第4章 工况分析
4.1 动力（负载）分析及负载循环图
动力分析就是一部机器在工作过程中执行机构的受力情况。由于工作机构作直线往复运动时，液压缸必须克服的外负载为：
=
+
+
（4—1）
式中 -----工作负载
-----摩擦负载
------惯性负载
4.1.1摩擦负载
摩擦负载就是液压缸驱动工作时所需要克服的机械摩擦阻力。
由于详细计算比较烦琐，一般将它算入液压缸的机械效率η
中考虑。在这里不用考虑摩擦负载。
4.1.2惯性负载
惯性负载即运动部件在启动和制动过程中的惯性力。
计算公式为： =
=
·
（N） （4—2）
式中 
——运动部件的质量 （kg）
——运动部件的加速度 （m/s
）
——运动部件的重量 （N）
——重力加速度 （m/s）
——速度变化值 （m/s）
——启动或制动时间，由经验可得=0.5s
压头启动和制动的加速或减速都在0.5秒内完成。
则启动时： = =·
=（1.0×10
/9.8）×（0.053/0.5）
=108（N）
制动时： 
==·
=（1.0×10/9.8）×（0.1/0.5）
= 204（N）
4.1.3工作负载
压力机冲头上负载分为两个阶段：第一阶段负载力缓慢的线增加，在达到最大冲压力5%左右。第二阶段负载力急剧上升到最大冲压力。因此工作负载为：
初压阶段上升到
=
×5%=9.8×10×5%=0.49×10N
终压阶段上升到
=压力=0.98×10
N
4.1.4负载循环图
图4—1 压缩包装机的负载循环图
4.2 运动分析及运动循环图
运动分析，就是研究一台机器按工艺要求以怎样的运动规律完成一个工作循环。
4.2.1位移循环图
根据已知条件，快速下行时，行程为0.58m，速度0.053m/s ，时间11s。慢速下降时行程0.22m，速度 0.02m/s，时间11s。快退是行程为0.8m，速度0.1m/s，时间8s。
4.2.2速度循环图
图4—2 压缩包装机的速度循环图
第５章 确定液压系统主要参数
5.1 确定液压缸几何尺寸
在单活塞杆的液压缸中
活塞工进（受压）时，
=
—
=
/η
（5—1）=0.98×10/0.95
=1.032×10（N）
图 5—1
活塞快退（受拉）时，
=
— 
=
（5—2）
=1.0×10/0.95
=1.053×10（N）
图 5—2
式中 
——液压缸的工作腔压力（MPa）
——液压缸的回油腔压力（MPa）
=
/4——液压缸无杆腔有效面积（m
）
=
（
—
）/4——有杆腔的有效面积（m）
——活塞直径（m）
——活塞杆直径（m）
——液压缸的工作效率
根据资料文献查得，工作压力=10——32MP。参考同类机械的设计和加工的经验，这里工作压力取16MPa。
背压力=0.5---1.5MP。参考同类机械的设计和加工的经验，这里背压力取1MPa。
=
（5—3）
=100/53=1.9
活塞杆在快进和快退中受力几乎为零或是自重的大小。只在冲压工件时受到的作用力较大，即液压缸的有关设计参数在该工步中去计算。
由参考文献[2]中查得下表：
表5—1 液压缸常用往返速比
|
|
1.1
|
1.2
|
1.33
|
1.46
|
1.61
|
2.0
|
|
|
0.3
|
0.4
|
0.5
|
0.55
|
0.62
|
0.7
|
由相近原理： =0.7
一般，液压缸在工进状态下工作，其活塞面积为：
=（+ ）/ （5—4）
=/4 （5—5）
=（—）/4 （5—6）
由公式（5—4）（5—5）（5—6）得
根据参考文献[1]表43.6—26和表43.6—27对D和d进行调整得
=100mm=0.1m
= 70mm=0.07m
所以 
=0.01m
