畢業(yè)設計（論文）-500KN單柱校正壓裝壓力機液壓控制系統(tǒng)的設計

緒論1.1液壓機的簡介單柱校正壓裝壓力機，一種多功能的中小型液壓機床，適用于軸類零件、軸套類零件的壓裝、型材料的較正，同時又具備完成板材零件的彎曲、壓英套形、簡單零件的拉伸等工藝動作的能力，也適用于壓制要求不嚴格的粉末、塑料制品。此系列液壓機的操作方式是：采用手腳聯(lián)動操，通過電動機帶動液壓泵，從而實現(xiàn)向主油路供油，通過溢流閥、手動換向閥等對液壓系統(tǒng)進行調壓換向，以達到所要求的工作狀態(tài)。

該系列產品適用于不同行業(yè)：軸類、軸承、機床、內燃機、輕紡機械、洗衣機、汽車電機、電器、軍工企業(yè)、三資企業(yè)裝配流水線等?，F(xiàn)如今，液壓機已被廣泛使用在機械行業(yè)各個領域。盡管液壓機所遵循的原理帕斯卡定律，是由帕斯卡提出的，但是液壓機真正設計為成品，得到實際使用，卻是由一名叫約瑟布拉姆實現(xiàn)的，盡管這一液壓機采用水作工作介質，但是這是一種突破。將理論運用于實踐，為以后液壓機的發(fā)展做了鋪墊。一戰(zhàn)過后沒多久，以油液作為工作介質的液壓機廣泛發(fā)展起來。特別是20世紀初，液壓元件被廣泛應用于各類工作車間，極大地推動了液壓機的發(fā)展。后來加上計算機技術的出現(xiàn)，極大地推動了液壓傳動的發(fā)展，更是在近10年內出現(xiàn)了一些新事物。如今由于液壓傳動技術的迅速發(fā)展和完善，使其在國民經濟發(fā)展中起到很大的作用。更是在某些領域占據了壓倒性的優(yōu)勢?，F(xiàn)今，液壓傳動在工業(yè)領域的使用程度已經作為衡量一個國家工業(yè)發(fā)展水平的依據。當前液壓傳動已取得了極大的發(fā)展，以能夠實現(xiàn)體積小、重量輕、工作平穩(wěn)、響應速度快、易于實現(xiàn)大范圍的無級調速和過載保護等要求，工作安全性和可靠性高。此外，在計算機輔助設計和仿真設計等方面發(fā)展取得了很大的成就。我國液壓技術的發(fā)展，算是從新中國建立之初開始的。新中國剛成立不久，百廢待興。而工業(yè)作為國民經濟的主要支柱，其發(fā)展作為首要。當時，液壓技術在歐美發(fā)達國家已得到了很大的發(fā)展，而新中國想要與國際接軌，就要向國際看齊。但初期，我國的液壓產品主要應用于機床和鍛壓設備，而且結構性較差、使用壽命較低，基本上還相當于發(fā)達國家三四十年代那種水平。直到上世紀六十年代，我國對液壓技術的應用才逐步轉向到農業(yè)機械和工業(yè)機械等領域。1.2液壓機的特點與分類液壓機與其他鍛壓裝備相比，一般有以下特點：（1）工作平穩(wěn)、振動、噪音小；液壓機由于是通過液壓油作為工作介質，進行能量的傳遞，所產生的聲音，并不像其他鍛壓裝備產生的聲音那樣大。因而，液壓機相對來說，工作較為平穩(wěn)，振動小，噪音小。相比鍛壓裝備來說，液壓機對人身健康、周圍的裝備或建筑都有一定的好處。（2）工作行程速度較慢；液壓機的工作行程速度較慢，是由其本身所決定的。因為液壓機每分鐘工作循環(huán)的次數(shù)很難提高。而且，由于在缸體內腔，液壓油的積累并不是一蹴而就的。而想要提高其工作行程速度，就必須增加液壓油的流量，通常是使用大功率液壓泵，或者使用高壓液壓泵。但是，這又受到液壓機本身的限制，必須要求液壓機本身的強度滿足液壓泵的使用要求。（3）行程內任何位置都能夠產生額定的工作壓力；液壓泵輸出定值的液壓油，而液壓油在各液壓元件之間流動，在液壓缸的行程范圍內，無論在行程的任意位置，液壓泵都會適量的進行調節(jié)，以保證能夠產生額定的工作壓力。這種特點，在其處于下限位點，較長時間保持壓力，是有很大幫助的。（4）可實現(xiàn)大壓力、大工作行程；液壓機之所以可以實現(xiàn)大壓力、大工作行程，是基于液壓傳動原理，和液壓缸等的結構較為簡單、緊湊，因而液壓機相比鍛壓裝備而言，其適應能力較強。（5）滑塊速度可以調節(jié)；滑塊又叫活動橫梁，在一定的范圍內可以通過改變伺服電機的轉速來調節(jié)滑塊的運行速度，從而使其適應不同工藝要求所需要的速度要求。