毕业设计方案液压升降机.doc

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
八.参照文献 46

摘 要
液压传动相对于机械传动来说，是一门发展较晚技术。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，浮现了由响应迅速、精度高液压控制机构所装备各种军事武器。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可以更好地巩固和实践所学专业知识而设立，在本次课程设计中，咱们以机电传动控制以及液压与气压传动中所学知识为基本，设计了压块机液压及控制系统。本系统液压系统重要由液压缸，换向阀，溢流阀，压力继电器，插装阀及各类泵构成，能实现颗粒散料压制加工。PLC控制某些重要由定期器，继电器及行程开关构成，对整个液压系统起控制作用
论文简介了应用PLC技术对升降平台液压系统进行控制设计办法和实现过程。采用PLC控制，提高了该机器可靠性，减少了人力成本，提高了公司经济效益。由于该行业在生产过程中，规定提高生产自动化。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，导致电气控制某些可靠性差、故障率高，寻常维护量大。随着可编程控制器（PLC）技术发展，把PLC控制技术应用于装药机液压装置控制中，取代原有液压装置控制线路。简化了电器控制电路，提高了可靠性，获得了较好使用效果。并且易于修改控制程序，提高了控制系统可扩展性。

核心字：升降平台，液压控制，可编程控制器，可靠性。
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 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.
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，使其可以顺利完毕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转换，并运用PLC完毕顶升动作自动循环，其动作为
电机启动——>顶升装置迅速上行——>行程开关——>顶升装置慢速上行——>行程开关——>顶升装置停留——>定期器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
需要考虑如下特殊工况:
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，突遇断电状况，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

液压缸速度在整个行程过程中都比较平稳，无明显变化，在起升初始阶段到运营稳定阶段，其间有一段加速阶段，该加速阶段加速度表较小，因而速度变化不明显，形成终了时，有一种减速阶段，减速阶段加速度亦比较小，因而可以说升降机在整个工作过程中无明显加减速阶段，其运动速度比较平稳。液压缸运动特点如下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，触遇到行程开关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时触遇到行程开关SQ2时，液压缸开始保压停留，装卸货品后通过压力传感器，液压缸开始匀加速下降，达到0.2m/min液压缸继续匀速下降，通过行程开关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工作状况而产生负载，而对于顶升机械，其重物重量就是工作负载。本设计中升降机最大顶升作用力为190KN，负载由于都是190KN，因此无需分析。

三.拟定液压系统原理
液压系统方案是依照主机工作状况，主机对液压系统技术规定，液压系统工作条件和环境条件，以成本，经济性，供货状况等诸多因素进行全面综合设计选取，从而拟订出一种各方面比较合理，可实现液压系统方案。其详细涉及内容有：油路循环方式分析与选取，油源形式分析和选取，液压回路分析，选取，合成，液压系统原理图拟定。
3.1油路循环方式分析和选取
油路循环方式可以分为开式和闭式两种，其各自特点及互相比较见下表：
表3-1

油路循环方式选取重要取决于液压系统调速方式和散热条件。
比较上述两种方式差别，再依照升降机性能规定，可以选取油路循环方式为开式系统，由于该升降机主机和液压泵要分开安装，具备较大空间存储油箱，并且规定该升降机构造尽量简朴，开式系统刚好能满足上述规定。

3.2开式系统油路组合方式分析选取
当系统中有各种液压执行元件时，开始系统按照油路不同连接方式又可以分为串联，并联，独联，以及它们组合---复联等。
串联方式是除了第一种液压元件进油口和最后一种执行元件回油口分别与液压泵和油箱相连接外，别的液压执行元件进，出油口依次相连，这种连接方式特点是各种液压元件同步动作时，其速度不随外载荷变化，故轻载时可各种液压执行元件同步动作。

