2016-200T液压机液压系统设计全

1、目录摘 要 . I.Abstract.II1 绪 论 .11.1 液压传动系统概况 .1.1.1.1 液压传动技术的发展与研究动向 . 1.1.1.2 我国液压系统的发展历程 .2.1.1.3 液压传动技术的应用 .3.1.2 液压机的概况 .3.1.3 液压机的发展 .4.2 200T 液压机液压系统设计 .6.2.1 液压系统设计要求 .6.2.1.1 液压机负载确定 .6.2.1.2 液压机主机工艺过程分析 .6.2.1.3 液压系统设计参数 .6.2.2 液压系统设计 .6.2.2.1 液压机主缸工况分析 .6.2.2.2 液压机顶出缸工况分析 .9.2.3 液压系统原理图拟定 .1.

2、1.2.3.1 液压系统供油方式及调速回路选择 .1.12.3.2 液压系统速度换接方式的选择 . 1.22.3.3 液压控制系统原理图 .1.22.3.4 液压系统控制过程分析 .1.32.3.5 液压机执行部件动作过程分析 . 1.42.4 液压系统基本参数计算 .1.62.4.1 液压缸基本尺寸计算 .1.62.4.2 液压系统流量计算 .1.82.4.3 电动机的选择 .2.0.2.4.4 液压元件的选择 .2.22.5液压系统零部件设计 .2.3.2.5.1 液压机主缸设计 .2.32.5.2 液压机顶出缸设计 .2.82.5.3 液压油管选择 . 3.0.2.5.4 液压油箱设计

3、. 3.2.2.6液压系统安全稳定性验算 . 3.32.6.1 液压系统压力损失验算 .3.32.6.2 液压系统温升验算 .3.73 200T 液压机电气系统设计 .4.03.1电气控制概述 .4.0.3.2液压机电气控制方案设计 . 4.03.2.1 液压机电气控制方式选择 .4.03.2.2 电气控制要求与总体控制方案 .4.03.3液压机电气控制电路设计 . 4.13.3.1 液压机主电路设计 .4.13.3.2 液压机控制电路设计 .4.13.3.3 电气控制过程分析 .4.2结 论.4.4.参考文献 . 4.5.致 谢.4.6.附录 A液压机使用说明书 . 4.72 200T液压机

4、液压系统设计2.1 液压系统设计要求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 25Mpa2.1.2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。1) 主缸速度循环图根据液压机系统设计

5、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：2.1.3液压系统设计参数最大负载： 2000KN；主缸回程力： 400KN； 主缸滑块快进速度： 0.08m/s ； 主缸回程速度： 0.03m/s ； 顶出缸回程速度： 0.05m/s2.2 液压系统设计2.2.1液压机主缸工况分析工进时系统最大压力： 25MPa顶出缸顶出力： 350KN 主缸最大工进速度： 0.006m/s 顶出缸顶出速度： 0.02m/s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

6、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 = 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。惯性负载 Fa 计算计算公式：Fa=G?(2.2 )g t式中:G 运动部件重量；2g重力加速度 9.8m/S;vt时间内的速度变化量;t加速或减速时间，一般情

7、况取t=0.010.5so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：v=0.08m/s，取t=0.05s，代入公式 2.2 中。即：30000N 0.08m/sFa =2?= 4898N9.8m/s0.05s(2)摩擦负载Ff 计算滑块启动时产生静摩擦负载，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

8、:F = 2000000 + 4898 = 2004898N3)主缸负载循环图(1)主缸工作循环各阶段外负载如表 2.1表 2.1 主缸工作循环负载工作循环夕卜负载启动F =f 静 + Fa 25KN横梁滑块快速下行F = f 动忽略不计工进F =f 动 + Fw 2000KN快速回程F = f回+ F 背 400 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。主缸各阶段负载循环如图 2.2III ICC二23000DCC6034力lxJ图 2.2 主缸负载循环图2.2.2 液压机顶出缸工况分析1）顶出缸速度循环图根据液压机系统设计参数和表2.1 中顶出缸活塞行程为

9、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3,2 rn/sILL.A7二/ 宀心I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:顶出缸工作循环各阶段外负载如表2.2表 2.2顶出缸工作循环负载工作循环夕卜