但是，當采用液壓泵進行直接傳動時，滑塊速度的調節(jié)控制與壓力及行程無關。（6）布局靈活，限制條件較少；液壓機與鍛壓裝備相比，其布局較為靈活。這一特點主要是由執(zhí)行元件決定的，執(zhí)行元件一般結構較為簡單，可以根據不同要求，將執(zhí)行元件進行橫向、傾斜、豎直布置，也可進行較多位置的布置。因此，液壓機相比與鍛壓裝備，其布局較為靈活，限制性條件較少。（7）可采用液壓程序控制，也可采用計算機自動控制；由于20世紀中后期，微電子等技術的出現(xiàn)及迅速發(fā)展，極大的促進液壓方面的進步。微電子技術應用于液壓方面，可以通過人工編寫程序，來間接控制液壓機的運轉。這在很大程度上，解放了勞動力。因此，液壓機可以采用程序及計算機自動進行控制。（8）在一個行程內，使用各類閥進行調節(jié)壓力；由于各類閥的功能不一樣，在液壓系統(tǒng)中所處的位置也不一樣。而各類閥可以在液壓機的一個工作行程范圍內，可對液壓系統(tǒng)中各部分的壓力進行調節(jié)。液壓機的這種特點，間接保證了液壓機的安全性能，而且，液壓機還不易于過載，更加有利于保護模具。1.3液壓機的基本參數(shù)液壓機的基本參數(shù)一般情況下是指液壓機的主要技術參數(shù)，基本參數(shù)是根據液壓機的基本用途及其加工工藝的方式來確定的。液壓機的基本參數(shù)不僅是用來反映液壓機的使用目的和液壓機的輪廓尺寸等，而且，基本參數(shù)還能作為在購買或者選用液壓機時的依據，通過液壓機的基本參數(shù)，來選擇合適的液壓機。而液壓機的基本參數(shù)一般包括：公稱力及其分級、工作壓力、工作行程、開口高度、工作臺尺寸、壓頭有效尺寸及滑塊速度。1.公稱力及其分級液壓機的公稱力是指在理論上所設計的液壓機能達到的最大推動力（輸出力）。在數(shù)值上，公稱力的大小等于液壓的工作壓力與工作柱塞的總作用面積的乘積，即=s。液壓機的公稱力能反映出液壓機本身具體的工作能力，較易直觀的表現(xiàn)出來。對于中型的液壓機來說，其公稱力一般有兩個或者三個等級。這樣分的好處是，能夠高效的使用液壓設備，而且能夠節(jié)省液壓油的同時滿足設計要求。2.工作壓力p液壓機的工作壓力一般是指液體所能承受最大工作壓力。它反映的是單位液體所包含的液壓能，一般其壓力越高，其包含的液壓能就較大。雖然，我們希望其值越大越好，但是也要考慮到液壓裝置本身所能承受的工作壓力。因此。只要保證合適就行。3.最大工作行程s液壓機的最大工作行程是指液壓機在工作時所能移動的最大距離，也可將其稱為加工范圍。但液壓機所加工的零件的寬度超過液壓機最大工作行程時，此液壓機就不再使用。必須選擇更大工作行程的液壓機。最大工作行程間接地限制了最大行程，限制了液壓機液壓缸缸體及機身高度。4.開口高度h開口高度是指在壓頭在運動到液壓機所設計的上限位點時，此時從壓頭的下表面到移動工作臺上表面的這一段距離。它能反映在垂直方向上工作空間的長度大小。而模具的尺寸、工作行程的大小及放入和取出加工零件所需要的空間的大小等確定開口高度的大小。開口高度又被叫做最大凈空距，它的大小能間接的影響機身的總體高度，導向桿的長度以及液壓機本身的穩(wěn)定性。因此，在設計過程中，在滿足實際要求的基礎上，要盡量降低液壓機的開口高度，這樣不僅減少了對機身高度和導向桿長度的影響，同時還能縮減制造成本。5.滑塊速度S滑塊速度也可叫做移動橫梁運動速度。滑塊速度一般包括滑塊快下速度，滑塊工作速度以及滑塊快回速度?；瑝K的快下速度以及滑塊快回速度一般可以設計的較大些，這樣能提高工作效率，節(jié)省加工時間。但是，也不能速度過大，以防在快到限位點時，由于慣性不能及時停下來，對裝備造成破壞?；瑝K的工作速度一般是根據不同的加工工藝來確定的。其往往都會有一個較大的變化范圍，而且，滑塊的工作速度會直接對加工零件的質量進行影響。其工作速度還會受到液壓泵的功率的限制，泵的功率較高，單位時間內的輸出量就較大，滑塊的工作速度就相對的大一些。1.4未來液壓機設備的發(fā)展趨勢自動化、智能化。2、機電液一體化。3、高效率，低能耗。4、液壓元件集成化。