2016200T液壓機液壓系統(tǒng)設計全

1、摘要IAbstractII1緒論11.1.1 液壓傳動技術的發(fā)展與研究動向11.1.2 我國液壓系統(tǒng)的發(fā)展歷程21.1.3 液壓傳動技術的應用32200T液壓機液壓系統(tǒng)設計62.1 液壓系統(tǒng)設計要求62.1.1 液壓機負載確定62.1.2 液壓機主機工藝過程分析62.1.3 液壓系統(tǒng)設計參數(shù)62.2 液壓系統(tǒng)設計62.2.1 液壓機主缸工況分析62.2.2 液壓機頂出缸工況分析92.3 液壓系統(tǒng)原理圖擬定112.3.1 液壓系統(tǒng)供油方式及調(diào)速回路選擇112.3.2 液壓系統(tǒng)速度換接方式的選擇122.3.3 液壓控制系統(tǒng)原理圖122.3.4 液壓系統(tǒng)控制過程分析132.3.5 液壓機執(zhí)行部件動作

2、過程分析142.4 液壓系統(tǒng)基本參數(shù)計算162.4.1 液壓缸基本尺寸計算162.4.2 液壓系統(tǒng)流量計算182.4.3 電動機的選擇202.4.4 液壓元件的選擇222.6.1 液壓系統(tǒng)壓力損失驗算333200T液壓機電氣系統(tǒng)設計403.1 電氣控制概述403.2 液壓機電氣控制方案設計403.2.1 液壓機電氣控制方式選擇403.2.2 電氣控制要求與總體控制方案403.3 液壓機電氣控制電路設計413.3.1 液壓機主電路設計413.3.2 液壓機控制電路設計413.3.3 電氣控制過程分析42結(jié)論44參考文獻45致謝46附錄A 液壓機使用說明書472200T液壓機液壓系統(tǒng)設計2.1 液

3、壓系統(tǒng)設計要求2.1.1 液壓機負載確定液壓機的最大工作負載為2000KN，工進時液體最大壓力為25Mpa。2.1.2 液壓機主機工藝過程分析 壓制工件時主機的工藝過程：按下啟動按鈕后，主缸上腔進油，橫梁滑塊在自重作用下快速下行，此時會出現(xiàn)供油不足的情況，補油箱對上缸進行補油。觸擊快進轉(zhuǎn)為工進的行程開關后，橫梁滑塊工進，并對工件逐漸加壓。工件壓制完成后進入保壓階段，讓產(chǎn)品穩(wěn)定成型。保壓結(jié)束后，轉(zhuǎn)為主缸下腔進油，滑塊快速回程，直到原位后停止。橫梁滑塊停止運動后，頂出缸下腔進油，將工件頂出，工件頂出后，頂出缸上腔進油，快速退回。2.1.3 液壓系統(tǒng)設計參數(shù)最大負載：2000KN； 工進時系統(tǒng)最大壓

4、力：25MPa主缸回程力：400KN； 頂出缸頂出力：350KN2.2 液壓系統(tǒng)設計2.2.1 液壓機主缸工況分析1) 主缸速度循環(huán)圖根據(jù)液壓機系統(tǒng)設計參數(shù)中主缸滑塊行程為700mm，可以得到主缸的速度循環(huán)圖如下：圖2.1 主缸速度循環(huán)圖2) 主缸負載分析液壓機啟動時，主缸上腔充油主缸快速下行，慣性負載隨之產(chǎn)生。此外，還存在靜摩擦力、動摩擦力負載。由于滑塊不是正壓在導柱上，不會產(chǎn)生正壓力，因而滑塊在運動過程中所產(chǎn)生的摩擦力會遠遠小于工作負載，計算最大負載時可以忽略不計。液壓機的最大負載為工進時的工作負載。通過各工況的負載分析，液壓機主缸所受外負載包括工作負載、慣性負載、摩擦阻力負載，即： F

5、= Fw + Ff + Fa( 2.1 )式中： F 液壓缸所受外負載； Fw 工作負載； Ff 滑塊與導柱、活塞與缸筒之間的摩擦阻力負載，啟動時為靜摩擦阻力負載，啟動后為動摩擦力負載； Fa 運動執(zhí)行部件速度變化時的慣性負載。(1) 慣性負載Fa計算 計算公式： Fa = ( 2.2 )式中： G 運動部件重量； g ；時間內(nèi)的速度變化量；加速或減速時間，一般情況取=0.010.5s。查閱相同型號的四柱液壓機資料，初步估算橫梁滑塊的重量為30KN。由液壓機所給設計參數(shù)可及：=0.08m/s ，取=0.05s，代入公式2.2中。即：Fa = = 4898N(2) 摩擦負載Ff計算滑塊啟動時產(chǎn)生

6、靜摩擦負載，啟動過后產(chǎn)生動摩擦負載。通過所有作用在主缸上的負載可以看出，工作負載遠大于其它形式的負載。由于滑塊與導柱、活塞與缸體之間的摩擦力不是很大，因而在計算主缸最大負載時摩擦負載先忽略不計。(3) 主缸負載F計算將上述參數(shù)Fa = 4898N 、Fw = 2000000N代入公式2.1中。即： F = 2000000 + 4898 = 2004898N3) 主缸負載循環(huán)圖 表2.1 主缸工作循環(huán)負載工作循環(huán)外負載啟動F = f靜 + Fa25KN橫梁滑塊快速下行F = f動忽略不計工進F = f動 + Fw2000KN快速回程F = f 回+ F背400 KN注：“f靜”表示啟動時的靜摩擦

7、力，“f動”表示啟動后的動摩擦力。圖2.2 主缸負載循環(huán)圖2.2.2 液壓機頂出缸工況分析1) 頂出缸速度循環(huán)圖行程為250mm，得到頂出缸的速度循環(huán)圖如下：圖2.3 頂出缸速度循環(huán)圖2) 頂出缸負載分析主缸回程停止后，頂出缸下腔進油，活塞上行，這時會產(chǎn)生慣性、靜摩擦力、動摩擦力等負載。由于頂出缸工作時的壓力遠小于主缸的工況壓力，而且質(zhì)量也比主缸滑塊小很多，慣性負載很小，計算時可以忽略不計；同理摩擦負載與頂出力相比也很小，也可不計；工件頂出時的工作負載比較大，計算頂出缸的最大工作負載時可以近似等于頂出力。將參數(shù)代入公式2.1計算頂出缸的最大負載。即：F = Fw = 350000N式中： Fw

