2016200T液压机液压系统设计全

1、摘要IAbstractII1绪论11.1.1 液压传动技术的发展与研究动向11.1.2 我国液压系统的发展历程21.1.3 液压传动技术的应用32200T液压机液压系统设计62.1 液压系统设计要求62.1.1 液压机负载确定62.1.2 液压机主机工艺过程分析62.1.3 液压系统设计参数62.2 液压系统设计62.2.1 液压机主缸工况分析62.2.2 液压机顶出缸工况分析92.3 液压系统原理图拟定112.3.1 液压系统供油方式及调速回路选择112.3.2 液压系统速度换接方式的选择122.3.3 液压控制系统原理图122.3.4 液压系统控制过程分析132.3.5 液压机执行部件动作

2、过程分析142.4 液压系统基本参数计算162.4.1 液压缸基本尺寸计算162.4.2 液压系统流量计算182.4.3 电动机的选择202.4.4 液压元件的选择222.6.1 液压系统压力损失验算333200T液压机电气系统设计403.1 电气控制概述403.2 液压机电气控制方案设计403.2.1 液压机电气控制方式选择403.2.2 电气控制要求与总体控制方案403.3 液压机电气控制电路设计413.3.1 液压机主电路设计413.3.2 液压机控制电路设计413.3.3 电气控制过程分析42结论44参考文献45致谢46附录A 液压机使用说明书472200T液压机液压系统设计2.1 液

3、压系统设计要求2.1.1 液压机负载确定液压机的最大工作负载为2000KN，工进时液体最大压力为25Mpa。2.1.2 液压机主机工艺过程分析 压制工件时主机的工艺过程：按下启动按钮后，主缸上腔进油，横梁滑块在自重作用下快速下行，此时会出现供油不足的情况，补油箱对上缸进行补油。触击快进转为工进的行程开关后，横梁滑块工进，并对工件逐渐加压。工件压制完成后进入保压阶段，让产品稳定成型。保压结束后，转为主缸下腔进油，滑块快速回程，直到原位后停止。横梁滑块停止运动后，顶出缸下腔进油，将工件顶出，工件顶出后，顶出缸上腔进油，快速退回。2.1.3 液压系统设计参数最大负载：2000KN； 工进时系统最大压

4、力：25MPa主缸回程力：400KN； 顶出缸顶出力：350KN2.2 液压系统设计2.2.1 液压机主缸工况分析1) 主缸速度循环图根据液压机系统设计参数中主缸滑块行程为700mm，可以得到主缸的速度循环图如下：图2.1 主缸速度循环图2) 主缸负载分析液压机启动时，主缸上腔充油主缸快速下行，惯性负载随之产生。此外，还存在静摩擦力、动摩擦力负载。由于滑块不是正压在导柱上，不会产生正压力，因而滑块在运动过程中所产生的摩擦力会远远小于工作负载，计算最大负载时可以忽略不计。液压机的最大负载为工进时的工作负载。通过各工况的负载分析，液压机主缸所受外负载包括工作负载、惯性负载、摩擦阻力负载，即： F

5、= Fw + Ff + Fa( 2.1 )式中： F 液压缸所受外负载； Fw 工作负载； Ff 滑块与导柱、活塞与缸筒之间的摩擦阻力负载，启动时为静摩擦阻力负载，启动后为动摩擦力负载； Fa 运动执行部件速度变化时的惯性负载。(1) 惯性负载Fa计算 计算公式： Fa = ( 2.2 )式中： G 运动部件重量； g ；时间内的速度变化量；加速或减速时间，一般情况取=0.010.5s。查阅相同型号的四柱液压机资料，初步估算横梁滑块的重量为30KN。由液压机所给设计参数可及：=0.08m/s ，取=0.05s，代入公式2.2中。即：Fa = = 4898N(2) 摩擦负载Ff计算滑块启动时产生

6、静摩擦负载，启动过后产生动摩擦负载。通过所有作用在主缸上的负载可以看出，工作负载远大于其它形式的负载。由于滑块与导柱、活塞与缸体之间的摩擦力不是很大，因而在计算主缸最大负载时摩擦负载先忽略不计。(3) 主缸负载F计算将上述参数Fa = 4898N 、Fw = 2000000N代入公式2.1中。即： F = 2000000 + 4898 = 2004898N3) 主缸负载循环图 表2.1 主缸工作循环负载工作循环外负载启动F = f静 + Fa25KN横梁滑块快速下行F = f动忽略不计工进F = f动 + Fw2000KN快速回程F = f 回+ F背400 KN注：“f静”表示启动时的静摩擦

7、力，“f动”表示启动后的动摩擦力。图2.2 主缸负载循环图2.2.2 液压机顶出缸工况分析1) 顶出缸速度循环图行程为250mm，得到顶出缸的速度循环图如下：图2.3 顶出缸速度循环图2) 顶出缸负载分析主缸回程停止后，顶出缸下腔进油，活塞上行，这时会产生惯性、静摩擦力、动摩擦力等负载。由于顶出缸工作时的压力远小于主缸的工况压力，而且质量也比主缸滑块小很多，惯性负载很小，计算时可以忽略不计；同理摩擦负载与顶出力相比也很小，也可不计；工件顶出时的工作负载比较大，计算顶出缸的最大工作负载时可以近似等于顶出力。将参数代入公式2.1计算顶出缸的最大负载。即：F = Fw = 350000N式中： Fw

