I摘 要本文針對液壓壓力機進行設計，液壓壓力機采用三梁四柱式，此結構應用廣泛，公稱力設計為 75KN，通過更換模具可適應多種不同形狀尺寸零件的加工，也可進行沖壓、擠壓等加工，具有很廣的使用范圍。其結構包括液壓缸、橫梁、立柱及充液裝置等。動力機構由油箱、高壓泵、控制系統(tǒng)、電動機、壓力閥、方向閥等組成。液壓壓力機通過泵和油缸及各種液壓閥實現(xiàn)能量的轉(zhuǎn)換，調(diào)節(jié)和輸送，完成各種工藝動作的循環(huán)。在本設計中，通過查閱大量文獻資料，設計了液壓缸的尺寸、液壓壓力機本體，擬訂了液壓原理圖，并且按壓力和流量的大小選擇了液壓泵，電動機，控制閥，過濾器等液壓元件和輔助元件。最后還使用 AutoCAD 軟件繪制了該液壓壓力機的裝配圖和主要零件圖。關鍵詞：液壓壓力機；液壓缸；液壓系統(tǒng)IIAbstractIn this paper, the design of hydraulic presses, hydraulic presses, three-beam four-wide application of this structure, designed for nominal force 75KN, through the replacement of mold can be adapted to a variety of different shapes and sizes of parts of the processing, but also for stamping, extrusion, etc. processing, with a very wide range. The structure includes a hydraulic cylinder, beams, columns and filling devices. Power sector by tanks, high pressure pumps, control systems, motors, pressure valves, directional valves and other components. Hydraulic presses through the pump and cylinder and various hydraulic valves energy conversion, regulation and delivery, to complete the cycle of various crafts movement.In this design, through access to a large number of documents, the design of the hydraulic cylinder size, hydraulic press body, developed a hydraulic schematics, and according to the size of the pressure and flow of selected pumps, motors, control valves, hydraulic filters, etc. components and auxiliary components. Finally, the use of AutoCAD software to draw a diagram of the hydraulic press and the main assembly parts diagram.Keywords: Hydraulic presses; Hydraulic cylinder; Hydraulic systemIII目 錄摘 要 IAbstract II第一章 緒論 11.1 選題目的和意義 .11.2 壓力機概述 11.2.1 壓力機發(fā)展的概況 .11.2.2 壓力機工作原理 .21.3 液壓傳動的優(yōu)缺點 3第二章 液壓壓力機總體設計 42.1 總體方案選定 .42.1.1 總體結構選定 .42.1.2 總體技術參數(shù)選定 .52.2 工況分析 62.2.1 工作循環(huán)分析 .62.2.2 負載分析 .6第三章 液壓系統(tǒng)的設計 8IV3.1 確定液壓系統(tǒng)方案 .83.1.1 快速行程方式 .83.1.2 調(diào)速方式 .83.1.3 保壓方式 .83.1.4 泄壓換向方法 .93.1.5 互鎖控制回路 .93.2 液壓原理圖的擬定 93.3 液壓元件的計算與選擇 .113.3.1 液壓泵的選擇 113.3.2 電動機的選擇 113.3.3 液壓閥的選擇 123.3.4 輔助元件的設計 .133.3.5 液壓系統(tǒng)性能驗算 .15第四章 液壓缸設計 164.1 液壓缸的基本結構設計 .164.1.1 液壓缸的類型 .164.1.2 鋼筒的連接結構 .164.1.3 缸底結構 .164.1.4 油缸放氣裝置 .174.1.5 緩沖裝置 .174.2 缸體結構的基本參數(shù)確定 174.2.1 直徑參數(shù) .174.2.2 主缸進油流量與排油流量 184.3 液壓缸設計計算與校核 194.3.1 筒壁厚 計算與校核 .19?4.3.2 缸筒底部計算與校核 .204.3.3 缸筒端部法蘭設計與校核 .204.3.4 螺栓的設計與校核 .22第五章 液壓壓力機機體設計 245.1 立柱設計 245.1.1 立柱設計計算 .245.1.2 連結形式 .255.1.3 立柱的螺母及預緊 .265.1.4 立柱的導向裝置 275.1.5 限程套 28V5.2 底座設計 285.3 橫梁設計 285.3.1 上橫梁結構設計 285.3.2 活動橫梁結構設計 .295.3.3 下橫梁結構設計 295.3.4 各橫梁參數(shù)的確定 29總 結 30參考文獻 31致 謝 32液壓壓力機設計1第一章 緒論1.1 選題目的和意義本課題的主要目的是對液壓壓力機的研究設計，通過本次設計可以提高液壓系統(tǒng)工作時的穩(wěn)定性以及液壓沖擊對設備的可靠性等。另外，通過本次設計可以鞏固和深化所學知識、掌握液壓壓力機設計的一般方法步驟、培養(yǎng)自己發(fā)現(xiàn)問題解決問題的能力。1.2 壓力機概述1.2.1 壓力機發(fā)展的概況壓力機的發(fā)展歷史只有 100 年。壓力機是伴隨著工業(yè)革命的的進行而開始發(fā)展的，蒸汽機的出現(xiàn)開創(chuàng)了工業(yè)革命的時代，傳統(tǒng)的鍛造工藝和設備逐漸不能滿足當時的要求。因此在 1839 年，第一臺蒸汽錘出現(xiàn)了。此后伴隨著機械制造業(yè)的迅速發(fā)展，鍛件的尺寸也越來越越大，鍛錘做到百噸以上，即笨重又不方便。在 1859-1861年維也納鐵路工廠就有了第一批用于金屬加工的 7000KN、10000KN 和 12000KN 的液壓壓力機，1884 年英國羅切斯特首先使用了鍛造鋼錘用的鍛造液壓壓力機，它與鍛錘相比具有很好的優(yōu)點，因此發(fā)展很快，在 1887-1888 年制造了一系列鍛造液壓壓力機，其中包括一臺 40000KN 的大型水壓機，1893 年建造了當時最大的12000KN 的鍛造水壓機。在第二次世界大戰(zhàn)后，為了迅速發(fā)展航空業(yè)。美國在 1955 年左右先后制造了兩臺 31500KN 和 45000KN 大型模鍛水壓機。近二十年來，世界各國在鍛造操作機與鍛造液壓壓力機聯(lián)動機組，大型模鍛液壓壓力機，擠壓機等各種液壓壓力機方面又有了許多新的發(fā)展，自動測量和自動控制的新技術在液壓壓力機上得到了廣泛的應用，機械化和自動化程度有了很大的提高。再來看一下我國的情況，在解放前，我國屬于半殖民地半封建社會的國家，沒有獨立的工業(yè)體系，也根本沒有液壓壓力機的制造工業(yè)，只有一些修配用的小型液壓壓力機。解放后我國迅速建立獨立自主的完整的工業(yè)體系，同時仿造并自行設計各種液壓壓力機，同時也建立了一批這方面的科研隊伍。到了六十年代，我國先后成套設計并制造了一些重型液壓壓力機，其中有 300000KN 的有色金屬模鍛水壓機，120000KN 有色金屬擠壓水壓機等。特別是近十年來，又有了一些新的發(fā)展。比如，設計并制造了一批較先進的鍛造水壓機，并已向國外出口，與此相應的，我國也陸液壓壓力機設計2續(xù)制造了各種液壓壓力機的系列及零部件標準。但是，我們也應清楚地意識到我們與發(fā)達國家相比還有很大的差距，還不能滿足國民經(jīng)濟和國防建設的需要。許多先進的設備和大型機仍需進口，目前應充分發(fā)揮我們的優(yōu)勢，加強我國在這方面的競爭力，這不僅是有助于我們從制造業(yè)大國向制造業(yè)強國的轉(zhuǎn)變也是國家安全的需要。1.2.2 壓力機工作原理（1）壓力機功能簡介壓力機是利用液壓傳動技術進行壓力加工的設備，廣泛用于金屬鍛壓、冷擠壓、粉末冶金以及金屬、橡膠和塑料等成型制品加工的壓力機械，也是最早應用液壓技術的機械之一。與其他壓力機相比，它具有壓力和速度可在大范圍內(nèi)無極調(diào)整，可在任意位置輸出全部功率和保持所需壓力、結構布置靈活，各執(zhí)行結構可很方便地達到所希望的動作配合等優(yōu)點。壓力機有多種型號規(guī)格，其工進力從幾十噸到上萬噸。按工作介質(zhì)可分為水壓機和油壓機兩種。用乳化液做介質(zhì)的液壓壓力機，稱為水壓機，其工進力很大，多用于重型機械廠和造船廠等。用礦物油型液壓有做介質(zhì)的液壓壓力機成為油壓機，產(chǎn)生的壓智力較水壓機小，在許多工業(yè)部門得到廣泛的應用。圖 1-1 壓力機液壓壓力機的類型很多，多為立式,其中四柱式液壓壓力機最為典型，應用也最為廣泛。其基本結構如圖 1-1。（2）壓力機的工作原理簡介該機的四根立柱上安裝有驅(qū)動上滑塊的液壓缸。