100T四柱液壓機液壓系統(tǒng)畢業(yè)設計

100T四柱液壓機液壓系統(tǒng)畢業(yè)設計中華人民共和國訓練部

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畢業(yè)設計

設計題目：100T四柱液壓機液壓系統(tǒng)設計

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畢業(yè)設計任務書

設計題目100T四柱液壓機液壓系統(tǒng)設計

指導老師**************

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100T四柱液壓機液壓系統(tǒng)設計

100TFour-columnhydraulicpresshydraulicsystemdesign

Abstract

ThedesignfortheFour-columnhydraulicmachine,four-columnhydraulicmachineismainlyposedofthehostbeam,pillar,table,movingbeams,mastercylinders,posedofthetopofthecylinder.Themastercylindercanbepletedquicklydown,slowpression,securitycalendar,thereleasepressurefortherapidreturnofinsitutostoptheaction;thetopofthecylindercanbeachievedoutofthetopup,stay,downtheback,stoppedinsituaction.Thedesignmaximumworkingloadofthehost1000KN.Conditionsonthehydrauliccylinderhydrauliccylinderloadanalysistodeterminechangesinthehydraulicsystemdevelopedactionplansandtheelectromagnetorder.Andthemainhydrauliccylinderdesigntocalculatethesizeofthemaincylinderandtheflowrateofmastercylinderforaccessandsecurity,travellimitswitchestocontrolthroughthestroke.Calculatedaccordingtothetechnicalrequirementsanddesignoptionshydraulicpump,GEseriesofsolenoidvalvesandotherhydraulicponents.Thehydraulicsystempressurelossandtemperatureriseofchecking,hydraulicsystemdesigntomeetthehydraulicrequirementsoftheordercycleofaction,designedtoachievefour-columnhydraulicpressplasticmaterial,forging,stamping,coldextrusion,straightening,bendingandotherformingprocesses.ThePLCcontrolsystem,hydraulicsystemusedbyavarietyofhydraulicpumpsandcylindersandvalvestoachieveenergyconversion,regulationanddistribution,pleteavarietyofprocessactioncycle.Hydraulicpressusingacentralizedarrangement,thehydraulicsystemandcontrolofoilsourcesoutsidetheregulatingdeviceinthehost.

Thehydraulicmachinestructureispact,reliablesensitiveaction,speed,energyconsumption,lownoise,stressandtravelcanbeadjustedwithinthelimitsprescribed,simpleoperation.

Keywords:Four-columnhydraulicpress;hydraulicsystem;PLC

名目

4.2.2液壓系統(tǒng)的發(fā)熱溫升計算(24)

5液壓系統(tǒng)的PLC掌握設計(25)

5.1PLC概述(25)

5.2掌握部分設計(25)

6結論(29)

四柱液壓機液壓系統(tǒng)設計

1緒論

1.1概述

液壓機是一種以液體為工作介質，用來傳遞能量以實現各種工藝的機器。液壓機被廣泛應用于機械工業(yè)的很多領域。例如在鍛壓領域，液壓機被廣泛應用于自由鍛造、模鍛、沖壓、擠壓、剪切、拉拔成型及超塑性等很多工藝中；在機械工業(yè)的其他領域，液壓機被應用于粉末制品，塑料制品、磨料制品、金剛石成型、校正壓樁、壓磚、橡膠注塑成型等非常廣泛的不同工作領域。

液壓機一般是由本體、動力系統(tǒng)、液壓掌握系統(tǒng)三部分組成。本體一般是由機架、液壓缸部件、運動部分及其導向裝置以及其他幫助裝置組成。工藝要求使影響液壓機本體結構形式的最主要因素。由于在不同液壓機上完成的工藝是多種多樣的，因此液壓機的本體結構形式也是不同的。依據機架形式，液壓機可以分為立式和臥式；依據機架的組成形式，液壓機可分為梁柱式、單柱式、框架式、鋼絲纏繞預應力牌坊式等。其中三梁四柱式是最為常見的類型，如圖1-1所示。其機身是由工作臺、滑塊、上橫梁、立柱、鎖母和調整螺母等組成。其執(zhí)行元件的結構簡潔，結構上易于實現很大的工作壓力、較大的工作空間，因此適應性強，便于壓制大型工件或較長、較高的工件；由于執(zhí)行元件結構簡潔，所以布置敏捷，可以依據工藝要求來多方位布置；活動橫梁的總行程和速度都可在肯定范圍內、相當大程度上調整，適應工藝過程對化快速度的不同要求；通過不同閥的組合實現工藝過程的不同挨次；平安性能好，不易超載，有利于愛護模具；工作平穩(wěn)。撞擊、振動、噪聲較小，對工人及廠房有很大好處。

圖1-1四柱液壓機

1.2進展趨勢

隨著應用了電子技術、計算及技術、信息技術、自動掌握技術及新工藝、新材料的進展和應用，液壓傳動技術也在不斷創(chuàng)新。自19世紀問世以來進展很快，已經廣泛應用于國民經濟的各個部門，種類繁多，進展快速，成為機床行業(yè)的一個重要組成部分。但由于我國液壓起步晚，液壓機只有50年的進展歷史，80年月以后我國液壓機開頭進入高速進展階段。目前我國已建立了自己的液壓機設計和制造行業(yè)。