8、 顶出力；3) 顶出缸负载循环图表2.2 顶出缸工作循环负载工 作 循 环外 负 载启 动F = F静 + Fa忽略不计顶出缸顶出F = = f 动 + Fw1750 KN快速退回F = f 动 + F背8 KN 注：“f静”表示启动时的静摩擦力，“f动”表示启动后的动摩擦力。 顶出缸负载循环图2.3 液压系统原理图拟定2.3.1 液压系统供油方式及调速回路选择液压机工进时负载大，运动速度慢，快进、快退时的负载相对于工进时要小很多，但是速度却比工进时要快。为了提高液压机的工作效率，可以采用双泵或变量泵供油的方式。综合考虑，液压机采用变量泵供油，基本油路如图2.5所示。由于液压机工况时的负载压力

9、会逐步增大，为了使液压机处于安全的工作状态，调速回路采用恒功率变量泵调速回路。当负载压力增大时，泵的排量会自动跟着减小，保持压力与流量的乘积恒为常数，即：功率恒定，如图2.6所示。图2.5 液压机基本回路图1-液压缸 2-油箱 3-过滤器 4-变量泵 5-三位四通电磁换向阀图2.6 恒功率曲线图2.3.2 液压系统速度换接方式的选择 液压机加工零件的过程包括主缸的快进、工进、快退和顶出缸的顶出、快速回程。采用什么样的方式进行速度的安全、准确换接是液压机稳定工作的基础。为了达到控制要求，液压系统的速度换接通过行程开关控制。这种速度换接方式具有平稳、可靠、结构简单、行程调节方便等特点，安装也很容易

10、。2.3.3 液压控制系统原理图液压系统采用插装集成控制系统，该控制系统具有密封性好、流通能力大、压力损失小、易于集成等优点。液压机系统控制原理如图2.7所示。1、2、6、18、15、10、11-先导溢流阀 1S、2S、3S-行程开关 3、7-缓冲阀 14-单向阀 4、5、8、9、12、13、16、17、19、20-电磁换向阀 21-补油邮箱 22-充液阀 23、24-液压缸 25-压力表 F1、F2、F3、F4、F5、F6、F7、F8、F9、F10-插装阀 26-变量泵 27-过滤器 28、29、30、31-梭阀图2.7 液压机插装阀控制系统原理图 液压系统控制过程分析 整个液压控制系统包括

11、五个插装阀集成块，插装阀工作原理分析如下： F1、F2组成进油调压回路，其中F1为单向阀，用于防止系统中液压油倒流回泵，F2的先导溢流阀2用于调整系统的压力，先导溢流阀1用于限制系统的最高压力，缓冲阀3与电磁换向4用于液压泵卸载和升压缓冲； F3、F4组成主缸23油液三通回路，先导溢流阀6是用于保证主缸的安全阀，缓冲阀7与电磁换向阀8用于主缸上腔卸压缓冲； F5、F6组成主缸下腔油液三通回路，先导溢流阀11用于调整主缸下腔的平衡压力，先导溢流阀10为主缸下腔安全阀； F7、F8组成顶出缸上腔油液三通回路，先导溢流阀15为顶出缸上腔安全阀，单向阀14用于顶出缸作液压垫，活塞浮动时上腔补油； F9

12、、F10组成顶出缸下腔油液三通回路，先导溢流阀18为顶出缸下腔安全阀。 除此之外，进油主阀F3、F5、F7、F9的控制油路上都有一个压力选择梭阀，用于保证锥阀关闭可靠，防止反压开启。2.3.5 液压机执行部件动作过程分析液压机主缸、顶出缸工作循环过程分析如下：1) 主缸 (1) 启动按下启动按钮，所有电磁铁处于失电状态，三位四通电磁阀4阀芯处于中位。插装阀F2控制腔经阀3、阀4与油箱接通，主阀开启。液压泵输出的油液经阀F2流回油箱，泵空载启动。 (2) 主缸滑块快速下行电磁铁1Y、3Y、6Y得电，这时插装阀F2关闭，F3、F6开启，泵向系统供油，输出油液经阀F1、F3进入主缸上腔。主缸下腔油液

13、经阀F6快速流回油箱。滑块在自重作用下快速下行，这时会因为下行速度太快，泵的输出流量来不及填充上腔而在上腔形成负压。充液阀21打开，上部油箱对上腔进行补油，滑块的快速下行。 (3) 滑块减速下行当滑块行至一定位置触动行程开关2S后，电磁铁6Y失电，7Y得电，插装阀F6控制腔先导溢流阀11接通，阀F6在阀11的调定压力下溢流，主缸下腔会产生一定的背压。主缸上腔的压力这时会相应升高，充液阀21关闭。主缸上腔进油仅为泵的输出流量，滑块减速下行。 (4) 工进当滑块减速行进一段距离后接近工件，主缸上腔的压力由压制负载决定，主缸上腔的压力会不断升高，变量泵输出流量会相应自动减少。当主缸上腔的压力达到先导

