机械毕业设计（论文）-YB32-200型压力机液压系统的设计（全套图纸）.pdf

郑州工业应用技术学院毕业设计说明书 yb32-200 型压力机液压系统的设计 i 郑州工业应用技术学院郑州工业应用技术学院 本科生毕业设计说明书本科生毕业设计说明书 题 目：yb32-200 型压力机液压系统的设计 指导教师： 职称： 讲师 学生姓名： 学号： 专 业： 机械设计制造及其自动化 院（系）： 机电工程学院 答辩日期： 2015 年 6 月 23 日 ii 摘要摘要 液压压力机是制品成型生产中应用最广的设备之一，是集机电液为一体的 现代化高技术设备。本文针对实现快速空程下行慢速加压保压快速回程停 止的工作循环的需求，提出了设计题目。并对该机的机械系统液压系统和所需 缸的尺寸进行了全面设计。 在机械系统设计中，首先确定整机为二梁四柱结构，依此为基础，根据工况分 析，确定了液压的系统压力和安装方式，计算出主缸顶出缸的内径尺寸活塞杆 的尺寸缸盖以及导向套的尺寸。接着完成了对主缸和顶出缸的结构优化设计和各 个零部件之间装配方式的选择。最后绘制了主缸和顶出缸的装配图和主要零件图。 液压系统设计中，首先分析压力机的压制工艺，根据液压压力机的用途特点 和要求， 利用液压传动的基本原理， 并在此基础上， 进行了液压系统原理图的设计， 确定了液压系统的执行元件。计算了整个液压系统的流量，并根据流量和压力进行 了液压阀的选择液压站的设计和各个辅助元件的选择。计算了整个系统的功率， 据此选择了电动机的型号，最后完成了整个液压系统的验算。 关键词：关键词：液压系统 ；压力机；液压控制系统；液压机 全套图纸，加全套图纸，加 153893706 iii abstract hydraulic press is one of the products most widely used in molding production equipment, is a machine, electricity and liquid as one of modern high- tech equipment. aiming to achieve rapid backlash downside - slow pressure - packing - fast return - needs to stop duty cycle, we proposed a design. and the aircrafts hydraulic system mechanical systems and cylinder size required for a comprehensive design. in the mechanical system design, first determine the whole structure is two- beam four, followed by the foundation, according to the working conditions analyzed to determine the hydraulic system pressure and installation, calculate the top of the master cylinder inner diameter of the cylinder rod as to size, the size of the cylinder head and the guide sleeve. then complete the assembly between the way the master cylinder and the top of the cylinder structure optimization design and the choice of the individual components. finally draw the master cylinder and the top of the cylinder assembly drawing and major parts drawing. hydraulic system design, the first press of the pressing process analysis, based on the