由于液壓機的液壓系統(tǒng)和整機結構方面，已經比較成熟，目前國內外液壓機的進展體現在新的方向。隨著比例伺服技術的進展，液壓機的停位精度、速度掌握精度越來越高，液壓機趨向高精度進展。高速化、高效化、低能耗提高了液壓機的工作效率，降低生產成本；自動化、智能化，微電子技術的高速進展為液壓機的自動化和智能化供應了充分的條件。自動化不僅僅體現的在加工，應能夠實現對系統(tǒng)的自動診斷和調整，具有故障預處理的功能；液壓元件集成化，標準化，集成的液壓系統(tǒng)削減了管路連接，有效地防止泄漏和污染。標準化的元件為機器的修理帶來便利。

在國際上來看，由于技術進展趨于成熟，國內外機型無較大差距，主要差別在于加工工藝和安裝方面。良好的工藝使機器在過濾、冷卻及防止沖擊和振動方面，有較明顯改善。在油路結構設計方面，國內外液壓機都趨向于集成化、封閉式設計，插裝閥、疊加閥和復合化元件及系統(tǒng)在液壓系統(tǒng)中得到較廣泛的應用。特殊是集成塊可以進行專業(yè)化的生產，其質量好、性能牢靠而且設計的周期也比較短。

2液壓系統(tǒng)工況分析

四柱液壓機的工作過程如下：上液壓缸驅動上滑塊，實現“快速下行-慢速加壓-保壓延時-釋壓換向-快速返回-原位停止”的動作循環(huán)；下液壓缸驅動下滑塊，實現“向上頂出-停留-向下退回-原位停止”的動作循環(huán)。如2-1圖所示。

圖2-1液壓機工作循環(huán)圖

2.1載荷的組成和計算

2.1.1主液壓缸載荷的組成和計算

作用在活塞桿上的外部載荷包括工作載荷gF，導軌的摩擦力fF和由于速度變化而產生的慣

性力aF。

（1）工作載荷gF

工件的壓制抗力即為工作負載：NF63g1081.901.8910100?=??=（2）導軌摩擦載荷fF

摩擦阻力是指運動部件與支撐面間的摩擦力。

NFFff=(2-1)

NF--外載荷作用于導軌上的正壓力（N）；

f---摩擦系數，分為靜摩擦系數（3.0~2.0fs≤）和動摩擦系數（1.0~05.0fd≤）

靜摩擦阻力：0.25009.8980fsFN=??=

動摩擦阻力：0.15009.849fdFN=??=

（3）慣性載荷aF

t

v

gGF??=

a(2-2)

NtvgGF800.508.0500a=??

?

??=??=

式中g—重力加速度；g=9.812/ms;

v?-速度變化量（m/s）；

t?-起動或制動時間（s）

。一般機械t?=0.1-0.5s，對輕載低速運動部件取小值，對重載高速部件取大值。行走機械一般取t

v

??=0.5-1.52/ms。

以上三種載荷之和稱為液壓缸的外載荷WF。工作載荷并非每個階段都在，如該階段沒有工作，則gF=0。由于液壓缸參數未定，估算背壓力Fb=12000N。

自重：4900GmgN==

mη-液壓缸的機械效率，一般取0.90-0.95.

m

ηW

FF=

(2-3)

液壓缸各階段負載如表2-1所示。

表2-1液壓缸各階段中的負載

工作狀態(tài)負載組成

負載值F/N推力F/mη/N啟動GFFFfsb-+=W8080N8977.8N加速GFFFFfd-++=abW

8390N9322.2N快速下行GFFFfd-+=bW7590N8433.3N慢速加壓GFFFFgfd-++=bW

988590N1098433.3N快速返回

GFFfd+=W

5390N

5988.9N

2.1.2繪制負載圖和速度圖

由以上分析計算繪制主液壓缸負載圖和速度圖，如圖2-2。

圖2-2壓力機液壓缸的負載和速度圖

2.1.3初選系統(tǒng)工作壓力

依據重量輕、體積小、成本低、效率高、結構簡潔、工作牢靠、使用維護便利的原則，針對設計系統(tǒng)在性能和動作方面的特性，確定了設計系統(tǒng)的工作壓力。如表2-2、表2-3所示。本設計工作壓力為25MPa。

表2-2按載荷選擇工作壓力

載荷/KN50工作壓力/MPa<0.8-11.5-22.5-33-44-5≥5

表2-3各種機械常用的系統(tǒng)工作壓力

機床

機械類型磨床組合機床龍門刨床拉床農業(yè)機械

小型工程建筑

建筑機械

液壓鑿巖機

液壓機

大中型挖掘機重型機械起重運輸機械

工作壓力/MPa0.8-23-52-88-1010-1820-322.2液壓系統(tǒng)及元件的設計

2.2.1擬定液壓系統(tǒng)圖

依據系統(tǒng)的設計要求和工況圖，確定基本回路，擬定油路掌握原理圖，如圖2-3。

圖2-3油路掌握原理圖

1.主油箱

2.徑向柱塞泵

3.挨次閥

4.先導式溢流閥

5.三位四通電磁換向閥

6.二位四通電磁換向閥

7.壓力繼電器

8.單向閥

9.壓力表10.補油箱

11.液控單向閥12.上缸13.背壓閥14.液控單向閥15.行程開關16.下缸

17.節(jié)流閥18.三位四通電液換向閥

圖2-3是油路掌握原理系統(tǒng)圖，工作時，電液換向閥5通電，壓力油由泵2打出，經挨次閥3，進入電液換向閥5的右位，再通過單向閥8，進入上缸12的上腔。同時，經電磁閥6補油進入油缸上腔?；赜蛷纳细椎南虑唤涍^（單向挨次閥）背壓閥13和液控單向閥14，通過電液換向閥6，流回到油箱。

