四柱式液壓機液壓系統(tǒng)設(shè)計..

南昌航空大學(xué)科技學(xué)院學(xué)士學(xué)位論文目錄1 緒 論11.1液壓機現(xiàn)狀概要12 四柱液壓機總體設(shè)計22.1四柱液壓機主要設(shè)計參數(shù)22.2 四柱液壓機工作原理分析32.3 四柱液壓機工藝方案設(shè)計52.4 四柱液壓機總體布局方案設(shè)計52.5 四柱液壓機零部件設(shè)計62.5.1.1 導(dǎo)柱設(shè)計62.5.1.2 橫梁設(shè)計73 四柱液壓機液壓系統(tǒng)設(shè)計103.1 液壓傳動的優(yōu)越性概述103.2 液壓系統(tǒng)設(shè)計要求113.3 液壓系統(tǒng)設(shè)計113.4 液壓系統(tǒng)零部件設(shè)計263.5 液壓站布局設(shè)計353.6 液壓系統(tǒng)安全、穩(wěn)定性驗算364 四柱液壓機電氣系統(tǒng)設(shè)計404.1 電氣控制概述404.2 四柱液壓機電氣控制方案設(shè)計404.3 四柱液壓機電氣控制電路設(shè)計415 四柱液壓機安裝調(diào)試和維護435.1 四柱液壓機的安裝435.2 四柱液壓機的調(diào)試435.3 四柱液壓機的保養(yǎng)維護44結(jié) 論45參考文獻46致 謝471 緒 論1.1液壓機現(xiàn)狀概要液壓傳動技術(shù)發(fā)展到今天已經(jīng)有了較為完善、成熟的理論和實踐基礎(chǔ)。液壓傳動技術(shù)與傳統(tǒng)的機械傳動相比，操作方便簡單，調(diào)速范圍廣，很容易實現(xiàn)直線運動并且還具有自動過載保護功能。液壓傳動容易實現(xiàn)自動化操作，采用電液聯(lián)合控制后，可以實現(xiàn)更高程度的自動控制以及遠程遙控。由于液壓傳動的工作介質(zhì)是流體礦物油，有較大的沿程和局部阻力損失。當(dāng)系統(tǒng)的工作壓力比較高時，還會產(chǎn)生比較大的泄漏，泄漏的礦物油將直接對環(huán)境造成污染，有時候還容易引起安全事故。油液受溫度的影響很大，因此液壓油不能在很高或很低的溫度條件下工作。由于液壓油的可壓縮性和泄漏，液壓傳動不能保證恒定的傳動比和很高的傳動精度，這是液壓傳動的最大不足之處。此外，液壓傳動的故障排除不如機械傳動、電氣傳動那樣容易，因而對使用和維護人員有較高的技術(shù)水平要求。雖然液壓傳動存在這些缺陷，但總體上優(yōu)點還是蓋過了缺點，因而應(yīng)用還是很廣泛。液壓機自19世紀問世以來得到了很快的發(fā)展，在工業(yè)生產(chǎn)中已經(jīng)有了廣泛的應(yīng)用，成了產(chǎn)品壓力加工成型不可或缺的機械設(shè)備。隨著科學(xué)技術(shù)的日新月異，電子技術(shù)、液壓技術(shù)的不斷成熟，液壓機也得到了更進一步的發(fā)展。到目前為止，液壓機的最大公稱壓力已經(jīng)達到了750MN，控制技術(shù)也由原來傳統(tǒng)的繼電器控制變?yōu)榭删幊炭刂破骱凸I(yè)計算機控制，這使液壓機的運行平穩(wěn)性、控制精度、產(chǎn)品質(zhì)量有了保證，同時生產(chǎn)效率得到了很大的提高。液壓機加工與傳統(tǒng)機械加工相比屬于無屑加工，應(yīng)用范圍廣泛，一般用于塑性材料的冷擠、校直、彎曲、沖裁、拉伸等。此外液壓機還用于粉末冶金、翻邊、壓裝等產(chǎn)品的成型加工工藝。液壓機還能實現(xiàn)復(fù)雜工件和不對稱工件的加工，產(chǎn)品廢品率較低。液壓機根據(jù)加工工件的不同性質(zhì)，還可進行適當(dāng)?shù)膲毫π谐陶{(diào)整，滿足產(chǎn)品的加工要求。液壓機主要由主機、液壓系統(tǒng)、電氣系統(tǒng)三部分組成。液壓機的整個工作過程的實現(xiàn)，首先是由電氣系統(tǒng)來控制液壓系統(tǒng)，然后再由液壓系統(tǒng)控制主機主缸和頂出缸的順序動作?？偟膩碚f，液壓機操作簡單，維護方便。雖然液壓機目前應(yīng)用十分廣泛，但是潛在的問題還很多。液壓機屬于高壓工作設(shè)備,進行壓力加工時,隨著壓力的不斷升高泄漏也會不斷增大,這樣不利于保證零件的加工精度，同時還會對環(huán)境造成污染。除此之外，液壓機還存在如下缺陷，液壓機壓力加工完成后，卸壓時存在很大的液壓沖擊，這樣對液壓元件及其它設(shè)備損害很大；按下啟動按鈕后，動作靈敏性不及電氣控制；液壓機出現(xiàn)故障不能夠正常工作，故障不容易及時找到并排除，給維護帶來了一定的技術(shù)難題和不便；液壓機工作時產(chǎn)生的液壓沖擊、氣蝕等現(xiàn)象，會縮短液壓元件的使用壽命。為了催生更大的生產(chǎn)力，液壓機的設(shè)計需要改進。液壓油路設(shè)計、控制系統(tǒng)的優(yōu)化設(shè)計將是液壓機今后值得研究的方向。（1）油路設(shè)計方面為了防止泄油和外界的污染，液壓機油路的設(shè)計趨于集成化、封閉循環(huán)式，這樣可以延長設(shè)備的使用壽命。