use of hydraulic presses characteristics and requirements, using the basic principle of hydraulic transmission, and on this basis, the design of the hydraulic system schematics to determine the hydraulic system the actuator. calculate the flow rate of the hydraulic system, and based on the flow and pressure of the design and selection of each auxiliary hydraulic valve element selection hydraulic station. calculate the power of the entire system, whereby selected motor model, and finally completed the checking of the hydraulic system. keyword：hydraulic system, presses , hydraulic control system, hydraulic press iv 目录 1 绪论 1 1.1 液压传动的发展概况 1 1.2 压力机的发展 1 2 液压压力机的液压系统原理设计 4 2.1 液压压力机的基本结构 4 2.2 工况分析 4 2.2.1 液压压力机工况分析 . 4 2.2.2 主缸负载循环图和速度循环图的绘制 . 5 2.2.3 顶出缸缸负载循环图和速度循环图的绘制 . 6 2.3 拟定液压系统原理图 7 2.3.1 确定供油方式 . 7 2.3.2 调速方式的选择 . 7 2.3.3 液压系统原理图的设计 . 7 2.3.4 主液压缸的运动 . 9 2.3.5 顶出缸的运动 10 3 液压系统的计算和元件选型 . 11 3.1 液压缸的计算与选型 . 11 3.1.1 确定液压缸的主要参数 11 3.1.2 缸筒的设计计算 14 3.1.3 缸盖厚度的确定 15 3.1.4 最小导向长度的确定 15 3.1.5 液压缸工作行程的确定 17 3.1.6 缸体长度的确定 17 3.1.7 液压缸的结构设计 17 3.1.8 液压机顶出缸设计 21 3.2 确定液压泵和电动机 . 23 3.3 液压阀的选择 . 26 3.4 液压站的设计 . 27 3.4.1 液压油箱的设计 27 3.4.2 确定管道尺寸 30 4 辅助元件的选择 . 31 v 4.1 管道 . 31 4.2 管接头 . 31 4.3 密封件 . 31 4.4 滤油器 . 31 4.5 空气滤清器 . 31 4.6 液位计 . 31 5 液压系统温升的验算 . 33 5.1 液压系统温升的验算 . 33 结论 错误！未定义书签。错误！未定义书签。 致谢 错误！未定义书签。错误！未定义书签。 参考文献 38 1 1 绪论绪论 1.1 液压传动的发展概况液压传动的发展概况 液压传动和气压传动总称为流体传动，是根据 17 世纪帕斯卡提出的液体静 压力传动原理而发展起来的一门新兴技术，在工农业及其各个领域光伟应用。如 今，流体传动技术水平的高低已成为一个国家工业发展水平的重要标志。1 我国的液压工业开始于 20 世纪 50 年代， 液压元件最初应用于机床和锻压设 备。60 年代获得较大发展，已渗透到各个工业部门，在机床、工程机械、冶金、 农业机械、汽车、船舶、航空、石油以及军工等工业中都得到了普遍的应用。当 前液压技术正向高压、高速、大功率、高效率、低噪声、低能耗、长寿命、高度 集成化等方向发展。同时，新元件的应用、系统计算机辅助设计、计算机仿真和 优化、微机控制等工作，也取得了显著成果。 目前，我国的液压件已从低压到高压形成系列，并生产出许多新型元件，如 插装式锥阀、电液比例阀、电液伺服阀、电业数字控制阀等。2我国机械工业在 引进国外先进的液压技术的同时认真消化，努力研制、开发属于我国自主的液压 件新产品。同时为了保证新产品的可靠性和稳定性积极采用国际标准，优化产品 结构，对一些性能差不符合国家标准的液压件产品，采取措施，逐步淘汰。