=0.0051m
5.2 计算液压缸所需流量
液压缸的最大流量：
=[
] （m
/s） （5—7）
式中 ——液压缸的有效面积（m2）
——液压缸的流速（m/s）
快进所需流量= =0.01×0.053=0.00053 m/s
=31.8L/min
工进所需流量==0.01×0.02=0.0002 m/s
=12 L/min
快退所需流量
=
=0.0051×0.1=0.00051 m/s
=30.6 L/min
5.3 计算系统所需的压力
1.当系统快进时，所需压力为：
= 
+
（5—8）
式子中 
——工作中的负载（N）
——活塞的横截面积（m）
——背压力（MPa）
该工艺中分匀速运动和制动两部分构成。
当工艺处于启动的时候：
= 108/0.01×10
+1
=0.0108+1
=1.0108MPa
当工艺处于匀速的时候：
= 0/0.01×10+1
=1MPa
2.当系统处于工进时，所需的压力为：
= /+ /2 （5—9）
式子中 ——工作中的负载（N）
——活塞的横截面积（m2）
——背压力（MPa）
=1.032×10
/ 0.01×10+ 0.5
=10.32+0.5
=10.82MPa
3.当系统处于快退时，所需的压力为：
=/+ 2 （5—10）
式子中 ——工作中的负载（N）
——活塞的横截面积（m2）
——背压力（MPa）
该工艺中分为匀速运动和制动两部分构成。
当工艺处于匀速运动的时候：
= 1.0×10/0.01×10+ 2
=0.1+2
=2. 1MPa
当工艺处在制动的时候：
=204/ 0.01×10+2
=0.0204+2
=2.0204MPa
5.4 绘制压缩机主缸工况图
液压缸的工况图是指液压缸压力循环图、流量循环图和功率循环图。它是调整系统参数、选择液压泵和阀的依据。
1.压力循环图 通过最后确定的液压元件的结构尺寸，再根据实际载荷的大小求出液压执行元件在其动作循环各阶段的工作压力，然后把他们绘制成P—t图。
2.流量循环图 根据已定的液压缸有效面积或液压马达的排量，结合其运动速度算出他在工作循环中每一阶段的实际流量，把它绘制成
Q—t图。若系统中有多个液压执行元件同时工作，要把各自的流量图叠加起来绘制出总的流量循环图。
3.功率循环图 绘制压力循环图和总流量循环图后，即可绘制出系统的功率循环图。
由前面所设计的压力，流量，可得出如下一个表格，以便绘制和分析工况图。
表5—2 负载压力流量明细表
|
|
工作负载（N）
|
工作压力（MPa）
|
流量（m/s）
|
|
快 启动
进 匀速
工
进
快 匀速
退 制动
|
108
0
1.032×10
1.0×10
204
|
1.0108
1
10.82
2. 21
2.0204
|
0.00053
0.0002
0.00051
|
有前面所得的数据，可绘制出压力循环图（P—t）和流量循环图
（Q—t）如下：
图5—1 压力循环图（P—t）
图5—2 流量循环图（Q—t）
通过对压力循环图和流量循环图分析得知：
最大流量值
=31.8L/min=0.00053 m/s
最大压力值=10.82MPa
5.5 液压缸主要零件的结构材料及技术要求
5.5.1液压缸的基本参数
由以上设计得到液压缸内径尺寸=0.1m，活塞杆直径=0.07m。
液压缸活塞的最大行程系数，根据参考文献[1]查得
=0.8m。
5.5.2液压缸的类型和安装方式
液压缸是液压系统中的执行元件，能够实现直线往复运动。本液压缸活塞两端面积差较大，使活塞往复运动时输出速度及差值较大。所以本液压缸采用双作用无缓冲式。
5.5.3液压缸的主要零件及技术要求
1.缸体
