四柱式液壓機液壓系統(tǒng)設計

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南昌航空大學科技學院學士學位論文 目錄 1 緒 論 1 1.1液壓機現(xiàn)狀概要 1 2 四柱液壓機總體設計 2 2.1四柱液壓機主要設計參數(shù) 2 2.2 四柱液壓機工作原理分析 3 2.3 四柱液壓機工藝方案設計 5 2.4 四柱液壓機總體布局方案設計 5 2.5 四柱液壓機零部件設計 6 2.5.1.1 導柱設計 6 2.5.1.2 橫梁設計 7 3 四柱液壓機液壓系統(tǒng)設計 10 3.1 液壓傳動的優(yōu)越性概述 10 3.2 液壓系統(tǒng)設計要求 11 3.3 液壓系統(tǒng)設計 11 3.4 液壓系統(tǒng)零部件設計 26 3.5 液壓站布局設計 35 3.6 液壓系統(tǒng)安全、穩(wěn)定性驗算 36 4 四柱液壓機電氣系統(tǒng)設計 40 4.1 電氣控制概述 40 4.2 四柱液壓機電氣控制方案設計 40 4.3 四柱液壓機電氣控制電路設計 41 5 四柱液壓機安裝調(diào)試和維護 43 5.1 四柱液壓機的安裝 43 5.2 四柱液壓機的調(diào)試 43 5.3 四柱液壓機的保養(yǎng)維護 44 結(jié) 論 45 參考文獻 46 致 謝 47 1 緒 論 1.1液壓機現(xiàn)狀概要 液壓傳動技術發(fā)展到今天已經(jīng)有了較為完善、成熟的理論和實踐基礎。液壓傳動技術與傳統(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)有了廣泛的應用，成了產(chǎn)品壓力加工成型不可或缺的機械設備。隨著科學技術的日新月異，電子技術、液壓技術的不斷成熟，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?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。總的來說，液壓機操作簡單，維護方便。 雖然液壓機目前應用十分廣泛，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，液壓機的設計需要改進。液壓油路設計、控制系統(tǒng)的優(yōu)化設計將是液壓機今后值得研究的方向。 （1）油路設計方面 為了防止泄油和外界的污染，液壓機油路的設計趨于集成化、封閉循環(huán)式，這樣可以延長設備的使用壽命。除此之外，液壓元件設計盡量標準化，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。液壓元件的標準化給維護帶來了方便。 （2）控制系統(tǒng)方面 液壓機屬于高壓設備，控制系統(tǒng)除控制設備安全可靠的工作之外，還應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、液壓傳動技術的不斷發(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 四柱液壓機總體設計 2.1四柱液壓機主要設計參數(shù) （1）擬設計的四柱液壓機主要技術參數(shù)見表2.1 表2.1 液壓機技術參數(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、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2.1 1-滑塊 2-導柱 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，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)應設有補油和卸壓裝置； （3）電氣控制： 采用繼電器、行程開關、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計在電氣柜中。啟動、停止、快進、頂出、調(diào)整、等控制按鈕設置在控制臺上，方便及時操作。 2.5 四柱液壓機零部件設計 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柱上，受載時橫梁受壓，導柱受拉，受力如圖2.5所示 F-負載 T-導柱拉力 圖2.5 橫梁、導柱受力圖 2.5.1.1 導柱設計 材料選擇：導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。導柱材料選擇45圓鋼，也可選用鍛件形式。 熱處理要求：導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?？偟臒崽幚砉に嚍檎{(diào)質(zhì)和表面淬火。 理論設計計算： 液壓機的最大負載約為2000kN，通過力傳遞后，最后由四根導柱承受2000kN的拉力，作用在每根導柱上的拉力為500kN。由許用拉應力公式(2.1)，可計算導柱的安全直徑D。 (2.1) 式中： —許用應力；取45鋼=80～100MPa； F—軸向拉力； A—橫截面積。 即： 圓整后取導柱直徑D=90mm，為了防止四根導柱因瞬間的受力不均而被破壞，導柱直徑可適當加大，取D=110mm。 2.5.1.2 橫梁設計 材料選擇：橫梁工作時的受力為彎曲力，材料應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1—1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。正應力計算公式為： (2.2) 式中： —最大彎曲正應力； —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鋼的彎曲許用應力[]=100MPa，而橫梁的最大彎曲應力=8.1MPa，遠小于材料的許用應力，經(jīng)過校核，設計尺寸滿足要求。 2.5.2 主機工作臺設計 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。 外形設計：控制臺外形尺寸設計應考慮操作方便。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)設計 3.1 液壓傳動的優(yōu)越性概述 科學技術迅猛發(fā)展的今天，液壓傳動技術隨之有了比較完善、成熟的理論基礎。目前液壓傳動技術正向著高壓、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)設計要求 3.2.1 液壓機負載確定 參考四柱液壓機技術參數(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)設計參數(shù) 液壓系統(tǒng)設計參數(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/s 3.3 液壓系統(tǒng)設計 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=0.01～0.5s。 