3.3调速方案选取
调速方案对主机性能起决定作用，选取调速方案时，应依照液压执行元件负载特性和调速范畴及经济性等因素选取。
惯用调速方案有三种：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，因素是该调速回路有如下特点：承载能力好，成本低，调速范畴大，合用于小功率，轻载或中低压系统 。

3.4选取基本回路
（1） 调速方式选取 液压系统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运动部件前冲现象，在回油路上加背压阀。
（2）液压泵形式选取 系统工作循环重要由低压大流量和高压小流量两个阶段构成，最大流量时间之比。
上述数据表白，在一种工作循环中，液压油源在大某些时间都处在高压小流量供油状态，只有小某些时间工作在低压大流量供油状态。从提高系统效率、节约能量角度来看，采用一种大流量定量泵和一种小流量定量泵双泵串联供油方式，有助于减少能耗和生产成本。
图3-2

（3）速度换接方式选取 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。迅速运动通过差动回路来实现。
(4)换向回路选取 为了换向平稳，选用电磁换向阀。为了便于实现液压缸中位停止和差动连接，选用三位五通阀。
(5)压力控制回路选取 系统在工作状态时高压小流量泵工作压力由溢流阀调节，同步用外控顺序阀实现低压大流量泵卸荷。
3.5回路合成
对选定基本回路在合成时，有必要进行整顿、修改和归并。详细办法为；
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，必要在回油路上设立液控顺序阀10，以制止油液流回油箱。此阀通过位置调节后与低压大流量泵卸荷阀合二为一。
3）为防止机床停止工作时系统中油液回油箱，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

主缸运动工作循环
⑴迅速上升：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：活塞杆遇到行程开关，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：同迅速上升。
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）迅速上升
当液压系统总开关启动（连接PLC）时，三位四通电磁换向阀左位接通，再经二位二通电磁阀左位，经液控单向阀流入液压缸下缸，使工件迅速上升，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
当遇到行程开关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，回油与迅速上升相似，而此时双联叶片泵右泵经液控顺序阀留、流邮箱，左泵单泵供油。当液压缸遇到SQ2，液压缸停留。液控单向阀在此时有保压作用。
（3）慢速下降
当装卸货品时，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答中位，液压系统卸载。

表3-4

动作名称
1YA
2YA
3YA
迅速上升
+
-
-
慢速上升
+
-
+
保压
-
-
-
减速下降
-
+
-
停止
-
-
-
电磁铁工作状况表

四.机械系统设计方案
4.1依照负载计算设计参数，主缸压力，主缸直径
1． 液压缸工作压力
液压缸工作压力重要依照运动循环各阶段中最大总负载力来拟定，此外，还需要考虑如下因素：
（1） 各类设备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；压力选得高某些，则元件尺寸小，重量轻，但对元件制造精度，密封性能规定高。
（3） 因此，液压缸工作压力选取方式：一是依照机械类型选；二是依照切削负载选。
液压缸输出力由工作压力p和活塞有效面积A决定，而液压缸输出速度v是由输入液压缸流量q和活塞有效面积A决定。
即F=P*A v=q/A
各类机械设备惯用工作压力表
表4-1
机械类型
机床
农业机械
工程机械
磨床
组合床
龙头刨床
拉床
工作压力/Mpa
a≤2
3~5
≤8
8~10
10~16
20~32

由表《各类液压设备惯用工作压力》查得工作压力P=16Mpa
2．液压内径计算
D=
依照式中 F—液压缸理论输出力
P—供油压力（Mpa需要液压缸理论输出力F和系统选定供油压力P来计算缸筒内径D
D=）
液压缸理论输出力F，可按下式拟定
F=
式中 F0—活塞实际工作里
—负载率，普通取0.5-0.7，计算中取0.6
—液压缸总效率，计算中取0.9
F==351.9KN
则D==167.34㎜ 依照表GB/T 2348-49圆整后D=180㎜
3.活塞杆直径计算
依照强度规定计算活塞杆直径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
—活塞杆材料许用应力（Mpa）,当活塞杆为碳钢时，=100Mpa -120Mpa，计算中取100Mpa。
d=66.9㎜ 依照表GB/T 2348-49圆整后d=70㎜