液壓壓力機的工進工藝要求液壓缸的工作循環(huán)為：快速下行→慢速加壓→保壓延時→快速返回→原位停止;并且壓液壓壓力機設計3力速度和保壓時間可調(diào)節(jié)。工藝循環(huán)圖如圖 1-2 所示。圖 1-2 壓力機工藝循環(huán)圖1.3 液壓傳動的優(yōu)缺點液壓傳動是利用液體作為工作介質(zhì)來傳遞能量和進行控制的傳動方式，與機械傳動、電氣傳動相比，液壓傳動的主要優(yōu)點：（1）液壓傳動的各種元件，可根據(jù)需要方便、靈活地來布置；（2）重量輕、體積小、運動慣性小、反應速度快；（3）操作控制方便，易于實現(xiàn)較大范圍內(nèi)的無級變速；（4）一般采用礦物油為工作介質(zhì)，相對運動面可自行潤滑，使用壽命長；（5）可以實現(xiàn)快速而且無沖擊的變速和換向；（6）與機械傳動相比易于布局和操縱；液壓傳動的主要缺點：（1）由于流體流動的阻力損失和泄露較大，所以效率較低；（2）工作性能易受溫度變化的影響，因此不宜在很高或很低的溫度條件下工作；（3）液壓元件的制造精度要求較高，因而價格較貴；（4）由于液體介質(zhì)的泄露及可壓縮性影響，不能得到嚴格的定比傳動；（5）液壓傳動出故障時不易找出原因；使用和維修要求有較高的技術水平[2]。液壓壓力機設計4第二章 液壓壓力機總體設計2.1 總體方案選定2.1.1 總體結構選定圖 2-1 為液壓壓力機系統(tǒng)原理基本組成。我們可以通過它進一步理解一般液壓壓力機系統(tǒng)應具備的基本性能和組成情況。圖 2-1 液壓壓力機在圖 2-1 中，液壓壓力機是利用液壓泵將原動機的機械能通過液壓控制系統(tǒng)換液壓壓力機設計5為液體的壓力能，通過液體壓力能的變化來傳遞能量，經(jīng)過各種控制閥和液壓控制管路的傳遞進入油缸，推動固定在上橫梁上的主缸帶動上下活動梁來回移動，由四個立柱導向?qū)⑸舷履＞唛]合，工進所需要的工件，再于頂出缸把工進好的工件頂出。在液壓傳動中，液壓油缸就是一個最簡單而又比較完整的液壓傳動系統(tǒng)，分析它的工作過程，可以清楚的了解液壓傳動的基本原理。液壓系統(tǒng)主要由：動力元件（油泵） 、執(zhí)行元件（油缸或液壓馬達） 、控制元件（各種閥） 、輔助元件和工作介質(zhì)等五部分組成。（1）動力元件（油泵） 它的作用是把液體利用原動機的機械能轉(zhuǎn)換成液壓力能；是液壓傳動中的動力部分。（2）執(zhí)行元件（油缸、液壓馬達） 它是將液體的液壓能轉(zhuǎn)換成機械能。其中，油缸做直線運動，馬達做旋轉(zhuǎn)運動。（3）控制元件 包括壓力閥、流量閥和方向閥等。它們的作用是根據(jù)需要無級調(diào)節(jié)液動機的速度，并對液壓系統(tǒng)中工作液體的壓力、流量和流向進行調(diào)節(jié)控制。（4）輔助元件 除上述三部分以外的其它元件，包括壓力表、濾油器、蓄能裝置、冷卻器、管件各種管接頭(擴口式、焊接式、卡套式） 、高壓球閥、快換接頭、軟管總成、測壓接頭、管夾等及油箱等，它們同樣十分重要。（5）工作介質(zhì) 工作介質(zhì)是指各類液壓傳動中的液壓油或乳化液，它經(jīng)過油泵和液動機實現(xiàn)能量轉(zhuǎn)換。綜上述該液壓壓力機需要完成的動作循環(huán)為：主缸活塞滑塊快速下行→主缸活塞滑塊慢速加壓→主缸保壓→主缸卸壓→主缸活塞滑塊回程→頂出缸活塞頂出→頂出缸活塞退回2.1.2 總體技術參數(shù)選定已知：參數(shù)：F=75KN 行程 600mm 速度：工進 20mm/s 快進 200mm/s因此選定本次液壓壓力機基本技術參數(shù)如下：（1）主缸公稱壓力 75KN1F（2）主缸回程力 30KN2（3）頂出缸公稱壓力 10KN3（4）頂出缸回程力 6KN4F（5）滑塊距工作臺最大距離 800mm（6）滑塊行程 600mm（7）頂出行程 200mm液壓壓力機設計6（8）工作壓力 20MPa（9）滑塊速度 快進速度 200mm/s1V工進速度 20mm/s2回程 200mm/s3（10）頂出速度 頂出 100mm/s4V回程 150mm/s52.2 工況分析2.2.1 工作循環(huán)分析根據(jù)上述液壓壓力機液壓系統(tǒng)的分析可知，液壓系統(tǒng)的工作循環(huán)為：主缸：快速下行→慢速加壓→保壓→卸壓→快速回程→原位停止頂出缸：慢速頂出→快速退回故繪制出液壓壓力機液壓系統(tǒng)的工作循環(huán)圖，如圖 2-2 所示：圖 2-2 液壓壓力機工作循環(huán)圖2.2.2 負載分析根據(jù)提供的工況條件，立式安裝的主液壓缸活塞桿帶動滑塊及動橫梁在立柱上滑行時，運動部件的質(zhì)量為 300Kg。（1）工作負載工作負載：37510tFN??（2）摩擦負載由于導柱與滑塊垂直，摩擦負載較小，可忽略不計，故：靜摩擦阻力： 0fs液壓壓力機設計7動摩擦阻力： 0fdFN?（3）慣性負載 .2()3nvFmt???60.251.0b?自重: 94GgN（4）液壓缸在各工作階段的負載值：——液壓缸的機械效率，一般取 =0.9-0.97。