14、溢流阀2的调定压力时，泵的输出流量全部经阀F2溢流，此时滑块停止运动。 (5) 保压当主缸上腔的压力达到所需要求的工作压力后，电接点压力表发出电信号，电磁铁1Y 、3Y、7Y全部失电，阀F3、F6关闭。主缸上腔闭锁，实现保压，同时阀F2开启，泵卸载。 (6) 主缸上腔泄压主缸上腔此时的压力已经很高，保压一段时间后，时间继电器发出电信号，电磁铁4Y得电，阀F4控制腔通过缓冲阀7及电磁换向阀8与油箱接通，由于缓冲阀7的作用，阀F4缓慢开启，主缸上腔实现无冲击泄压，保证设备处于安全工作状态。 (7) 主缸回程当主缸上腔的压力降到一安全值后，电接点压力表发出电信号，电磁铁2Y、5Y、4Y、12Y得电，

15、插装阀F2关闭，阀F4、F5开启，充液阀21开启，压力油经阀F1、F5进入主缸下腔，主缸上腔油液经充液阀21和阀F4分别流回上部油箱和主油箱，主缸完成回程。 (8) 主缸停止当主缸回程到达上端点，触击行程开关1S，全部电磁铁失电，阀F2开启，泵卸载。阀F5将主缸下腔封闭，上滑块停止运动。2) 顶出缸 (1) 工件顶出当主缸回程停止运动后，按下顶出按钮，电磁铁2Y、9Y、10Y得电，插装阀F8、F9开启，液压油经阀F1、F9进入顶出缸下腔，上腔油液经阀F8流回油箱，工件顶出。 (2) 顶出缸退回按下退回按钮，电磁铁9Y、10Y失电，电磁铁2Y、8Y、11Y得电，插装阀F7、F10开启，液压油经阀

16、F1、F7进入顶出缸上腔，下腔油液经阀F10流回油箱，顶出缸回程。3) 液压系统电磁铁动作顺序表表2.3 液压机液压系统电磁铁动作顺序表执行部件工况1Y2Y3Y4Y5Y6Y7Y8Y9Y10Y11Y12Y主缸快速下行+工进、加压+保压泄压+回程+停止顶出缸顶出+退回+停止注：“+”表示电磁铁处于得电状态，“”表示电磁铁处于失电状态。2.4 液压系统基本参数计算2.4.1 液压缸基本尺寸计算1) 主缸工作压力、内径、活塞杆直径的确定因液压机的工作负载比较大，取主缸的工作压力为P=25MPa。计算主缸内径和活塞杆直径。由主缸负载图3.2可知最大负载F=2000KN。查表2-3 1，由主缸工作压力为2

17、5MPa选取d/D为0.7，取液压缸的机械效率cm = 0.95。液压缸受力如图2.8所示。图2.8 液压机主缸受力简图D=(2.3)式中： P1液压缸工作压力； P2液压缸回路背压，对于高压系统初算时可以不计； F工作循环中最大负载；cm液压缸机械效率，一般cm = 0.90.95。将参数代入公式（2.3），P2忽略不计，可求得液压缸内径 即： D=mm327mm查表2-4 1,将液压缸的内径圆整为标准系列直径，取D=320mm；那么由d/D=0.7可以求得活塞杆直径。 即：229mm同理查表2-5 1,将活塞杆直径圆整为标准系列直径，取d=220mm。经过计算液压机主缸的内径、活塞杆直径分

18、别为：D=320mm ；d=220mm。2) 顶出缸工作压力、内径、活塞杆直径的确定顶出缸工作负载与主缸相比要小很多，查表2-1 1,取顶出缸的工作压力P=12MPa,计算顶出缸内径和活塞杆直径。由顶出缸负载图2.4可知最大负载F=350KN。查表2-3 1，缸工作压力为12MPa，选取d/D为0.7，取液压缸的机械效率cm = 0.95。液压缸受力如图2.9所示。图2.9 液压机顶出缸缸受力简图将参数代入公式（2.3），P2忽略不计，可求得液压缸内径 即：D=mm198mm查表2-4 1,将液压缸的内径圆整为标准系列直径，取D=200mm；那么由d/D=0.7可以求得活塞杆直径。即：138m

19、m同理查表2-5 1,将活塞杆直径圆整为标准系列直径，取d=140mm。经过计算液压机顶出缸的内径、活塞杆直径分别为：D=200mm ；d=140mm。2.4.2 液压系统流量计算1) 主缸所需流量计算由设计参数及主缸的尺寸，对主缸各个工况所需流量进行计算。已知主缸的快进速度为0.08m/s，工进速度为0.006m/s，快速回程速度为0.03m/s，主缸内径为320mm，活塞杆直径为220mm。由流量计算公式： （2.4）快进时：=工进时：= 快退时：=2) 顶出缸所需流量计算 由设计参数及顶出缸的尺寸，对顶出缸各工况所需流量进行计算。已知顶出缸的顶出速度为0.02m/s，快退速度为0.05m