4.2缸筒设计
1. 材料选取：缸筒材料及加工规定
缸筒材料普通选用20、35、45号钢，当缸筒、缸盖、挂街头等焊接在一起时，普通采用45号钢，在粗加工之后调质到241-285HBS。此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，缸筒内径表面粗糙度取，若采用活塞环密封时，推荐采用配合，缸筒内径表面粗糙度取。

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，渡鉻后缸筒内表面进行抛光。
缸筒内径圆度及圆柱度误差不不不大于直径公差一半，缸体内表面公差度误差在500mm上不不不大于0.03mm。
缸筒缸盖采用螺纹连接时，其螺纹采用中档精度。

缸筒厚度δ
=++
式中 —缸筒材料强度规定最小值
—缸筒外径公差余量
—腐蚀余量
按中档壁厚缸筒计算 =（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工作额定压力应不大于一极限值，以保证工作安全
0.35=0.35*=38.6Mpa
⑵为避免塑性变形，额定工作压力应满足
Pn（0.35-0.42） —缸筒发生安全塑性变形压力
=2.3lg=2.3*340lg=66.6Mpa
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
—最大工作压力，当工作压力P﹤16Mpa时，=1.5P。当工作压力P﹥16Mpa时，=1.25P，计算中取=1.25P=20Mpa
—材料许用应力（Mpa）
=
—缸筒材料抗拉强度，依照表《缸筒惯用无缝钢管材料力学性能》查得45号钢=600Mpa，依照表《安全系数n》查得，静载荷下钢安全系数n=3,
=200Mpa
h=0.433*180*=24.48㎜
3. 缸筒与缸盖连接方式
缸筒与刚盖连接形式如下：
缸筒和前端盖连接采用螺栓连接，其特点是径向尺寸小，重量轻，使用广泛，端部构造复杂，缸筒外径需加工，且应于内径同轴，装卸需要用专门工具，安装时应防止密封圈扭曲。

图 4-2

缸盖与后端盖连接采用焊接形式，特点为构造简朴尺寸小，重量轻，使用广泛，缸筒焊后也许变形，且内径不易加工。

图4-.3

4.缸盖材料及加工规定
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，最佳用铸铁，并在导向表面堆镕黄铜，青铜和其她耐磨材料。当单独设立导向套时，导向材料为耐磨铸铁，青铜或黄铜等，导向套压入缸盖。
缸盖技术规定：与缸筒内径配合直径采用，与活塞杆上缓冲柱塞配合直径取，与活塞密封圈外径配合直径采用，这三个尺寸圆度和圆柱度误差不不不大于各自直径公差一半，三个直径同轴度误差不不不大于0.03mm。

4.3活塞和活塞杆设计
1.活塞和活塞杆构造形式
（1）活塞构造形式
活塞构造形式应依照密封装置形式来选取，本设计中选用形式如下：
图4-4
（2）活塞杆
活塞杆外部与负载相连接，其构造形式依照工作需要而定，本设计中如下所示：

图4-5
内部构造如下：
图4-5
2.活塞、活塞杆材料及加工规定
有导向环活塞用20，35或45号钢制成。
活塞外径公差，与活塞杆配合普通为，外径粗糙度，外径对活塞孔跳动不不不大于外径公差一半，外径圆度和圆柱度不不不大于外径公差一半。
活塞两端面对活塞轴线垂直度误差在100mm上不不不大于0.04mm。
活塞杆惯用材料为35、45号钢。
活塞杆工作某些公差级别可以取，表面粗糙度不不不大于，工作表面直线度误差在500mm上不不不大于0.03mm。
活塞杆在粗加工后调质，硬度为，必要时可以进行高频淬火，厚度0.5-1mm，硬度为。
3.活塞杆导向套
活塞杆导向套装在液压缸有杆腔一侧端盖内，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。
导向套构造有端盖式和插件式两种，插件式导向套装拆以便，拆卸时不需要拆端盖，故应用较多。本设计采用端盖式。构造见装配图。
导向套尺寸重要是指支撑长度，普通依照活塞杆直径，导向套形式，导向套材料承压能力，也许遇到最大侧向负载等因素拟定。普通采用两个导向段，每段宽度均为，两段中间线间距为，导向套总长度不适当过大，以免磨擦太大。