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 = 2004898N 3.3.1.3 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 + Fa ≈5 KN 橫梁滑塊快速下行 F = f動 忽略不計 工 進 F = f動 + Fw ≈2000 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 + Fw ≈350 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、準確換接是液壓機穩(wěn)定工作的基礎。為了達到控制要求，液壓系統(tǒng)的速度換接通過行程開關控制。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-先導溢流閥 1S、2S、3S-行程開關 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的先導溢流閥2用于調(diào)整系統(tǒng)的壓力，先導溢流閥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，先導溢流閥11用于調(diào)整主缸下腔的平衡壓力，先導溢流閥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——當滑塊行至一定位置觸動行程開關2S后，電磁鐵6Y失電，7Y得電，插裝閥F6控制腔先導溢流閥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升高，充液閥21關閉。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自動減少。當主缸上腔的壓力達到先導溢流閥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，保證設備處于安全工作狀態(tài)。 7）主缸回程——當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——當主缸回程到達上端點，觸擊行程開關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 ηcm = 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； ηcm—液壓缸機械效率，一般ηcm = 0.9～0.95。 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=mm ≈327mm 查表2-4 [1],將液壓缸的內(nèi)徑圓整為標準系列直徑，取D=320mm；那么由d/D=0.7可以求得活塞桿直徑。 即： d=0.7D=0.7x327 ≈229mm 同理查表2-5 [1],將活塞桿直徑圓整為標準系列直徑，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 ηcm = 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=mm ≈198mm 查表2-4 [1],將液壓缸的內(nèi)徑圓整為標準系列直徑，取D=200mm；那么由d/D=0.7可以求得活塞桿直徑。 即： d=0.7D=0.7x198 ≈138mm 同理查表2-5 [1],將活塞桿直徑圓整為標準系列直徑，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0.2～0.5MPa，對于復雜系統(tǒng)，取0.5～1.5MPa。 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，為了延長設備的使用壽命，設備在設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，應滿足，取Pp=1.25。 即： Pn = 1.25Pp=1.25x25.5MPa≈31.9MPa 2）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=1.1～1.3，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)，還應加上溢流閥的最小溢流量。 將參數(shù)代入公式（3.6）中，即： ≈463L/min 3）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。 基本參數(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； η-液壓泵的總效率，取η=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、η=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、η=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、η=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-E25B 120 2 溢 流 閥 YEF3-E20B 120 4 電磁換向閥 34F3P-E16B 80 5 電磁換向閥 24F3-E16B 80 6 溢 流 閥 YEF3-E25B 120 8 電磁換向閥 24F3-E16B 80 9 電磁換向閥 24F3-E16B 80 10 溢 流 閥 YEF3-E25B 120 11 溢 流 閥 YEF3-E20B 120 12 電磁換向閥 34F3O-E16B 80 13 電磁換向閥 24F3-E16B 80 14 單向閥 AF3-Eb20B 100 15 溢 流 閥 YEF3-E25B 120 16 電磁換向閥 24F3-E16B 80 17 電磁換向閥 24F3-E16B 80 18 溢 流 閥 YEF3-E25B 120 19 電磁換向閥 24F3-E16B 80 20 電磁換向閥 24F3-E16B 80 22 充液閥 YAF3-Ea20B 150 25 壓力表 KF3E6L 240 26 變量泵 250YCY14-1B 250 27 過濾器 WU-250X180F 250 3.4 液壓系統(tǒng)零部件設計 3.4.1 液壓機主缸設計 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)進行具體設計。 （1）主缸缸體材料選擇及技術要求 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。當液壓缸的內(nèi)徑D與壁厚δ的比值滿足D/δ≥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Ra0.4～0.8μm；內(nèi)徑配合采用H8～H9；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： δ—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（1.25～1.5）倍； [σ]—缸筒材料的許用應力。鍛鋼：[σ]=110～120MPa ；鑄鋼：[σ]=100～110MPa ；高強度鑄鐵：[σ]=60MPa ；灰鑄鐵：[σ]=25MPa ；無縫鋼管：[σ]=100～110MPa 。 