本處取 =0.9m?m?m?表 2-1 工作循環(huán)各階段的外負載工況 負載組成 推力 F/啟 動 60bfsFGN????6.7N加 速 3fdn 40快進 bf .工進 7506fdtFGN????83N快退 94fbF60根據(jù)主缸的工藝要求和參數(shù)，將各執(zhí)行元件在各階段的速度用圖 2-3 所示的速度-位移（ v-s）曲線表示。將各執(zhí)行元件在各階段所需克服的負載用圖 2-4 所示的負載-位移（ F-s）曲線表示。圖 2-2 主缸速度循環(huán)圖 圖 2-3 主缸負載循環(huán)圖液壓壓力機設計8第三章 液壓系統(tǒng)的設計3.1 確定液壓系統(tǒng)方案液壓機的特點是在行程中壓力變化很大，所以在行程中不同階段保證達到規(guī)定的壓力是系統(tǒng)設計中首先要考慮的。確定液壓系統(tǒng)方案時要重點考慮下列問題：3.1.1 快速行程方式液壓機液壓缸的尺寸較大，在快速下行時速度也較大，從工況圖看出，此時需要的流量較大（289.4 L/min），這樣大流量的油液如果由液壓泵供給；則泵的容量會很大。液壓機常采用的快速行程方式可以有許多種，本機采用自重快速下行方式。因為壓機的運動部件的運動方向在快速行程中是垂直向下，可以利用運動部件的重量快速下行；在壓力機的最上部設計一個充液筒（高位油箱），當運動部件快速下行時高壓泵的流量來不及補充液壓缸容積的增加，這時會形成負壓，上腔不足之油，可通過充液閥、充液筒吸取。高壓泵的流量供慢速工進和回程之用。此方法的優(yōu)點為不需要輔助泵和能源，結構簡單。3.1.2 調(diào)速方式液壓機的運動部件在下行行程中快接近制件時，應該由快速變換為較慢的工進速度。減速方式主要有壓力順序控制和行程控制兩種方式；壓力順序控制是利用運動部件接觸制件后負荷增加使系統(tǒng)壓力升高到一定值時自動變換速度。本系統(tǒng)擬選用機動控制的伺服變量軸向柱塞泵（CCY 型）作動力源，液壓泵的輸出流量可由行程擋塊來控制，在快速下行時，液壓泵以全流量供油，當轉(zhuǎn)換成工作行程（工進）時，行程擋塊使液壓泵的流量減小，在最后 20 mm 內(nèi)擋塊使液壓泵流量減到零；當液壓缸工作行程結束反向時，行程擋塊又使液壓泵的流里恢復到全流量。與液壓泵的流量相配合（協(xié)調(diào)），在液壓系統(tǒng)中，當轉(zhuǎn)換為工作行程時，電氣擋塊碰到行程并關，發(fā)信號使電磁換向閥 5 的電磁鐵 3YA 得電，控制油路 K 不能通至液控單向閥 8，閥 8 關閉，此時單向順序閥 2 不允許滑塊等以自重下行。只能靠泵向液壓缸上腔供油強制下行，速度因而減慢。3.1.3 保壓方式液壓壓力機設計9在工進行程中不同階段的系統(tǒng)壓力決定于負載，為了保證安全，應該限制液壓系統(tǒng)的最高壓力，本系統(tǒng)擬在變量泵的壓油口與主油路間并聯(lián)一只溢流閥作安全閥用。有時工進工藝要求液壓缸在工進行程結束后保壓一定時間，保壓方法有停液壓泵保壓與開液壓泵保壓兩種，本系統(tǒng)根據(jù)壓機的具體情況擬采用開液壓泵保壓；此法的能量消耗較前一種大。但系統(tǒng)較為簡單。3.1.4 泄壓換向方法液壓機在工進行程完畢或進入保壓狀態(tài)后，主液壓缸上腔壓力很高，此時由于主機彈性變形和油液受到壓縮，儲存了相當大的能量。工作行程結束后反向行程開始之前液壓缸上腔如何泄壓（控制泄壓速度）是必須考慮的問題，實踐已證明，若泄壓過快，將引起劇烈的沖擊、振動和驚人的聲音，甚至會因液壓沖擊而使元件損壞。此問題在大型液壓機中愈加重要。各種泄壓方法的原理是在活塞回程之前，當液壓缸下腔油壓尚未升高時，先使上腔的高壓油接通油箱，以一定速度使上腔高壓逐步降低。本例采用帶阻尼狀的電液動換向閥，該閥中位機能是 H 型，控制換向速度，延長換向時間，就可以使上腔高壓降低到一定值后才將下腔接通壓力油（見圖 3-1）。此法最為簡單，適合于小型壓機。3.1.5 互鎖控制回路為保障頂出缸的安全，在主缸動作時，必須保證頂出缸的活塞下行到最下位置。本例采用兩個換向閥適當串聯(lián)的方法來實現(xiàn)兩缸的互鎖控制（見圖 3-1）。從圖 3-1中可見，只有在閥 6 處于右位工作時，即頂出缸活塞是下行狀態(tài)時壓力油才會通入換向閥 4，主缸才能動作。當閥 6 處于左位工作，頂出缸為上行狀態(tài)時，只有壓力很低的回油通至閥 4，主缸才不能動作。3.2 液壓原理圖的擬定在以上分析的基礎上，擬定的液壓系統(tǒng)原理圖如圖 3-1 所示。