4.活塞杆强度校核

式中 ，对于圆断面==17.5
=0.7 =1000
==40＜60
===91.49Mpa＜=200Mpa
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：
时，
在该设计及安装形式中，液压缸两端采用铰接，其值分别为：

将上述值代入式中得：

故校核采用式子为：

式中： n=1 安装形式系数
E 活塞杆材料弹性模量 钢材取
J 活塞杆截面转动惯量
L 计算长度 1.06m
代入数据：

=217KN
其稳定条件为：

式中： 稳定安全系数，普通取=2—4 取=3
F 液压缸最大推力 190K N
代入数据：
=72 KN
故活塞杆稳定性满足规定。

五.液压系统设计方案
5.1流量功率计算
5.2液压泵设计与校核
取油路压力损失0.8Mpa.取调节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=10.27Mpa
=+0.8+0.5=10.27+1.3=11.37Mpa
整个过程中最大流量为

由于泄露系数=1.05

溢流阀最小稳定流量为，
因此液压泵最小流量为7.32
查表《PV2R系列低噪声叶片泵技术参数》选贼PV2RL2—10132，其中 ，小液压泵排量为，大液压泵排量为

由于液压缸在迅速工进时输入功率最大，这时液压泵工作压力为11.37 Mpa，流量为28.35 ，查表《液压泵总功率》取总效率，液压泵驱动电动机所需功率

依照表《Y系列（IP44）α型三相异步电动机技术参数》选用 Y160L-6电动机

5.3阀类元件及辅助元件
1.压力调节范畴：系统调节压力应在压力调节范畴之内。
流量：通过压力控制阀实际流量应不大于压力控制阀额定流量。
构造类型：依照构造类性及工作原理，压力控制阀可以分为直动型和先导型两种，直动型压力控制阀构造简朴，敏捷度高，但压力受流量变化影响大，调压偏差大，不合用在高压大流量下工作。但在缓冲制动装置中规定压力控制阀敏捷度高，应采用直动型溢流阀，先导型压力控制阀敏捷度和响应速度比直动阀低某些，调压精度比直动阀高，广泛应用于高压，大流量和调压精度规定较高场合。此外，还应考虑阀安装及连接形式，尺寸重量，价格，使用寿命，维护以便性，货源状况等。
2.流量控制阀选用原则如下：
压力：系统压力变化必要在阀额定压力之内。
流量：通过流量控制阀流量应不大于该阀额定流量。
测量范畴：流量控制阀流量调节范畴应不不大于系统规定流量范畴，特别注意，在选取节流阀和调速阀时，所选阀最小稳定流量应满足执行元件最低稳定速度规定。

3.方向控制阀选用原则如下：
压力：液压系统最大压力应低于阀额定压力
流量：流经方向控制阀最大流量普通不不不大于阀流量。
滑阀机能：滑阀机能之换向阀处在中位时通路形式。
操纵方式：选取适当操纵方式，如手动，电动，液动等。方向控制阀在该系统中重要是指电磁换向阀，通过换向阀处在不同位置，来实现油路通断。
依照阀类及辅助元件所有油路最大压力和通过最大实验流量，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
② 三位四通电磁阀（m型）
最大流量=25.5*2=51 以上，取55
依照表《电磁换向阀系列技术参数》选用型号：34DM-E10B
额定流量80 额定压力16 Mpa 压降＜6.3Mpa
③ 二位二通电磁阀
由于预测流量为25，取预定流量为40，额定压力31.5Mpa，额定压降＜0.1Mpa
选用型号：22DH—H10B
④ 单向阀（5个）
预测流量25，因此选用型号：AF3—Ea10B
额定流量63，额定压力16Mpa，额定压降＜0.2Mpa，
⑤ 溢压阀
由于最大压强为11.35Mpa,液压阀额定压强至少不不大于最大压强，因此选用型号：YF3—E10B
额定流量5 ，额定压力16 Mpa。