8、 頂出力；3) 頂出缸負載循環(huán)圖表2.2 頂出缸工作循環(huán)負載工 作 循 環(huán)外 負 載啟 動F = F靜 + Fa忽略不計頂出缸頂出F = = f 動 + Fw1750 KN快速退回F = f 動 + F背8 KN 注：“f靜”表示啟動時的靜摩擦力，“f動”表示啟動后的動摩擦力。 頂出缸負載循環(huán)圖2.3 液壓系統(tǒng)原理圖擬定2.3.1 液壓系統(tǒng)供油方式及調(diào)速回路選擇液壓機工進時負載大，運動速度慢，快進、快退時的負載相對于工進時要小很多，但是速度卻比工進時要快。為了提高液壓機的工作效率，可以采用雙泵或變量泵供油的方式。綜合考慮，液壓機采用變量泵供油，基本油路如圖2.5所示。由于液壓機工況時的負載壓力

9、會逐步增大，為了使液壓機處于安全的工作狀態(tài)，調(diào)速回路采用恒功率變量泵調(diào)速回路。當負載壓力增大時，泵的排量會自動跟著減小，保持壓力與流量的乘積恒為常數(shù)，即：功率恒定，如圖2.6所示。圖2.5 液壓機基本回路圖1-液壓缸 2-油箱 3-過濾器 4-變量泵 5-三位四通電磁換向閥圖2.6 恒功率曲線圖2.3.2 液壓系統(tǒng)速度換接方式的選擇 液壓機加工零件的過程包括主缸的快進、工進、快退和頂出缸的頂出、快速回程。采用什么樣的方式進行速度的安全、準確換接是液壓機穩(wěn)定工作的基礎。為了達到控制要求，液壓系統(tǒng)的速度換接通過行程開關控制。這種速度換接方式具有平穩(wěn)、可靠、結(jié)構簡單、行程調(diào)節(jié)方便等特點，安裝也很容易

10、。2.3.3 液壓控制系統(tǒng)原理圖液壓系統(tǒng)采用插裝集成控制系統(tǒng)，該控制系統(tǒng)具有密封性好、流通能力大、壓力損失小、易于集成等優(yōu)點。液壓機系統(tǒng)控制原理如圖2.7所示。1、2、6、18、15、10、11-先導溢流閥 1S、2S、3S-行程開關 3、7-緩沖閥 14-單向閥 4、5、8、9、12、13、16、17、19、20-電磁換向閥 21-補油郵箱 22-充液閥 23、24-液壓缸 25-壓力表 F1、F2、F3、F4、F5、F6、F7、F8、F9、F10-插裝閥 26-變量泵 27-過濾器 28、29、30、31-梭閥圖2.7 液壓機插裝閥控制系統(tǒng)原理圖 液壓系統(tǒng)控制過程分析 整個液壓控制系統(tǒng)包括

11、五個插裝閥集成塊，插裝閥工作原理分析如下： F1、F2組成進油調(diào)壓回路，其中F1為單向閥，用于防止系統(tǒng)中液壓油倒流回泵，F(xiàn)2的先導溢流閥2用于調(diào)整系統(tǒng)的壓力，先導溢流閥1用于限制系統(tǒng)的最高壓力，緩沖閥3與電磁換向4用于液壓泵卸載和升壓緩沖； F3、F4組成主缸23油液三通回路，先導溢流閥6是用于保證主缸的安全閥，緩沖閥7與電磁換向閥8用于主缸上腔卸壓緩沖； F5、F6組成主缸下腔油液三通回路，先導溢流閥11用于調(diào)整主缸下腔的平衡壓力，先導溢流閥10為主缸下腔安全閥； F7、F8組成頂出缸上腔油液三通回路，先導溢流閥15為頂出缸上腔安全閥，單向閥14用于頂出缸作液壓墊，活塞浮動時上腔補油； F9

12、、F10組成頂出缸下腔油液三通回路，先導溢流閥18為頂出缸下腔安全閥。 除此之外，進油主閥F3、F5、F7、F9的控制油路上都有一個壓力選擇梭閥，用于保證錐閥關閉可靠，防止反壓開啟。2.3.5 液壓機執(zhí)行部件動作過程分析液壓機主缸、頂出缸工作循環(huán)過程分析如下：1) 主缸 (1) 啟動按下啟動按鈕，所有電磁鐵處于失電狀態(tài)，三位四通電磁閥4閥芯處于中位。插裝閥F2控制腔經(jīng)閥3、閥4與油箱接通，主閥開啟。液壓泵輸出的油液經(jīng)閥F2流回油箱，泵空載啟動。 (2) 主缸滑塊快速下行電磁鐵1Y、3Y、6Y得電，這時插裝閥F2關閉，F(xiàn)3、F6開啟，泵向系統(tǒng)供油，輸出油液經(jīng)閥F1、F3進入主缸上腔。主缸下腔油液

13、經(jīng)閥F6快速流回油箱?；瑝K在自重作用下快速下行，這時會因為下行速度太快，泵的輸出流量來不及填充上腔而在上腔形成負壓。充液閥21打開，上部油箱對上腔進行補油，滑塊的快速下行。 (3) 滑塊減速下行當滑塊行至一定位置觸動行程開關2S后，電磁鐵6Y失電，7Y得電，插裝閥F6控制腔先導溢流閥11接通，閥F6在閥11的調(diào)定壓力下溢流，主缸下腔會產(chǎn)生一定的背壓。主缸上腔的壓力這時會相應升高，充液閥21關閉。主缸上腔進油僅為泵的輸出流量，滑塊減速下行。 (4) 工進當滑塊減速行進一段距離后接近工件，主缸上腔的壓力由壓制負載決定，主缸上腔的壓力會不斷升高，變量泵輸出流量會相應自動減少。當主缸上腔的壓力達到先導