5、簡單化。6、高速化。1.5小結要想設計一個液壓機，首先要先了解液壓機的工作原理與組成，明白液壓機的運作機制和流程，把握其本質的運動規(guī)律，對液壓機有個全面徹底的把握，這是首要的一環(huán)；然后就是對液壓機的發(fā)展趨勢和特點有個大概的認識。本章作為論文的開篇，主要是針對液壓機的介紹以及對本次設計單柱液壓機的相關工作原理和主要技術參數(shù)的介紹。與此同時，第一章還介紹了液壓機的分類、組成部件及其特點，以此來介紹本次設計所需設計的相關部分。第二章液壓系統(tǒng)原理設計液壓傳動系統(tǒng)的設計與主機的設計是緊密相連,密不可分的,是整個液壓機控制系統(tǒng)設計的一小部分.所設計的液壓系統(tǒng)應滿足以下兩個特點:首先應滿足主機的拖動和循環(huán)要求,其次還應該具備靜態(tài)性能好、結構組成簡單、體積小、質量輕、效率高、工作安全可靠、維護方便。2.1明確系統(tǒng)的設計要求2.1.1系統(tǒng)的動作要求Y41-50型單柱校正壓裝壓力機主要用于對軸類和套類零件進行校正和壓裝，也可作其他類似工藝之用。接下來就要執(zhí)行主機上滑塊的動作，這個過程是要液壓系統(tǒng)來完成的，過程可以如此表示：下行→工進→保壓→上行的工作循環(huán)，下行速度：50mm/s，上行速度：100mm/s。表1Y40-50單柱校正壓裝液壓機主要技術參數(shù)序號項目單位參數(shù)1公稱力KN5002液體最大工作壓力MPa253滑塊行程mm4004液壓機最大開口mm20005喉深mm3506工作臺有效尺寸左右mm650前后mm6007工作臺落料孔尺寸mm≥φ2008壓頭有效尺寸左右mm300前后mm3009滑塊速度快下mm/s50快回mm/s8010主電機功率KW1111工作臺距地面高度mm根據實際確定2.1.2系統(tǒng)的性能要求●可以方便的對液壓系統(tǒng)的壓力進行測量與調節(jié)；●滑塊可以在任意位置停止和運行；●液壓系統(tǒng)具有高效率高低功率損失的特點；●液壓系統(tǒng)的運動方面：高精度，并采用導向裝置，可以在任意時間段對滑塊的行程可進行調整；●系統(tǒng)的操作盡量方便，并可采取手動與半自動控制；●機床總體結構簡單，便于制造，成本低；●液壓集成系統(tǒng)及泵站利用床身空間，減少占地面積，史結構緊湊。2.1.3系統(tǒng)的工作環(huán)境一般情況下，機器的工作條件是在室溫下進行的，但由于受到工作的影響，特別是當機器工作一段時間后，電機、泵、液壓油等部件及工作介質溫度就會出現(xiàn)升高的現(xiàn)象，所以對于此種情況，還應該采取必要的冷卻措施；由于其作業(yè)地點的特殊性（一般在工廠廠房內），機器是比較多的，這樣就帶來了不好的影響：噪音和塵土，所以工作人員應十分注意防止灰塵進入機器以及周圍的易燃物質和腐蝕氣體等，時刻加以防范，以防不測。2.2工況分析工況分析是對元件在各種負載情況下的運行情況的分析，目的是了解在工作過程中執(zhí)行元件的速度、負載變化的規(guī)律，并將此規(guī)律用曲線表示出來，作為擬定液壓系統(tǒng)方案確定系統(tǒng)主要參數(shù)（壓力和流量）的依據。2.2.1運動分析圖2-1所示的就是該裝置的實際動作循環(huán)圖，由圖可知，工作循環(huán)可設為：下行→工進→上行。根據所給定的主參數(shù)，v下行設置為：50mm/s；v上行設置為：100mm/s；初步設定v工進為：20mm/s；v保壓設置為：0。圖1-2a是該系統(tǒng)完成一個完整周期是它的工作循環(huán)的速度位移曲線，亦即速度圖。圖2-1速度圖2.2.2負載分析液壓機的工作循環(huán)具體體現(xiàn)在滑塊的運動上，而滑塊的運動是通過油缸內活塞的往復運動來實現(xiàn)的。下面以液壓缸為研究對象，具體研究各階段的負載情況。工作負載FLFL=500KN摩擦負載Ff因為該機為壓力機，且是與安裝面呈90度安裝的，又承受較大的負載壓力，所以摩擦力可以忽略不計。即Ff=0N。慣性負載Fa跟摩擦力一樣，與負載相比都很小，可以忽略不計。