液壓壓力機設計10123456791 01 11 21 31 21 31 21 381 Y A2 Y A4 Y A5 Y A3 Y A圖 3-1 液壓機液壓系統(tǒng)原理圖系統(tǒng)的工作過程如下：液壓泵起動后，電液換向閥 4 及 6 處于中位，液壓泵輸出油液經(jīng)背壓閥 7 再經(jīng)閥 6 的中位低壓卸荷，此時主缸處于最上端位置而頂出缸在最下端位置，電磁鐵2YA 得電，換向閥 6 在右位工作，此時 5YA 得電，換向閥 4 也在右位工作，液壓泵輸出的壓力油進入主缸上腔，此時 3YA 也得電，控制油路經(jīng)閥 5 通至液控單向閥3，使閥 3 打開，主缸下腔的油能經(jīng)閥 3 很快排入油箱，主缸在自重作用下實現(xiàn)快速空程下行，由于活塞快速下行時液壓泵進入主缸上腔的流量不足，上腔形成負壓，充液筒中的油液經(jīng)充液閥（液控單向閥）1 吸入主缸。當電氣擋塊碰到行程開關時 3YA 失電，控制油路斷開，閥 3 關閉，此時單向順序閥（平衡閥）2 使主缸下腔形成背壓，與移動件的自重相平衡。自重快速下行結束。與此同時用行程擋塊使液壓泵的流量減小，主缸進入慢速下壓行程，在此行程中可以用行程擋塊控制液壓泵的流量適應工進速度的要求。由壓力表刻度指示達到工進行程的終點。行程過程結束后，可由手動按鈕控制使 5YA 失電，4YA 得電，換向閥 4 換向，由于閥 2 帶阻尼器，換向時間可以控制，而閥 4 的中位機能是 H 型，閥處于中位時使主缸上腔的高壓油泄壓，然后閥 4 再換為左位，此時壓力油經(jīng)閥 2 的單向閥進入主缸下腔，由于下腔進油路中的油液具有一定壓力；故控制油路可以使閥 1 打開，主缸上腔的油液大部分回到充液筒，一部分經(jīng)閥 4 排回油箱，此時主缸實現(xiàn)快速回程。充液筒油液充滿后，溢出的油液可經(jīng)油管引至油箱。液壓壓力機設計11回程結束后，閥 4 換至中位，主缸靜止不動。1YA 得電，2YA 失電，閥 6 換至左位，壓力油進入頂出缸下腔，頂出缸頂出制件，然后 1YA 失電，2YA 得電，閥 6 換至右位，頂出缸回程；回程結束后，2 YA失電，閥 6 換至中位，工作循環(huán)完成，系統(tǒng)回到原始狀態(tài)。3.3 液壓元件的計算與選擇3.3.1 液壓泵的選擇① 液壓泵的最高工作壓力就是液壓缸慢速下壓行程終了時的最大工作壓力pp = = =19.6MPaFηcmA1 1.8×1060.91×0.0804因為行程終了時流量 q＝0，管路和閥均不產(chǎn)生壓力損失；而此時液壓缸排油腔的背壓已與運動部件的自重相平衡，所以背壓的影響也可不計。② 液壓泵的最大流量qp≥K（∑q ）max泄漏系數(shù) K = 1.1~1.3，此處取 K = 1.1。由工況圖知快速下降行程中 q 為最大（q = 289.41 L/min） ，但此時已采用充液筒充液方法來補充流量，所以不按此數(shù)值計算，而按回程時的流量計算。qmax=q3=59.9 L/minqp =1.1q3=1.1×59.9=65.9 L/min③ 根據(jù)已算出的 qP 和 pP，選軸向杜塞泵型號規(guī)格為 63CCY14-1B，其額定壓力為 32 MPa，滿足 25~60％壓力儲備的要求。排量為 63m L/r，電動機同步轉(zhuǎn)速為1500 r/min，故額定流量為：q=qn= =94.5L/min63×15001000額定流量比計算出的 qP 大，能滿足流量要求，此泵的容積效率 ηv =0.92。3.3.2 電動機的選擇電動機功率：驅(qū)動泵的電動機的功率可以由工作循環(huán)中的最大功率來確定；由工況分析知，最大功率為 5.76 kW，取泵的總效率為 η 泵=0.85 ，則：P= = =6.78 kWPmaxηp 5.760.85選用功率為 7.5 kW，額定轉(zhuǎn)速為 1440r/min 的電動機。電動機型號為：Y132m-4（Y 系列三相異步電動機） 。3.3.3 液壓閥的選擇液壓壓力機設計12液壓控制閥是液壓系統(tǒng)中用來控制液流的壓力、流量和流動方向的控制元件,是影響液壓系統(tǒng)性能，可靠性和經(jīng)濟性的重要元件。（1）方向控制閥的選擇方向控制閥簡稱方向閥，主要用來通斷油路或切換油液流動的方向，以滿足對執(zhí)行元件的啟停和運動方向的要求。其中有單向閥和換向閥兩種。（2）壓力控制閥的選擇在液壓傳動中，用來控制和調(diào)節(jié)液壓系統(tǒng)壓力高低的閥類稱壓力控制閥。按其功能和用途不同可分為溢流閥、減壓閥、順序閥和背壓閥等。（3）流量控制閥的選擇調(diào)速閥是進行了壓力補償?shù)墓?jié)流閥。它由單向閥和節(jié)流閥并聯(lián)而成，節(jié)流閥用來調(diào)節(jié)通過的流量，單向閥則用來控制油液流動方向，防止油液反向流動。閥 2、4、6、7 通過的最大流量均等于 qP，而閥 1 的允許通過流量為 q：q =q1–qP=289.4–65.9=223.5 L/min閥 3 的允許通過流量為q =q1 =289.4 =67.9 L/minA2A1 188.5804閥 8 是安全閥，其通過流量也等于 qP。以上各閥的工作壓力均取 p＝32 MPa。本系統(tǒng)所選用的液壓元件見表 3.1。