14、溢流閥2的調(diào)定壓力時，泵的輸出流量全部經(jīng)閥F2溢流，此時滑塊停止運動。 (5) 保壓當主缸上腔的壓力達到所需要求的工作壓力后，電接點壓力表發(fā)出電信號，電磁鐵1Y 、3Y、7Y全部失電，閥F3、F6關閉。主缸上腔閉鎖，實現(xiàn)保壓，同時閥F2開啟，泵卸載。 (6) 主缸上腔泄壓主缸上腔此時的壓力已經(jīng)很高，保壓一段時間后，時間繼電器發(fā)出電信號，電磁鐵4Y得電，閥F4控制腔通過緩沖閥7及電磁換向閥8與油箱接通，由于緩沖閥7的作用，閥F4緩慢開啟，主缸上腔實現(xiàn)無沖擊泄壓，保證設備處于安全工作狀態(tài)。 (7) 主缸回程當主缸上腔的壓力降到一安全值后，電接點壓力表發(fā)出電信號，電磁鐵2Y、5Y、4Y、12Y得電，

15、插裝閥F2關閉，閥F4、F5開啟，充液閥21開啟，壓力油經(jīng)閥F1、F5進入主缸下腔，主缸上腔油液經(jīng)充液閥21和閥F4分別流回上部油箱和主油箱，主缸完成回程。 (8) 主缸停止當主缸回程到達上端點，觸擊行程開關1S，全部電磁鐵失電，閥F2開啟，泵卸載。閥F5將主缸下腔封閉，上滑塊停止運動。2) 頂出缸 (1) 工件頂出當主缸回程停止運動后，按下頂出按鈕，電磁鐵2Y、9Y、10Y得電，插裝閥F8、F9開啟，液壓油經(jīng)閥F1、F9進入頂出缸下腔，上腔油液經(jīng)閥F8流回油箱，工件頂出。 (2) 頂出缸退回按下退回按鈕，電磁鐵9Y、10Y失電，電磁鐵2Y、8Y、11Y得電，插裝閥F7、F10開啟，液壓油經(jīng)閥

16、F1、F7進入頂出缸上腔，下腔油液經(jīng)閥F10流回油箱，頂出缸回程。3) 液壓系統(tǒng)電磁鐵動作順序表表2.3 液壓機液壓系統(tǒng)電磁鐵動作順序表執(zhí)行部件工況1Y2Y3Y4Y5Y6Y7Y8Y9Y10Y11Y12Y主缸快速下行+工進、加壓+保壓泄壓+回程+停止頂出缸頂出+退回+停止注：“+”表示電磁鐵處于得電狀態(tài)，“”表示電磁鐵處于失電狀態(tài)。2.4 液壓系統(tǒng)基本參數(shù)計算2.4.1 液壓缸基本尺寸計算1) 主缸工作壓力、內(nèi)徑、活塞桿直徑的確定因液壓機的工作負載比較大，取主缸的工作壓力為P=25MPa。計算主缸內(nèi)徑和活塞桿直徑。由主缸負載圖3.2可知最大負載F=2000KN。查表2-3 1，由主缸工作壓力為2

17、5MPa選取d/D為0.7，取液壓缸的機械效率cm = 0.95。液壓缸受力如圖2.8所示。圖2.8 液壓機主缸受力簡圖D=(2.3)式中： P1液壓缸工作壓力； P2液壓缸回路背壓，對于高壓系統(tǒng)初算時可以不計； F工作循環(huán)中最大負載；cm液壓缸機械效率，一般cm = 0.90.95。將參數(shù)代入公式（2.3），P2忽略不計，可求得液壓缸內(nèi)徑 即： D=mm327mm查表2-4 1,將液壓缸的內(nèi)徑圓整為標準系列直徑，取D=320mm；那么由d/D=0.7可以求得活塞桿直徑。 即：229mm同理查表2-5 1,將活塞桿直徑圓整為標準系列直徑，取d=220mm。經(jīng)過計算液壓機主缸的內(nèi)徑、活塞桿直徑分

18、別為：D=320mm ；d=220mm。2) 頂出缸工作壓力、內(nèi)徑、活塞桿直徑的確定頂出缸工作負載與主缸相比要小很多，查表2-1 1,取頂出缸的工作壓力P=12MPa,計算頂出缸內(nèi)徑和活塞桿直徑。由頂出缸負載圖2.4可知最大負載F=350KN。查表2-3 1，缸工作壓力為12MPa，選取d/D為0.7，取液壓缸的機械效率cm = 0.95。液壓缸受力如圖2.9所示。圖2.9 液壓機頂出缸缸受力簡圖將參數(shù)代入公式（2.3），P2忽略不計，可求得液壓缸內(nèi)徑 即：D=mm198mm查表2-4 1,將液壓缸的內(nèi)徑圓整為標準系列直徑，取D=200mm；那么由d/D=0.7可以求得活塞桿直徑。即：138m

19、m同理查表2-5 1,將活塞桿直徑圓整為標準系列直徑，取d=140mm。經(jīng)過計算液壓機頂出缸的內(nèi)徑、活塞桿直徑分別為：D=200mm ；d=140mm。2.4.2 液壓系統(tǒng)流量計算1) 主缸所需流量計算由設計參數(shù)及主缸的尺寸，對主缸各個工況所需流量進行計算。已知主缸的快進速度為0.08m/s，工進速度為0.006m/s，快速回程速度為0.03m/s，主缸內(nèi)徑為320mm，活塞桿直徑為220mm。由流量計算公式： （2.4）快進時：=工進時：= 快退時：=2) 頂出缸所需流量計算 由設計參數(shù)及頂出缸的尺寸，對頂出缸各工況所需流量進行計算。已知頂出缸的頂出速度為0.02m/s，快退速度為0.05m