除此之外，液壓元件設(shè)計盡量標(biāo)準(zhǔn)化，集成化。集成液壓系統(tǒng)減少了管路連接，可以降低泄漏和污染。液壓元件的標(biāo)準(zhǔn)化給維護帶來了方便。（2）控制系統(tǒng)方面液壓機屬于高壓設(shè)備，控制系統(tǒng)除控制設(shè)備安全可靠的工作之外，還應(yīng)該讓控制精度變得更高，人機交互變得更簡單，操作更方便，自動化、高速化、智能化程度更好。綜上所述，液壓機的發(fā)展促進了生產(chǎn)力的發(fā)展。伴隨著電氣控制技術(shù)、液壓傳動技術(shù)的不斷發(fā)展，液壓機的自動化程度、加工精度將進一步得到提高，實現(xiàn)智能化控制。2 四柱液壓機總體設(shè)計2.1四柱液壓機主要設(shè)計參數(shù)（1）擬設(shè)計的四柱液壓機主要技術(shù)參數(shù)見表2.1表2.1 液壓機技術(shù)參數(shù)參 數(shù) 項參 數(shù)公稱力（最大負載）2000KN工進時液體最大工作壓力25MPa主缸回程力400KN頂出缸頂出力350KN主缸滑塊行程700mm頂出活塞行程250mm主缸滑塊距工作臺最大距離1100mm主缸滑塊快進速度0.08m/s主缸滑塊工進最大速度0.006m/s主缸快退速度0.03m/s頂出活塞頂出速度0.02m/s頂出活塞退回速度0.05m/s（2）四柱液壓機的主要功能通過液壓傳動系統(tǒng)傳遞動力，完成零件的壓力成型加工。（3）四柱液壓機的適用范圍液壓機主要用于冷擠、校直、彎曲、沖裁、拉伸、粉末冶金、翻邊、壓裝等成型工藝。2.2 四柱液壓機工作原理分析2.2.1 四柱液壓機的基本組成四柱液壓機主要由主機、液壓控制系統(tǒng)、電氣控制系統(tǒng)三部分組成。 其中主機包括工作臺、導(dǎo)柱、滑塊、上缸、頂出缸等結(jié)構(gòu)；液壓系統(tǒng)由控制元件、執(zhí)行元件、輔助元件、動力裝置、工作介質(zhì)等組成；電氣控制控制系統(tǒng)主要由繼電器、接觸器、按鈕、行程開關(guān)、電器控制柜等組成。2.2.2 四柱液壓機的工作原理（1）四柱液壓機主機組成簡圖2.11-滑塊 2-導(dǎo)柱 3-工作臺 4-安裝地基 5-頂出缸 6-主缸 7-上橫梁 8-輔助油箱圖2.1 四柱液壓機主機組成簡圖（2）四柱液壓機工作原理分析四柱液壓機的動作順序通過電氣系統(tǒng)、液壓系統(tǒng)控制，控制順序框圖如圖2.2。圖2.2 四柱液壓機控制順序圖從上面的控制順序框圖可以看出，液壓機的工作原理由電氣控制系統(tǒng)控制液壓系統(tǒng)，液壓控制系統(tǒng)再控制主機工作，主機動作觸及行程開關(guān)，將信號反饋給電氣控制系統(tǒng)，實現(xiàn)循環(huán)控制。（3）四柱液壓機工作循環(huán)分析四柱液壓機工作循環(huán)如圖2.3所示。圖2.3 四柱液壓機工作循環(huán)圖四柱液壓機工作循環(huán)如圖2.3（a），滑塊在自重的作用下快速下行，碰到行程開關(guān)后由快進變?yōu)楣みM，隨后進行加壓、保壓。保壓時間完成后，滑塊快速回程，直到回到原來的位置，停止運動；圖2.3（b）表示頂出缸的工作循環(huán)過程，主缸快進、工進、保壓、退回停止后，頂出缸才運動，將工件頂出。2.3 四柱液壓機工藝方案設(shè)計（1）控制方式的選擇采用液壓系統(tǒng)與電氣系統(tǒng)相結(jié)合的控制方式。具有調(diào)整、手動、半自動三種工作方式，可實現(xiàn)定壓、定程兩種加工工藝；（2）液壓系統(tǒng)：液壓油路采用封閉式回路，供油方式選用變量泵供油，液壓控制元件采用插裝閥形式。針對液壓機快進時供油不足以及工進時的高壓特性，系統(tǒng)應(yīng)設(shè)有補油和卸壓裝置；（3）電氣控制：采用繼電器、行程開關(guān)、接觸器、手動按鈕等元件進行手動、半自動控制；（4）主機：主機結(jié)構(gòu)形式采用“三梁四柱”的形式，主缸和頂出缸為執(zhí)行元件。2.4 四柱液壓機總體布局方案設(shè)計總體布局如圖2.4所示1-主機 2-液壓油管 3-控制臺4-插裝閥 5-液壓泵裝置 6-液壓油箱 7-電氣控制柜圖2.4 四柱液壓機總體布局簡圖圖2.4為液壓機整體布局簡圖，分為三個部分，即：主機、液壓系統(tǒng)、電氣控制系統(tǒng)。液壓系統(tǒng)的所有部件都集中安裝在液壓油箱上，使液壓站布局結(jié)構(gòu)變得緊湊。電氣控制元件集中設(shè)計在電氣柜中。啟動、停止、快進、頂出、調(diào)整、等控制按鈕設(shè)置在控制臺上，方便及時操作。2.5 四柱液壓機零部件設(shè)計2.5.1 主機載荷分析參考表2.1，四柱液壓機的最大工作負載為2000KN，主缸回程力為400KN，頂出缸頂出力為350KN。由于工作時的負載遠大于其它工況時的負載，因此在進行載荷設(shè)計時，取負載2000KN對液壓機進行受力計算。