表 3.1 液壓機液壓元件型號規(guī)格明細表表 3.1 液壓元件明細表序 號 名 稱 型 號1 液控單向閥 SV30P-30B2 單向順序閥（平衡閥） DZ10DP1-40BY3 液控單向閥 SV20P-30B4 電液換向閥 WEH25H20B106AET5 電磁換向閥 3WE4A10B6 電液換向閥 WEH25G20B106AET7 順序閥 DZ10DP140B210M8 溢流閥（安全閥） DBDH20P10B9 軸向柱塞泵 63CCY14-1B10 主液壓缸 自行設計液壓壓力機設計1311 頂出液壓缸 自行設計12 壓力表 Y-10013 壓力表開關 KF-L8/20E3.3.4 輔助元件的設計（1）濾油器的選擇在系統(tǒng)中安裝一定精度的濾油器，是保證液壓系統(tǒng)正常工作的必要手段。根據(jù)設計規(guī)格和尺寸參數(shù)選擇濾油器型號：XU-22X100 [16]。（2）油管的選擇油管內(nèi)徑 d 按下式計算：vqd?4?其中， -油管的最大流量；查文獻資料得工況中系統(tǒng)的最大流量為vq18.6L/min。-管道內(nèi)允許的流速，一般吸油管取 0.5～5m/s，壓力油管取 2.5～5 m/s，回油管取 1.5～2 m/s。表 3.2 各管路流速選值管道 流速（m/s）回油管路 2吸油管路 1.3壓力油管路 4計算出內(nèi)徑 d 后，按標準系列選出相應的管子。油管壁厚 δ 按下式計算：][2/??Pd?其中， -管內(nèi)最大工作壓力，根據(jù)設計手冊查得最大工作壓力為 30MPa；P—管道內(nèi)徑；d-管道材料的許用應力；][?= ；nb/—管道材料的抗拉強度；根據(jù)設計手冊查得，其抗拉強度取 340MPa;-安全系數(shù)，鋼管 P＜7 MPa 時，取 =8；P＜17.5 MPa 時，取 =6；nnP＞17.5 MPa 時，取 =4，所以安全系數(shù)取 =4。n液壓壓力機設計14根據(jù)計算出的油管內(nèi)徑和壁厚，查手冊選取標準規(guī)格油管 [18]。表 3.3 標準規(guī)格油管管路名稱允許流速/ s)(m管道內(nèi)徑/實際取值/m壁厚/ m吸油管 1.3 0.0174 0.018 3.5壓油管 4 0.0099 0.011 2回油管 2 0.0014 0.015 3（3）油箱容量的選擇初步確定油箱的有效容積,跟據(jù)經(jīng)驗公式來確定油箱的容量：qv??V其中， -液壓泵每分鐘排出的壓力油的容積；qv-經(jīng)驗系數(shù)。?已知所選泵的總流量為 20L/min,這樣，液壓泵每分鐘排出的壓力油體積為20L，查表 3.4 選取 =4[18][19]，故： L8024??V表 3.4 油箱經(jīng)驗系數(shù)表系統(tǒng)類型行走機械低壓系統(tǒng)中壓系統(tǒng)鍛壓系統(tǒng)冶金系統(tǒng)?1～2 2～4 5～7 6～12 10根據(jù)上述液壓元件的選擇，各個液壓元件型號如下：表 3.5 液壓元件的型號序號 元件名稱 型號1 單向閥 I-10B2 三位四通電磁閥 24D-25B3 兩位四通電磁閥 4WE6D61B4 行程閥 XQ2506125 背壓閥 DB10K2-4X-100YV6 減壓閥 J-25B7 調(diào)速閥 2FRM-168 濾油器 XU-22X1003.3.5 液壓系統(tǒng)性能驗算因為慢速加壓在工作循環(huán)中所占的時間最長，所以系統(tǒng)發(fā)熱和油箱升溫可按慢液壓壓力機設計15速加壓工況來計算。通過查得液壓缸卸荷閥的流量 ，取壓力損失值min/2.1Lq?， 。0.5MPaΔp?1.6/minnqL?慢速加壓時的壓力損失： 2()nqp?MPa8.06.1502??慢速加壓時泵的工作壓力：(取 ) pp 49Δ1??7.0?21q?W647.01/4. 36????慢速加壓時液壓缸的輸入功率查表 4-1 可知為 18.8W。 系統(tǒng)總發(fā)熱功率：PH2.458.1621???有效散熱面積：320.5AV322.0.m取油箱散熱系數(shù)： ·9/kWm?C?油箱升溫為： HtKA??7.163.09245??設環(huán)境溫度 則熱平衡溫度為：2TC????C?70~5T425ΔT121 ???此熱平衡溫度小于允許范圍，故該液壓系統(tǒng)不必設置冷卻器 [20]。液壓壓力機設計16第四章 液壓缸設計4.1 液壓缸的基本結構設計4.1.1 液壓缸的類型圖 4-1 雙作用單活塞桿液壓缸液壓缸選用雙作用單活塞桿液壓缸，活塞在行程終了時緩沖。因為工作過程中液壓壓力機設計17需要往復運動，從圖可見，油缸被活塞頭分隔為兩腔，側面有兩個進油口，因此，可以獲得往復的運動。實質(zhì)上起到兩個柱塞缸的作用。此種結構形式的油缸，在中小型液壓機上應用最廣。4.1.2 鋼筒的連接結構在設計中上、頂出缸都選擇法蘭連接方式。這種結構簡單，易加工，易裝卸。主缸采用前端法蘭安裝，頂出缸采用后端法蘭安裝。缸口部分采用了 Y 形密封圈、導向套、O 形防塵圈和鎖緊裝置等組成，用來密封和引導活塞桿。