校核

pm取油路压力损失0.8Mpa.取调整压力高于系统最大工作压力0.5Mpa,整个过程中最大工作

压力pmax=10.27Mpa

pp1=pmax+0.8+0.5=10.27+1.3=11.37Mpa

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整个过程中最大流量为

qm0.4239*6025.434L/min

因为泄露系数KL=1.05

qqKLqm1.05*25.43426.7L/min

溢流阀的最小稳定流量为3L/min，qmin0.072*604.32L/min 所以液压泵的最小流量为7.32L/min

查表《PV2R系列低噪声叶片泵技术参数》选贼PV2RL2—10132，其中np750r/min

v0.9，小液压泵排量为10ml/min，大液压泵的排量为70ml/min qp((1032)*750*0.9/1000)28.35L/min

由于液压缸在快速工进时输入功率最大，这时液压泵的工作压力为11.37 Mpa，流量为28.35

L/min，查表《液压泵的总功率》取总效率p0.75，液压泵驱动电动机所需功率

Pppqp/p11.37*28.357.163KW

0.75*60根据表《Y系列（IP44）α型三相异步电动机技术参数》选取 Y160L-6电动机

Pn11KWnn970r/min

5.3阀类元件及辅助元件

1.压力调节范围：系统调节压力应在压力调节范围之内。

流量：通过压力控制阀的实际流量应小于压力控制阀的额定流量。

结构类型：根据结构类性及工作原理，压力控制阀可以分为直动型和先导型两种，直动型压力控制阀结构简单，灵敏度高，但压力受流量的变化影响大，调压偏差大，不适用在高压大流量下工作。但在缓冲制动装置中要求压力控制阀的灵敏度高，应采用直动型溢流阀，先导型压力控制阀的灵敏度和响应速度比直动阀低一些，调压精度比直动阀高，广泛应用于高压，大流量和调压精度要求较高的场合。此外，还应考虑阀的安装及连接形式，尺寸重量，价格，使用寿命，维护方便性，货源情况等。 2.流量控制阀的选用原则如下：

压力：系统压力的变化必须在阀的额定压力之内。 流量：通过流量控制阀的流量应小于该阀的额定流量。

测量范围：流量控制阀的流量调节范围应大于系统要求的流量范围，特别注意，在选择节流阀和调速阀时，所选阀的最小稳定流量应满足执行元件的最低稳定速度要求。

3.方向控制阀的选用原则如下：

压力：液压系统的最大压力应低于阀的额定压力

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流量：流经方向控制阀最大流量一般不大于阀的流量。 滑阀机能：滑阀机能之换向阀处于中位时的通路形式。