由此 可见，伴随着科学新技术的迅猛发展，液压技术将会被赋予一种新的力量，机械 工业各领域得到广泛应用。3 液压机作为制品成型生产中应用最广的设备之一，自 19 世纪问世以来发展 很快， 液压机在工作中的广泛适应性， 使其在国民经济各部门获得了广泛的应用。 由于液压机的液压系统和整机结构方面，已经比较成熟，目前国内外液压机的发 展不仅体现在控制系统方面，还主要是在高速，高效率，低能耗；提高整个液压 系统充分合理的利用先进的机械和电子技术的液压集成；4自动化、智能化，液 压元件集成化、标准化四个方面实现对系统的自动诊断和调整，以有效防止泄露 和污染。5 1.2 压力机的发展压力机的发展 压力机的发展历史只有 100 年。 压力机是伴随着工业革命的的进行而开始发 展的， 蒸汽机的出现开创了工业革命的时代，传统的锻造工艺和设备逐渐不能满 足当时的要求。因此在 1839 年，第一台蒸汽锤出现了。此后伴随着机械制造业 的迅速发展，锻件的尺寸也越来越越大，锻锤做到百吨以上，即笨重又不方便。 在1859- 1861年维也纳铁路工厂就有了第一批用于金属加工的7000kn、 10000kn 和 12000kn 的液压机，1884 年英国罗切斯特首先使用了锻造钢锤用的锻造液压 机，它与锻锤相比具有很好的优点，因此发展很快，在 1887- 1888 年制造了一系 列锻造液压机，其中包括一台 40000kn 的大型水压机，1893 年建造了当时最大 2 的 12000kn 的锻造水压机。 在第二次世界大战后，为了迅速发展航空业。美国在 1955 年左右先后制造 了两台 31500kn 和 45000kn 大型模锻水压机。 近二十年来，世界各国在锻造操作机与锻造液压机联动机组，大型模锻液压 机， 挤压机等各种液压机方面又有了许多新的发展，自动测量和自动控制的新技 术在液压机上得到了广泛的应用，机械化和自动化程度有了很大的提高。国外的 锻造自动化也取得了长足发展。现代化的大型自由锻造车间的锻造液压机、操作 机、锻造吊车实现了联动控制，全部机械化，并配有锻件尺寸自动测量装置，锻 造压机与操作机数控联动，锻造加热炉自动控制。6中小型自由锻实现了压机与 操作联动微要控制、计算机自动编程的自动程序锻造。热模锻方面，大型汽车零 件模锻件大部分采用以多工位热模锻压机为主休的综合自动线，美国、德国、日 本基本采用热模锻压力机取代原有的模锻锤， 中小型模锻件采用多工位高速自动 热镦机，最高速度达到 4000- 12000 件/小时。德国穆勒.万加顿公司开发研制了直 接驱动的螺旋压力机，并组成全自动锻造线，最大吨位达到 25000 吨，主要用于 中、重零件的模锻和精密锻造。7提高生产率是永恒的追求目标，各锻压厂家均 致力于锻压机械的高速化研究，各锻压厂家均致力于锻压机械的高速化研究，在 数控回转头压力机上， 主要采用伺服控制的液压主驱动系统来提高压机的行程次 数。 在追求高速化加工的同时，还必须尽可能缩短生产辅助时间，以取得良好的 技术经济效益。在数控压机上配备伺服电机驱动的三坐标上下料装置，可使冲压 中心实现高效板材加工。将几种工艺或几个工序复合在一台机床上完成，是当前 各类机床大幅压缩生产辅助时间，提高生产率的重要技术途径，在锻压机械上也 得到了成功应用，效果十分显著。8如：德国、美国、日本已相继开发出激光一 步冲复合机，将模具冲切与激光切割有机地结合起来，工件一次上料即可完成冲 孔、冲切、翻边、浅拉伸、切割等多道工序，最大限度地节省了辅助时间，特别 适合孔型多而复杂的面板类工件的加工及多品种小批量板料加工。 再来看一下我国的情况，冷冲压方面，目前我国主要汽车生产厂，约有 90% 的冲压线采用一台双动拉伸压力机（或多杆单动拉伸压力机）和 4- 6 台单动压力 机组成冲压流水线，手工上下料完成大型覆盖件的冲压生产，生产效率低，生产 节拍最高只有 3- 5 次/分； 9人身安全和工件环境差；在手工上下料和传送工件过 程中，易造成工件划伤等缺陷，冲压制件质量差；整条冲压线长 60 米左右，约 需 20- 24 名操作工人，占地面积大，人工成本高，冲压件制造成本比国外高 2- 3 倍，是我国汽车工业严重缺乏市场竞争力的重要因素之一。10我国有 90%的冲 压线采用人工上下料， 另有 10%的冲压线实现了单机联线自动化， 生产节拍最高 3 为 6- 8 次/分，而代表当今冲压技术国际水平的大型多工位压力机，在我国汽车 工业中的应用仍是空白。