與此同時，上缸在自重的作用下，加速了向下的快速運動，使上缸的上腔瞬時間形成了真空帶，補油箱10的油會通過液控單向閥11，被吸進上缸的上腔，以消退真空，保持上缸的快速下移。

當上缸帶動上模與下模合模后，壓力油連續(xù)輸入上油缸的上腔，油缸上腔的壓力開頭上升，由于油壓的上升，補油箱處的液控單向閥被關閉，切斷了補油箱的供油，使上缸12下行速度開頭放慢。油缸上腔壓力連續(xù)上升，當壓力超過了壓力繼電器9的調定值時，壓力繼電器發(fā)出信號，掌握電液換向閥5轉換到中位，切斷油缸12上腔的供油，上缸停止運動，系統(tǒng)開頭保壓。

保壓完后，電液換向閥5的左位被接通，泵2打出的壓力油，經過挨次閥3，通過電液換向閥5的左位，再經過液控單向閥13、（單向挨次閥）背壓閥12，進入上油缸12的下腔，推動油缸向上運動，同時電磁閥6切換到左位，油箱補油加速回程。油缸12上腔的回油通過液控單向閥11，流回到補油箱10。使得上缸能快速退回原位。

當將電液換向閥5的中位和電液換向閥18的右位接通時，泵2打出的壓力油，經過電液換向閥18的左位，進入下缸16的下腔，回油從下缸16的上腔經過電液換向閥18的左位，流入回油箱，下缸上行頂出工件。

在工件取出后，電液換向閥18的右位開頭工作，壓力油進入下缸15的上腔，下缸下腔的回油經過閥的右位流入回油箱，下缸向下運動，恢復原位。

閥12在保壓時可防止上油缸12上腔的油液倒流，行程開關15用于掌握上、下缸的極限位置，壓力表分別顯示上、下油缸和整個系統(tǒng)的壓力。

2.2.2電磁鐵動作挨次

圖2-3油路掌握原理圖中電磁鐵動作挨次見表2-4。

表2-4電磁鐵動作挨次表

動作名稱

電磁換向閥電動機1YA2YA3YA4YA5YA6YA1D

電機啟動+快速下行+++減速及壓制+++保壓+++卸壓+++回程停止+頂出缸頂出++退回++靜止

3液壓缸的設計

3.1液壓缸基本結構設計

液壓缸是液壓系統(tǒng)的執(zhí)行元件，它是一種把液體的壓力能轉換為機械能，以實現直線往復運動的能量轉換裝置。由于液壓缸結構簡潔，工作牢靠，在鍛壓設備中應用廣泛。3.1.1液壓缸的類型

液壓缸選用單作用活塞液壓缸，單作用活塞缸的活塞、活塞桿和導向套上都裝有密封圈，因而液壓缸被分隔為兩個互不相通的油管，當活塞腔通入高壓油而活塞桿腔回油時，可實現工作進程，當從反方向進油和回油是，可實現回程。

3.1.2缸口部分結構

缸口部分采納了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。

3.1.3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。在本設計中采納平底結構。

平底結構具有易加工、軸向長度短、結構簡潔等優(yōu)點。所以目前整體結構中大多采納平底結構。

3.1.4緩沖裝置

緩沖裝置的工作原理是利用活塞或缸筒在其走向終端時在活塞和缸蓋之間封住一部分油液，強迫它從小孔或油縫中擠出，以產生很大的阻力，使工作部件受到制動，漸漸減慢運動速度，達到避開活塞和端蓋相撞擊的目的。在液壓缸中常見的裝置是節(jié)流口可調式，節(jié)流口變化式兩種。本設計中所設計的液壓缸緩沖裝置是節(jié)流閥調整。

3.2缸體結構設計

3.2.1液壓缸主要參數的確定

（1）主缸的內徑:

公稱力F=1000KN=1×106KN，液體最大工作壓力P=25MPa=25×106

a

P。

求得活塞面積：

S

活塞=

F

P

=0.042

m(3-1)

所以

S

活塞=

2

4

D

=0.042

m

即主缸內徑D=0.2257m=225.7mm。查表取

D=220mm

依據快上和快下的速度比值來確定活塞桿的直徑：

22d2-DD=27

80得d=179.07mm按標準取活塞桿直徑

d=mm180

液壓缸的往復運動速度比，一般有2、1.46、1.33、1.25、1.15等幾種。表3-1給出了不同速度比是活塞桿直徑d和液壓缸內徑D的關系。由以上數據求出液壓缸實際有效面積如下：

無桿腔：1A=24

Dπ

=37992mm(3-2)

有桿腔：2A=

22()4

Ddπ

-=125602mm(3-3)

活塞桿面積：A=1A-2A=254342mm(3-4)

表3-1d和D的關系

φ

1.15

1.25

1.33

1.46

2

d0.36D0.45D0.5D0.56D0.71D

(2)確定液壓缸的運動速度本課題給定了液壓缸的工作速度為：

空程速度：27smm/工作速度：12smm/回程速度：80smm/

(3)確定活塞桿的最大行程

本設計課題給定了活塞桿最大行程為600mm。

3.2.2液壓缸動作時的流量

液壓缸的流量通過工作速度和液壓缸的內徑來確定。液壓缸的空程速度為V1=27smm/，工作速度為V2=12smm/，回程速度為V3=80smm/.