液壓機結(jié)構(gòu)形式為“三梁四柱”式，工進加壓的負載作用在橫梁和導(dǎo)柱上，受載時橫梁受壓，導(dǎo)柱受拉，受力如圖2.5所示F-負載 T-導(dǎo)柱拉力圖2.5 橫梁、導(dǎo)柱受力圖2.5.1.1 導(dǎo)柱設(shè)計材料選擇：導(dǎo)柱在工作過程中主要承受拉力，材料必須具備較高的抗拉強度。導(dǎo)柱材料選擇45圓鋼，也可選用鍛件形式。熱處理要求：導(dǎo)柱除了承受拉力之外，外圓柱表面與滑塊之間還存在摩擦力。為了減少導(dǎo)柱表面的磨損，通過表面熱處理提高表面硬度增加表面耐摩性。總的熱處理工藝為調(diào)質(zhì)和表面淬火。理論設(shè)計計算：液壓機的最大負載約為2000kN，通過力傳遞后，最后由四根導(dǎo)柱承受2000kN的拉力，作用在每根導(dǎo)柱上的拉力為500kN。由許用拉應(yīng)力公式(2.1)，可計算導(dǎo)柱的安全直徑D。 (2.1)式中：許用應(yīng)力；取45鋼=80100MPa；F軸向拉力；A橫截面積。即： 圓整后取導(dǎo)柱直徑D=90mm，為了防止四根導(dǎo)柱因瞬間的受力不均而被破壞，導(dǎo)柱直徑可適當(dāng)加大，取D=110mm。2.5.1.2 橫梁設(shè)計材料選擇：橫梁工作時的受力為彎曲力，材料應(yīng)具有一定的抗彎強度。選用45鋼，毛坯采用鍛件。熱處理要求：橫梁進行調(diào)質(zhì)處理。理論計算校核：橫梁受力可以簡化為簡直梁,中間受載的情形，如圖2.6所示。圖2.6 橫梁滑塊受力簡圖初步確定橫梁的長、寬、高尺寸分別為1310、1045、575mm，截面為矩形。即：在負載作用下的剪力和彎矩如圖2.7所示。圖2.7 (a) 剪力圖 (b) 彎矩圖由彎矩圖2.7(b)可知，橫梁C點11截面彎矩最大，該截面是危險截面。為了保證橫梁能夠正常工作，必須對該截面進行強度校核。正應(yīng)力計算公式為： (2.2)式中：最大彎曲正應(yīng)力；最大彎矩；抗彎截面系數(shù)()。矩形截面抗彎系數(shù)W計算公式為： (2.3)式中：矩形截面的寬；矩形截面的高。即：45鋼的彎曲許用應(yīng)力=100MPa，而橫梁的最大彎曲應(yīng)力=8.1MPa，遠小于材料的許用應(yīng)力，經(jīng)過校核，設(shè)計尺寸滿足要求。2.5.2 主機工作臺設(shè)計液壓機工作臺主要受壓，由于工作臺不是很高，剛度要求可以滿足，因此在設(shè)計計算時只要進行抗壓強度的校核即可，校核過程從略。材料選擇：工作臺主要受壓，材料選用鑄鋼45。工藝要求： 機械加工時，工作臺表面做成T形槽，如圖2.8所示。圖2.8 工作臺T形槽2.5.3控制臺設(shè)計材料選擇：控制臺主要用于安裝控制按鈕，不承受動載荷，強度要求不是很高，滿足使用要求即可，材料選用Q235A。加工工藝：控制臺的制作加工采用焊接方式完成。外形設(shè)計：控制臺外形尺寸設(shè)計應(yīng)考慮操作方便。外形簡圖如圖2.9所示。 1-控制按鈕 2-控制面板 3-控制臺底座圖2.9 液壓機控制臺外形簡圖3 四柱液壓機液壓系統(tǒng)設(shè)計3.1 液壓傳動的優(yōu)越性概述科學(xué)技術(shù)迅猛發(fā)展的今天，液壓傳動技術(shù)隨之有了比較完善、成熟的理論基礎(chǔ)。目前液壓傳動技術(shù)正向著高壓、高速、大功率、高效、低噪音、經(jīng)久耐用、高度集成化的方向發(fā)展。（1）液壓傳動優(yōu)越性1）液壓元件布局靈活；2）液壓傳動操作控制方便，可實現(xiàn)無級調(diào)速；3）液壓傳動容易實現(xiàn)直線傳動，可以進行自動過載保護；4）液壓傳動采用電液控制相結(jié)合的控制方式，可實現(xiàn)自動化控制，還可實現(xiàn)遠程控制；5）液壓系統(tǒng)中液壓元件的磨損比機械傳動小很多，液壓油除了作為傳動介質(zhì)外還起到了潤滑的作用，延長了液壓系統(tǒng)中液壓元件的使用壽命。（2）液壓傳動不足1）液壓傳動沿程、局部阻力損失比較大；2）液壓傳動壓力高時泄漏較大，效率降低，處理不好油液還會對環(huán)境構(gòu)成污染；3）液壓介質(zhì)的泄漏和可壓縮性使系統(tǒng)沒有嚴格的傳動比；4）液壓傳動存在的液壓沖擊、氣蝕、困油現(xiàn)象影響了設(shè)備的安全工作和使用壽命；5）液壓元件制造精度高，成本貴，系統(tǒng)故障不容易排除，維護技術(shù)成本高；6）液壓系統(tǒng)工作環(huán)境受溫度影響較大，不宜在很高和很低的溫度條件下工作。3.2 液壓系統(tǒng)設(shè)計要求3.2.1 液壓機負載確定參考四柱液壓機技術(shù)參數(shù)表2.1可知，液壓機的最大工作負載為2000KN，工進時液體最大壓力為25MPa,由此確定液壓機設(shè)計負載為2000KN型四柱液壓機。3.2.2 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(guān)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。