这也是我国冲压行业与西方发达国家的主要差距所在， 在很大程度上制约了我国汽车工业的发展。热锻方面，大型自由锻造的设备能力 过剩，设备布局分散，利用率极低，机械化、自动化程度低，锻件加工余量大， 工人劳动条件差，劳动强度大。11国内自行设计制造了三条 800t 双机联动快锻 机组，但自动化程度不高；国内冶金行业引进少量的快锻机组和精锻生产线；汽 车大型模锻件的自动化方面，只有一汽、二汽等少数大公司从国外引进热模锻压 力机自动线，绝大部分仍采用蒸空模锻锤和压力机模锻相结合的格局，自动化程 度低；中小件的模锻，仍然是模锻锤占多数，基本上是手工操作，锤上模锻机械 手实际应用很少，高速自动热锻机主要依赖进口。13 随着我国工业技术水平的发展，特别是以轿车为代表的汽车工业快速发展， 带动汽车零件的产量和质量不断提高。但必须清醒地认识到，中国与国际先进水 平仍有很大差距，国际大汽车公司必然严重冲击中国汽车工业，国内同行之间的 竞争也将日趋激烈。中国汽车工业的发展，离不开装备工业的大力支撑，锻压设 备制造业必须满足汽车工业大批量生产的要求，向自动化、高效率方向发展。解 放后我国迅速建立独立自主的完整的工业体系，同时仿造并自行设计各种液压 机，同时也建立了一批这方面的科研队伍。15到了六十年代，我国先后成套设 计并制造了一些重型液压机，其中有 300000kn 的有色金属模锻水压机， 120000kn 有色金属挤压水压机等。特别是近十年来，又有了一些新的发展。比 如，设计并制造了一批较先进的锻造水压机，并已向国外出口，与此相应的，我 国也陆续制造了各种液压机的系列及零部件标准。16 但是， 我们也应清楚地意识到我们与发达国家相比还有很大的差距，还不能满足 国民经济和国防建设的需要。许多先进的设备和大型机仍需进口，目前应充分发 挥我们的优势，加强我国在这方面的竞争力，这不仅是有助于我们从制造业大国 向制造业强国的转变也是国家安全的需要。 4 2 液压压力机的液压系统原理设计液压压力机的液压系统原理设计 2.1 液压压力机的基本结构液压压力机的基本结构 小型压力机机身属于四立柱机身。机身由上横梁、下横梁和四根立柱组成。 液压机的各个部件都安装在机身上，其中上横梁的中间孔安装工作缸，下横梁的 中间孔安装顶出缸，工作台面上开有开有 t 型槽，用来安装模具。活动横梁的 四个角上的孔套装在四立柱上，上方和工作缸活塞相连接，由其带动横梁上下运 动。机身在液压机工作中承受全部的工作载荷。 工作缸采用单杆活塞缸， 当压力油进入工作缸上腔， 活塞带动横梁向下运动， 其速度慢，压力大，当压力油进入工作缸下腔，活塞向上运动，其速度较快，压 力较小，符合一般的慢速压制、快速回程的工艺要求。 活动横梁是立柱式液压机的运动部件，位于液压机机身的中间，中间圆孔和 上横梁的工作活塞杆连接， 四角孔在工作活塞的带动下， 靠立柱导向作上下运动， 活动横梁的底面也开有 t 型槽，用来安装模具。 液压机的动力部分是液压泵，将机械能转变为液压能，向液压机的工作缸提 供高压液体。如下图 2.1 为液压机的实体图形，供油装置和控制装置。 图 2.1 液压机 2.2 工况分析工况分析 2.2.1 液压压力机工况分析液压压力机工况分析 设计一台小型液压压力机的液压系统， 要求实现快速空程下行慢速加压 保压快速回程停止的工作循环，主缸快速进给速度为 0.08m/s，快退速度为 0.03m/s，加压速度 0.006m/s,压制深度 200mm，保压时间：40s，移动部件自重： 5 g=30kn，工作行程 700mm,取静摩擦因数 fs=0.2，动摩擦因数 fd=0.1；加速、减 速时间为 0.05s, 顶出缸顶出速度 0.02m/s，顶出缸回程速度 0.05m/s，工作行程 250mm, 顶出缸顶出力 350kn 油缸垂直安装，设计该压力机的液压系统。 工作负载 工件的压制抗力即为工作负载：ft=200kn 摩擦负载 静摩擦阻力：ffs=0.230000=6000n 动摩擦阻力：ffd=0.130000=3000n 惯性负载 最大惯性负载取决于移动部件的质量和最大加速度， 其中最大加速度可通过 工作台最大移动速度和加速度时间进行计算。