24

DVQπ

?

=（3-5）

空程：Q1=V1×4πD2

=0.027m/s×4

π

×(0.22)2=0.001026m3/s=61.56L/min；

工作：Q2=V2×

4πD2=0.012m/s×4

π

×(0.22)2=0.000456m3/s=27.36L/min；回程：Q3=V3×4π（D2-d2）=0.08m/s×4

π

×(0.222-0.182）=0.001m3/s=60L/min。

針對不同零件的詳細加工要求，系統(tǒng)的流量可以通過掌握元件調速閥來調整。

3.2.3缸的設計計算

（1）缸筒的結構和材料

一般狀況下，缸筒和缸蓋的結構形式和使用材料有關。在此液壓缸筒用45號無縫鋼管?？杀ＷC結構通用性好，缸體加工簡單，裝卸便利，能充分滿意設計要求。缸筒所選材料性能如表3-2。

表3-2缸筒所選材料

型號bσ≥／MPa

sσ≥／MPa

5δ≥／%

45

600

355

16

（2）對缸筒的要求

a.內表面與活塞密封件及導向套的摩擦力作用下，能長期工作而磨損少，尺寸公差等級和形位公差等級足以活塞密封件的密封性。

b.有足夠的強度，能長期承受最高工作壓力，而不至產生永久變形以及能承受活塞側向力和安裝的反作用力而不至產生彎曲。缸筒內壁厚度：

當3.2≤δ

D＜16時，用使用公式:

δ=

(

)MPa

MPaPD

Py2525.11203.20.22m

25MPa1.25c3.2y?-???≥+-?σ（3-6）

=0.028m

取δ=0.02m

yP--試驗壓力（MPa），工作壓力p≤16MPa時，yP=1.5p;工作壓力p≥16MPa時，yP=1.25p;

D--液壓缸內徑（m）;

σ--缸體材料的許用應力（MPa）:n

b

σσ=

bσ--缸體材料的抗拉強度（MPa）

n--平安系數，n=3.5-5.一般取n=5.?--強度系數，一般取1。

c--計入壁厚公差及腐蝕的附加厚度，通常圓整到標準厚度值。

p—缸體內最大工作壓力為25MPa.

當2.3<δ

D時,材料使用不夠經濟,應改用高屈服強度的材料.

（3）缸筒的強度校驗

在前一節(jié)中已經確定了缸筒的內徑，為220mm，依據液壓缸標準參數擬選缸厚度為20mm，則外徑：

1D=D+2δ(3-7)

260mm=外D，現在校驗它的強度。

額定壓力nP必需要小于一個值，這樣缸筒才是符合強度要求的，即：

nP≤0.35×

MpaDDDs2

1

2221)

(-δ(3-8)

式中：nP--液壓缸額定壓力(MPa)

1D--液壓缸外徑(m)

D--液壓缸內徑(m)

sδ--材料的極限應力(MPa)Mpas355=δ所以：

nP≤0.35×2

2

226.022.026.0-×355

≤35.3Mpa

本設計課題給定的nP為25Mpa，所以缸筒工作平安。（4）液壓缸缸底厚度計算缸筒底部為平面時:

σy

433.0PD

h=（3-9）

≥120

25

2.203

3.40??D?≥1976.0

m8443.022.01976.0=?≥取.5m0=h式中：

h--筒底厚度（m）D--液壓缸內徑（m）

yP--試驗壓力（MPa）

σ--缸底材料的許用應力（MPa）

（5）液壓缸固定螺栓直徑校核

sd≥

]

--Sσ/(1.2—2.5),Sσ為材料的屈服極限

由于Z取得較小的值時，螺栓的直徑將會變大，從而加大安裝空間，可能會發(fā)生安裝是干涉的狀況；假如Z值取得太大，則勢必加大調整時的難度，經過綜合考慮，這里取Z=8。所以：

sd≥2

.1/10355814.31010003.12.56

3

2??????=23.1mm選取標準值為24mm。依據實際狀況，選取一般圓柱螺栓。由《機械設計指導》查的該螺栓的規(guī)格為M24。（6）缸筒制造加工要求

a.缸筒端面的垂直度公差值可根據7級精度選取0.06mm。

b.缸筒內徑的圓度公差值可按9、10、11級精度選取0.046mm，圓柱度公差值應當根據8級精度選取0.02mm。

c.熱處理調質，硬度為HB241—285.缸體內表面鍍鉻，厚度為30-40微米,鍍后研磨或者拋光。

缸筒的零件圖如3-1圖所示：

圖3-1缸筒

3.2.4活塞的設計

由于活塞在液體壓力的作用下沿缸筒往復滑動，因此，它與缸筒的協作應適當，既不能過緊，也不能有間隙過大。協作過緊，不僅使最低啟動壓力增大，降低機械效率，而且簡單損壞缸筒和活塞的滑動協作表面；間隙過大，會引起液壓缸內部泄露，降低容積效率，使液壓缸達不到要求的設計性能。