20、/s，顶出缸内径为200mm，活塞杆直径为140mm，代入公式（2.4），即：顶出时：= 快退时：=48L/min3) 液压泵额定压力、流量计算及泵的规格选择(1) 泵工作压力确定实际工作过程中，液压油在进油路中有一定的压力损失，因此在计算泵的工作时必须考虑压力损失。泵的工作压力计算公式为：（2.5）式中： Pp液压泵最大工作压力； P1执行部件的最大工作压力；进油路中的压力损失，对于简单的系统，取0.20.5MPa，对于复杂系统，取0.51.5MPa。本液压机执行部件的最大工作压力P1=25MPa，进油路中的压力损失，取=0.5MPa。代入公式（2.5）可求得泵的工作压力。即：通过计算，泵的

21、工作压力Pp=25.5MPa。该压力是系统的静压力，而系统在各种工矿的过渡阶段出现的动态压力有时会超过静压力。此外，为了延长设备的使用寿命，设备在设计时必须有一定的压力储备量，并确保泵的寿命，因此在选取泵的额定工作压力Pn时，应满足，取Pp=1.25。即：(2) 液压泵最大流量计算通过对液压缸所需流量的计算，以及各自的运动循环原理，泵的最大流量可由公式(2.6)计算得到。(2.6)式中：液压泵的最大流量；KL液压系统泄漏系数，一般取KL=1.11.3，取KL=1.2；同时动作的各执行元件所需流量之和的最大值。如果这时溢流阀正处于溢流状态，还应加上溢流阀的最小溢流量。将参数代入公式（2.6）中，

22、即：463L/min(3) 液压泵规格选择查表5-17 1，根据泵的额定压力，选取液压泵的型号为：250YCY14-1B。基本参数如下：排量：250mm/r ；额定压力：32MPa ；额定转速：1000r/min ；容积效率：92% 。(4) 泵的流量验算：由液压泵的基本参数可知泵每分钟排量=160ml/r1000r/min=250L/min，而泵实际所需的最大流量=463L/min，液压机出现供油不足，快进无法实现。为了满足液压机的正常快进，必须在液压系统中设置补油油箱。2.4.3 电动机的选择液压机的执行件有两个，即：主缸和顶出缸。主缸和顶出缸各自工况的快进、工进、回程速度又不尽相同，这样

23、对功率的消耗也不同。电动机额定功率的确定必须根据消耗功率最大的工况来确定，因此要分别计算主缸、顶出缸各工况消耗的功率。功率计算公式如下：P=(2.7)式中：P-电动机额定功率；Pp-液压泵的工作压力；-液压泵的流量；-液压泵的总效率，取=0.7。1) 主缸各工况功率计算(1) 快进功率主缸滑块快进时，在自重作用下速度比较快，而液压泵此时的输出油量不能满足滑块的快速下行。快进时的负载很小，只有活塞与缸筒、导柱与滑块之间的摩擦负载，这样泵的出口压力也很小，消耗的功率不会很大。(2) 工进功率由主缸负载循环图2.2可及，工进时主缸最大负载为2000KN，无杆腔面积A=0.08，进油回路压力损失取P=

24、0.5MPa，则液压泵的压力Pp由公式（2.8）计算。（2.8） 即： 将、=28.8L/min、=0.7代入公式（2.7）中，求得工进功率为：(3) 快退功率由图2.2可知，快退负载为400KN,，取进油回路压力损失取P=0.5MPa，代入公式（3.8），求得泵的压力。 即：将、=76.2L/min、=0.7代入公式（2.7）中，求得快退功率即为：2) 顶出缸各工况功率计算(1) 顶出功率由顶出缸负载循环图2.4可及，顶出时主缸最大负载为350KN，无杆腔面积A=0.032，进油回路压力损失取P=0.5MPa，那么液压泵的压力Pp可由公式（2.8）计算。即：将、=37.8L/min、=0.7

25、代入公式（2.7）中，求得工进功率即为：(2) 回程功率顶出缸回程时，负载只有活塞与缸筒间的摩擦负载。负载大小应该比顶出时的负载要小很多，这样回程消耗的功率也比顶出时消耗的功率要小，因此，回程功率计算从略。(3) 电动机额定功率及型号的确定电动机额定功率的确定，应依据消耗功率最大的工况。比较主缸、顶出缸各工况所需要的功率，主缸工进时的功率最大，为17.5KW。查表12-1 2，选取电动机型号为：Y180M-4。其它技术参数为：额定功率：18.5KW ； 满载转速：1470r/min 。表2.4 液压元件明细表序 号液 压 元 件 名 称元 件 型 号额定流量（L/min）1溢 流 阀YEF3-

26、E25B1202溢 流 阀YEF3-E20B1204电磁换向阀34F3P-E16B805电磁换向阀24F3-E16B806溢 流 阀YEF3-E25B1208电磁换向阀24F3-E16B809电磁换向阀24F3-E16B8010溢 流 阀YEF3-E25B12011溢 流 阀YEF3-E20B12012电磁换向阀34F3O-E16B8013电磁换向阀24F3-E16B8014单向阀AF3-Eb20B10015溢 流 阀YEF3-E25B12016电磁换向阀24F3-E16B8017电磁换向阀24F3-E16B8018溢 流 阀YEF3-E25B12019电磁换向阀24F3-E16B8020电磁