根據以上計算結果，考慮到液壓缸是與安裝面呈90度安放的，重量比較較大，為表2-1液壓缸各階段負載2.2.3負載圖和速度圖的繪制圖2-2負載圖和速度圖2.3液壓缸的主要幾何參數(shù)的確定2.3.1液壓缸外徑的計算（1）根據油缸噸位來計算油缸的內徑d2-1式中:P--實際工作壓力kgfP--液體工作壓力（kgf/cm2)根據GB/T2348-1993液壓缸內徑尺寸系列，可以選取液壓缸內徑為：d=90mm。（2）活塞桿的強度校核在穩(wěn)定工況的條件下，假若活塞桿單一承受軸向推力或拉力，其直徑強度按照《液壓傳動》式（4-51）進行強度校核：2-2式中:F活塞桿伸長時，對活塞桿的反作用力。這里為液壓缸載荷（N）活塞桿材料的許用應力。，一般取n=1.4.45號鋼的抗拉強度為600MPa；代入計算得：由于活塞桿直徑d=302mm77mm，故而滿足強度要求。2.3.2缸筒壁厚和外徑的計算與強度校核（1）缸筒壁厚和外徑的計算缸筒的壁厚一般通過根據其剛度條件來計算。工程機械的液壓缸，一般是用無縫鋼管材料，大多屬于薄壁圓筒結構，薄壁類缸體的壁厚按薄壁圓筒計算公式計算：2-3式中：缸筒內最高工作壓力，一般取液壓缸工作壓力(1.25~1.5)倍。鋼筒材料的許用應力.其值為：鍛鋼：=110~120MPa；鑄鋼：=100~110MPa；無縫鋼管：=100~110MPa；高強度鑄鐵：=60MPa；灰鑄鐵：=25MPa。根據已知條件，代入上式得：=58mm計算得知缸筒壁厚=58mm。根據外徑與內徑和壁厚三者之間的關系可知：缸筒外徑=320258=436mm。（2）缸筒壁厚和外徑的強度校核根據上式算得=58mm=436mm，由于0.08<<0.3,根據《液壓傳動》中相關公式計算：2-4式中：缸筒內最高工作壓力，一般取液壓缸工作壓力的(1.25~1.5)倍。鋼筒材料的許用應力.其值為：鍛鋼：=110~120MPa；鑄鋼:=100~110MPa；無縫鋼管：=100~110MPa；高強度鑄鐵：=60MPa；灰鑄鐵：=25MPa。代入計算得：mm2.3.3油口直徑液壓缸的油口直徑一般由下式計算2-5式中：--液壓缸配管內流量，可根據公式算得；--液壓缸配管中液體的平均流速，根據有關單柱液壓機相關方面內容得知，一般情況下取=6m/s;代入上式得知：15mm由于在液壓缸的設計中應盡量降低對液壓缸的損耗，故而應降低油液的流速，通過增加油口直徑降低流速，在本設計中選取=15mm.2.3.4缸體連接計算與強度校核(1)缸體與缸蓋初步選用螺紋連接，其有關螺栓與切應力及拉應力的計算可參考《液壓傳動》中相關計算求出；?缸體與缸蓋連接螺釘?shù)脑O計考慮到此處推力主要作用于螺釘及缸蓋，而且推力較大。在這里初步選取螺栓的材料為40Cr；根據《機械設計手冊》查表2-7得，材料許用應力==579.1MPa；若進行螺栓設計，可按《液壓傳動》中公式計算;2-628mm因此，選取缸體與缸蓋連接螺栓為M36×2×295;?螺紋所承受到的切應力計算公式為2-7螺紋所承受到的拉應力計算公式為2-8式中：--螺紋預緊系數(shù)，一般情況下=1.25~1.50;--液壓缸的最大負載，由下式計算得知，一般情況下，當工作桿件為單桿時，A=D2/4;當為雙桿時，A=（D2-d2）/4;--液壓缸缸體的內徑；--缸體上螺紋的外徑；--螺紋的內經；--螺紋內摩擦因數(shù)，一般情況下，取=0.12；--材料的許用應力，=/,為材料的屈服極限，為材料的安全系數(shù)，一般情況下取=1.2~1.5；液壓缸的最大負載按計算，一般=1.5=1.5x25=37.5;螺紋預緊系數(shù)k取1.5；液壓缸缸體內徑D=320mm；缸體上螺紋的外徑=36mm；螺紋的內經=34mm；螺紋內摩擦因數(shù)=0.12；材料的許用應力=/=695/1.5=463.3MPa;將上面相關數(shù)據分別代入計算公式即:-2.72MPa-56.25MPa因為合成應力與拉應力和切應力之間存在相應的關系，即;===56.45MPa463.3MPa(此處只討論數(shù)值，不談論方向)因此，螺紋滿足強度要求。