（1）活塞材料

查書《液壓工程手冊》，可知：

無導向環(huán)活塞：用高強度鑄鐵HT200～300或球墨鑄鐵。

有導向環(huán)活塞：用優(yōu)質碳素鋼20號、35號及45號。

本設計采納有導向環(huán)的活塞，因此選用35號鋼。

（2）活塞結構型式

依據密封裝置型式來選用活塞結構型式。通常分為整體活塞和組合活塞兩類。整體活塞在活塞四周上開溝槽，安置密封圈，結構簡潔，但給活塞的加工帶來困難，密封圈安裝時也簡單拉傷和扭曲。組合式活塞結構多樣，主要受密封型式打算。組合式活塞大多可以多次拆裝，密封件使用壽命長。

依據以上學問,本設計采納組合式活塞。

（3）活塞的尺寸確定

活塞的外徑應略小于缸筒的內徑，活塞與缸筒之間是用密封圈來連接的。其內孔的大小是依據與之相協作的活塞桿的直徑來確定的。依據密封圈的大小來確定槽的深度和寬度。依據設計和安裝要求，本設計活塞外徑取為220mm,寬度B=0.6D取得140mm。

（4）活塞的密封

密封、形式與活塞的結構有關，可依據液壓缸的不同作用和不同工作壓力來選擇,一般有密封圈密封、活塞環(huán)密封、間隙密封。這里采納O形加擋圈密封。密封圈的選定依據《液壓工程手冊》GB3452.3-88選定。

（5）活塞的技術要求

a.外徑的圓柱度公差值，按10級精度選取，公差值為0.04mm

b.端面對內孔軸線的垂直度公差值，應當根據7級精度選取,公差值0.04mm。

圖3-2活塞

3.2.5活塞桿的設計

(1)活塞桿的材料

活塞桿的材料為45號鋼，采納實心結構。其兩個端部均采納螺紋連接?；钊麠U所選材料如表3-3所示。

表3-3活塞桿所選材料

型號bσ≥／MPa

s

σ≥／MPas

δ≥／%45MnB

1030

835

9

(2)活塞桿尺寸的確定

活塞桿的總長要依據油缸的行程來確定，本課題的工作臺行程為600㎜，綜合其技術要求，選取活塞桿的總長為800mm。由于L≥A+B+L-1/2B

L≥100+140+30+600-70=800mmA—導向套滑動面長度；B—活塞寬度；

L—

液壓缸的最大行程；數值在后面3.3.6導向環(huán)設計中詳細計算。

(3)活塞桿的技術要求

a安裝活塞的軸肩端面與活塞桿的軸線的垂直度公差不大于0.04mm/100mm。

b活塞桿的外圓粗糙度Ra值一般為0.1～0.3mμ。

c活塞桿在導向套中滑動，采納H8/h7協作。

d安裝活塞的軸頸與外圓的同軸度公差不大于0.01mm。

e活塞桿的熱處理：粗加工后調質到硬度為229-285HB，必要時，再經高頻淬火，硬度達到HRC45-55。

f為了提高耐磨性和防銹性，活塞桿表面需鍍鉻處理，并進行拋光或磨削加工。

g活塞桿內端的卡環(huán)槽、螺紋和緩沖柱塞也要保證與軸線的同心，特殊是緩沖柱塞，最好與活塞桿做成一體。

（4）活塞桿直徑d的校核：

]

[σ=bσ/1.4。

(5)活塞與活塞桿的連接

活塞與活塞桿連接有多種型式，全部型式均需有鎖緊措施，以防止工作時由于往復運動而松開,它分為卡環(huán)型，軸套型，螺母型等幾種型式。

本設計采納螺母型連接；如圖3-3所示：

圖3-3活塞桿

3.2.6導向環(huán)的設計

導向環(huán)安裝在活塞外圓的溝槽內或活塞桿導向套內圓的溝槽內，以保持活塞與缸筒或活塞桿與其導向套同軸度，并用以承受活塞或活塞桿的側向力。(1)導向環(huán)的型式

導向環(huán)有嵌入型和浮動型

嵌入型導向環(huán)：在活塞外圓加工出燕尾型截面溝槽，用QAL9-4或紫銅制的銅帶，表面加工成略帶拱形，用木槌鉚入溝槽內，最終加工導向環(huán)外圓。導向環(huán)圓周切出一個45度斜口。

浮動型導向環(huán)：用高強度塑料等制的帶，裝在活塞外圓的矩形截面溝槽內，側向保持有間隙，導向環(huán)可在溝槽內移動，并有一個45度斜開口。也可在溝槽底用粘合劑固定導向環(huán)。

本設計采納浮動型導向環(huán)。(2)導向環(huán)的尺寸

采納不同的材料，導向環(huán)的尺寸也不同。

聚四氟乙烯（也有摻青銅粉）導向環(huán)：依據活塞外圓直徑或導向套內圓直徑，導向環(huán)厚度可為1.5～2.5mm,寬度可為5.6～25mm。

纖維增加酚醛樹脂摻石墨導向環(huán)，厚度可為3～5mm，寬度可為2.5～25mm?；诖?，本設計采納聚四氟乙烯導向環(huán)，其厚度為2.5mm，寬度為10mm。