27、换向阀24F3-E16B8022充液阀YAF3-Ea20B15025压力表KF3E6L24026变量泵250YCY14-1B25027过滤器WU-250X180F250 液压系统零部件设计液压机主缸设计通过2.3.4.1液压缸基本尺寸的计算，可及主缸的内径、活塞杆直径等参数。下面对主缸的其它参数进行具体设计。1) 主缸缸体材料选择及技术要求液压缸的结构形式一般有两种形式，即：薄壁圆筒和厚壁圆筒。当液压缸的内径D与壁厚的比值满足D/10的圆筒称为薄壁圆筒。液压缸的制造材料一般有锻钢、铸钢（ZG25、ZG35）、高强度铸铁、灰铸铁（HT200、HT350）、无缝钢管（20、30、45）等。对于负载

28、大的机械设备缸体材料一般选用无缝钢管制造，主缸缸体材料选用无缝钢管45。m；内径配合采用H8H9；内径圆度、圆柱度不大于直径公差的一半；缸体内表面母线的直线度500mm长度之内不大于0.03mm；缸体端面对轴线的垂直度在直径每100mm上不大于0.04mm；如果缸体与端盖采用螺纹连接，螺纹采用6H级精度。2) 主缸壁厚的确定壁厚计算公式如下： （2.9）式中： 液压缸壁厚（m）；D液压缸内径（m）；实验压力，一般取最大工作压力的（1.251.5）倍；缸筒材料的许用应力。锻钢：=110120MPa ；铸钢：=100110MPa ；高强度铸铁：=60MPa ；灰铸铁：=25MPa ；无缝钢管：=1

29、00110MPa 。主缸壁厚计算，将D=0.32m ；= 110MPa ；25.5MPa=35.7MPa代入公式（2.9）中，即：液压缸缸体的外径D外计算公式如下：D外D2 (2.10)将参数代入公式（2.10），即：D外外径圆整为标准直径系列后，取主缸缸体外径D外430mm。3) 主缸缸盖材料、厚度的确定缸盖常用制造材料有35钢、45钢、铸钢，做导向作用时常用铸铁、耐磨铸铁。缸盖材料选用35钢，缸盖厚度计算公式如下： （2.11）式中： t缸盖的有效厚度(m)；缸盖止口直径；缸盖材料许用应力。即：圆整后取缸盖厚度t=60mm。4) 主缸最小导向长度的确定当活塞杆全部外伸时，从活塞支承面中点到

30、缸盖滑动支承面中点的距离称为最小导向长度，用H表示。如果导向长度太小，会因为间隙引起的挠度而使液压缸的初始挠度增大，影响液压缸的稳定工作。一般而言，液压缸的最小导向长度应该满足如下要求： (2.12)图2.10 主缸导向长度简图式中：L液压缸的最大行程；D液压缸的内径。由表1.1可知主缸的最大行程H=700mm，液压缸内径D=320mm代入公式（2.12）中，求主缸的最小导向长度。即：为了保证最小导向长度H，不应过分增大和B的大小，必要时可以在缸盖和活塞之间增加一个隔套来增加最小导向长度。隔套的长度C可有公式（2.13）求得，即： (2.13)式中：B活塞的宽度，一般取B=（0.61.0）D；

31、缸盖滑动支承面的长度，根据液压缸内径的不同有不同的算法，当D80mm时，取=（0.61.0）D；当D80mm时，取=（0.61.0）d。5) 主缸活塞材料、技术要求、外形尺寸及密封方案的确定活塞制造材料一般选用灰铸铁(HT150、HT200)、当缸体内径较小时，整体式结构的活塞选用35钢、45钢。主缸活塞选用灰铸铁HT200。m；外径圆度、圆柱度不大于外径公差的一半；外径对内孔的径向跳动不大于外径公差的一半；端面对轴线垂直度在直径100mm上不大于0.04mm；外径用橡胶密封圈密封的公差配合取f7f9，内孔与活塞杆的配合取H8/f7。320mm =256mm。圆整后取活塞宽度B=260mm。查

32、表2-101,液压机主缸工况时的压力大，泄漏量也会随压力成正比升高，因此密封圈选用Y形密封圈，这种密封圈能承受的大的工作压力，泄漏量小。6) 主缸活塞杆材料、技术要求及长度确定活塞杆有空心和实心两种结构形式。空心时一般选用35钢、45钢的无缝钢管；实心结构选用35钢、45钢。主缸活塞杆选用45钢。m；热处理要求调质2025HRC；外径圆度、圆柱度不大于直径公差的一半；外径表面直线度在500mm上不大于0.03mm；活塞杆与导向套之间的配合公差采用H8/f7，与活塞连接的配合公差采用H7/g6。由滑块的行程，确定活塞杆的长度L杆=1250mm。7) 主缸长度的确定液压缸缸体内部长度等于活塞的行程

33、与活塞的宽度之和。缸体的外形尺寸还应考虑两端端盖的厚度，总体而言，液压缸缸体的长度L不应该大于缸体内径D的2030倍，即：L（2030）D 。由主缸行程为700mm，活塞宽度为260mm,缸盖厚度为60mm，通过计算可知，主缸的长度取L缸=1080mm。8) 活塞杆稳定性校核活塞杆工作中主要受压，当液压缸的支承长度Lb(1015)d时，必须对活塞杆的弯曲稳定性进行校核,d为活塞杆直径。通过计算可知，Lb的最大值不可能大于L杆+L缸=2330mm，而(1015)d=25003750mm。将参数代入Lb(1015)d中，比较后Lb(1015)d，活塞杆满足使用要求，工作时不会失稳。9) 主缸结构设