由于在設計中缸孔和活塞桿直徑的差值不同，故缸口部分的結構也有所不同。4.1.3 缸底結構缸底結構常應用有平底、圓底形式的整體和可拆結構形式。平底結構具有易加工、軸向長度短、結構簡單等優(yōu)點。所以目前整體結構中大多采用平底結構。圓底整體結構相對于平底來說受力情況較好，因此，在相同應力，重量較輕。另外，在整體鑄造的結構中，圓形缸底有助于消除過渡處的鑄造缺陷。但是，在液壓機上所使用的油缸一般壁厚均較大，而缸底的受力總是較缸壁小。因此，上述優(yōu)點就顯得不太突出，這也是目前在整體結構中大多采用平底結構的一個原因。然而整體結構的共同缺點為缸孔加工工藝性差，更換密封圈時，活塞不能從缸底方向拆出，但由于較可拆式缸底結構受力情況好、結構簡單、可靠，因此在中小型液壓機中使用也較廣。在設計中選用的是平底結構。4.1.4 油缸放氣裝置通常油缸在裝配后或系統(tǒng)內(nèi)有空氣進入時，使油缸內(nèi)部存留一部分空氣，而常常不易及時被油液帶出。這樣，在油缸工作過程中由于空氣的可壓縮性，將使活塞行程中出現(xiàn)振動。因此，除在系統(tǒng)采取密封措施、嚴防空氣侵入外，常在油缸兩腔最高處設置放氣閥，排出缸內(nèi)殘留的空氣，使油缸穩(wěn)定的工作排氣閥的結構形式包括整體式和組合式。在設計中選用的是整體式。整體式排氣閥閥體與閥針合為一體，用螺紋與鋼筒或缸蓋連接，靠頭部錐面起密封作用。排氣時，擰松螺紋，缸內(nèi)空氣從錐面間隙中擠出，并經(jīng)斜孔排出缸外。這種排氣閥簡單、方便、但螺紋與錐面密封處同心度要求較高，否則擰緊排氣閥后不能密封，會造成泄露。4.1.5 緩沖裝置緩沖裝置的工作原理是使鋼筒低壓腔內(nèi)油液(全部或部分)通過節(jié)流把動能轉(zhuǎn)換為熱能，熱能則由循環(huán)的油液帶到液壓缸外緩沖裝置的結構有恒節(jié)流面積緩沖裝置和變節(jié)流型緩沖裝置。在設計中我采用的是恒節(jié)流面積緩沖裝置，此類緩沖裝置在液壓壓力機設計18緩沖過程中，由于其節(jié)流面積不變，故在緩沖開始時，產(chǎn)生的緩沖制動力很大，但很快就降低下來，最后不起什么作用，緩沖效果很差。但是在一般系列化的成品液壓缸中，由于事先無法知道活塞的實際運動速度以及運動部分的質(zhì)量和載荷等，因此為了使結構簡單，便于設計，降低制造成本，仍多采用此種節(jié)流緩沖方式。4.2 缸體結構的基本參數(shù)確定4.2.1 直徑參數(shù) （1）主缸的內(nèi)徑（注：所用公式都來源于文獻【10】 【17】 ）= = =0.206m1DpF?1464105.238?按標準取整 =0.220m（2）主缸活塞桿直徑= = =0.175m1dPF?224?632105.4.0???按標準取整 =0.180m（3）主缸實際壓力:= 實1PKND9.4105.2.04621 ???ππ（4）主缸實際回程力:=實2d 4.3105.2)18.02.(4)(4 621??ππ（5）活塞桿直徑 d 的校核表 4-3 活塞桿所選材料型號 ≥／MPab?≥／MPas?≥／%s?45MnB 1030 835 9][4?Fd?4.103?m2?d=0.05m 滿足要求F—活塞桿上的作用力液壓壓力機設計19—活塞桿材料的許用應力， = /1.4][?][?b4.2.2 主缸進油流量與排油流量（1）快速空行程時的活塞腔進油流量 1Q=?1Q124VDπ MinL/8.6402.0??π（2）快速空行程時的活塞腔的排油流量,1= =,1121)(4d?π inL/62.402)8.02.(4????π（3）工作行程時的活塞腔進油流量 2Q= =2Q214VDπ MinL/3.4160.02??π（4）工作行程時的活塞腔的排油流量,2= =,2212)(d?π inL/3.96014)8.0.(42????π（5）回程時的活塞桿腔進油流量 3Q= =3Q321)(4VdD?π MinL/23.16047)18.02.(42????π（6）回程時的活塞腔的排油流量,3= =,33214π inL/4.186047.02??π4.3 液壓缸設計計算與校核4.3.1 筒壁厚 計算與校核?（1）筒壁厚 計算公式: = + +01C2當 ～0.3 時，用使用公式:D?8.?液壓壓力機設計20= =0.042 m?0?max32PDp?31.25-20.?取 =0.050m?--為缸筒材料強度要求的最小，M0--為鋼筒外徑公差余量，M1C--為腐蝕余量， M2--試驗壓力， 16M 時，取 =1.25P maxP?PamaxPP—管內(nèi)最大工作壓力為 25 M--鋼筒材料的許用應力，M = /np?ap?b--鋼筒材料的抗拉強度，Mb Pn—安全系數(shù)，通常取 n=5當 時,材料使用不夠經(jīng)濟,應改用高屈服強度的材料。D?2.0?（2）筒壁厚校核：額定工作壓力 , 應該低于一個極限值,以保證其安全.PMPa=0.35 =44MPa??2135.0D??????234.0.??