3.2.3 液壓系統(tǒng)設(shè)計參數(shù)液壓系統(tǒng)設(shè)計參數(shù)可參考表2.1最大負載：2000KN； 工進時系統(tǒng)最大壓力：25MPa主缸回程力：400KN； 頂出缸頂出力：350KN主缸滑塊快進速度：0.08m/s； 主缸最大工進速度：0.006m/s主缸回程速度：0.03m/s； 頂出缸頂出速度：0.02m/s頂出缸回程速度：0.05m/s3.3 液壓系統(tǒng)設(shè)計3.3.1 液壓機主缸工況分析3.3.1.1 主缸速度循環(huán)圖 根據(jù)液壓機系統(tǒng)設(shè)計參數(shù)及表2.1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3.1 主缸速度循環(huán)圖3.3.1.2 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(dǎo)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。通過各工礦的負載分析，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 = Fw + Ff + Fa ( 3.1 )式中：F 液壓缸所受外負載；Fw 工作負載；Ff 滑塊與導(dǎo)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 = ( 3.2 )式中：G 運動部件重量；g 重力加速度9.8m/；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(shè)計參數(shù)可及：=0.08m/s ，取=0.05s，代入公式3.2中。即：Fa = = 4898N（2）摩擦負載Ff計算滑塊啟動時產(chǎn)生靜摩擦負載，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(dǎo)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3.1中。即：F = 2000000 + 4898 = 2004898N3.3.1.3 主缸負載循環(huán)圖（1）主缸工作循環(huán)各階段外負載如表3.1表3.1 主缸工作循環(huán)負載工 作 循 環(huán)外 負 載啟 動F = f靜 + Fa5 KN橫梁滑塊快速下行F = f動忽略不計工 進F = f動 + Fw2000 KN快速回程F = f 回+ F背400 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。（2）主缸各階段負載循環(huán)如圖3.2圖3.2 主缸負載循環(huán)圖3.3.2 液壓機頂出缸工況分析3.3.2.1 頂出缸速度循環(huán)圖 根據(jù)液壓機系統(tǒng)設(shè)計參數(shù)和表2.1中頂出缸活塞行程為250mm，得到頂出缸的速度循環(huán)圖如下：圖3.3 頂出缸速度循環(huán)圖3.3.2.2 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3.1計算頂出缸的最大負載。即：F = Fw = 350000N式中：Fw 頂出力；3.3.2.3 頂出缸負載循環(huán)圖（1）頂出缸工作循環(huán)各階段外負載如表3.2表3.2 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 + Fw350 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。（2）頂出缸各階段負載循環(huán)如圖3.4圖3.4 頂出缸負載循環(huán)圖3.3.3 液壓系統(tǒng)原理圖擬定3.3.3.1 液壓系統(tǒng)供油方式及調(diào)速回路的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3.5所示。由于液壓機工況時的負載壓力會逐步增大，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(dāng)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3.6所示。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3.5 液壓機基本回路圖圖3.6 恒功率曲線圖3.3.3.2 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(zhǔn)確換接是液壓機穩(wěn)定工作的基礎(chǔ)。為了達到控制要求，液壓系統(tǒng)的速度換接通過行程開關(guān)控制。這種速度換接方式具有平穩(wěn)、可靠、結(jié)構(gòu)簡單、行程調(diào)節(jié)方便等特點，安裝也很容易。