20、/s，頂出缸內(nèi)徑為200mm，活塞桿直徑為140mm，代入公式（2.4），即：頂出時：= 快退時：=48L/min3) 液壓泵額定壓力、流量計算及泵的規(guī)格選擇(1) 泵工作壓力確定實際工作過程中，液壓油在進油路中有一定的壓力損失，因此在計算泵的工作時必須考慮壓力損失。泵的工作壓力計算公式為：（2.5）式中： Pp液壓泵最大工作壓力； P1執(zhí)行部件的最大工作壓力；進油路中的壓力損失，對于簡單的系統(tǒng)，取0.20.5MPa，對于復雜系統(tǒng)，取0.51.5MPa。本液壓機執(zhí)行部件的最大工作壓力P1=25MPa，進油路中的壓力損失，取=0.5MPa。代入公式（2.5）可求得泵的工作壓力。即：通過計算，泵的

21、工作壓力Pp=25.5MPa。該壓力是系統(tǒng)的靜壓力，而系統(tǒng)在各種工礦的過渡階段出現(xiàn)的動態(tài)壓力有時會超過靜壓力。此外，為了延長設備的使用壽命，設備在設計時必須有一定的壓力儲備量，并確保泵的壽命，因此在選取泵的額定工作壓力Pn時，應滿足，取Pp=1.25。即：(2) 液壓泵最大流量計算通過對液壓缸所需流量的計算，以及各自的運動循環(huán)原理，泵的最大流量可由公式(2.6)計算得到。(2.6)式中：液壓泵的最大流量；KL液壓系統(tǒng)泄漏系數(shù)，一般取KL=1.11.3，取KL=1.2；同時動作的各執(zhí)行元件所需流量之和的最大值。如果這時溢流閥正處于溢流狀態(tài)，還應加上溢流閥的最小溢流量。將參數(shù)代入公式（2.6）中，

22、即：463L/min(3) 液壓泵規(guī)格選擇查表5-17 1，根據(jù)泵的額定壓力，選取液壓泵的型號為：250YCY14-1B?；緟?shù)如下：排量：250mm/r ；額定壓力：32MPa ；額定轉(zhuǎn)速：1000r/min ；容積效率：92% 。(4) 泵的流量驗算：由液壓泵的基本參數(shù)可知泵每分鐘排量=160ml/r1000r/min=250L/min，而泵實際所需的最大流量=463L/min，液壓機出現(xiàn)供油不足，快進無法實現(xiàn)。為了滿足液壓機的正?？爝M，必須在液壓系統(tǒng)中設置補油油箱。2.4.3 電動機的選擇液壓機的執(zhí)行件有兩個，即：主缸和頂出缸。主缸和頂出缸各自工況的快進、工進、回程速度又不盡相同，這樣

23、對功率的消耗也不同。電動機額定功率的確定必須根據(jù)消耗功率最大的工況來確定，因此要分別計算主缸、頂出缸各工況消耗的功率。功率計算公式如下：P=(2.7)式中：P-電動機額定功率；Pp-液壓泵的工作壓力；-液壓泵的流量；-液壓泵的總效率，取=0.7。1) 主缸各工況功率計算(1) 快進功率主缸滑塊快進時，在自重作用下速度比較快，而液壓泵此時的輸出油量不能滿足滑塊的快速下行?？爝M時的負載很小，只有活塞與缸筒、導柱與滑塊之間的摩擦負載，這樣泵的出口壓力也很小，消耗的功率不會很大。(2) 工進功率由主缸負載循環(huán)圖2.2可及，工進時主缸最大負載為2000KN，無桿腔面積A=0.08，進油回路壓力損失取P=

24、0.5MPa，則液壓泵的壓力Pp由公式（2.8）計算。（2.8） 即： 將、=28.8L/min、=0.7代入公式（2.7）中，求得工進功率為：(3) 快退功率由圖2.2可知，快退負載為400KN,，取進油回路壓力損失取P=0.5MPa，代入公式（3.8），求得泵的壓力。 即：將、=76.2L/min、=0.7代入公式（2.7）中，求得快退功率即為：2) 頂出缸各工況功率計算(1) 頂出功率由頂出缸負載循環(huán)圖2.4可及，頂出時主缸最大負載為350KN，無桿腔面積A=0.032，進油回路壓力損失取P=0.5MPa，那么液壓泵的壓力Pp可由公式（2.8）計算。即：將、=37.8L/min、=0.7

25、代入公式（2.7）中，求得工進功率即為：(2) 回程功率頂出缸回程時，負載只有活塞與缸筒間的摩擦負載。負載大小應該比頂出時的負載要小很多，這樣回程消耗的功率也比頂出時消耗的功率要小，因此，回程功率計算從略。(3) 電動機額定功率及型號的確定電動機額定功率的確定，應依據(jù)消耗功率最大的工況。比較主缸、頂出缸各工況所需要的功率，主缸工進時的功率最大，為17.5KW。查表12-1 2，選取電動機型號為：Y180M-4。其它技術參數(shù)為：額定功率：18.5KW ； 滿載轉(zhuǎn)速：1470r/min 。表2.4 液壓元件明細表序 號液 壓 元 件 名 稱元 件 型 號額定流量（L/min）1溢 流 閥YEF3-

26、E25B1202溢 流 閥YEF3-E20B1204電磁換向閥34F3P-E16B805電磁換向閥24F3-E16B806溢 流 閥YEF3-E25B1208電磁換向閥24F3-E16B809電磁換向閥24F3-E16B8010溢 流 閥YEF3-E25B12011溢 流 閥YEF3-E20B12012電磁換向閥34F3O-E16B8013電磁換向閥24F3-E16B8014單向閥AF3-Eb20B10015溢 流 閥YEF3-E25B12016電磁換向閥24F3-E16B8017電磁換向閥24F3-E16B8018溢 流 閥YEF3-E25B12019電磁換向閥24F3-E16B8020電磁