液压缸缸体的常用材料一般为20、35、45号无缝钢管，一般情况下均采用45号钢，并调质到241—285HB。铸铁可采用HT200—HT350间的几个牌号或球墨铸铁。由于球墨铸铁具有较高的抗拉强度和弯曲疲劳强度，也具有良好的塑性和韧性，其屈服度比钢高。因此，球墨铸铁制造承受静载荷的构件比铸钢节省材料，重量也轻。所以本设计的液压缸采用QT450—10。铸件需进行正火消除内应力处理。
由参考文献[1]得缸体的技术要求：
（1）缸体的内径因为须与活塞配合，防止漏油，所以要尽量减少表面粗糙度，可采用H8、H9配合。当活塞采用橡胶密封圈时，Ra为0.1—0.4μm，当活塞用活塞环密封时，Ra为0.2—0.4μm，且均需珩磨。
（2） 缸体内径的圆度公差值可按9、10、11级精度选取，圆柱度公差应按8级精度选取。
（3） 缸体端面的垂直度公差可按7级精度选取。
（4） 缸体与缸头采用螺纹连接时，螺纹应用6级精度的米制螺纹。
（5）当缸体带有耳环或轴销时，孔径或轴径的中心线对缸体内孔轴线垂直公差值按9级精度选取。
2.缸盖
本液压缸采用在缸盖中压入导向套，缸盖选用HT200铸铁，导向套选用铸铁HT200，以使导向套更加耐用。
3.活塞
液压缸活塞常用的材料为耐磨铸铁，灰铸铁，钢及铝合金等。本设计冶压缸活塞材料选用45号钢，需要经过调质处理。
由参考文献[1]得活塞的技术要求：
（1）活塞外径D对内孔d的径向跳动公差值，按7、8级精度选取。
（2）端面T对内径d轴线的垂直度公差值，应按7级精度选取。
（3）外径D的圆柱度公差值，按9、10、11级精度选取。
（4）活塞与缸体的密封结构由前可以选用Y型密封圈。
5.6 液压缸结构参数的计算
液压缸的结构参数的计算包括缸管厚度，油口直径，缸底厚度等等。5.6.1计算液压缸的厚度
首先利用薄壁筒公式计算液压缸的壁厚：
=
/2[
]=/（2
/
） （5—11）
式中 ——液压缸壁厚度（m）
——实验压力（MPa）。当≤16MPa时，=1.5；当≥16MPa时，
=1.25P；所以在此=1.25=1.25×10.82=13.525MPa
——液压缸的内径（m）
[]——材料的许用应力（MPa）
——材料的抗拉强度，在此取600（MPa）
——安全系数，在此取=5
由公式（5—11）得：
=/2[]=/（2/）
=13.525×100/（2×600/5）
=5.6mm
因为当/〉16时，薄壁公式才成立，
而在此/=100/5.6=17.86>16。所以液压缸是薄壁，取壁厚为12.5mm。
缸体的外径=+2=100+2×12.5=125mm=0.125m
5.6.2液压缸油口的计算
液压缸油口的直径计算应根据活塞最高的速度V和油口最高液流速度而定。
当油口是进油口时：
=0.13（/
）
（5—13）
式中 
——液压缸油口直径（m）
——液压缸内径（m）
——液压缸最大输出速度（m/s）
——油口的液流速度（m/s）
根据文献[5]，液压缸的进油液流速度=2 m/s；
由公式（5—13）得：
=0.13×100×（3.6/2）
=17.44mm
取一整数=20mm=0.02m。
当油口是出油口时：
根据文献[5]，液压缸的进油液流速度=5 m/s；
由公式（5—14）得：
=0.13×100×（3.6/5）
= 11.03mm
取一整数=15mm=0.015m。
5.6.3缸底厚度的计算
本设计采用缸底无油孔，所以采用公式：
=0.433（/[]） （5—14）
式中 ——液压缸内径（m）
——实验压力（MPa）
——缸底厚度（m）
[]——缸底材料的许用应力（m/s）
由公式（5—14）得：
=0.433×0.1×（10.82/120）
=0.013m