(2）一般單柱液壓機有關柱塞式液壓缸設計過程中，缸體一般采用法蘭進行連接（參考柱塞式液壓缸），因此這里也采用法蘭進行缸體連接?？紤]到此處推力主要作用于螺栓及法蘭，而且推力較大。在這里初步選取螺栓的材料為40cr；根據參考書2查表2-9得，材料許用應力=816.7MPa；?螺栓的設計考慮到此處推力主要作用于螺栓及法蘭，而且推力較大。在這里初步選取螺栓的材料為40cr；根據參考書2查表2-9得，材料許用應力=816.7MPa；若進行螺栓設計，可按參考書《液壓傳動》中公式計算;2-9mm因此選取缸體法蘭連接螺栓為M24;?連接螺栓的拉應力用下式計算：2-10連接螺栓的切應力用下式計算：2-11式中，初選Z=15，將相關參數(shù)分別代入上式得569.9MPa290.9MPa因為合成應力與拉應力和切應力之間存在相應的關系，即;==760.7MPa816.7MPa因此，螺栓滿足強度要求。其型號為GB70-85-10.9,M24×85;2.3.5卸荷回路和卸壓回路顧名思義，執(zhí)行元件大部分時間都是處于工作狀態(tài)的，而卸荷回路就是在執(zhí)行元件短時間處于不工作狀態(tài)期間而發(fā)生作用的回路，它的工作機理是不頻繁啟停驅動泵的電動機，這樣一來的好處是：即使液壓泵處在一個很低的輸出功率情況下，依然可以實現(xiàn)正常運轉。因為泵的輸出功率P等于壓力F和流量Q兩者的乘積，因此卸荷的方式可以分為以下兩類：第一類是將泵的出口直接接回油箱，這時泵是處于在零壓力或接近零壓力狀態(tài)：第二類是使泵在零流量或接近零流量的情況下工作。前者稱為壓力卸荷，后者稱為流量卸荷。當電磁鐵2YA通電，電磁閥切換至左位時，主缸上腔還未來得及卸荷，這時壓力很高，泵供油經單向順序閥進出下腔：此時泵在低壓力情況下運轉，由于主缸上腔壓力很大，此壓力是不足以使主缸活塞回程的，但卻能夠打開液控單向閥中的卸荷閥芯，主缸上腔的高壓油經過此卸荷閥芯的開口而泄回油箱，以上整個過程就是卸壓過程。綜合以上各個回路并加以綜合分析，就可以初步擬定完成液壓系統(tǒng)原理圖。如圖2-4所示。表2-2電磁鐵動作表動作下行工進保壓上行1YA++--2YA+1電動機2過濾器3軸向柱塞變量泵4遠程調壓閥5先導式溢流閥6三位四通電磁換向閥7壓力表開關8壓力表9單向順序閥圖2-4系統(tǒng)原理圖2.3.6工作原理電動機1帶動變量泵3向主油路供油，可以通過先導式溢流閥5和遠程調壓閥4對液壓系統(tǒng)進行調壓，使壓力表8的值達到系統(tǒng)需要的壓力，利用三位四通電磁換向閥6進行換向。如果處于中間位置，系統(tǒng)處于卸荷狀態(tài)；如果使滑閥右移，三位四通電磁換向閥實現(xiàn)左位功能，油缸上腔進油，活塞桿下降運動，完成工藝中的工進工序；如果使滑閥左移，三位四通電磁換向閥實現(xiàn)右位功能，油缸下腔進油，活塞桿實現(xiàn)上升動作，完成工序中的快退。2.4液壓元件的選擇和計算2.4.1液壓泵的選擇（1）系統(tǒng)的最高工作壓力液壓缸在整個工作循環(huán)中最大工作壓力為25MPa，由于該系統(tǒng)比較簡單，所以其壓力損失為：，所以液壓泵的工作壓力為：最大供油量液壓缸在整個工作循環(huán)中最大流量為60.3L/min，所以泵的輸出流量不得少于60.3L/min。根據以上壓力和流量的數(shù)值查《液壓機的設計與應用》表5-11，選用63*YCY14-1B型軸向柱塞變量泵，其額定壓力為31.5MPa；公稱排量為63ml/min；額定轉速為1500r/min；則輸出流量滿足要求。2.4.2電機的選擇根據泵的最大驅動功率12.3KW和額定轉速1500r/min，查《機械設計課程設計手冊》表12-1得，選用電動機型號Y160-4，功率為11KW，額定轉速為1460r/min。2.4.3閥類及輔助元件的選用根據系統(tǒng)的工作壓力和通過各個閥類元件和輔助元件的流量，可以將這些元件的型號及規(guī)格歸納如表2-3所示。表2-3液壓元件2.4.4管道尺寸的計算管路材料：選用20號無縫鋼管。管路最大流量：在液壓缸回程時，泵的流量全部進入下腔，此時上腔回油管的流量最大:。