27、換向閥24F3-E16B8022充液閥YAF3-Ea20B15025壓力表KF3E6L24026變量泵250YCY14-1B25027過濾器WU-250X180F250 液壓系統(tǒng)零部件設計液壓機主缸設計通過2.3.4.1液壓缸基本尺寸的計算，可及主缸的內(nèi)徑、活塞桿直徑等參數(shù)。下面對主缸的其它參數(shù)進行具體設計。1) 主缸缸體材料選擇及技術要求液壓缸的結(jié)構形式一般有兩種形式，即：薄壁圓筒和厚壁圓筒。當液壓缸的內(nèi)徑D與壁厚的比值滿足D/10的圓筒稱為薄壁圓筒。液壓缸的制造材料一般有鍛鋼、鑄鋼（ZG25、ZG35）、高強度鑄鐵、灰鑄鐵（HT200、HT350）、無縫鋼管（20、30、45）等。對于負載

28、大的機械設備缸體材料一般選用無縫鋼管制造，主缸缸體材料選用無縫鋼管45。m；內(nèi)徑配合采用H8H9；內(nèi)徑圓度、圓柱度不大于直徑公差的一半；缸體內(nèi)表面母線的直線度500mm長度之內(nèi)不大于0.03mm；缸體端面對軸線的垂直度在直徑每100mm上不大于0.04mm；如果缸體與端蓋采用螺紋連接，螺紋采用6H級精度。2) 主缸壁厚的確定壁厚計算公式如下： （2.9）式中： 液壓缸壁厚（m）；D液壓缸內(nèi)徑（m）；實驗壓力，一般取最大工作壓力的（1.251.5）倍；缸筒材料的許用應力。鍛鋼：=110120MPa ；鑄鋼：=100110MPa ；高強度鑄鐵：=60MPa ；灰鑄鐵：=25MPa ；無縫鋼管：=1

29、00110MPa 。主缸壁厚計算，將D=0.32m ；= 110MPa ；25.5MPa=35.7MPa代入公式（2.9）中，即：液壓缸缸體的外徑D外計算公式如下：D外D2 (2.10)將參數(shù)代入公式（2.10），即：D外外徑圓整為標準直徑系列后，取主缸缸體外徑D外430mm。3) 主缸缸蓋材料、厚度的確定缸蓋常用制造材料有35鋼、45鋼、鑄鋼，做導向作用時常用鑄鐵、耐磨鑄鐵。缸蓋材料選用35鋼，缸蓋厚度計算公式如下： （2.11）式中： t缸蓋的有效厚度(m)；缸蓋止口直徑；缸蓋材料許用應力。即：圓整后取缸蓋厚度t=60mm。4) 主缸最小導向長度的確定當活塞桿全部外伸時，從活塞支承面中點到

30、缸蓋滑動支承面中點的距離稱為最小導向長度，用H表示。如果導向長度太小，會因為間隙引起的撓度而使液壓缸的初始撓度增大，影響液壓缸的穩(wěn)定工作。一般而言，液壓缸的最小導向長度應該滿足如下要求： (2.12)圖2.10 主缸導向長度簡圖式中：L液壓缸的最大行程；D液壓缸的內(nèi)徑。由表1.1可知主缸的最大行程H=700mm，液壓缸內(nèi)徑D=320mm代入公式（2.12）中，求主缸的最小導向長度。即：為了保證最小導向長度H，不應過分增大和B的大小，必要時可以在缸蓋和活塞之間增加一個隔套來增加最小導向長度。隔套的長度C可有公式（2.13）求得，即： (2.13)式中：B活塞的寬度，一般取B=（0.61.0）D；

31、缸蓋滑動支承面的長度，根據(jù)液壓缸內(nèi)徑的不同有不同的算法，當D80mm時，取=（0.61.0）D；當D80mm時，取=（0.61.0）d。5) 主缸活塞材料、技術要求、外形尺寸及密封方案的確定活塞制造材料一般選用灰鑄鐵(HT150、HT200)、當缸體內(nèi)徑較小時，整體式結(jié)構的活塞選用35鋼、45鋼。主缸活塞選用灰鑄鐵HT200。m；外徑圓度、圓柱度不大于外徑公差的一半；外徑對內(nèi)孔的徑向跳動不大于外徑公差的一半；端面對軸線垂直度在直徑100mm上不大于0.04mm；外徑用橡膠密封圈密封的公差配合取f7f9，內(nèi)孔與活塞桿的配合取H8/f7。320mm =256mm。圓整后取活塞寬度B=260mm。查

32、表2-101,液壓機主缸工況時的壓力大，泄漏量也會隨壓力成正比升高，因此密封圈選用Y形密封圈，這種密封圈能承受的大的工作壓力，泄漏量小。6) 主缸活塞桿材料、技術要求及長度確定活塞桿有空心和實心兩種結(jié)構形式?？招臅r一般選用35鋼、45鋼的無縫鋼管；實心結(jié)構選用35鋼、45鋼。主缸活塞桿選用45鋼。m；熱處理要求調(diào)質(zhì)2025HRC；外徑圓度、圓柱度不大于直徑公差的一半；外徑表面直線度在500mm上不大于0.03mm；活塞桿與導向套之間的配合公差采用H8/f7，與活塞連接的配合公差采用H7/g6。由滑塊的行程，確定活塞桿的長度L桿=1250mm。7) 主缸長度的確定液壓缸缸體內(nèi)部長度等于活塞的行程

33、與活塞的寬度之和。缸體的外形尺寸還應考慮兩端端蓋的厚度，總體而言，液壓缸缸體的長度L不應該大于缸體內(nèi)徑D的2030倍，即：L（2030）D 。由主缸行程為700mm，活塞寬度為260mm,缸蓋厚度為60mm，通過計算可知，主缸的長度取L缸=1080mm。8) 活塞桿穩(wěn)定性校核活塞桿工作中主要受壓，當液壓缸的支承長度Lb(1015)d時，必須對活塞桿的彎曲穩(wěn)定性進行校核,d為活塞桿直徑。通過計算可知，Lb的最大值不可能大于L桿+L缸=2330mm，而(1015)d=25003750mm。將參數(shù)代入Lb(1015)d中，比較后Lb(1015)d，活塞桿滿足使用要求，工作時不會失穩(wěn)。9) 主缸結(jié)構設