10已知加速 减速时间为 0.05s,快 速进给速度为 0.08m/s，因此惯性负载可以表示为： fm= t v g g = s sm sm n 05.0 /08.0 /8.9 30000 2 = 4898n 具体参数及各工作阶段主缸负载和顶出缸负载如表 2.2.1- 1 和表 2.2.1- 2 所 示： 表 2.2.1-1 液压缸主缸在各工作阶段的负载 工况 负载组成 负载值 f/n 液压缸推力/n f1=f/m 启动 f=ffs 6000 6315.79 加速 f=ffd+fm 7898 8313.68 快进 f=ffd 3000 3157.89 工进 f=ffd+ft 203000 213684.21 快退 f=ffd 3000 3157.89 表 2.2.1-2 液压缸顶出缸在各工作阶段的负载 工况 负载组成 负载值 f/n 液压缸推力/n f1=f/m 启动 f=ffs 6000 6315.79 工进 f=ffd+ft 39000 41052.63 快退 f=ffd 3000 3157.89 注：注：1.液压缸的机械效率 m 通常在 0.90.95 之间，此处取 0.95. 2.2.2 主缸负载循环图和速度循环图的绘制主缸负载循环图和速度循环图的绘制 根据工况负载和已知速度条件，可绘制负载图和速度图，如图 2.2.2- 1 和图 2.2.2- 2 所示： 6 图 2.2.2-1 速度图 图 2.2.2-2 负载图 2.2.3 顶出缸缸负载循环图和速度循环图的绘制顶出缸缸负载循环图和速度循环图的绘制 根据工况负载和已知速度条件，可绘制负载图和速度图，如图 2.2.3- 1 和 2.2.3- 2 所示： 图 2.2.3-1 顶出缸速度循环图 7 图 2.2.3-2 顶出缸负载循环图 2.3 拟定液压系统原理图拟定液压系统原理图 2.3.1 确定供油方式确定供油方式 根据设计要求，设计一台小型液压压力机，考虑到该液压机压力要经常变换 和调节，压制时的负载比较小，流量大，空行程和压制行程的速度差异大，因此 采用一台低压变量泵供油即可。 2.3.2 调速方式的选择调速方式的选择 工作缸采用单杆活塞缸， 当压力油进入工作缸上腔， 活塞带动横梁向下运动， 其速度慢，压力大，当压力油进入工作缸下腔，活塞向上运动，其速度较快，压 力较小，符合一般的慢速压制、快速回程的工艺要求。 液压压力机动作循环图如下图 2.3.2- 1 所示： 图 2.3.2-1 压力机动作循环图 2.3.3 液压系统原理图的设计液压系统原理图的设计 本设计任务要求设计一台小型液压压力机的液压系统， 可以实现快速空程下 行慢速加压保压快速回程停止的工作循环，油缸垂直安装。 根据要求可以分析设计： 液压系统中变量柱塞泵在得到由高压轴供油时, 上下两个滑块分别操控主 液压缸和顶出缸动作，依次实现下面动过要求。 液压系统主缸动作:快速下降、缓慢加压、保压延时、卸压后换向、快速返 8 回并原位停止; 顶出缸向上顶出、停留、退回、原位停止。与此同时把主液压缸 和顶出缸设计成互锁装置, 只有当主缸换向阀位于中位时, 顶出缸换向阀才能接 通压力油, 这样能确保动作的协调可靠。 下图（图 2.3.3- 1）所示为该液压压力机的液压系统原理图： 图 2.3.3-1 液压压力机的液压系统原理图 1-顶出缸 2-顶出缸换向阀 3-先导换向阀 4-主缸安全阀 5-主液压缸 6-充液筒 7-主缸换向阀 8-压力继电器 9-预泄压换向阀 10-顺序阀 11-泵站溢流阀 12-减压阀 13-顶出缸溢流阀 14-顶出缸安全阀 15-变量泵 16-滤油器 17-远程调压阀 18-单向阀 19、20-液控单向阀. 9 下表 2.3.3- 2 所示为电磁铁、行程阀和压力继电器的动作顺序表： 表 2.3.3-2 动作顺序表 液压缸 动作名称 电磁铁 1dt 2dt 3dt 4dt 主液压缸 快速下行 慢速加压 保压延时 泄压换向 快速返回 原位停止 顶出缸 向上顶出 停留 向下退回 原位停止 注注：电磁铁：表示通电，表示断电；行程阀：表示通，表示断；压力继电器：表 示动作，表示原态。 2.2.4 主液压缸的运动主液压缸的运动 (1) 主缸活塞快速下行 打开启动按钮，电磁铁 1dt 通电，先导阀 3 和主缸换向阀 7 的左位接通系 统。主油路为： 进油路：液压泵顺序阀 10主缸换向阀 7单向阀 18主缸上腔； 回油路：主缸下腔液控单向阀 19主缸换向阀 7下缸换向阀 2油箱。 这时，主缸活塞连同上滑块在自重作用下快速下行，尽管泵已经输出最大流 量，但主缸上腔仍因油液不足而形成负压，吸开充液阀 20，充液筒内的油便补 入主缸上腔。 (2) 主缸活塞慢速加压 上滑块快速下行接触工件后，主缸上腔压力升高，充液阀 20 关闭，变量泵 通过压力反馈输出流量自动减小，此时上滑块转入慢速加压。 (3) 主缸保压延时 当系统压力升高到压力继电器 8 的调定值时，压力继电器发出信号使 1dt 断电， 先导阀 3 和主缸换向阀 2 恢复到中位。 此时， 液压泵通过换向阀中位卸荷， 主缸上腔的高压油被活塞密封环和单向阀所封闭，处于保压状态。接受电信号后 的时间继电器开始延时。 10 (4) 主缸泄压后快速返回 由于主缸上腔油压高、直径大、行程长，缸内油液在加压过程中储存了很多 能量，为此，主缸必须先泄压后再回程。 保压结束后，时间继电器使电磁铁 2dt 通电，先导阀右位接入系统，控制 油路中的压力油打开液控单向阀 9 内的卸荷小阀芯，使主缸上腔的油液开始泄 压。压力降低后欲泄换向阀阀芯向上移动，以其下位接入系统，控制油路即可使 主缸换向阀处于右位工作，从而实现上滑块的迅速返回。主油路顺序为： 进油路：液压泵顺序阀 10主缸换向阀 7液控单向阀 19主缸下腔； 回油路：主缸上腔充液阀 20充液筒。 充液筒内液面超过预定位置时，多余油液由溢流管流回油箱。单向阀 c 用 于主缸换向阀由左位回到中位时补油，单向阀 b 用于主缸换向阀由右位回到排 油至油箱。 (5) 主缸活塞原位停止 上滑块回程至挡块压下行程开关电磁铁 2dt 断电，先导阀和主缸换向阀都 处于中位，这时上滑块停止不动，液压泵在较低压力下卸荷。 2.2.5 顶出缸的运动顶出缸的运动 (1) 顶出缸活塞向上顶出 电磁铁 4dt 通电时，顶出缸换向阀右位接入系统。其油路为： 进油路：液压泵顺序阀 10主缸换向阀 7顶出缸换向阀 2顶出缸； 回油路：顶出缸上腔顶出缸换向阀 2油箱。 (2) 顶出缸活塞向下退回和原位停止 4dt 断电、3dt 通电时油路换向，顶出缸活塞向下退回。当挡块压在原位开关 时，电磁铁 3dt 断电，顶出缸换向阀处于中位，顶出缸活塞原位停止。 11 3 液压系统的计算和元件选型液压系统的计算和元件选型 3.1 液压缸主缸的计算与选型液压缸主缸的计算与选型 3.1.1 确定液压缸主缸的主要参数确定液压缸主缸的主要参数 由前面的分析已确定选用单杆活塞式双作用缸， 根据各公司小型液压机产品 的设计经验和液压缸的公称压力系列初选液压缸的工作压力为 25mpa，液压缸 的公称压力见下表 3.1.1- 1 所示。 表 3.1.1-1 液压缸的工程压力系列 液压缸的工 程压力系列 0.6 1.0 1.6 2.5 4 6.3 10 16 25 31.5 40.0 根据选择的液压缸形式和初选的液压缸的工作压力， 可以计算出液压缸的缸 筒内径、活塞杆直径及有效面积等参数。 图 3.1.1- 1 所示为液压缸简图： 图 3.1.1-1 液压缸简图 根据液压系统设计简明手册，按液压缸工作压力选取 d/d 可知：当工作压力 p=25mpa 时，d/d=0.7，在此处取 d/d=0.7。13表 3.1.1- 2 所示为液压缸内径 d 与 活塞杆直径 d 的关系： 表 3.1.1-2 液压缸内径 d 与活塞直径 d 的关系 按液压缸工作压力选取 d/d 工作压力 p/(mpa) d/d 2 0.20.0.3 25 0.50.58 67 0.620.70 7 0.7 12 由表 2.2.1- 1 中工作循环各阶段的外负载值分析知：液压缸最大外负载 f=200000n，根据液压设计简明手册，25在中、低压系统中，回油路中设置背压 阀，取背压 p 2 =1mpa。 表 3.1.1- 3 所示为执行元件背压的估计值： 表 3.1.1-3 执行元件背压的估计值 系统类型 背压 p2（mpa） 中、低压系统 简单系统和轻载节流调速系统 0.20.5 回油路带调速阀 的调速系统 0.50.8 回油路带背压阀 0.51.5 采用带补液压泵 的闭式回路 0.81.5 中高压系统 同上 比中低压系统高 50% 100% 高压系统 如锻压机械等 初算时背压可忽略不计 根据前面所确定的液压缸工作压力， 液压缸内径与活塞杆直径的关系和液压 缸的背压，可以得到：当无杆腔为工作腔时： m f a2p2a1p1 = （3.1） 式中 p1液压缸的工作腔压力； p2液压缸的回油腔压力； a1液压缸无杆腔的有效面积， 4 2 d a1 = a2液压缸有杆腔的有效面积， 4 2 d 2 d a2 = d液压缸内径或活塞直径； d 活塞杆直径； f液压缸的最大外负载； m液压缸的机械效率，由前面选定 m=0.95; 由以上分析取得的条件和公式 （3.1） 可计算得： d=327mm， d=0.7d=229mm； 计算所得的 d 与 d 值按照 gb/t2348- 1993 进行圆整，4由于括号内尺寸为 13 非优先选用的尺寸，所以圆整为 d=320mm，d=220mm。