油管內徑：2-12式中，Q：最大流量V：允許流速：壓力管路流速，p>10MPa時，取5-7m/s,這里取6m/s。則所以選擇通徑為d=20mm的無縫鋼管。油管壁厚：2-13式中：δ油管壁厚(mm)D油管內徑（mm)P油管內液體的最大壓力(MPa)[σ]許用應力（MPa)。對鋼管，為抗拉強度（MPa），查相關資料可得=410MPa。N是安全系數(shù)；當10<p<17.5MPa時，取n=6。所以，[σ]=410/6=68.3MPa。則取σ=3mm。2.4.5油箱容積的確定由于液壓系統(tǒng)難免會存在著壓力損失、流量損失和機械損失,這些損失會轉化成熱能，使溫度升高，為保證油箱有一定的有效的散熱面積，保證油溫不至于升得太高，所以必須使油箱具有一定的容量。一般地：V=5至10Q（升）取V=6Q=6x25=150L則油箱總容積,設計油箱尺寸為：。2.5小結本章是對液壓系統(tǒng)的原理機械設計，首先要明確系統(tǒng)的要求：1.系統(tǒng)的動作要求及工作環(huán)境；2.對系統(tǒng)進行工況分析。然后依此來確定液壓元件的主要參數(shù)（繪制液壓缸的工況圖確定流量，工作壓力和功率；通過分析工況圖確定供油方式，調速回路，速度換接回路，壓力調節(jié)回路，卸荷卸壓回路及平衡及鎖緊方式；），據此可繪制出液壓系統(tǒng)的原理圖。其中，關于液壓元件的主要參數(shù)是非常重要的一步，計算量較大，需要繪制的圖也比較多，特別容易出錯，需要十分的注意。第三章液壓缸的結構與設計計算3.1液壓缸的設計與計算3.1.1工作壓力的確定根據單柱校正壓裝壓力機的主要技術參數(shù)得知：液體的工作壓力為25.5MPa，由于液壓缸的工作壓力不得大于液體的工作壓力，故而液壓缸的最大工作壓力為25.5MPa。3.1.2液壓缸的結構此次設計的液壓缸采用活塞式，這樣的好處有兩點：首先，可以完成整個工作行程，其次又可實現(xiàn)回程，因此大大簡化了液壓機的機構，但要求活塞在兩個方向上的運動都要必須保持密封。3.1.3油缸的設計與計算油缸體的缸底、法蘭和中間厚壁圓筒部分會受到力的作用。需要對它們進行應力分析，油缸的材料采用35號鋼。（1）根據油缸噸位來計算油缸的內徑d：3-1式中:P--實際工作壓力kgfP--液體工作壓力（kgf/cm2)根據GB/T2348-1993液壓缸內徑尺寸系列，可以選取液壓缸內徑為：d=90mm。（2）計算缸體實際上產生的最大總壓力計算油缸外徑D根據中段強度，材料選取35號鍛鋼，則用第四強度理論計算得：，則有3-2，取D=210mm。3-3式中：d:油缸外徑（cm）D:油缸內徑（cm）σ:缸內壁最大合成應力（kgf/cm2)P:液體工作壓力（kgf/cm2)[σ]:材料許用應力（kgf/cm2）根據選用缸體的材料為35號鍛鋼，缸體外徑為436mm，缸體內徑D為320mm，初步設計的缸體結構如圖3-1所示。圖3-1缸體結構根據《中小型液壓機設計計算》中有關缸體設計和計算的內容可知：缸體材料若為鍛鋼時，計算其中段強度應采用第四強度理論計算:3-4式中：P--為主壓力，可根據公式，單位kgf；--為缸體的外徑，單位cm；--為缸體內徑，單位cm；根據以上計算得知：=21cm；d=9cm；P=0.785×92×25×10.3323=16424.5kgf(式中1MPa=10.3323kgf/cm2)將上面相關數(shù)據帶入式3.1.1可得：=25=548kgf/cm2<=12010.3323kgf/cm2因此，缸體中段滿足設計要求的強度。3.2油口直徑的選擇根據所得油管的通徑為：d=20mm，查閱標準：JB966-77,，選擇的管接頭為M33X2焊接式端直通管接頭，油口選用M33X2的螺紋連接。安裝方式：進油口和回油口均采用在缸體上鉆螺紋的安裝方式。3.3油缸體法蘭的設計計算與相關校核（1）根據經驗公式，初步計算出油缸體的法蘭厚度：h，缸底厚度：h0取h=80mm取h0=45mm法蘭過渡圓角半徑為：選取R0=5mm缸底過渡圓角半徑為：選取R=20mm（2）確定油缸體對開法蘭的外徑D法根據法蘭接觸面擠壓應力：法蘭結構如圖3-2所示3-5其中：為許用擠壓應力，=1200kgf/cm2則因設計的結構需要，這里選取D法=28cm圖3-2法蘭結構（3）缸底強度的校核缸底結構如圖3-3所示，按照《液壓機的設計與應用》平板公式，即米海耶夫推薦公式可以計算得出：缸底無進液孔。