参考同类液压缸的制造经验取=0.02m
5.7 液压缸的校合
5.7.1液压缸中背压力的校合
背压力是用来平衡在液压系统不工作时活塞杆自重的。
由牛顿第一定律： []= （5—15）
式中 []——系统需要的最少背压力（MPa）
——活塞杆截面积（m2）
——滑块重量（N）
如果[]〈=1MP，即背压力满足要求。
由公式（5—15）得：
[]=/=1.0×10/0.0051=1.96MPa
[]=0.42MPa〈2.02MPa
所以，该液压系统的背压力满足要求。
5.7.2活塞杆的校合
校合活塞杆可用公式：
≥（4/ []）。 （5—16）
式中 ——活塞杆的作用力（N）
[]——活塞杆材料的许用应力（MPa）
由公式（5—17）得：
=（4×0.98×10/（×120））
=32.25mm＜=70 mm
所以活塞杆直径满足要求。
第6章 液压元件和液压油的选择
6.1 液压泵的选择
液压泵是将原动机的机械能转换为液压能的能量转换元件。在设计液压传动中，液压泵作为动力元件向液压系统提供液压能。
液压泵工作的基础条件是：
1. 必须具备一个密封油腔，而且密闭油腔的容积在运转过程中应不断变化。
2. 泵的吸油是靠弹簧克服摩擦力的阻力、推力推动活塞下移而实现的，这样的泵具有自吸能力。
6.1.1.确定泵的最大工作压力
液压泵的最大工作压力，由下式确定：
≥
+
（7—1）
式中 ——液压缸或液压马达最大工作压力（MPa）
——由液压泵出口到液压缸或液压马达进口之间的管路沿程阻力损失和局部阻力损失之和。这些阻力损失只有在液压元件选定后，并绘出管路布置图才能计算。在初算时按经验数据选取：管路简单，流速不大的取=0.2—0.5MPa；管路复杂，流速较大的取=0.5—1MPa。该系统取=0.5MPa
由公式（5—11）得：=10.82+0.5＝11.32MPa；
6.1.2确定液压泵的流量和排量
；
当多液压缸（或马达）同时动作时，液压泵的流量要大于同时动作的几个液压缸（或马达）所需的最大流量。并应考虑到系统的漏损和液压泵磨损后容积效率的下降。
即有下式计算液压泵的流量公式：
≥
（∑） （m
/s） （7—2）
式中 ——系统泄漏系数。一般取1.1—1.3。大流量取小值，小流量取大值。该系统取=1.1
（∑）——同时动作的液压缸（或马达）的最大流量（m/s）；可以从Q—t图上查得。对于工作过程始终用节流调速的系统，在确定流量时，尚需加上溢流阀的最小流量，一般取0.05×10
m/s
由Q—t图得到液压缸所需最大流量
∑31.8L/min；
由公式（7—2）得：
≥1.1×31.8=34.98L/min；
此液压系统采用液压变 转速为1500r/min；
排量公式：
=/1500 （7—3）
由公式（7—3）得：
=34.98/1500=0.02332L/r=23.32ml/r；
6.1.3选择液压泵的规格
已算出的最大工作压力和流量，得出液压泵的额定压力=
（1+25%）=14.15MPa。查阅文献[9]，选则液压泵的型号为JPW200/30-45；排量32ml/r；转速1500r；额定压力21MP；
额定流量得：32×1500/1000=45L/min，这里选45 L/min；
6.1.4确定驱动液压缸的功率
由于本机器采用闭合式液压系统，压力损失很小，可以忽略不记。这一点可以在后边的系统验算中得到准确的验证。所以液压泵的输出功率用下式计算：
= （7—4）
式中 ——液压泵的输出功率（kw）
——液压缸压力（MPa）
——液压泵的流量（m/s）
一、液压缸处于启动时
由JPW200/30-45型号液压泵的压力、流量曲线图可得：=0.00053m3/s,