10、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 KNf 动”表示启动后的动摩擦力。注：“f 静”表示启动时的静摩擦力,顶出缸各阶段负载循环如图 2.4150图 2.4顶出缸负载循环图Fw 3) 顶出力；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

11、的负载压力会逐步增大， 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失小、易于集成等优点。液压机系统控制原理如图2.7 所示I | n c xI I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

12、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。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

13、原理图2.3.4 液压系统控制过程分析整个液压控制系统包括五个插装阀集成块，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

14、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、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

15、块快速下行一一电磁铁 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)滑块减速下行一一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

16、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 4 丫得电，阀 F4 控制腔

17、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。注：+”表示电磁铁处于得电状态， “一”表示电磁铁处于失电状态。(7)主缸回程一一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、12丫得电，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。

18、阀 F5 将主缸下腔封闭，上滑块停止运动。2)顶出缸(1)工件顶出一一当主缸回程停止运动后，按下顶出按钮，电磁铁 2丫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)顶出缸退回一一按下退回按钮，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 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电磁铁动作顺序如表 2.3表 2.3液压机液压系统电磁铁动作顺序表执行部件工况1Y2Y3Y4Y5Y6Y7Y8Y9

19、Y10Y11Y12Y主缸快速下行+一+工进、加压+一+保压泄压+回程一+一+一一一一一一+停止顶出缸顶出一+一一一一一一+一一退回一+一一一一一+一一+一停止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=25MP。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 ，由主缸工作压力为 25MPa 选取 d/D 为 0.7，取液压缸的机械效率ncm = 0.95。液压缸受力如图 2.8 所示。由图 2.8 可知2 2 2D R F (D d )P244(2

20、.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；ncm液压缸机械效率，一般ncm = 0.90.95。图 2.8液压机主缸受力简图4FP2d2cm11 (J2PD将参数代入公式（2.3 ），P2 忽略不计，可求得液压缸内径即:42 106ND=6mmr 327mmV3.14 25 106Pa 0.95查表 2-4，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:d=0.7D=0.7x327 229mm同理查表 2-5，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

21、内径、活塞杆直径分别为：D=320mm d=220mm2）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，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，缸工作压力为 12MPa 选取 d/D 为 0.7，取液压缸的机械效率ncm = 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=40.35严3.14 12 106Pa 0.95mmr198mm查表 2-4，将液压缸的内径圆整为标准系列

22、直径，取D=200mm 那么由 d/D=0.7可以求得活塞杆直径4d=0.7D=0.7x198138mm同理查表 2-5，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 242 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：q A?(2.4)快进时：q快进A?快进=_4(0.32m)20.08m/ s 6.43

23、103m3/ s385.8L/min工进时：q工进A ?工进=2(0.32m)0.006m/ s 0.483310 m /s28.8L/min4快退时:q快退A?快退=一(0.32m)2(0.22m)2 0.03m/s 1.27 103m3/s76.2L/min42)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/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:即:q顶出2A?顶出=(0.2m)0.02m/s 0.63 103m3/s 37.8L/m

24、inq快退A?快退二一(0.2m)2(0.14m)2 0.05m/s 0.8 103m3/ s=48L/min43)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：PPP1P(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；P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 0.5 1.5MPa本液压机执行部件的最大工作压力 P 仁 25MPa 进油路中的压力损失，取P=0.5MPa。代入公式(2.5 )可求得泵的工作压力。

25、即：PP25 0.525.5MPa通过计算，泵的工作压力 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 Pn(1.251.6)Pp，取 Pp=1.25。即：Pn = 1.25Pp=1.25x25.5MPa 31.9MPa(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。qPKL(q)max(2.6)式中:qp液压泵的最大流量；KL液压系统

26、泄漏系数，一般取 KL=1.11.3，取 KL=1.2;(q)max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，即：qP1.2 385.8L/min463L/min(3)液压泵规格选择查表 5-17，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/mi n ；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 q=160ml/rx1000r/min=250L/min，而泵实 际所需的最大流量 q

27、p=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：Pp?qpP= 匕(2.7)式中：P-电动机额定功率；Pp-液压泵的工作压力；qP-液压泵的流量；n-液压泵的总效率，取n=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