操纵方式：选择合适的操纵方式，如手动，电动，液动等。方向控制阀在该系统中主要是指电磁换向阀，通过换向阀处于不同的位置，来实现油路的通断。

根据阀类及辅助元件所有油路的最大压力和通过最大试验流量，选出这些液压元件。 ① 双联叶片泵 ⑴额定流量28.35 ⑵额定压力21 Mpa

⑶型号规格 PV2RL2—10132 vp42ml/r ② 三位四通电磁阀（m型）

最大流量=25.5*2=51 L/min以上，取55 L/min

根据表《电磁换向阀系列技术参数》选取型号：34DM-E10B 额定流量80 L/min 额定压力16 Mpa 压降＜6.3Mpa ③ 二位二通电磁阀

因为预计流量为25L/min，取预定流量为40L/min，额定压力31.5Mpa，额定压降＜0.1Mpa 选取型号：22DH—H10B ④ 单向阀（5个）

预计流量25L/min，所以选取型号：AF3—Ea10B

额定流量63L/min，额定压力16Mpa，额定压降＜0.2Mpa，qmax80L/min

⑤ 溢压阀

由于最大压强为11.35Mpa,液压阀的额定压强至少大于最大压强，所以选取型号：YF3—E10B 额定流量5 L/min，额定压力16 Mpa。

⑥ 液控顺序阀

预计流量25 L/min，选取型号：XF3—E10B

额定流量63 L/min，额定压力16 Mpa，额定压降＜0.3 Mpa ⑦ 滤油器

预计通过流量30L/min，选取型号：XU—63X80J 额定流量63L/min，额定压力16Mpa ⑧ 液控单向阀（2个）

预计通过流量25L/min，选取型号：DFY—L20H 额定流量60L/min，额定压力31.5Mpa

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⑨ 溢流阀（背压阀）

其可调到0.6Mpa，故选取型号：YF3—E10B 额定流量63L/min，额定压力16Mpa ⑩.调速阀（2个）

预计流量0.1-0.2L/min，选取型号：QF—E10B 额定流量0.07-50L/min，额定压力16Mpa

元件的型号及规格

序号 1 2 3 4 5 6 7 8 9 10 元件名称 双联叶片泵 三位四通电磁阀 二位二通电磁阀 单向阀 溢压阀 液控顺序阀 滤油器 液控单向阀 溢流阀 调速阀 估计通过流量 额定流量 额定压力 额定压降 型号，规格 PV2R12—10132 /Lmin1 — 55 25 25 — 25 30 25 30 0.1—0.2 /Lmin1 （6.75+21.6） 80 40 63 63 63 63 60 63 0.07—50 /Lmin1 /Lmin1 21 16 31.5 16 16 16 — 31.5 16 16 — ＜0.3 ＜0.3 ＜0.2 — ＜0.3 ＜0.02 ＜0.2 — — vp(1032) 34DM-E10B 22DH—H10B AF3—Ea10B qmax80L/min YF3—E10B XF3—E10B XU—63X80J DFY—L20H YF3—E10B QF—E10B 表5-1 5.4油管

管路按其在液压系统中的作用可以分为：

主管路：包括吸油管路，压油管路和回油管路，用来实现压力能的传递。 泄油管路：将液压元件泄露的油液导入回油管或邮箱.

控制管路：用来实现液压元件的控制或调节以及与检测仪表相连接的管路。 本设计中只计算主管路中油管的尺寸。

液压系统中使用的油管分硬管和软管，选择的油管应有足够的同流截面和承压能力，同时，应尽量缩短管路，避免急转弯和截面突变。

1）铜管：中高压系统选用无缝钢管，低压系统选用焊接钢管，钢管价格低，性能好，使用广泛。

2）铜管：紫铜管工作压力在6.5~10Mpa以下，易变曲，便于装配；黄铜管承受压力较高，

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达25Mpa，不如紫铜管易弯曲。铜管价格高，抗震能力弱，易使油液氧化，应尽量少用，只用于液压装置配接不方便的部位。

3）软管：用于两个相对运动件之间的连接。高压橡胶软管中夹有钢丝编织物；尼龙管是乳白色半透明管，承受能力为2.5~8Mpa，多用于低压管道。因软管弹性变形大，容易引起运动部件爬行，所以软管不宜装在液压缸和调速阀之间。 根据上述的承压范围考虑，这里选择铜管 根据推荐选择在压油管的流速3m/s，按

d2式中 q—通过管道的流量 v—管内允许流速m/s ⑴快速上升时

输入流量：q1qp28.35L/min

q v排出流量：q2(A1q1)/A2=（28.35*21587.5）/25434=24.07L/min ⑵慢速上升时

输入流量：q1=0.2L/min

排出流量q2(A2q1)/A1=（0.2*21587.5）/25434=0.17L/min ⑶慢速下降时

输出流量：q1=0.2L/min

q2(A1q1)/A2=（0.2*25434）/2157.5=0.24L/min

液压缸的进出流量

输入流量快速上升 慢速上升 慢速下降 q1qp28.35L/min q10.2L/min q10.2L/min /Lmin1 输出流量/Lmin 1q2(A2q1)/A2q2(A2q1)/A2q2(A2q1)/A2(28.35*21587.5)/25434 (0.2*21587.5)/25434 (0.2*25434)/21587.5 24.07L/min0.17L/min0.24L/min 1 表5-2 0.2 0.2 运动速度/mmin1 -精品--

所以液压缸无杆腔及有杆腔的油管内径分别为

d2q2*(28.35*106/60)/(3.14*3*103)14.1mm vq2*(24.07*106/60)/(3.14*3*103)13.1mm vd2这两根管都可按GB/T 2351—2005选用内径15mm，外径18mm的冷拔无缝钢管。

⒌5油箱

油箱容积的确定是设计油箱的关键，油箱的容积应能保证当系统有大量供油而无回油时。最低液面应在进口过滤器之上，保证不会吸入空气，当系统有大量回油而无供油时或系统停止运转，油液返回油箱时，油液不致溢出。