所以由公式（7—4），得：
=（
）
=（1.0×10/0.01）×0.00053=530（w）
二、液压缸压力达到最大值时（即到达系统最高压力时）
由JPW200/30-45型号液压泵的压力、流量曲线图可得：=0.0002m3/s,
所以由公式（7—4），得：
=10.82×10
×0.0002×10
=2.164kw
三、液压缸处于快退时
由JPW200/30-45型号液压泵的压力、流量曲线图可得:
=0.00051 m3/s,
所以由公式（7—4），得：
=2.2×10×0.00051×10=1.12kw
因此，选出液压泵的最大输出功率=2.164kw。
6.2 电动机的选择
电动机分交流电动机和直流电动机两种，如无特殊说明时，一般选择交流。选择电动机的类型和结构形成应根据电源种类（交流或直流），工作条件（环境、温度、空间、位置等，载荷的大小和性质的变化，过载情况等），启动性能和启动、制动正反转的频率程度等条件来选择。Y系列三相笼式异步电动机是一般用途的的全封闭式鼠笼三相异步电动机。由于结构简单，工作可靠，价格低廉，因此本设计选用此电动机。
根据所求得到的液压泵的功率，对电动机进行选择，根据参考文献[4]本设计可选电动机Y100L2—4，其额定功率为3kw，转速为1430r/min。
6.3 控制阀的选择
选择控制阀应按额定压力、最大流量、动作方式、安装固定方式、压力损失数值、工作性能参数和工作寿命来选择。
1. 应尽量选择标准定型产品，一般不使用自行设计专用的控制阀。
2. 一般选择控制阀的额定流量应比系统管路实际通过的流量大一些。必要时允许通过阀的最大流量超过其额定流量的20%。
3. 应注意差动液压缸由于面积差形成不同回油量对控制阀正常工作的影响。
方向控制阀主要有手动换向阀，机动换向阀，电磁换向阀等几种形式。由前面所分析，本课题设计的机器所用的换向阀为电磁换向阀。
由于本液压系统中要的是三个位置的换向阀，在这里简单介绍下三位四通换向阀的功能。
1. 三位四通换向阀处于中位，各油口封闭，该液压泵处于卸荷状态。
2. 三位四通换向阀处于左端，油口P与B之间相连，A与O之间相连，液压缸下降动作，完成快进和工进两种动作。
3. 三位四通换向阀处于右端，油口P与A之间相连，B与O之间相连，液压缸上升动作，完成快退工艺。。
图7—1 三位四通手动换向阀
参考同类机械的选择，查阅参考文献[9]，选择换向阀的型号为：
4S—H。
6.4 管道（导管）的选择
选择管道的主要内容是根据压力损失，发热量和液压冲击，合理确定管道内径、壁厚和材料。
在液压传动中常用的管子有钢管、铁管、胶管、尼龙管和塑料管等，该设计管道选择45号无缝钢管。
6.4.1 管道内径的确定
由流体力学可知，当通过管道的油液流量Q一定时，管道内径决定管道截面的油液平均流速v；
即：
≥1130
（7—5）
式中 ——液体最大流量 m/s
——管道内液流平均流速m/s； 惯用流速：对吸油管≤1—2m/s（一般取1m/s以下）；对于压油管≤3—6m/s；对于回流管≤1.5—2.5m/s
当对吸油管道时，吸油管平均流速在此取=1.5m/s；
由公式（7—5）得：
d=1130
=20.83mm
根据文献[4]表14.2—12取=25mm；
当对压油管道时，吸油管平均流速在此取=4m/s；
由公式（7—5）得：
=1130
=12.75mm
根据文献[4]表14.2—12取=20mm；
当对回油管道时，吸油管平均流速在此取=2m/s；
油管平均流量在此取=/2；
由公式（7—5）得：
=1130
=18.05mm
根据文献[4]表14.2—12取=20mm；
6.4.2 管道壁厚
的计算
管壁厚度计算公式：