圖3-3缸底結構3-6式中：：計算應力（MPa)：缸體內徑（cm）：工作液體壓力（MPa)：缸體厚度（cm）：系數(shù)，與進液孔有關，即所以滿足強度要求，合格。（4）校核缸體法蘭過渡部分的強度法蘭斷面上的合成應力應為彎曲應力與拉伸應力之和，即3-7式中：d1=d+20=160+20=180mm式中：μ--材料泊松比系數(shù)，鋼：0.3則所以滿足強度，合格。3.4缸體與上橫梁連接大螺母螺紋校核選擇大螺母型號為：M215x4，螺紋所受力為螺紋剪切力為：3-8式中：--螺紋長度，取=20mm--螺紋小徑，=215-1.0825x4=210.7mm3.5缸口部分零件的相關計算與強度校核缸口部分結構如圖3-4所示圖3-4缸口結構缸口導套及法蘭上的作用力為：P1=0.785(d12-d22)P3-9P1=0.785×(18×18-14×14)×250=25120kgf螺釘?shù)倪x取與計算選用16個M16×2內角圓柱頭螺釘，材料采用35號鋼，拉伸應力計算為：3-10缸口導套擠壓計算缸口導套材料選用HT250，擠壓應力為：3-11式中：則滿足要求。（5）法蘭壓蓋計算法蘭壓蓋材料選用35號鋼，故彎曲應力為：3-12式中：所以滿足要求。3.6活塞部分的設計與計算（包括活塞頭和活塞桿）計算活塞桿的受壓：活塞桿材料采為45號鋼，活塞桿長度L=1200mm與直徑d=160之比為：L/d=7.5<10，故無需進行穩(wěn)定性校核?；钊^部的計算：活塞頭對活塞桿的擠壓應力為：3-13式中：--缸內壓力（kgf/cm2)--活塞桿頭部直徑，取=35mm--缸體內徑（cm）--倒角長度，均取1.5mm則=769.2kgf/cm2<1000kgf/cm2,顯然滿足要求，尺寸是合格的?；钊^部鎖緊螺母的壓力計算根據前面的計算，這里可以設計鎖緊螺母為M68x3。則鎖緊螺母所受的力螺紋剪切力：式中：：螺紋小徑，=33-1.0825x2=30.8mm：螺紋長度，取=28mm：螺紋完滿系數(shù)，取0.81則滿足要求。3-143-15活塞桿與法蘭的擠壓應力計算圖3-5活塞桿與法蘭的擠壓應力對開法蘭剪切應力的校核連接滑塊的螺釘選擇與校核3.7液壓缸零部件的密封與防塵密封與防塵的作用：液壓缸零部件之間有些需要密封和防塵，一是為了防止液壓油泄露，而是為了防止外部灰塵通過部件之間的間隙進入缸體內部，對缸體零部件和液壓油造成污染損害。因此，密封與防塵措施是必不可少的。根據設計要求及各密封和防塵裝置的不同特點和效果，以下為液壓缸組件中所選擇的密封裝置和防塵裝置；表3-1密封裝置部位密封圈型號數(shù)量活塞與缸體Yx2活塞與活塞桿O1導套與活塞桿Yx1導套與缸體內壁O23.8小結本章是液壓缸的結構與設計計算部分，內容繁多，公式較多，計算復雜，很容易出現(xiàn)錯誤，因此設計計算時要十分小心。本次設計的液壓缸采用活塞式設計方案，包括確定活塞頭與活塞桿的連接方式、活塞桿與滑塊的連接方式，選取導套，選擇合適的密封材料，油口的設計及液壓缸的安裝定位；然后就是主要零件的設計計算及其強度校核（油缸體，活塞部分及缸口部分零件，缸體與上橫梁連接大螺母螺紋的校核）。此環(huán)節(jié)是本次設計工作量最大的部分，詢問老師的次數(shù)也是最多的，其中一個就是關于油缸壁厚的討論，雖然我計算出來的壁厚滿足校核的要求，但我計算出來的數(shù)值與給的校核值相差過大，導致浪費材料，最后我重新進行的設計，增加了壁厚，滿足的設計的要求；在此過程中，我了解到了機械設計過程中的科學嚴謹性，容不得半點馬虎，因為失之毫厘，謬之千里，哪怕是微小的誤差，都有可能在實際生產中釀成重大的后果。第四章液壓集成控制系統(tǒng)的設計4.1液壓集成回路設計圖4-1系統(tǒng)原理圖從圖4-1中可知，集成塊部分一共需要集成三個液壓閥，它們分別是先導式溢流閥，三位四通電磁閥和單向閥。4.2集成塊的設計所謂集成塊就是省去連結所用的管子，將若干個元件組合起來，進而構成液壓系統(tǒng)的部分回路。目前，液壓系統(tǒng)正向著高壓化、高精度方向迅速發(fā)展，系統(tǒng)的結構形式也朝向集成化的方向發(fā)展，因此，液壓集成化的優(yōu)越性越來越被凸顯出來。