34、计(1) 缸体与端盖的连接形式查表2-7 1，缸体与端盖的连接形式通常有法兰连接、螺纹连接、外半环连接、内半环连接等形式。由于液压机工况时缸体内的压力很大，所以缸体与端盖的连接方式选用法兰形式。(2) 活塞杆与活塞的连接形式查表2-8 1，活塞与活塞杆的连接结构有整体式结构、螺纹连接、半环连接、锥销连接等连接形式。主缸活塞与活塞杆的连接选用螺纹连接形式。(3) 活塞杆导向结构形式活塞杆的导向部分包括端盖、导向套、密封、防尘和锁紧结构。工程机械中导向套一般安装在密封圈的内侧，有利于导向套的润滑。(4) 缓冲与排气装置液压机运动时的质量大，快进时的速度快，这样活塞在到达行程中点时，会产生液压冲击，

35、甚至活塞与缸筒端盖会产生机械的碰撞。为防止这种现象的发生，在行程末端要设置缓冲装置。一般缓冲装置有环状间隙式节流缓冲装置、可调节流缓冲装置、三角槽式节流缓冲装置。大型液压缸需要有稳定的运动速度，这样需要设置排气装置，防止空气在传动时对系统传动精度有影响。排气阀安装在液压缸两端的最高处，双作用液压钢需要设两个排气阀。主缸如图 2.11所示：图2.11 主缸 液压机顶出缸设计1) 顶出缸缸体材料选择及制造技术要求顶出缸工作时的最大工作压力为12.5MPa，比主缸的要小，为了保证顶出缸安全工作，缸体材料也选用无缝钢管45。m；内径配合采用H8H9；内径圆度、圆柱度不大于直径公差的一半；缸体内表面母线

36、的直线度500mm长度之内不大于0.03mm；缸体端面对轴线的垂直度在直径每100mm上不大于0.04mm。2) 顶出缸壁厚的确定将D=0.2m ；= 110MPa ；12.5MPa=16.25MPa代入公式（2.9）中，即：将D=0.2m ；取=0.02m代入公式（2.10），即：D外外径圆整为标准直径系列后，取主缸缸体外径D外240mm。3) 顶出缸缸盖材料、厚度的确定缸盖常用制造材料有35钢、45钢、铸钢，做导向作用时常用铸铁、耐磨铸铁。顶出缸缸盖材料选用35钢，缸盖厚度计算公式见（2.11）：即：取缸盖厚度t=25mm。4) 顶出缸最小导向长度的确定由表2.1可知顶出活塞行程L=250

37、mm，顶出缸内径D=200mm，代入公式(2.12)， 即：5) 顶出缸活塞材料、技术要求、外形尺寸及密封方案的确定顶出缸活塞选用灰铸铁HT200。m；外径圆度、圆柱度不大于外径公差的一半；外径对内孔的径向跳动不大于外径公差的一半；端面对轴线垂直度在直径100mm上不大于0.04mm；外径用橡胶密封圈密封的公差配合取f7f9，内孔与活塞杆的配合取H8/f7。200mm =160mm。取活塞宽度B=160mm。查表2-101,液压机顶出缸工况时的工作压力比主缸要小很多，密封圈选用O形密封圈。6) 顶出缸活塞杆材料、技术要求及长度确定活塞杆有空心和实心两种结构形式。空心时一般选用35钢、45钢的无

38、缝钢管；实心结构选用35钢、45钢。顶出缸活塞杆选用35钢。m；热处理要求调质2025HRC；外径圆度、圆柱度不大于直径公差的一半；外径表面直线度在500mm上不大于0.03mm；活塞杆与导向套之间的配合公差采用H8/f7，与活塞连接的配合公差采用H7/g6。由顶出活塞的行程，确定活塞杆的长度L杆=705mm。7) 顶出缸长度的确定液压缸缸体内部长度等于活塞的行程与活塞的宽度之和。缸体的外形尺寸应考虑两端端盖的厚度，总之，液压缸缸体的长度L不应该大于缸体内径D的2030倍，即：L（2030）D 。由主缸行程为250mm，活塞宽度为160mm,缸盖厚度为25mm，通过计算可知，主缸的长度取L缸=

39、650mm。8) 活塞杆稳定性校核当液压缸的支承长度Lb(1015)d时，应该对活塞杆的弯曲稳定性进行校核,d为活塞杆直径。通过计算可知，Lb的最大值不可能大于L杆+L缸=1355mm，而(1015)d=20003000mm。将参数代入Lb(1015)d中，比较后Lb(1015)d，活塞杆满足使用要求，工作时不会失稳。顶出缸如图2.12所示：图2.12 顶出缸 液压油管选择液压传动中装置中，常用的液压油管有钢管、铜管、胶管、尼龙管和塑料管等。钢管承受的压力高，弯曲半径不能太小，弯制时比较困难。对于高压系统液压油管一般选用无缝钢管；紫铜管承受的工作压力一般在6.310MPa。紫铜管加热软化后可进