3.3.3.3 液壓系統(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3.7所示。 1、2、6、18、15、10、11-先導(dǎo)溢流閥 1S、2S、3S-行程開關(guān) 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3.7 液壓機插裝閥控制系統(tǒng)原理圖3.3.3.4 液壓系統(tǒng)控制過程分析整個液壓控制系統(tǒng)包括五個插裝閥集成塊，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(dǎo)溢流閥2用于調(diào)整系統(tǒng)的壓力，先導(dǎo)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(dǎo)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(dǎo)溢流閥11用于調(diào)整主缸下腔的平衡壓力，先導(dǎo)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(dǎo)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、F10組成頂出缸下腔油液三通回路，先導(dǎo)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(guān)閉可靠，防止反壓開啟。3.3.3.5 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(guān)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(dāng)滑塊行至一定位置觸動行程開關(guān)2S后，電磁鐵6Y失電，7Y得電，插裝閥F6控制腔先導(dǎo)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(yīng)升高，充液閥21關(guān)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(dāng)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(yīng)自動減少。當(dāng)主缸上腔的壓力達到先導(dǎo)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(dāng)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(guān)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(shè)備處于安全工作狀態(tài)。7）主缸回程當(dāng)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，插裝閥F2關(guān)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(dāng)主缸回程到達上端點，觸擊行程開關(guān)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(dāng)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。3.3.4 液壓系統(tǒng)基本參數(shù)計算3.3.4.1 液壓缸基本尺寸計算（1）主缸工作壓力、內(nèi)徑、活塞桿直徑的確定查表2-1 1并參考表2.1中設(shè)計參數(shù)，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25MPa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3.8所示。 圖3.8 液壓機主缸受力簡圖由圖2.8可知D= (3.3)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（3.3），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(biāo)準(zhǔn)系列直徑，取D=320mm；那么由d/D=0.7可以求得活塞桿直徑。即：d=0.7D=0.7x327229mm同理查表2-5 1,將活塞桿直徑圓整為標(biāo)準(zhǔn)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3.4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3.9所示。 圖3.9 液壓機頂出缸缸受力簡圖將參數(shù)代入公式（3.3），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(biāo)準(zhǔn)系列直徑，取D=200mm；那么由d/D=0.7可以求得活塞桿直徑。