⑥ 液控顺序阀
预测流量25 ，选用型号：XF3—E10B
额定流量63 ，额定压力16 Mpa，额定压降＜0.3 Mpa
⑦ 滤油器
预测通过流量30，选用型号：XU—63X80J
额定流量63，额定压力16Mpa
⑧ 液控单向阀（2个）
预测通过流量25，选用型号：DFY—L20H
额定流量60，额定压力31.5Mpa
⑨ 溢流阀（背压阀）
其可调到0.6Mpa，故选用型号：YF3—E10B
额定流量63，额定压力16Mpa
⑩.调速阀（2个）
预测流量0.1-0.2，选用型号：QF—E10B
额定流量0.07-50，额定压力16Mpa

元件型号及规格

序号

元件名称
预计通过流量

额定流量

额定压力

额定压降

型号，规格

1

双联叶片泵

—

（6.75+21.6）

21

—
PV2R12—10132

2
三位四通电磁阀
55
80
16
＜0.3
34DM-E10B
3
二位二通电磁阀
25
40
31.5
＜0.3
22DH—H10B

4

单向阀

25

63

16

＜0.2
AF3—Ea10B
L/min
5
溢压阀
—
63
16
—
YF3—E10B
6
液控顺序阀
25
63
16
＜0.3
XF3—E10B
7
滤油器
30
63
—
＜0.02
XU—63X80J
8
液控单向阀
25
60
31.5
＜0.2
DFY—L20H
9
溢流阀
30
63
16
—
YF3—E10B
10
调速阀
0.1—0.2
0.07—50
16
—
QF—E10B
表5-1
5.4油管
管路按其在液压系统中作用可以分为：
主管路：涉及吸油管路，压油管路和回油管路，用来实现压力能传递。
泄油管路：将液压元件泄露油液导入回油管或邮箱.
控制管路：用来实现液压元件控制或调节以及与检测仪表相连接管路。
本设计中只计算主管路中油管尺寸。

液压系统中使用油管分硬管和软管，选取油管应有足够同流截面和承压能力，同步，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如下，易变曲，便于装配；黄铜管承受压力较高，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以便部位。
3） 软管：用于两个相对运动件之间连接。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，因此软管不适当装在液压缸和调速阀之间。
依照上述承压范畴考虑，这里选取铜管
依照推荐选取在压油管流速3，按

式中 q—通过管道流量
v—管内容许流速
⑴迅速上升时
输入流量：
排出流量：=（28.35*21587.5）/25434=24.07
⑵慢速上升时
输入流量：=0.2
排出流量=（0.2*21587.5）/25434=0.17
⑶慢速下降时
输出流量：=0.2
=（0.2*25434）/2157.5=0.24

液压缸进出流量

迅速上升
慢速上升
慢速下降
输入流量

输出流量

运动速度

1

0.2

0.2
表5-2

因此液压缸无杆腔及有杆腔油管内径分别为

这两根管都可按GB/T 2351—选用内径mm，外径mm冷拔无缝钢管。

⒌5油箱
油箱容积拟定是设计油箱核心，油箱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，可根据使用状况，按照经验公式拟定油箱容积