初始设计时，可依据使用情况，按照经验公式确定油箱容积

VqF

式中: V 油箱的容积 L

qF 液压泵的流量

 经验系数 见下表

表5-3 低压系统 2—4 统 5—7 中压系统 6—12 锻压系械 10 冶金机 械 行走机

1—2 根据上表，取数据=7，故其容积为

Vqp7*28.25198.35L

按JB/T7938—1999规定，取最靠近的标准值V=250L

5.6验算液压系统性能

㈠ 验算系统压力损失并确定压力阀的调整值

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液压系统性能估算的目的在于评估设计质量。估算内容一般包括：系统压力损失，系统效率，系统发热与温升，液压冲击等。对于大多数要求一般的系统来讲，只采用一些简化公式进行验算，定性说明情况。 1.系统压力损失

系统压力损失包括管道内沿程损失和局部损失以及法类元件的局部损失之和，计算时不同的工作阶段要分开来计算，回油路上的压力损失要折算到进油路上去，因此某一阶段的系统总的压力损失为：

pp1(p21A2) A1式中：

p 系统进油路的压力总损失

pppp1111v

p2 系统回油路的压力总损失

22pppp22v

现在根据上式计算液压系统工作过程中的压力损失。

由于系统管路布置尚未确定，整个系统压力损失无法全面估算，但对中小型液压系统，管路压力损失甚微，可以不予考虑。压力损失验算按一个循环的不同阶段进行： ⑴快速上升

快速上升时，进油回油通过电磁阀2，流量为28.35，压电磁阀3进油为28.35，背压阀10的背压损失为0.6Mpa，单向阀为？？60L/min，回油通过电磁阀2,3为24.07L/min。 所以回油压力为

p20.5*(24.072)*20.60.609 80p2值略大于估计值0.6，重新计算

油腔压力为p1

Fp1mP2A2A1(190*103/0.96)0.609*106*21587.58.30Mpa 625434*10基本等于有效算数值。

考虑到各种情况，故溢流阀6调整为

pp1H＞p1p1(8.300.2*(21.6228.352)0.5*()*2)8.45Mpa 6.380所以溢流阀应调整为8.45Mpa以上。 ⑵慢速上升

比起快速上升，少了单向阀的流量，多了顺序阀24.07L/min及调速阀的压降为0.85Mpa。

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所以回油压力为

p20.5(0.172)*20.60.6Mpa 802基本等于估算值，不需验算，而考虑到各种情况，故溢流阀调整为

24.0720.2)0.5()*28.83Mpa pp1A＞p1p18.290.50.3*(6380综合1，溢流阀调整到8.83Mpa以上。 ⑶慢速下降

分析与2相同 进油压降为

pv10.50.3*(回油压降为

24.0720.2)0.5()2*20.61Mpa 6380pv22*(0.242)*0.50.6Mpa0.6Mpa 80所以慢速下降时工作压力为

ppp1pv110.270.6110.88Mpa

所以顺序阀至少大于10.88Mpa 2.系统的总效率验算

液压泵的总效率与液压泵的总效率p，回路总效率c及执行元件的效率m有关，其计算式为： pcm

回路效率：c

pqpqp11p

pq 同时动作的液压执行元件的工作压力与输入流量的乘积之和

11pqpp 同时供油的液压泵的工作压力与输出流量乘积之和

根据上式有： c42.55.1648.5%

426.6液压系统总效率为：

pcm48.5%65%96%30% ㈡验算油液温升

由于快进时间较短，我们以向上工进上升下降来计算

190*103*0.2PeFv20.63KW

60*103-精品--

大液压泵通过顺序阀的流量为24.07L/min，该顺序阀额定流量63L/min，压力损失

pn0.3Mpa

ppn(q1224.072)0.3*()0.044Mpa qn63p为阀压工进时压力损失。

小液压泵工作压力为pp18.83Mpa，流量为q16.72L/min，np0.75

pppp1q1pq28.83*106*p6.7524.07*1030.044*106**10360601.348KW 30.75*10其中pp为两个液压泵总输出功率。

所以ppppe1.3480.630.718KW

p为液压系统发热功率。

油箱的散热面积为

A6.53V26.53250*1032.58m2

根据表《油箱散热系数》查得K9W/(mC) 则按式tp求出温升为 KAp0.718t*103*10330.9C

KA9*2.58根据表《机械允许温升》，故该液压系统不必设置冷却器。

六.PLC设计

㈠．PLC系统硬件设计

PLC控制系统控制液压系统的电磁换向阀以及限位开关SQ1~SQ3，实现液压缸油路的变换，进而实现液压缸的前进与退回，工作过程如下： （1）液压泵启动。 （2）液压缸快速上升。