即：d=0.7D=0.7x198138mm同理查表2-5 1,將活塞桿直徑圓整為標(biāo)準(zhǔn)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。3.3.4.2 液壓系統(tǒng)流量計算（1）主缸所需流量計算參考表2.1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： （3.4）快進時：=385.8L/min工進時： = 28.8L/min快退時： = 76.2L/min（2）頂出缸所需流量計算參考表2.1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/s，頂出缸內(nèi)徑為200mm，活塞桿直徑為140mm，代入公式（3.4），即：頂出時：= 37.8L/min快退時： = =48L/min（3）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： （3.5）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(fù)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（3.5）可求得泵的工作壓力。即：通過計算，泵的工作壓力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(shè)備的使用壽命，設(shè)備在設(shè)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(yīng)滿足，取Pp=1.25。即：Pn = 1.25Pp=1.25x25.5MPa31.9MPa2）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(3.6)計算得到。 (3.6)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(yīng)加上溢流閥的最小溢流量。將參數(shù)代入公式（3.6）中，即：463L/min3）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(shè)置補油油箱。3.3.4.3 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= (3.7)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。快進時的負載很小，只有活塞與缸筒、導(dǎo)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3.2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=0.5MPa，則液壓泵的壓力Pp由公式（3.8）計算。 （3.8）即：將、=28.8L/min、=0.7代入公式（3.7）中，求得工進功率為：3）快退功率由圖3.2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（3.7）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3.4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（3.8）計算。即：將、=37.8L/min、=0.7代入公式（3.7）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(yīng)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(yīng)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(shù)參數(shù)為：額定功率：18.5KW ； 滿載轉(zhuǎn)速：1470r/min 。3.3.4.4 液壓元件的選擇通過液壓系統(tǒng)的參數(shù)計算查閱液壓手冊，液壓元件選擇如表3.4所示：表3.4 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-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電磁換向閥24F3-E16B8022充液閥YAF3-Ea20B15025壓力表KF3E6L24026變量泵250YCY14-1B25027過濾器WU-250X180F2503.4 液壓系統(tǒng)零部件設(shè)計3.4.1 液壓機主缸設(shè)計通過3.3.4.1 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(shè)計。