40、行弯曲，比钢管容易弯制，价格昂贵，抗振性较弱；尼龙管主要用于低压系统；塑料管承受的工作压力比较小，一般用于液压系统的回油路中；胶管有高压管和低压管两种，而者的区别在于骨架组成不同。高压胶管是钢丝编制体或钢丝缠绕为骨架，可用于较高的油路中。低压胶管的组成骨架是麻线或棉线编制体，多用于压力较低的油路中。通过液压机主缸、顶出缸工作压力的计算可知，主缸的最大工作压力约为25.5MPa,顶出缸的工作压力约为12.5MPa。查表6-11 、6-51 ，主缸工作压力较高，油管选用无缝钢管，顶出缸油路油管选用高压胶管。油管的内径可由公式（2.14）求得(2.14)式中：油管内径(mm)；油路通过最大流量(L/

41、min)；油管中允许流速m/s。1) 主缸液压油管内径计算进油油管内径确定：主缸快进所需流量=385.8L/min，而泵的额定流量q=250L/min,取油管允许流速=4m/s，代入公式(2.14)，即：圆整后，查表6-11 ，取，壁厚t=5mm。回油油管内径确定：主缸快退所需流量=76.2L/min，取油管允许流速=4m/s，代入公式(2.14)，即：圆整后，查表6-11，取，壁厚t=4.5mm。2) 顶出缸液压油管内径计算进油油管内径确定：顶出缸顶出所需流量=37.8L/min，取油管允许流速=4m/s，代入公式(2.14)，即：3 ，取。回油油管内径确定：顶出缸回程所需流量=48L/mi

42、n，取油管允许流速=4m/s，代入公式(2.14)，即：3，取。 液压油箱设计液压油箱主要作用是贮存液压油、分离液压油中的空气和杂质，同时还起到散热的作用。1) 油箱有效容积的确定液压油箱根据系统压力的不同，有效容积的确定也不一样。为了防止液压油从油箱中溢出，油箱中的液压油位不能太高，一般不应该超过液压油箱高度的80%。低压、中压、高压系统油箱的有效容积V确定算法如下：低压系统(P2.5MPa)：V=(24) (2.15)中压系统(P6.3MPa)：V=(57) (2.16)中高压或高压系统(P6.3MPa)：V=(612) (2.17)式中：V液压油箱有效容积；液压泵额定流量。液压机属于高压

43、系统，油箱的有效容积可由公式(2.17)求出，即：V=9=7250L =1750L2) 油箱外形尺寸确定油箱的有效容积确定后，液压油箱外形尺寸长、宽、高的比值一般为：1:1:11:2:3。为了提高冷却效率，安装位置不受影响时，可适当增大油箱的容积。液压油箱的外形尺寸为：长宽高=1000760690(mm)。3) 油箱的结构设计液压油箱材料一般选用Q235A钢板，通过焊接的方式连接。油箱的结构组成一般包括隔板、吸油管、回油管、顶盖、清洗孔、油面指示、吊钩、加热与冷却装置等。隔板主要是为了增加液压油的流动时间，除去沉淀的杂质，分离清除水和空气，调节温度，吸收液压油压力波动及防止液面的波动。吸油管前

44、应设有过滤器，过滤器与箱底间的距离应不小于20mm。吸油管应插入液面以下，防止吸油时吸入空气，使空气混入系统；回油管出口有直口、斜口、弯管直口、带扩散器的出口等形式，一般采用45斜口。为防止液面波动，可在出口设扩散器或将回油管插入液面以下，一般距离油箱底面的距离大于300mm。为了不让进油、回油相互影响，用隔板将其隔开，两管的斜口方向还应一致，而不是相对。顶盖用于安装液压泵、阀组、动力装置、空气滤清器。泵和动力装置安装时底座应该与顶盖分开，另外制做。顶盖与油箱要有好的密封性，防止泄漏的油液直接进入油箱而污染油液；清洗孔用于清洗油箱内的角落和取出油箱内的元件；油面指示用于油箱内最高、最低油位；吊

45、钩方便装配和搬运。 液压系统安全稳定性验算2.6.1 液压系统压力损失验算四柱液压机执行部件有主缸和顶出缸，主缸的进、回油管直径分别为：40mm、25mm；顶出缸的进、回油管直径分别为16mm、16mm。液压油选用L-HL32液压油，15时该油液的运动粘度,油液密度。1) 主缸各工况时的压力损失验算(1) 工进时进油路、回油路的压力损失工进时运动部件最大速度为0.006m/s，工进时最大流量为28.8L/min，则液压油在油管中的流速为：管道流动雷诺数为2300，油液在管道内流动为层流，沿程阻力系数。进油管长度为8m，沿程压力损失为：阀的压力损失；那么进油路总的压力损失为：=+=工进时回油管的

46、最大流量为：回油管中液压油的流速为：管道流动雷诺数为2300，油液在管道内流动为层流，沿程阻力系数。进油管长度为6m，沿程压力损失为：阀的压力损失；调速阀压力损失；那么回油路总的压力损失为：=+=泵的出口压力为：(2) 快进、快退时的压力损失主缸快进时由于供油不足，泵口的压力很小；快退时的负载为400kN，与工进时的负载2000kN相比要小，这样回路中的压力损失比工进时要小，泵的出口压力也比工进时小，具体验算过程从略。2) 顶出缸各工况时的压力损失验算(1) 工件顶出时进油路、回油路的压力损失顶出缸顶出速度为0.02m/s，需要的最大流量为37.8L/min，进油管直径D=16mm，则液压油在