（3）碰到行程开关SQ1，液压缸慢速上升。 （4）液压缸碰到SQ2，液压缸停留。

（5）装卸货物时，压力传感器控液压缸慢速下降。

（6）液压缸碰到限位开关SQ3，系统自动卸荷停止工作。

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系统用两个按钮控制，一个启动按钮，一个停止按钮。按一下启动按钮就开始工作，按一下停止按钮系统自动卸荷并停止工作。

液压缸升降台系统PLC输入/输出点分配见表2-1。按照升降平台的工作过程，其PLC外部接线所示。

表6-1 输入电器 启动按钮SB1 行程开关SQ1 行程开关SQ2 行程(限位)开关SQ3 压力传感器 停止按钮SB2 自动按钮SB3 手动按钮SB4 上升按钮SB5 下降按钮SB6

㈡.PLC接线图

输入点 I0.0 I0.1 I0.2 I0.3 I0.4 I0.5 I0.6 I0.7 I0.8 I0.9 输出电器 继电器1YA 继电器2YA 继电器3YA 输出点 Q0.1 Q0.2 Q0.3 -精品--

图6-2

㈢.梯形图 1．主程序

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2.子程序SCR-1

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3.子程序SCR-2

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㈣.语句表 1.主程序

LD I0.0; 启动按钮SB1闭合 OR M0.0;

AND I0.5; OUT M0.0; LD M0.0; LPS I0.6; ANI I0.7;

CALL SBR-1; LPP I0.7; ANI I0.6;

CALL SBR-2; END;

2.SBR-1(自动)子程序

LD I0.6; OR M0.1; ANI I0.7 ANI I0.5; ANI I0.3;

OUT M0.1; LD M0.1; ANI I0.2;

ANI Q0.2; OUT Q0.1; LD I0.1; OR Q0.3; AND M0.1; ANI I0.2;

OUT Q0.3; LD I0.2; AND M0.1; TON T30,200; LD I0.4; AND T30; OR Q0.2; ANI Q0.1; AND M0.1;

OUT Q0.2; RET;

3.SBR-2（手动）子程序

进入自动模式程序 进入手动模式程序 SB3闭合

1YA继电器得点，进入快速上升阶段 活塞杆触碰到SQ1行程开关 1YA，3YA继电器得点，进入慢速上升阶段 活塞杆触碰到SQ2行程开关，1YA,3YA失电 液压缸停留，液压单向阀在此保压 定时20S

通过压力传感器 I0.4常开闭合 20S后T30常开闭合 2YA继电器得电，进入减速下降阶段 -精品--

自动开关

LD I0.7; OR M0.2; AND I0.5; AND I0.6; OUT M0.2; LD M0.2; AND I0.8; ANI Q0.2; ANI I0.2; OUT Q0.1; LD M0.2; AND I0.9; ANI Q0.1; ANI I0.3; OUT Q0.2; RET;

㈤．电器原理图

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七.总结

经过两周的努力，我们终于完成了这次液压毕业设计，期间我们遇到了很多困难和不懂得地方，通过查找资料并向同学及老师请教克服了所有难题。这次课设于我们来说收获丰富，不仅使我们对液压这门课程的知识有了更深层次的认识，也使我们在实践方面的能力有了长足进步。我相信，这次课设对我们的以后会有深远的影响。

八.参考文献

【1】李登万主编《液压与气压传动》 第二版 东南大学出版社 2004 【2】黎启柏主编《液压元件手册》 冶金工业出版社 2000 【3】潘成林主编《实用中小电机手册》 上海：科学技术出版社 2007 【4】王广怀主编《液压技术应用》 第三版 哈尔滨工业大学出版社 2001 【5】李壮云主编《液压元件》 第三版第一卷 机械工业出版社 2011 【6】卢光贤主编 《机床液压传动与控制》 西北工业大学出版社 1993

【7】黄宏甲、黄谊、王积伟主编《液压与气压传动》 北京：机械工业出 2001

【8】刘连山主编 《流体传动与控制》 北京：人民交通出版社 1983 【9】张利平、邓钟明主编 《液压气动系统设计手册》 北京：机械工业出版社1997

【10】成大先主编 《机械设计手册》 第三版第三卷 化学工业出版社 2001 【11】成大先主编 《机械设计手册》 第四版第四卷 化学工业出版社 2002 【12】路甬祥主编 《液压气动设计手册》 北京：机械工业出版社 2003

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