集成塊從表面上看上去就像一個長方體，其內部安裝各種元件：液壓閥，管接頭，壓力表等；集成塊的內部分布這相互連通的圓柱形油路通道，它們的作用是用來聯(lián)系各個控制元件的，進而構成單元回路及完整的液壓控制系統(tǒng)。油液流經塊體內通道時存在著一定的壓力損失，損失的值與塊體的油通孔的孔徑尺寸形狀大小有關，另外集成塊表面油通孔的表面光滑程度也是影響壓力損失的一個重要因素；如果集成塊內部的通道孔徑過小，工藝孔過多，拐彎過多，內表面粗糙，則會照成系統(tǒng)壓力損失變大；而油道孔徑如果過大，壓力損失減小，但會使集成塊尺寸增大，提高管道的表面光潔度會使系統(tǒng)壓力損失有所降低，但與此同時也會增加制造成本。綜上所述，設計集成塊時，對綜合考慮各方面因素。本設計由于要集成的液壓閥不是很多，故采用板式集成。板式閥組的板式集成，是用螺釘將若干個標準板式液壓控制閥固定在一塊公共閥板的表面上，再采用油路板中鉆，銑的方法或是鑄造出的孔道以及閥板背面的油管來實現(xiàn)各閥油路之間的復雜的內部聯(lián)系，進而構成一個完整的液壓系統(tǒng)回路。為了便于操作的方便，這里把常用的三位四通電磁換向閥布置在集成塊的前面，單向順序閥和先導式溢流閥分別安裝在集成塊的左右兩面，集成塊的底面連接底座，底座打孔與油缸連接。4.2.1集成塊的材料查閱《液壓傳動系統(tǒng)設計與使用維護》表2-48，選擇JK63集成塊，公稱流量為：63L/min，該系列集成塊采用三孔公用通油孔道。這里可以采用鑄造或鍛壓方式獲得集成塊的毛坯，材料選用鑄鐵。4.2.2確定孔道的直徑及油孔之間的壁厚4.2.3布置集成塊上的液壓元件 在連接件集成塊上面布置液壓元件。選擇底面與集成塊的底座相連，而底座則與油缸連接；另外選擇三個面分別安裝一個閥體（右視圖為先導式溢流閥，正視圖為三位四通電磁閥，左視圖為單向閥）,如圖4-4所示：圖4-4從圖中可以看出，三位四通電磁換向閥被安放在集成塊的正面，型號選擇的是4WE-50/W220-50，承受的最大壓力為35MPa，最大流量為80L/min，通徑選擇為6mm，由于三位四通電磁換向閥有四個不同的油路口（P口，T口，A口，B口），亦可實現(xiàn)四個不同方位的貫通，它的閥芯可以實現(xiàn)三個位置的變換；集成塊的左面安裝的是單向順序閥，型號選擇的是H(C)G-03，承受的最大壓力為25MPa，最大流量為50L/min，在其上面分布著兩個油路口（A口，B口），起到延時和背壓作用；集成塊的右面安裝的是先導式溢流閥，型號選擇的是BG-06-X-32，承受的最大壓力為25MPa，最大流量為100L/min，通徑選擇為20mm，在其上面分布著兩個油路口（P口，T口），當系統(tǒng)的負載超過規(guī)定的界限是，先導式溢流閥就會自動開啟溢流，對系統(tǒng)進行過載保護，使整個液壓系統(tǒng)的的壓力穩(wěn)定在一個安全的數(shù)值；另外為了便于對系統(tǒng)的控制調節(jié)，將遠程調壓閥與先導式溢流閥相連。4.2.4液壓集成塊孔徑與孔板1.集成塊上的液壓閥的布置所遵循的原則就是：在集成塊上加工的孔越少越好。2.集成塊上的公用通道，即回油孔T，壓力油孔T，泄油孔L及四個安裝孔安裝系統(tǒng)原理圖的關系進行連接；其中工藝孔采用螺塞在集成塊的表面將其堵死。如圖4-5圖4-5其中除了三個液壓閥本身具有的幾個油路口外，還需在集成塊的左前右三個面上分別開一個油路口，使它們最終與變量泵和油缸的油口相連，它們的具體尺寸位置如上圖所示；由前面的系統(tǒng)原理圖可知，先導式溢流閥的P口要與三位四通電磁換向閥的P口相連；單向順序閥的A口要與三位四通電磁換向閥的B口相連，B口與油缸相連；三位四通電磁換向閥的A口與單向順序閥的A口相連，P口與先導式溢流閥的P口相連。4.3小結