3.2.7導向套的設計

導向套是用以對活塞桿進行導向，內裝有密封裝置以保證密封效果，導向套的典型結構形式是采納了軸套式。（1）導向套的材料

導向套要求磨損系數小，因此，采納了青銅。（2）導向套長度的確定

導向套長度過短，將使缸因協作間隙引起的初始撓度增大。影響液壓缸的工作性能和穩(wěn)定性，因此，設計必需保證缸有肯定的最小導向長度，一般缸的最小導向長度應滿意：

H≥220D

L+（3-12）

式中：L--為液壓缸的最大行程，L=600mm；

D--為液壓缸筒內徑，D=220mm；H--為導向套最小導向長度；所以：

H≥

2

220

20600+H≥30+110=140mm

依據設計要求的需要，選擇導向套的長度為150mm。活塞寬度B=0.6D=132mm.取B=140mm。

導向套滑動面的長度A,在依據液壓缸內徑D而定；

當D80mm時，取()d

=。

6.0

A0.1

~

A=0.6d=108mm.

取100mm。

(3)導向套的密封

導向套與活塞桿之間的密封采納O形橡膠密封圈，依據GB/T3452.1-1992查閱，選取，密封環(huán)內徑180mm，線徑7mm。選自《機械設計手冊》第2卷表10.1-40通用型O型密封圈尺寸系列與公差。

并且采納防塵圈以防止活塞在后退時把雜質、灰塵及水份帶到密封裝置處.尺寸Φ68×5。

(4)導向套的加工技術要求

a、導向套外圓與端蓋的協作為H8/f7。

b、內孔與活塞桿外圓的協作為H8/h7。

c、外圓與內孔的同軸度公差不大于0.03mm。

d、內孔中的環(huán)形油槽和直油槽要淺而寬，以保證良好的潤滑。

導向套的零件圖如圖3-4所示：

圖3-4導向套

3.2.8缸蓋的設計

(1)缸蓋的材料和結構

缸蓋分為左缸蓋和右缸蓋，其中一個油口位于左缸蓋之上。缸蓋的材料選擇45鋼。(2)缸蓋的尺寸的確定

缸蓋與缸筒內壁的接觸面為其定位基準。為了保證缸蓋與缸筒兩者軸線的同軸度，其裝配面要經過磨削加工。缸蓋的尺寸是由導向套、缸筒、活塞桿及固定裝置的尺寸來確定。其法蘭的尺寸由安裝條件確定。其中直徑d1與缸徑相同220mm,基本尺寸D3取與密封圈外

徑相同200mm。

(3)缸蓋的技術要求

=1.25μm。

a、導向孔的表面粗糙度應為R

a

b、與缸筒內徑協作的直徑采納h9，與活塞桿上的緩沖柱塞的協作的直徑采納H9。偏差值為0.115mm。這三個尺寸的圓度和圓柱度誤差不大于各自直徑公差的一半，三個直徑的同軸度誤差按7級選取0.03mm。

c、與缸筒接觸的端面和與活塞接觸的端面對軸線的垂直度誤差在直徑100mm上不大于

0.04mm，按7級精度選取。

前后端蓋如圖3-5、圖3-6所示：

圖3-5前端蓋

圖3-6后端蓋

4液壓元件的選擇及性能驗算

4.1液壓元件的選擇

依據系統(tǒng)要求和設計方案，選擇合適的液壓元件，對液壓系統(tǒng)有很大的打算作用，所以對液壓元件肯定要有合理的選擇。

4.1.1液壓泵的選擇

液壓泵是系統(tǒng)的能源裝置，它給系統(tǒng)供應壓力油，在液壓系統(tǒng)中起心臟作用。由工況分析可清晰的看出：系統(tǒng)工作循環(huán)主要由相對于快進、快退行程的低壓大流量和相應于工進行程的高壓小流量兩個階段所組成，其最大流量和最小流量之比很大，其相應的時間比有很小。這表明，系統(tǒng)在一個工作循環(huán)中的絕大多數時間內處于高壓小流量工作。

從提高系統(tǒng)效率動身，由于額定壓力（25Mpa）較大，所以這里選用柱塞泵供油。它和調速閥組成的容積——節(jié)流聯合調速回路，一方面可以保證運動的平穩(wěn)性及速度的穩(wěn)定，另一方面可實現流量適應，減小系統(tǒng)功率的損失和系統(tǒng)發(fā)熱。

因此液壓泵選用徑向柱塞泵。a、確定液壓泵的最大工作壓力pP:

≥pPPP∑?+1

（4-1）

式中：P1--液壓缸的最大工作壓力25Mpa；

P∑?--從液壓泵出口到液壓缸的入口之間總的管路損失?？梢园丛囼灁祿x取，管

路簡潔，流速不大的取P∑?=（0.2～0.5）Mpa；管路簡單，進口有調速閥的取P∑?=（0.5～

1.5）Mpa；

由工況分析一節(jié)可知，液壓缸的最大工作壓力消失在工進階段，1P=25Mpa。由于工進階段液壓缸輸入流量很小，進油路中元件較少，故泵至缸間的進油路壓力損失選取P∑?=0.4Mpa，所以，pP≥25+0.4=25.4Mpa；b、確定液壓泵的流量:

液壓缸的輸出流量為：()∑≥maxqVvpqK

式中：k--系統(tǒng)泄漏系數,一般取k=1.1～1.3；

∑max

Vq

--同時動作的液壓缸的最大總流量，對于在工作過程用節(jié)流調速的系統(tǒng)，還須

加上溢流閥最小溢流量，一般取sm/105.034-?,最大流量消失在快進階段，所以vpq=1.2

（60L/min+sm/105.034-?）＝75.6L/min

c、選擇液壓泵和電動機的規(guī)格:

依據以上求得的PP和vpq值，按系統(tǒng)中擬定的液壓泵形式，從手冊中查得相應的液壓泵，為使液壓泵有肯定的壓力儲備，所選泵的額定壓力一般要比最大工作壓力大25%-60%。電動機的選擇要與泵相協作，以滿意泵的要求，依據壓力和流量的不同選擇液壓泵和電動機。設計要求該系統(tǒng)工作效率高，發(fā)熱少，能耗低，結構簡潔，因此該設計選擇JB-※型徑向柱塞泵（型號為JB-G73），依據《液壓工程手冊》查得。同時由產品樣本查的此泵驅動功率為10KW，此值完全能滿意系統(tǒng)需要。選擇驅動電機型號為JB-218-300型，其額定功率為55KW，轉速為1500r/min。

4.1.2GE系列閥簡介及選擇

（1）概述

GE系列液壓閥包括壓力、流量、方向掌握三大類，全系列共計70個品種，近3000種規(guī)格某些液壓閥是依據液壓系統(tǒng)進展的特別需要而開發(fā)的，以滿意廣闊用戶的需要。目前GE系列閥已在機床、造紙、注塑、等行業(yè)廣泛應用，主機單位反應使用狀況良好。（2）GE系列閥的選用

依據液壓系統(tǒng)的工作壓力和通過閥類元件和幫助元件的實際流量，結合本課題設計要求，選出液壓元件的詳細型號和規(guī)格，如下：

名稱型號額定壓力最大流量1)三位四通電磁換向閥：3WE6-50/W110R16MPa25L/min2)溢流閥：YF3-10L6.3MPa63L/min3)挨次閥：XF3-10B6.3MPa63L/min4)二位四通電磁換向閥：22B(E)-H6B16MPa25L/min5)單向閥AF3-Eb10B16MPa40L/min6)背壓閥FBF3-6B6.3MPa25L/min7)液控單向閥YAF3-Eb10B16MPa

8)節(jié)流閥LF3-E6B16MPa25L/min

4.1.3幫助元件的選擇

（1）濾油器的選擇

濾油器在選擇中必需要考慮的主要因素：過濾液的性質及與過濾材料的相容性；通過濾油器的流量及流量的變化與波動程度；系統(tǒng)的工作壓力以及壓力壓力是穩(wěn)態(tài)的還是時變的；系統(tǒng)的工作溫度，以及系統(tǒng)要求的過濾精度等。

選擇濾油器應留意以下幾點：

1)安裝濾油器時要留意濾油器殼體上標明的液流方向，正確安裝在系統(tǒng)中；2)當濾油器壓差指示器顯示紅色信號時，要準時清洗或更換濾芯；3)在清洗或更換濾芯時，要防止外界污染侵入工作系統(tǒng)；4)清洗金屬編織方孔網濾芯原件時，可用刷子在汽油等中刷洗；

5)濾芯元件在清洗時，應當堵住濾芯端口，防止清洗下的污物進入濾芯內腔造成內污染；6)過濾器的工作力量，取決于濾芯的過濾面積，濾芯本身的性能、油的粘度與溫度、過濾前后的壓力差以及油中固體顆粒的含量。過濾出入口的壓差越大，阻力越小時，過濾的出油力量越大。

依據上述要求，本課題選擇濾油器型號:XU-50×200（2）空氣濾清器的選擇

一般應在油箱蓋上設置空氣過濾器，它包括空氣過濾器和注油過濾網。選擇：2QUQ。技術參數：空氣阻力＜0.02Mpa，加油網孔0.5mm。（3）選擇壓力表選擇：Y-150T。

（4）選擇液位儀在油箱側壁上設置液位計，以指示液面位置。選擇：YWZ-125T。

4.1.4管件的選擇及計算

（1）確定油管的內徑

液壓系統(tǒng)中的泄漏問題大部分消失在管系中的接頭上，為此對接頭形式的確定，管系的設計及管道的安裝應詳細考慮。

油管的管徑不宜選得過大，但也不能選得過小。過大，簡單使液壓裝置的結構浩大；過小，簡單使管內液體流速加大，系統(tǒng)壓力損失加大或產生振動和噪音，影響正常工作。薄璧易于彎曲，規(guī)格較多，裝接較易，采納它可削減管系接頭數目，有利于解決系統(tǒng)的泄漏問題。因此在強度保證的狀況下，管壁可盡量選的薄些。管道的內徑：