（1）主缸缸體材料選擇及技術(shù)要求液壓缸的結(jié)構(gòu)形式一般有兩種形式，即：薄壁圓筒和厚壁圓筒。當(dāng)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。對于負載大的機械設(shè)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。液壓缸內(nèi)圓柱表面粗糙度為Ra0.40.8m；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： （3.9）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(yīng)力。鍛鋼：=110120MPa ；鑄鋼：=100110MPa ；高強度鑄鐵：=60MPa ；灰鑄鐵：=25MPa ；無縫鋼管：=100110MPa 。主缸壁厚計算，將D=0.32m ；= 110MPa ；=1.425.5MPa=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 (3.10)將參數(shù)代入公式（3.10），即：D外0.32m0.104m0.426m外徑圓整為標(biāo)準(zhǔn)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(dǎo)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： （3.11）式中： t缸蓋的有效厚度(m)；缸蓋止口直徑；缸蓋材料許用應(yīng)力。即：圓整后取缸蓋厚度t=60mm。（4）主缸最小導(dǎo)向長度的確定當(dāng)活塞桿全部外伸時，從活塞支承面中點到缸蓋滑動支承面中點的距離稱為最小導(dǎo)向長度，用H表示。如果導(dǎo)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(dǎo)向長度應(yīng)該滿足如下要求： (3.12)導(dǎo)向長度如圖3.10所示圖3.10 主缸導(dǎo)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（3.12）中，求主缸的最小導(dǎo)向長度。即：為了保證最小導(dǎo)向長度H，不應(yīng)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(dǎo)向長度。隔套的長度C可有公式（3.13）求得，即： (3.13)式中：B活塞的寬度，一般取B=（0.61.0）D；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(dāng)D80mm時，取=（0.61.0）D；當(dāng)D80mm時，取=（0.61.0）d。（5）主缸活塞材料、技術(shù)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(dāng)缸體內(nèi)徑較小時，整體式結(jié)構(gòu)的活塞選用35鋼、45鋼。主缸活塞選用灰鑄鐵HT200?；钊圃鞎r外圓柱表面的粗糙度為Ra0.81.6m；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。活塞寬度系數(shù)取0.8，即活塞的寬度B=0.8D=0.8320mm =256mm。圓整后取活塞寬度B=260mm。查表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(shù)要求及長度確定活塞桿有空心和實心兩種結(jié)構(gòu)形式?？招臅r一般選用35鋼、45鋼的無縫鋼管；實心結(jié)構(gòu)選用35鋼、45鋼。主缸活塞桿選用45鋼。活塞桿制造時外圓柱面粗糙度為Ra0.40.8m；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(dǎo)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與活塞的寬度之和。缸體的外形尺寸還應(yīng)考慮兩端端蓋的厚度，總體而言，液壓缸缸體的長度L不應(yīng)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(dāng)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(gòu)設(shè)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(gòu)有整體式結(jié)構(gòu)、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(dǎo)向結(jié)構(gòu)形式活塞桿的導(dǎo)向部分包括端蓋、導(dǎo)向套、密封、防塵和鎖緊結(jié)構(gòu)。