34、計(1) 缸體與端蓋的連接形式查表2-7 1，缸體與端蓋的連接形式通常有法蘭連接、螺紋連接、外半環(huán)連接、內(nèi)半環(huán)連接等形式。由于液壓機工況時缸體內(nèi)的壓力很大，所以缸體與端蓋的連接方式選用法蘭形式。(2) 活塞桿與活塞的連接形式查表2-8 1，活塞與活塞桿的連接結(jié)構有整體式結(jié)構、螺紋連接、半環(huán)連接、錐銷連接等連接形式。主缸活塞與活塞桿的連接選用螺紋連接形式。(3) 活塞桿導向結(jié)構形式活塞桿的導向部分包括端蓋、導向套、密封、防塵和鎖緊結(jié)構。工程機械中導向套一般安裝在密封圈的內(nèi)側(cè)，有利于導向套的潤滑。(4) 緩沖與排氣裝置液壓機運動時的質(zhì)量大，快進時的速度快，這樣活塞在到達行程中點時，會產(chǎn)生液壓沖擊，

35、甚至活塞與缸筒端蓋會產(chǎn)生機械的碰撞。為防止這種現(xiàn)象的發(fā)生，在行程末端要設置緩沖裝置。一般緩沖裝置有環(huán)狀間隙式節(jié)流緩沖裝置、可調(diào)節(jié)流緩沖裝置、三角槽式節(jié)流緩沖裝置。大型液壓缸需要有穩(wěn)定的運動速度，這樣需要設置排氣裝置，防止空氣在傳動時對系統(tǒng)傳動精度有影響。排氣閥安裝在液壓缸兩端的最高處，雙作用液壓鋼需要設兩個排氣閥。主缸如圖 2.11所示：圖2.11 主缸 液壓機頂出缸設計1) 頂出缸缸體材料選擇及制造技術要求頂出缸工作時的最大工作壓力為12.5MPa，比主缸的要小，為了保證頂出缸安全工作，缸體材料也選用無縫鋼管45。m；內(nèi)徑配合采用H8H9；內(nèi)徑圓度、圓柱度不大于直徑公差的一半；缸體內(nèi)表面母線

36、的直線度500mm長度之內(nèi)不大于0.03mm；缸體端面對軸線的垂直度在直徑每100mm上不大于0.04mm。2) 頂出缸壁厚的確定將D=0.2m ；= 110MPa ；12.5MPa=16.25MPa代入公式（2.9）中，即：將D=0.2m ；取=0.02m代入公式（2.10），即：D外外徑圓整為標準直徑系列后，取主缸缸體外徑D外240mm。3) 頂出缸缸蓋材料、厚度的確定缸蓋常用制造材料有35鋼、45鋼、鑄鋼，做導向作用時常用鑄鐵、耐磨鑄鐵。頂出缸缸蓋材料選用35鋼，缸蓋厚度計算公式見（2.11）：即：取缸蓋厚度t=25mm。4) 頂出缸最小導向長度的確定由表2.1可知頂出活塞行程L=250

37、mm，頂出缸內(nèi)徑D=200mm，代入公式(2.12)， 即：5) 頂出缸活塞材料、技術要求、外形尺寸及密封方案的確定頂出缸活塞選用灰鑄鐵HT200。m；外徑圓度、圓柱度不大于外徑公差的一半；外徑對內(nèi)孔的徑向跳動不大于外徑公差的一半；端面對軸線垂直度在直徑100mm上不大于0.04mm；外徑用橡膠密封圈密封的公差配合取f7f9，內(nèi)孔與活塞桿的配合取H8/f7。200mm =160mm。取活塞寬度B=160mm。查表2-101,液壓機頂出缸工況時的工作壓力比主缸要小很多，密封圈選用O形密封圈。6) 頂出缸活塞桿材料、技術要求及長度確定活塞桿有空心和實心兩種結(jié)構形式?？招臅r一般選用35鋼、45鋼的無

38、縫鋼管；實心結(jié)構選用35鋼、45鋼。頂出缸活塞桿選用35鋼。m；熱處理要求調(diào)質(zhì)2025HRC；外徑圓度、圓柱度不大于直徑公差的一半；外徑表面直線度在500mm上不大于0.03mm；活塞桿與導向套之間的配合公差采用H8/f7，與活塞連接的配合公差采用H7/g6。由頂出活塞的行程，確定活塞桿的長度L桿=705mm。7) 頂出缸長度的確定液壓缸缸體內(nèi)部長度等于活塞的行程與活塞的寬度之和。缸體的外形尺寸應考慮兩端端蓋的厚度，總之，液壓缸缸體的長度L不應該大于缸體內(nèi)徑D的2030倍，即：L（2030）D 。由主缸行程為250mm，活塞寬度為160mm,缸蓋厚度為25mm，通過計算可知，主缸的長度取L缸=

39、650mm。8) 活塞桿穩(wěn)定性校核當液壓缸的支承長度Lb(1015)d時，應該對活塞桿的彎曲穩(wěn)定性進行校核,d為活塞桿直徑。通過計算可知，Lb的最大值不可能大于L桿+L缸=1355mm，而(1015)d=20003000mm。將參數(shù)代入Lb(1015)d中，比較后Lb(1015)d，活塞桿滿足使用要求，工作時不會失穩(wěn)。頂出缸如圖2.12所示：圖2.12 頂出缸 液壓油管選擇液壓傳動中裝置中，常用的液壓油管有鋼管、銅管、膠管、尼龍管和塑料管等。鋼管承受的壓力高，彎曲半徑不能太小，彎制時比較困難。對于高壓系統(tǒng)液壓油管一般選用無縫鋼管；紫銅管承受的工作壓力一般在6.310MPa。紫銅管加熱軟化后可進