d=

v

qV

4（4-2）式中：Vq--通過管道的流量（sm/3）

v--管內允許流速（sm/）

允許流速的推舉值如表4-1。

表4-1允許流速推舉值

液體流經的管道推舉速度sm/

液壓泵吸油管道0.6---1.5，一般常取1sm/

液壓系統(tǒng)壓油管道

2.5---5，壓力高，管道短，粘性小，取最大值

液壓系統(tǒng)吸油管道1.5---2

因此管道直徑計算如下：液壓泵吸油管道：

1d=1

3.1460/10604-3???=0.036m取1d=40mm

液壓系統(tǒng)壓油管道：

2d=5

3.1460/10604-3???=0.016m取2d=20mm

液壓系統(tǒng)回油管道：

3d=1.53.1460/10604-3???=0.029m取3d=30mm

（2）管路、管接頭的選擇

管接頭是油管與油管，油管與液壓元件之間的可拆式連接件，它必需具有裝拆便利，連接堅固，密封牢靠，形狀尺寸小，通流力量大，壓降小，工藝性好等各項要求。

管路旋入端用的連接螺紋采納國家標準米制錐螺紋（ZM）和一般細牙螺紋（M）。細牙螺紋的密封性好，常用于高壓系統(tǒng)，但需采納組合墊圈或O型密封圈進行端面密封。

液壓系統(tǒng)中的泄漏問題大部分消失在管系中的接頭上，為此對接頭形式的確定，管系的設計及管道的安裝應詳細考慮。

這里選用卡套式端直通管接頭（GB3733.1-83）,這種管接頭具有結構簡潔，性能良好、重量輕、體積小、使用便利、不用焊接等一系列優(yōu)點，是液壓、氣動系統(tǒng)中較為抱負的管路連接體。

4.1.5油箱容量的確定

初始設計時，按閱歷公式確定油箱的容量。閱歷公式為

VqVa=（4-3）

=10×75.6L/min=756L

式中：Vq--液壓泵每分鐘排出壓力油的容積（L/min）

a--閱歷系數，見表4-2。

表4-2閱歷系數a

系統(tǒng)類型行走機械

低壓機械

中壓系統(tǒng)

鍛壓系統(tǒng)

冶金機械

a1-22-45-76-1210

因此圓整后油箱的有效容積選取V＝800L，依據《機械設計手冊單行本液壓傳動》中查得油箱的形狀尺寸長、寬、高分別為1300mm、1000mm、970mm。分別式油箱一般用2.5～4mm鋼板焊成。箱壁愈薄，散熱愈快，大尺寸油箱要增加焊角板、筋條，以增加剛性。油箱頂蓋要略微加厚些。因此在這里油箱壁厚選取6mm,箱底厚度應大于箱壁的厚度，選取10mm，箱蓋厚度為10mm。

4.2液壓系統(tǒng)性能驗算

液壓系統(tǒng)初步設計是在某些估量參數狀況下進行的，當回路形式、液壓元件及連接管路等完全確定后，針對實際狀況對所涉及的系統(tǒng)進行各項性能分析。主要包括計算液壓回路各段壓力損失、統(tǒng)計損失及系統(tǒng)效率、壓力沖擊和發(fā)熱溫升等。

4.2.1液壓系統(tǒng)壓力損失

壓力損失包括管路的沿程損失1p?，管路的局部壓力損失2p?和閥類元件的局部損失3p?，總的壓力損失為

3

21pppp?+?+?=?（4-4）

由于供油流量的變化，其快上是液壓缸的速度為27mm/s此時油液在進油管中的流速為：

smsmAqp/003.1/60

10404

106.75v6-23=????==-π

(1)沿程壓力損失

設系統(tǒng)采納N32液壓油。室溫為20℃時，運動粘度υ=1.0sm/102-4?，

所以有：==υd/Rev.240110.0110

4003.014

-3

-=???＜2300。液壓油在金屬管中為層流流淌，則阻力損失系數19.02.401/75Re/75===λ。若取進，回油管長度均為0.5m,油液的密度為3/kg890m=ρ，則其進油路上的沿程壓力損失為：

ρλ2

l2

1vdp=?（4-5）

=Pa23

-03.012

890

1040.509.10????=1056.875Pa=0.00157610?=0.00157MPa

(2)局部壓力損失

局部壓力損失包括管道安裝和管接頭的壓力損失和通過液壓閥的局部壓力損失，前者視管道的詳細安裝結構而定，一般取沿程壓力損失的10%；而后者則與通過閥流量大小有關。本設計中通過整個閥的壓力損失很小，一般忽視不計。同理：快上時的回油路上的流量

min/99.24min/37994

125606.75q122LLAAqpv=?=?=

則回油路油管中的實際流速

sms

m/69.17/10304

601024.99v6-3

=????=

-π

由此可以計算出=???==--4

3

100.110

30/m69.17d/Resvυ5307(湍流)

則5

.20Re/3164.0=λ，按a10

23.0053078909.617.50164.302l6

5.20241MPvdp??????==?ρλ=0.086MPa(3)總的壓力損失由上面的計算所得可求得

21

2

1

ppAAp?+?=?∑（4-6）=()??

?

???+++86.0086.0037994125600.001570.00157）（=0.0599MPa

4.2.2液壓系統(tǒng)的發(fā)熱溫升計算

在整個工作循環(huán)中，工進階段所占的時間最長，且發(fā)熱量最大。為了簡化計算，主要考慮工進時的發(fā)熱量。一般狀況下，工進時做功的功率損失大引起發(fā)熱量較大，所以只考慮工進時的發(fā)熱量，然后取其值進行分析。

當V=12mm/s時，即v=720mm/min

min/36.27min/1036.2