工程機械中導(dǎo)向套一般安裝在密封圈的內(nèi)側(cè)，有利于導(dǎo)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，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(shè)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(shè)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(shè)兩個排氣閥。3.4.2 液壓機頂出缸設(shè)計（1）頂出缸缸體材料選擇及制造技術(shù)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。缸體的制造要求應(yīng)該滿足液壓缸內(nèi)圓柱表面粗糙度為Ra0.40.8m；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。（2）頂出缸壁厚的確定將D=0.2m ；= 110MPa ；=1.312.5MPa=16.25MPa代入公式（3.9）中，即：將D=0.2m ；取=0.02m代入公式（3.10），即：D外0.2m0.04m0.24m外徑圓整為標(biāo)準(zhǔn)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(dǎo)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（3.11）：即：取缸蓋厚度t=25mm。（4）頂出缸最小導(dǎo)向長度的確定由表2.1可知頂出活塞行程L=250mm，頂出缸內(nèi)徑D=200mm，代入公式(3.12)， 即：（5）頂出缸活塞材料、技術(shù)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。頂出缸活塞外圓柱表面的粗糙度為Ra0.81.6m；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。計算活塞寬度時區(qū)寬度系數(shù)為0.8，即活塞的寬度B=0.8D=0.8200mm =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(shù)要求及長度確定活塞桿有空心和實心兩種結(jié)構(gòu)形式?？招臅r一般選用35鋼、45鋼的無縫鋼管；實心結(jié)構(gòu)選用35鋼、45鋼。頂出缸活塞桿選用35鋼?；钊麠U外圓柱面粗糙度為Ra0.40.8m；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(dǎo)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(yīng)考慮兩端端蓋的厚度，總之，液壓缸缸體的長度L不應(yīng)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=650mm。（8）活塞桿穩(wěn)定性校核當(dāng)液壓缸的支承長度Lb(1015)d時，應(yīng)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)。3.4.3 液壓油管設(shè)計液壓傳動中裝置中，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（3.14）求得 (3.14)式中： 油管內(nèi)徑(mm)；油路通過最大流量(L/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(3.14)，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(3.14)，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(3.14)，即：圓整后，查表16.5-13 ，取?；赜陀凸軆?nèi)徑確定：頂出缸回程所需流量=48L/min，取油管允許流速=4m/s，代入公式(3.14)，即：圓整后，查表16.5-13，取。3.4.4 液壓油箱設(shè)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(yīng)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) (3.15)中壓系統(tǒng)(P6.3MPa)：V=(57) (3.16)中高壓或高壓系統(tǒng)(P6.3MPa)：V=(612) (3.17)式中： V液壓油箱有效容積； 液壓泵額定流量。液壓機屬于高壓系統(tǒng)，油箱的有效容積可由公式(3.17)求出，即：V=9=7250L =1750L（2）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(dāng)增大油箱的