28、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 二(0.32m)20.08 卅，进油回路压力损失取 P=0.5MPa 则液压泵的压力 Pp 由公4式(2.8 )计算。PPFP(2.8)A即：6PP-5 105Pa 25.5 106Pa0.08m将PP25.5 106Pa、qP=28.8L/min、n=0.7 代入公式(2.7 )中，求得工进功率由图 2.2 可知，快退负载为 400KN,A - (0.32m)2

29、(0.22m)0.054m2，取进油4回路压力损失取P=0.5MPa 代入公式(3.8 )，求得泵的压力Pp。即：400 103N56PP25 10 Pa 6.9 10 Pa0.054m将PP6.9为：106Pa、qp=76.2L/min、n=0.7 代入公式(2.7 )中，求得快退功率即P 6.9肌76久/聞纳12.5KW60 0.72)顶出缸各工况功率计算(1)顶出功率为：(3)快退功率25.5MPa28.8L/min60 0.7KW17.5KW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二（0.20m）20.032 叭 进油回路压力损失取P=0.5MPa

30、那么液压泵的压力 Pp 可4由公式（2.8 ）计算。即:将PP11.4 106Pa、qP=37.8L/min、n=0.7 代入公式（2.7 ）中，求得工进功率即为:114MPa37L/minKW 10.3KW60 0.7（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 12-12，选取电动机型号为：丫180M-4其它技术参数

31、为：额定功率：18.5KW ;满载转速：1470r/mi n。2.4.4 液压元件的选择表 2.4 液压兀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-E25B1202溢流阀YEF3-E20B1204电磁换向阀34F3P-E16B805电磁换向阀24F3-E16B806溢流阀YEF3-E25B120PP0.35 106N20.032m565 10 Pa 11.4 10 Pa8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

32、-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电磁换向阀24F3-E16B8022充液阀YAF3-Ea20B15025压力表KF3E6L24026变量泵250YCY14-1B25027过滤器WU-250X180F2502.5 液压系统零部件设计2.5.1 液压机主缸设计通过 2.341 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

33、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S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液压缸内圆柱表面粗糙度为 Ra0.40.8 卩 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500m*度之内不大于 0.03mm缸体端面对轴线的垂直度在直径每 100mm不大于 0.04mm 如果缸体与端盖采用螺纹 连接，螺

34、纹采用 6H 级精度。2）主缸壁厚的确定壁厚计算公式如下：PyD（2.9 ）式中：s液压缸壁厚（m ；D 液压缸内径（m）;Py实验压力，一般取最大工作压力的（1.251.5 ）倍；（T缸筒材料的许用应力。锻钢：（T=110120MPa ;铸钢：（T=100110MPa ;高强度铸铁：（T =60MPa ;灰铸铁：（T =25MPa ;无缝钢管：c=100110MPa。主缸壁厚S计算，将 D=0.32m ; c= 110MPa ; Py=1.4X25.5MPa=35.7MPB 弋入公式（2.9 ）中，即:液压缸缸体的外径 D 外计算公式如下:D 外D+2S将参数代入公式（2.10），即:D 夕

35、卜0.32m+ 0.104m= 0.426m外径圆整为标准直径系列后，取主缸缸体外径D 外=430mm3）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35.7MPa 0.32m2 110MPa0.052m(2.10)料选用 35 钢，缸盖厚度计算公式如下:t0.433D2J(2.11)式中:t 缸盖的有效厚度（m）；D2缸盖止口直径；c缸盖材料许用应力即：圆整后取缸盖厚度 t=60mm4）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

36、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：20 2导向长度如图 2.10 所示0.433 22035.7MPa100MPa0.057m(2.12)HL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=700m，液压缸内径 D=320mr 代入公式（2.12）中,求主缸的最小导向长度。即：700mm320mmH195mm20 2为了保证最小导向长度 H,不应过分增大11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：式中：B活塞

37、的宽度，一般取 B= （0.61.0 ） D;C H1(l1B)2(2.13)图 2.10 主缸导向长度简图HL11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 D 80mn 时，取丨1= （0.6 1.0 ） 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。活塞制造时外圆柱表面的粗糙度为 Ra0.81.6 卩 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 1

38、00mm上不大于 0.04mm 外径用橡胶密圭寸圈密圭寸的公差配合取 f7f9 ,内孔与活塞杆 的配合取H8/f7 。活塞宽度系数取 0.8，即活塞的宽度 B=0.8D=0.8x320mm=256mm 圆整后取活塞宽 度B=260mm。查表 2-1 01,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 封圈选用丫形密封圈，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。活塞杆制造时外圆柱面粗糙度为 Ra0.