40、行彎曲，比鋼管容易彎制，價格昂貴，抗振性較弱；尼龍管主要用于低壓系統(tǒng)；塑料管承受的工作壓力比較小，一般用于液壓系統(tǒng)的回油路中；膠管有高壓管和低壓管兩種，而者的區(qū)別在于骨架組成不同。高壓膠管是鋼絲編制體或鋼絲纏繞為骨架，可用于較高的油路中。低壓膠管的組成骨架是麻線或棉線編制體，多用于壓力較低的油路中。通過液壓機主缸、頂出缸工作壓力的計算可知，主缸的最大工作壓力約為25.5MPa,頂出缸的工作壓力約為12.5MPa。查表6-11 、6-51 ，主缸工作壓力較高，油管選用無縫鋼管，頂出缸油路油管選用高壓膠管。油管的內(nèi)徑可由公式（2.14）求得(2.14)式中：油管內(nèi)徑(mm)；油路通過最大流量(L/

41、min)；油管中允許流速m/s。1) 主缸液壓油管內(nèi)徑計算進油油管內(nèi)徑確定：主缸快進所需流量=385.8L/min，而泵的額定流量q=250L/min,取油管允許流速=4m/s，代入公式(2.14)，即：圓整后，查表6-11 ，取，壁厚t=5mm?；赜陀凸軆?nèi)徑確定：主缸快退所需流量=76.2L/min，取油管允許流速=4m/s，代入公式(2.14)，即：圓整后，查表6-11，取，壁厚t=4.5mm。2) 頂出缸液壓油管內(nèi)徑計算進油油管內(nèi)徑確定：頂出缸頂出所需流量=37.8L/min，取油管允許流速=4m/s，代入公式(2.14)，即：3 ，取?；赜陀凸軆?nèi)徑確定：頂出缸回程所需流量=48L/mi

42、n，取油管允許流速=4m/s，代入公式(2.14)，即：3，取。 液壓油箱設計液壓油箱主要作用是貯存液壓油、分離液壓油中的空氣和雜質(zhì)，同時還起到散熱的作用。1) 油箱有效容積的確定液壓油箱根據(jù)系統(tǒng)壓力的不同，有效容積的確定也不一樣。為了防止液壓油從油箱中溢出，油箱中的液壓油位不能太高，一般不應該超過液壓油箱高度的80%。低壓、中壓、高壓系統(tǒng)油箱的有效容積V確定算法如下：低壓系統(tǒng)(P2.5MPa)：V=(24) (2.15)中壓系統(tǒng)(P6.3MPa)：V=(57) (2.16)中高壓或高壓系統(tǒng)(P6.3MPa)：V=(612) (2.17)式中：V液壓油箱有效容積；液壓泵額定流量。液壓機屬于高壓

43、系統(tǒng)，油箱的有效容積可由公式(2.17)求出，即：V=9=7250L =1750L2) 油箱外形尺寸確定油箱的有效容積確定后，液壓油箱外形尺寸長、寬、高的比值一般為：1:1:11:2:3。為了提高冷卻效率，安裝位置不受影響時，可適當增大油箱的容積。液壓油箱的外形尺寸為：長寬高=1000760690(mm)。3) 油箱的結(jié)構設計液壓油箱材料一般選用Q235A鋼板，通過焊接的方式連接。油箱的結(jié)構組成一般包括隔板、吸油管、回油管、頂蓋、清洗孔、油面指示、吊鉤、加熱與冷卻裝置等。隔板主要是為了增加液壓油的流動時間，除去沉淀的雜質(zhì)，分離清除水和空氣，調(diào)節(jié)溫度，吸收液壓油壓力波動及防止液面的波動。吸油管前

44、應設有過濾器，過濾器與箱底間的距離應不小于20mm。吸油管應插入液面以下，防止吸油時吸入空氣，使空氣混入系統(tǒng)；回油管出口有直口、斜口、彎管直口、帶擴散器的出口等形式，一般采用45斜口。為防止液面波動，可在出口設擴散器或?qū)⒒赜凸懿迦胍好嬉韵拢话憔嚯x油箱底面的距離大于300mm。為了不讓進油、回油相互影響，用隔板將其隔開，兩管的斜口方向還應一致，而不是相對。頂蓋用于安裝液壓泵、閥組、動力裝置、空氣濾清器。泵和動力裝置安裝時底座應該與頂蓋分開，另外制做。頂蓋與油箱要有好的密封性，防止泄漏的油液直接進入油箱而污染油液；清洗孔用于清洗油箱內(nèi)的角落和取出油箱內(nèi)的元件；油面指示用于油箱內(nèi)最高、最低油位；吊

45、鉤方便裝配和搬運。 液壓系統(tǒng)安全穩(wěn)定性驗算2.6.1 液壓系統(tǒng)壓力損失驗算四柱液壓機執(zhí)行部件有主缸和頂出缸，主缸的進、回油管直徑分別為：40mm、25mm；頂出缸的進、回油管直徑分別為16mm、16mm。液壓油選用L-HL32液壓油，15時該油液的運動粘度,油液密度。1) 主缸各工況時的壓力損失驗算(1) 工進時進油路、回油路的壓力損失工進時運動部件最大速度為0.006m/s，工進時最大流量為28.8L/min，則液壓油在油管中的流速為：管道流動雷諾數(shù)為2300，油液在管道內(nèi)流動為層流，沿程阻力系數(shù)。進油管長度為8m，沿程壓力損失為：閥的壓力損失；那么進油路總的壓力損失為：=+=工進時回油管的

46、最大流量為：回油管中液壓油的流速為：管道流動雷諾數(shù)為2300，油液在管道內(nèi)流動為層流，沿程阻力系數(shù)。進油管長度為6m，沿程壓力損失為：閥的壓力損失；調(diào)速閥壓力損失；那么回油路總的壓力損失為：=+=泵的出口壓力為：(2) 快進、快退時的壓力損失主缸快進時由于供油不足，泵口的壓力很??；快退時的負載為400kN，與工進時的負載2000kN相比要小，這樣回路中的壓力損失比工進時要小，泵的出口壓力也比工進時小，具體驗算過程從略。2) 頂出缸各工況時的壓力損失驗算(1) 工件頂出時進油路、回油路的壓力損失頂出缸頂出速度為0.02m/s，需要的最大流量為37.8L/min，進油管直徑D=16mm，則液壓油在