47、油管中的流速为：管道流动雷诺数为2300，油液在管道内流动为层流，沿程阻力系数。进油管长度为6m，沿程压力损失为：阀的压力损失；那么进油路总的压力损失为：=+=回油管直径D=16mm，工进时回油管的最大流量为：回油管中液压油的流速为：管道流动雷诺数为2300，油液在管道内流动为层流，沿程阻力系数。进油管长度为5m，沿程压力损失为：阀的压力损失；调速阀压力损失；那么回油路总的压力损失为：=+=泵的出口压力为：(2) 快进、快退时的压力损失顶出缸回程时只有摩擦负载存在，比顶出负载350kN要小，因此回程时液压泵口的压力比顶出时要小，具体验算过程从略。通过对主缸、顶出缸各工况的压力损失验算可知，液压

48、系统的油路结构及元件参数选择满足要求。 液压系统温升验算对液压压力机进行系统温升验算，只要验算发热量最大的那个工况就可行。液压缸各工况输入功率前面计算电动机功率时已经计算出，现在只要计算液压缸各工况的输出功率。主缸工进时输入、输出功率分别为：=17.5kw =Fv=2000kN工进时系统发热功率=-主缸快退时输入、输出功率分别为：=Fv=400kN快退时系统发热功率=-顶出缸的工况压力比主缸小，系统的温升功率不会超过主缸的温升功率，这里就不对顶出缸温升功率进行具体计算了。通过计算可知，主缸的最大发热功率为5.5kw。系统温升计算公式如下： (2.18)式中：系统温升；发热功率；油箱散热面积；油

49、箱散热系数。自然冷却通风很差时，=(89)；自然冷却通风良好时，=(1517.5)；有专用冷却器时，=(110170)。液压机散热条件一般，取散热系数=10。油箱的散热面积A的计算公式为： (2.19)即：将=5.5kw ；=10代入公式(2.18),求系统温升，即：查资料可知，允许的最高油温T，对于一般机床T=5570 ；对于工程机械T=6580。通过温升验算可知，系统温升在许可油温范围内，满足要求。3200T液压机电气系统设计3.1 电气控制概述液压压力机的电气控制系统通常采用继电器控制、PLC控制、工业计算机控制等方式。继电器控制和PLC控制是目前用的最多的控制方式。继电器控制系统主要由

50、继电器、接触器、按钮、形成开关等元件组成。继电器控制具有结构简单，维护方便，价格低廉，抗干扰能力强，但固定的接线方式，使继电器控制的通用性和灵活性差；PLC控制系统主要由CPU、存储器、输入输出接口、编程器等元件组成。PLC控制具有编程简单，维护方便，通用性强，体积小，设计调试期短，性能稳定，抗干扰能力强，价格比继电器控制系统贵。3.2 液压机电气控制方案设计3.2.1 液压机电气控制方式选择液压机工况少，各工况动作不复杂，执行部件运动都是简单的直线运动。综合分析，继电器控制系统完全可以实现液压机各工况动作的完成，液压机电气控制选用继电器控制。3.2.2 电气控制要求与总体控制方案1) 电气控

51、制系统拟达到的控制要求 (1) 能够实现手动、半自动控制；(2) 能够准确实现速度的换接控制；(3) 系统过载时自动启动过载保护；(4) 为随时了解系统所处的工作状态，设置工况指示灯；(5) 系统稳定性好，能够保证液压机安全正常的工作。2) 电气系统总体控制方案液压泵由电机拖动；快进、工进之间速度的换接通过行程开关控制；工进保压时间通过时间继电器控制；滑块的安全行程范围由行程开关限制；通过电磁换向阀控制每个工况的动作的开始；电磁换向阀的接通通过按钮或压力信号控制；液压机启动、停止通过按钮控制。3.3 液压机电气控制电路设计3.3.1 液压机主电路设计液压机拖动电机容量小，主电路的启动方式采用直

52、接启动。QS为电源开关，熔断器FU1对主电路起短路保护作用，熔断器FU2对控制电路起短路保护作用。热继电器FR起过载保护作用。按下启动按钮SB2后，线圈KM得电，电动机启动，液压机开始工作。主电路如图3.1所示。图3.1 液压机主电路图3.3.2 液压机控制电路设计控制电路主要控制主缸的快进、工进、保压、回程和顶出缸的顶出、退回。其中速度换接通过行程开关来控制，保压由压力继电器控制，保压时间由时间继电器控制，顶出缸的启动、退回由手动按钮控制。为方便观察液压机处于那个工况，设置信号指示灯。为了预防突发事件的发生，应设置急停按钮。控制电路如图3.2所示。图3.2 液压机控制电路图1) 主缸快进将开关置于自动档，按下SB2，交流接触器KM得电，电动机启动。中间继电器KA1相继得电，电磁阀1Y、3Y、6Y得电。此时液压