39、40.8 卩 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=1250mm7）主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=

40、1080mm8）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（10 15）d=25003750mm将参数代入 Lb（1015）d 中，比较后 Lbv（1015）d，活塞杆满足使用要求，工 作时不会失稳。9）主缸结构设计（1）缸体与端盖的连接形式查表 2-71，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, 用法兰形式。所以缸体与端盖的连接方式选(2)活塞杆与活塞的连接形

41、式查表 2-8，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 一般安装在密圭寸圈的内侧，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，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

42、，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：2.5.2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。缸体的制造要求应该满足液压缸内圆柱表面粗糙度为Ra0.40.8 卩 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 100mmh 不大于 0.04mm2）顶出缸壁厚的确定将

43、D=0.2m ; （T= 110MPa ; Py=1.3x12.5MPa=16.25MPa 代入公式（2.9 ）中， 即：将 D=0.2m ;取3=0.02m 代入公式（2.10 ）, 即:D 夕卜0.2m+ 0.04m= 0.24m外径圆整为标准直径系列后，取主缸缸体外径D 外=240mm3）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=25mm4）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=250mm 顶出缸内径 D=200mm 代入

44、公式（2.12），即:20图 2.11 主缸16.25MPa0.2m2 110MPa0.015m0.433 14516.25MPa100MPa0.025m250mm200mm112.5mm5） 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。顶出缸活塞外圆柱表面的粗糙度为 Ra0.81.6 卩 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 外径用橡胶密圭寸圈密圭寸的公差配合取 f7f9 ,内孔与活塞杆 的配合取H8/f7 。计算活塞宽度时区宽度系数为 0.8

45、，即活塞的宽度 B=0.8D=0.8x200mm=160mm 取 活塞宽度 B=160mm。查表 2-10,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 形密圭圈。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 钢的无缝钢管；实心结构选用 35 钢、 45 钢。顶出缸活塞杆选用 35 钢。活塞杆外圆柱面粗糙度为 Ra0.40.8 卩 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

46、用 H7/g6。由顶出活塞的行程，确定活塞杆的长度L 杆=705mm7）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 （20 30） 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=650mm8）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（10 15）

47、d=2000 3000mm。将参数代入 Lb（1015）d 中，比较后 Lbv（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2.5.3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

48、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 12.5MP&查表 6-1、6-5，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:d油管内径(mm)；q 油路通过最大流量(L/min)；油管中允许流速 m/s1)主缸液压油管内径计算进油油管内径Di确定：主缸快进所需流量q=385.8L/min，而泵的额定流量q=250L/m

49、in,取油管允许流速=4m/s，代入公式(2.14)，即：圆整后，查表 6-1，取D140mm，壁厚 t=5mm回油油管内径d1确定：主缸快退所需流量 q=76.2L/min，取油管允许流速 =4m/s，代入公式(2.14)，即:圆整后，查表 6-1，取d125mm，壁厚 t=4.5mmo2)顶出缸液压油管内径计算进油油管内径D2确定：顶出缸顶出所需流量q=37.8L/min，取油管允许流速=4m/s，代入公式(2.14)，即:圆整后，查表 16.5-13，取D216mm回油油管内径d2确定：顶出缸回程所需流量 q=48L/min，取油管允许流速 =4m/s，代入公式(2.14)，即:d24.

50、648L/min16mm；4m/ s圆整后，查表 16.5-1，取d216mm。Di4.6250L/m4m/ s36.3mm4.676.2L/min4m / s20.1mmD24.637.8L/mA 4m/s14.2mm2.5.4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(P 2.5MPa)：v=(24)qP(2.