47、油管中的流速為：管道流動雷諾數(shù)為2300，油液在管道內(nèi)流動為層流，沿程阻力系數(shù)。進油管長度為6m，沿程壓力損失為：閥的壓力損失；那么進油路總的壓力損失為：=+=回油管直徑D=16mm，工進時回油管的最大流量為：回油管中液壓油的流速為：管道流動雷諾數(shù)為2300，油液在管道內(nèi)流動為層流，沿程阻力系數(shù)。進油管長度為5m，沿程壓力損失為：閥的壓力損失；調(diào)速閥壓力損失；那么回油路總的壓力損失為：=+=泵的出口壓力為：(2) 快進、快退時的壓力損失頂出缸回程時只有摩擦負載存在，比頂出負載350kN要小，因此回程時液壓泵口的壓力比頂出時要小，具體驗算過程從略。通過對主缸、頂出缸各工況的壓力損失驗算可知，液壓

48、系統(tǒng)的油路結(jié)構及元件參數(shù)選擇滿足要求。 液壓系統(tǒng)溫升驗算對液壓壓力機進行系統(tǒng)溫升驗算，只要驗算發(fā)熱量最大的那個工況就可行。液壓缸各工況輸入功率前面計算電動機功率時已經(jīng)計算出，現(xiàn)在只要計算液壓缸各工況的輸出功率。主缸工進時輸入、輸出功率分別為：=17.5kw =Fv=2000kN工進時系統(tǒng)發(fā)熱功率=-主缸快退時輸入、輸出功率分別為：=Fv=400kN快退時系統(tǒng)發(fā)熱功率=-頂出缸的工況壓力比主缸小，系統(tǒng)的溫升功率不會超過主缸的溫升功率，這里就不對頂出缸溫升功率進行具體計算了。通過計算可知，主缸的最大發(fā)熱功率為5.5kw。系統(tǒng)溫升計算公式如下： (2.18)式中：系統(tǒng)溫升；發(fā)熱功率；油箱散熱面積；油

49、箱散熱系數(shù)。自然冷卻通風很差時，=(89)；自然冷卻通風良好時，=(1517.5)；有專用冷卻器時，=(110170)。液壓機散熱條件一般，取散熱系數(shù)=10。油箱的散熱面積A的計算公式為： (2.19)即：將=5.5kw ；=10代入公式(2.18),求系統(tǒng)溫升，即：查資料可知，允許的最高油溫T，對于一般機床T=5570 ；對于工程機械T=6580。通過溫升驗算可知，系統(tǒng)溫升在許可油溫范圍內(nèi)，滿足要求。3200T液壓機電氣系統(tǒng)設計3.1 電氣控制概述液壓壓力機的電氣控制系統(tǒng)通常采用繼電器控制、PLC控制、工業(yè)計算機控制等方式。繼電器控制和PLC控制是目前用的最多的控制方式。繼電器控制系統(tǒng)主要由

50、繼電器、接觸器、按鈕、形成開關等元件組成。繼電器控制具有結(jié)構簡單，維護方便，價格低廉，抗干擾能力強，但固定的接線方式，使繼電器控制的通用性和靈活性差；PLC控制系統(tǒng)主要由CPU、存儲器、輸入輸出接口、編程器等元件組成。PLC控制具有編程簡單，維護方便，通用性強，體積小，設計調(diào)試期短，性能穩(wěn)定，抗干擾能力強，價格比繼電器控制系統(tǒng)貴。3.2 液壓機電氣控制方案設計3.2.1 液壓機電氣控制方式選擇液壓機工況少，各工況動作不復雜，執(zhí)行部件運動都是簡單的直線運動。綜合分析，繼電器控制系統(tǒng)完全可以實現(xiàn)液壓機各工況動作的完成，液壓機電氣控制選用繼電器控制。3.2.2 電氣控制要求與總體控制方案1) 電氣控

51、制系統(tǒng)擬達到的控制要求 (1) 能夠?qū)崿F(xiàn)手動、半自動控制；(2) 能夠準確實現(xiàn)速度的換接控制；(3) 系統(tǒng)過載時自動啟動過載保護；(4) 為隨時了解系統(tǒng)所處的工作狀態(tài)，設置工況指示燈；(5) 系統(tǒng)穩(wěn)定性好，能夠保證液壓機安全正常的工作。2) 電氣系統(tǒng)總體控制方案液壓泵由電機拖動；快進、工進之間速度的換接通過行程開關控制；工進保壓時間通過時間繼電器控制；滑塊的安全行程范圍由行程開關限制；通過電磁換向閥控制每個工況的動作的開始；電磁換向閥的接通通過按鈕或壓力信號控制；液壓機啟動、停止通過按鈕控制。3.3 液壓機電氣控制電路設計3.3.1 液壓機主電路設計液壓機拖動電機容量小，主電路的啟動方式采用直

52、接啟動。QS為電源開關，熔斷器FU1對主電路起短路保護作用，熔斷器FU2對控制電路起短路保護作用。熱繼電器FR起過載保護作用。按下啟動按鈕SB2后，線圈KM得電，電動機啟動，液壓機開始工作。主電路如圖3.1所示。圖3.1 液壓機主電路圖3.3.2 液壓機控制電路設計控制電路主要控制主缸的快進、工進、保壓、回程和頂出缸的頂出、退回。其中速度換接通過行程開關來控制，保壓由壓力繼電器控制，保壓時間由時間繼電器控制，頂出缸的啟動、退回由手動按鈕控制。為方便觀察液壓機處于那個工況，設置信號指示燈。為了預防突發(fā)事件的發(fā)生，應設置急停按鈕?？刂齐娐啡鐖D3.2所示。圖3.2 液壓機控制電路圖1) 主缸快進將開關置于自動檔，按下SB2，交流接觸器KM得電，電動機啟動。中間繼電器KA1相繼得電，電磁閥1Y、3Y、6Y得電。此時液壓