主缸壁厚δ計算，將D=0.32m ；[σ]= 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≥D＋2δ (3.10) 將參數(shù)代入公式（3.10），即： D外≥0.32m＋0.104m＝0.426m 外徑圓整為標準直徑系列后，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； [σ]—缸蓋材料許用應力。 即： 圓整后取缸蓋厚度t=60mm。 （4）主缸最小導向長度的確定 當活塞桿全部外伸時，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向長度，用H表示。如果導向長度太小，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，液壓缸的最小導向長度應該滿足如下要求： (3.12) 導向長度如圖3.10所示 圖3.10 主缸導向長度簡圖 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，求主缸的最小導向長度。 即： 為了保證最小導向長度H，不應過分增大和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=（0.6～1.0）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D＜80mm時，取=（0.6～1.0）D；當D＞80mm時，取=（0.6～1.0）d。 （5）主缸活塞材料、技術要求、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。 活塞制造時外圓柱表面的粗糙度為Ra0.8～1.6μm；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f7～f9，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2-10[1],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、技術要求及長度確定 活塞桿有空心和實心兩種結(jié)構(gòu)形式。空心時一般選用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Ra0.4～0.8μm；熱處理要求調(diào)質(zhì)20～25HRC；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考慮兩端端蓋的厚度，總體而言，液壓缸缸體的長度L不應該大于缸體內(nèi)徑D的20～30倍，即：L≤（20～30）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，當液壓缸的支承長度Lb≥(10～15)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(10～15)d=2500～3750mm。 將參數(shù)代入Lb≥(10～15)d中，比較后Lb＜(10～15)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）活塞桿導向結(jié)構(gòu)形式 活塞桿的導向部分包括端蓋、導向套、密封、防塵和鎖緊結(jié)構(gòu)。工程機械中導向套一般安裝在密封圈的內(nèi)側(cè)，有利于導向套的潤滑。 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兩個排氣閥。 3.4.2 液壓機頂出缸設計 （1）頂出缸缸體材料選擇及制造技術要求 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。 缸體的制造要求應該滿足液壓缸內(nèi)圓柱表面粗糙度為Ra0.4～0.8μm；內(nèi)徑配合采用H8～H9；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 ；[σ]= 110MPa ；=1.312.5MPa=16.25MPa代入公式（3.9）中，即： 將D=0.2m ；取δ=0.02m代入公式（3.10），即： D外≥0.2m＋0.04m＝0.24m 外徑圓整為標準直徑系列后，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Ra0.8～1.6μm；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f7～f9，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2-10[1],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。 活塞桿外圓柱面粗糙度為Ra0.4～0.8μm；熱處理要求調(diào)質(zhì)20～25HRC；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。缸體的外形尺寸應考慮兩端端蓋的厚度，總之，液壓缸缸體的長度L不應該大于缸體內(nèi)徑D的20～30倍，即：L≤（20～30）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 當液壓缸的支承長度Lb≥(10～15)d時，應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(10～15)d=2000～3000mm。 將參數(shù)代入Lb≥(10～15)d中，比較后Lb＜(10～15)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6.3～10MPa。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6-1[1] 、6-5[1] ，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6-1[1] ，取，壁厚t=5mm。 回油油管內(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6-1[1]，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16.5-1[3] ，取。 回油油管內(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16.5-1[3]，取。 3.4.4 液壓油箱設計 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)(P≤2.5MPa)：V=(2～4) (3.15) 中壓系統(tǒng)(P≤6.3MPa)：V=(5～7) (3.16) 中高壓或高壓系統(tǒng)(P＞6.3MPa)：V=(6～12) (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：1:1:1～1:2:3。為了提高冷卻效率，安裝位置不受影響時，可適當增大油箱的