=外徑 D=內(nèi)徑1同時額定工作壓力也應該完全塑性變形的發(fā)生:=2.3 320 =98.3MParlPDlg3.21s???lg1.36--缸筒完全塑性的變形壓力, rl--材料屈服強度 MPas--鋼筒耐壓試驗壓力，MParP=34.4~41.3 MPa ??rlP42.0~35.?（3）缸筒的暴裂壓力 r液壓壓力機設計21=2.3 610 =187.4MPa rPDlg3.21b???lg1.364.3.2 缸筒底部計算與校核（1）缸筒底部厚度計算缸筒底部為平面時:0.433 0.433 mm 1??PD?p2??125?8.53096.???取 mm --筒底厚，MM60?1?（2）核算缸底部分強度按照平板公式即米海耶夫推薦的公式計算，缸底進油孔直徑 為 φ20cm 則krΨ= = =0.6875 12rk?640= =69.8 MPa 2175.0??p?208753?按這種方法計算[ ]=100MPa [ ] 所以安全4.3.3 缸筒端部法蘭設計與校核（1）缸筒端部法蘭厚度= =40.4mm ??3104Fbh???par????120.-751433???取 h=45mm--法蘭外圓半徑 ;ar--螺孔半徑 ; 螺釘 – M201b—螺釘中心到倒角端的長度=32cm = 42cm =48.5cm = =10cm h=10cm1r2r4r1h12r?= =37cm = = =47.25cm5??12?321??Rr?24??45.8?液壓壓力機設計22圖 3-2 部分工作缸（2）校核法蘭部分強度= =0.067cm ??123214ln)-6(rr???????324ln324).0-6(??1435l)(rhrPM?其中 P= = =110.2=11.02KN/cm 52Hπ ?521pππ 725?ππ= =0.0335 h?106.=0.367 ??521r?375.2?=1 =?31)(h30 14lnr=0.42325.48ln所以 =95.1MPa4.0167.0.1)(????M)(62121rPhHzπ? )32(5952????π π液壓壓力機設計23=57.1+34.6=91.7 MPa[ ] 滿足要求?依據(jù)上面公式當墊片的厚度為大于 10cm 時就能滿足要求，為了滿足橫梁的強度和工藝性，墊片厚度選用 25cm。因此可以推算橫梁的厚度取大于 25cm 即滿足要求。 4.3.4 螺栓的設計與校核（1）缸筒法蘭連接螺釘：表 2.2 螺釘所選材料型號 ≥／MPab?≥／MPas?≥／%s?35 540 320 17（a）螺釘處的拉應力= MPa= =4.5MPa?6210zd4kF???623108.4???z-螺釘數(shù) 8 根; k-擰緊螺紋的系數(shù)變載荷 取 k=4; -螺紋底徑, m1d（b）螺紋處的剪應力: ?= 0.475MPa6310z2d.kFK???= MPa0nsp??725-屈服極限 -安全系數(shù); 5s?（c）合成應力 : n?= = MPa n23??.431.???8?P?（2）墊片與橫梁間螺釘?shù)男：耍海╝）螺釘處的拉應力= MPa= =3.8 MPa?6210zd4kF???623108.04???3?z-螺釘數(shù) 8 根; k-擰緊螺紋的系數(shù)變載荷 取 k=4; -螺紋底徑, m1d（b）螺紋處的剪應力:液壓壓力機設計24= 0.475 MPa?6310z2d.kFK???= MPa0nsp??725-屈服極限 -安全系數(shù); 5s?（c）合成應力 : n?= = MPa n23??31081????394.??P?第五章 液壓壓力機機體設計5.1 立柱設計5.1.1 立柱設計計算液壓壓力機設計25先按照中心載荷進行初步核算，許用應力[ ]不應大于 55 ，并參照同類型?aMP液壓機的立柱，初步定出立柱直徑。按標準選取立柱螺紋。立柱螺紋區(qū)到光滑區(qū)過渡圓角應盡可能取大些，最好在 30~50mm 之間。原設計主要參數(shù)為：F=75KNH=900mmB=360mm(寬邊立柱中心距)d=30cm(立柱光滑部分直徑)e=10cm(允許偏心距)n=4（立柱的根數(shù)）立柱材料為 45#鋼，中頻淬火 ≥620MPa， ≥375MPab?s中心載荷時的應力：= = =22.2 （5-1）?2）π （ dnF23.041）π （ aMP偏心載荷靜載荷合成應力 由于小型液壓機，可將立柱考慮為插入端的懸臂梁，m=0.25= + = + =22.2+74.1=96.3 （5-2）1?2）π （ dnF31.0me2.04）π （ 3.015?aMP150 ,因此是安全的。?aMP對于截面的 45#鋼， ≥375MPa，尺寸系數(shù)已考慮在內(nèi)，立柱表面為精車，對s于正火的 45#鋼，表面質(zhì)量系數(shù)為 0.9，因此[ ]可取為 300MPa.過渡圓角半徑為0?30mm.疲勞強度校核：= =0.1 （5-3）dr30= =0.107 （5-4）min2