51、15)中压系统(P 6.3MPa)：v=(6 12)qP(2.17)式中：v液压油箱有效容积；qP液压泵额定流量。液压机属于高压系统，油箱的有效容积可由公式 (2.17) 求出，即：V=9qP=7X250L =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x宽x高=1000 x760 x690(mm)b3) 油箱的结构设计液压油箱材料一般选用 Q235Affl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

52、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

53、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；吊钩方便装配和搬运。2.6 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，15C时该油3液的运动粘度150cst 1-5cm2/s,油液密度92kg/m。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

54、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v为:管道流动雷诺数Re1为V|d38.2 4.0101.9V1qd2434 28.8 103.14 4.02cm / min2293cm/min38.2cm/sRe1v230市.736。进75v1.5油管长度为 8m 沿程压力损失R为:R0.736824.0 10920 0.38222Pa0.01 106Pa阀的压力损失 P阀0.05 106Pa ;那么进油路总的压力损失Pa为:6P进=P1+P阀=(0.01100.05 10 )Pa 0.06 10 Pa工进时回油管的最大流量q回为:回油管中液压油的流速V

55、2为:管长度为 6m,沿程压力损失P2为:阀的压力损失P阀0.05 106Pa ;调速阀压力损失 P调0.5 106Pa ;那么回油路 总的压力损失P回为:6 6 6P回=P2+P阀+P调=(0.02 100.05 100.5 10 )Pa=0.57 10 Pa泵的出口压力PP为:AAq(0.3220.222)4-0.3224q回28.8L/min15.2L/minV2带234 15.2 10/ .厂cm/min3.14 2.521891cm/ min31.5cm/s管道流动雷诺数Re2为RV2dRe231.51.5药52.5Re2V2300,油液在管道内流动为层流,沿程阻力系数75Re 27

56、51.4。进油52.52V2F22丄？1.4d 282.5 102920 0.315Pa 0.02 106Pa(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。PPcmA12 1060.950.054 0.57 1060.10240.06106Pa42)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

57、在油管中的流速v,为：q 4 37.8 103v,厂cm/min 18810cm/min.23.14 1.64 5d4管道流动雷诺数 Re1为3q回4 38.76 10,.v22cm / m in313.5cm/sRe1v1dv型 3334.41.5Re1v2300,油液在管道内流动为层流,沿程阻力系数75Re175一0.23。进334.44油管长度为 6m,沿程压力损失 R 为:阀的压力损失 R阀0.05 106Pa ;那么进油路总的压力损失P进为:6 6 6P=R+ R阀=(0.39 100.05 10 )Pa 0.44 10 Pa回油管直径 D=16mm 工进时回油管的最大流量q回为：_

58、d23.14 1.62V1丄？-0.23d 21.6 106_ 920 3.135226Pa 0.39 10 Pa4回油管中液压油的流速v2为:Aq-(0.220.142)40.22437.8L/ min19.3L/min37.8cm/min 160cm/s管长度为 5m 沿程压力损失P2为:阀的压力损失 P阀0.05 106Pa ;调速阀压力损失 P调0.5 106Pa ;那么回油路 总的压力损失P回为：P回=P2+P阀+P调=(0.16 1060.05 1060.5 106)Pa 0.71 106Pa泵的出口压力PP为: 9.6MPa(2) 快进、快退时的压力损失压力比顶出时要小，具体验算

59、过程从略。通过对主缸、顶出缸各工况的压力损失验算可知， 液压系统的油路结构及元件参数 选择满足要求2.6.2 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 P输入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P输出。主缸工进时输入、输出功率分别为：管道流动雷诺数 Re2为RV2dRe2 -V160 1.61.5171Re2V2300,油液在管道内流动为层流，沿程阻力系数75751710.44。进油0.441.6 1022920 1.62Pa0.16 106PaPP60.35100.950.02040.711060

60、.040.44 106Pa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P22V22A1P输入=17.5kwP输出=Fv=2000kNX 0.006m/s=12kw工进时系统发热功率 = F输入-P输出=17.5-12=5.5kw主缸快退时输入、输出功率分别为：P输入=12.5kwP输出=Fv=400kNX 0.03m/s=12kw快退时系统发热功率 = F输入-P输出=12.5-12=0.5kw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 T计算公式如下