式中： 油箱容积
液压泵流量
经验系数 见下表
表5-3

行走机械
低压系统
中压系统
锻压系统
冶金机械

1—2
2—4
5—7
6—12
10

依照上表，取数据=7，故其容积为

按JB/T7938—1999规定，取最接近原则值V=250L

5.6验算液压系统性能
㈠ 验算系统压力损失并拟定压力阀调节值
液压系统性能估算目在于评估设计质量。估算内容普通涉及：系统压力损失，系统效率，系统发热与温升，液压冲击等。对于大多数规定普通系统来讲，只采用某些简化公式进行验算，定性阐明状况。
1.系统压力损失
系统压力损失涉及管道内沿程损失和局部损失以及法类元件局部损失之和，计算时不同工作阶段要分开来计算，回油路上压力损失要折算到进油路上去，因而某一阶段系统总压力损失为：

式中： 系统进油路压力总损失

系统回油路压力总损失

当前依照上式计算液压系统工作过程中压力损失。
由于系统管路布置尚未拟定，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。压力损失验算按一种循环不同阶段进行：
⑴迅速上升
迅速上升时，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背压损失为0.6Mpa，单向阀为？？60，回油通过电磁阀2,3为24.07。
因此回油压力为

值略不不大于预计值0.6，重新计算
油腔压力为

基本等于有效算数值。
考虑到各种状况，故溢流阀6调节为
＞
因此溢流阀应调节为8.45以上。
⑵慢速上升
比起迅速上升，少了单向阀流量，多了顺序阀24.07及调速阀压降为0.85。
因此回油压力为

基本等于估算值，不需验算，而考虑到各种状况，故溢流阀调节为
＞
综合1，溢流阀调节到8.83以上。
⑶慢速下降
分析与2相似
进油压降为

回油压降为

因此慢速下降时工作压力为

因此顺序阀至少不不大于10.88
2.系统总效率验算
液压泵总效率与液压泵总效率，回路总效率及执行元件效率关于，其计算式为：
回路效率：
同步动作液压执行元件工作压力与输入流量乘积之和
同步供油液压泵工作压力与输出流量乘积之和
依照上式有：

液压系统总效率为：

㈡验算油液温升
由于快进时间较短，咱们以向上工进上升下降来计算

大液压泵通过顺序阀流量为24.07，该顺序阀额定流量63，压力损失

为阀压工进时压力损失。
小液压泵工作压力为，流量为，

其中为两个液压泵总输出功率。
因此
为液压系统发热功率。
油箱散热面积为

依照表《油箱散热系数》查得
则按式求出温升为

依照表《机械容许温升》，故该液压系统不必设立冷却器。

六.PLC设计
㈠．PLC系统硬件设计
PLC控制系统控制液压系统电磁换向阀以及限位开关SQ1~SQ3，实现液压缸油路变换，进而实现液压缸迈进与退回，工作过程如下：
（1） 液压泵启动。
（2） 液压缸迅速上升。
（3） 遇到行程开关SQ1，液压缸慢速上升。
（4） 液压缸遇到SQ2，液压缸停留。
（5） 装卸货品时，压力传感器控液压缸慢速下降。
（6） 液压缸遇到限位开关SQ3，系统自动卸荷停止工作。
系统用两个按钮控制，一种启动按钮，一种停止按钮。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/输出点分派见表2-1。按照升降平台工作过程，其PLC外部接线所示。

表6-1
输入电器
输入点
输出电器
输出点
启动按钮SB1
I0.0
继电器1YA
Q0.1
行程开关SQ1
I0.1
继电器2YA
Q0.2
行程开关SQ2
I0.2
继电器3YA
Q0.3
行程(限位)开关SQ3
I0.3

压力传感器
I0.4

停止按钮SB2
I0.5

自动按钮SB3
I0.6

手动按钮SB4
I0.7

上升按钮SB5
I0.8

下降按钮SB6
I0.9

㈡.PLC接线图

图6-2

㈢.梯形图
1．主程序

2.子程序SCR-1