≥/2[]= 
（7—6）
式中 ——管道壁厚（m）
——管道承受的最高工作压力（MPa）
——管道内径（m）
[]——管道材料的抗拉许用应力（MPa）
——材料的抗拉强度（MPa），在此取=600MPa
——安全系数，它需要考虑管道径向尺寸的误差与形变，管道内径的压力脉动，液压冲击，管道的材料质量及工作压力的周期变化等不安全因素。故一般规定=4—8。液压震动，压力冲击大取大值；液压震动，压力冲击小取小值。本设计取=4。
[]=/ （7—7）
=600/4=150MPa；
当对吸油管时由公式（7—6）得：
=（21×25）
（2×150）
=1.75mm
计算出值应符合标准系列值，查文献[4]表14.2—12得=5mm。
外径管=25+2×5=35mm;
查阅文献[4]得管=35mm;
当对压油管时由公式（7—6）得：
=（21×20）（2×150）
=1.4mm
计算出的值应符合标准系列值，查文献[4]表14.2—12得=5mm。
外径管=20+2×5=30mm ;
查阅文献[4]得管=30mm;
当对回油管时由公式（7—6）得 ：
=（20.5×20）
（2×150）
=1.36mm
计算出的值应符合标准系列值，查文献[4]表14.2—12得=5mm。
外径管=20+2×5=30mm ;
查阅文献[4]得管=30mm;
6.5 确定油箱的容量
油箱在液压系统中除了储油外，还起着散热分离油液中的气泡，沉淀杂质等作用。油箱中安装有很多辅件，如冷却器、加热器、空气过滤器及液位计等。
油箱的设计要点：
1. 油箱必须有足够大的容积。
2. 吸油管及回油管应插入最低液面下，以防止吸空和回油飞溅产生气泡。
3. 吸油管和回油管之间的距离要尽可能远些。
4. 为保持清洁，油箱应有周边密封的盖板，盖板上有空气过滤器。
5. 油箱底部应距地面150mm以上，以便于搬运，散热，放油等。
6.对油箱内表面要做好防腐处理。
本设计初选油箱体积为0.3m。其散热情况将在性能演算中讨论。
6.5.1液压油的选择
液压油应具有适当的粘度和良好的粘—温特性，油膜强度要高，具有较好的润滑性能，能抗氧化稳定性好，腐蚀作用少，对涂料、密封材料等有良好的适应性。同时液压油还应具有一定的消泡能力。液压系统能否可靠运行，很大程度取决于系统所选的液压油。
选择液压油，首先是介质种类的选择；然后考虑合适的粘度；最后还要考虑使用条件等因素。本设计选用抗磨液压油，可选用型号YB—N32。密度为900kg/m，比热容
=1.88kJ/kg.
C；40C时运动粘度值为32mm/s；
6.5.2过滤器的选择
过滤器的功能是清除液压系统工作介质中的固体污染物，使工作介质保持干净，延长元器件的使用寿命。它是液压系统里不可缺少的重要辅件。
所选的过滤器，应具有足够大的通油能力，并且压力损失要小，过滤精度应满足液压系统或元件所需清洁要求。有足够的强度，滤芯要便于更换和清洗。
根据参考文献[1]表43.8—18，可选择过滤器的型号WU—160×80；其最大流量为160L/min，过滤精度为80
m。
6.6 联轴器的设计
联轴器所连接的两轴，由于制造及安装误差，承载后的变形以及温度变化的影响等，往往不能保证严格的对中，而是存在着某种程度的相对位移。这就要求设计联轴器时，要从结构上采用各种不同的措施，使之具有一定的相对位移的性能。
弹性联轴器利用弹簧元件的弹性变形来补偿两轴之间的相对位移，而可动元件之间的间隙小，特别是那些需要经常启动和逆转的传动。于是电动机出来后直接相连的就是液压泵，它们之间就必须是弹性联结，使用一个有弹性元件的联轴器。
根据参考文献[8]表41.5—29，选用弹性柱销联轴器，型号为HL5型。