液压缸内径系列和活塞 杆直径系列见下面表 3.1.1- 4 和表 3.1.1- 5 所示。 表 3.1.1-4 液压缸内径系列 液压缸内径尺寸系列（gb2348-80）/mm 8 10 12 16 20 25 32 40 50 63 80 90 100 (110) 125 (140) 160 (180) 200 (220) 250 320 400 500 630 表 3.1.1-5 活塞缸直径系列 活塞缸直径系列（gb2348-80）/mm 4 5 6 8 10 12 14 16 18 20 22 25 28 32 36 40 45 50 56 63 70 80 90 100 110 125 140 160 180 200 220 250 280 320 360 400 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： aq = （3.2） 快进时： 快进快进 aq= smsmm/1043 . 6 /08 . 0 32 . 0 4 332 ）（ 385.8l/min 工进时： 工进工进 aq= smsmm/1048 . 0 /006 . 0 32 . 0 4 332 ）（ 28.8l/min 快退时： 快退快退 aq=smmm/03.0)22.0()32.0（ 4 22 76.2l/min (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/s，顶出缸内径为 200mm，活 14 塞杆直径为 140mm，代入公式（3.2），即： 顶出时： = 顶出顶出 aq=smm/02.0 2 ）2.0（ 4 37.8l/min 快退时： 快退快退 aq=smmm/05.0)14.0（）2.0（ 4 22 48l/min 3.1.2 缸筒的设计计算缸筒的设计计算 液压缸的壁厚由液压缸的强度条件来计算。 液压缸的壁厚一般是指缸筒结构中最薄处的厚度。从材料力学可知，承受内 压力的圆筒，其内应力分布规律因壁厚的不同而各异。一般计算时可分为薄壁圆 筒和厚壁圆筒。 液压缸的内径 d 与其壁厚的比值 d/10 的圆筒称为薄壁圆筒。起重运 输机械和工程机械的液压缸，一般用无缝钢管材料，大多属于薄壁圆筒结构，其 壁厚按薄壁圆筒公式计算： 圆筒公式计算： 2 d y p （3.3） 式中 液压缸壁厚（m）； d 液压缸内径（m）; y p 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：=100110mpa 。 由前面的分析可知，试验压力 y p =1.425.5mpa=35.7mpa，缸筒材料的许用 应力=100mpa。 按第四强度理论计算公式 3.2 可计算得： m mpa mmpa 052 . 0 1102 32 . 0 7 . 35 = 缸体外径的计算： d1d2 15 式中 d1缸体外径（m） 已知试验压力 y p =25mpa，缸筒材料的许用应力=100mpa，由缸体外径 计算公式可得。 d1 0.32m0.104m0.426m 在此按已取的壁厚计算得缸筒外径为 426mm。外径圆整为标准直径系列后， 取主缸缸体外径 d1430mm 3.1.3 缸盖厚度的确定缸盖厚度的确定 一般液压缸多为平底缸盖， 其有效厚度 t 按强度要求可用下面两式进行近似 计算。 21 无孔时 2 433.0 y p dt （3.4） 有孔时 )( dd d y p dt 02 2 2 433.0 （3.5） 式中 t 缸盖有效厚度（m）; 2 d缸盖止口内径（m）; d0缸盖孔的直径（m）。 下面以无孔时的情况进行估算， 并在最后增加适度的安全裕量即可满足液压 缸的设计需要。由缸盖厚度估算公式（3.4）估算得，有效厚度 t157mm。综合 前面缸筒的安全壁厚，这里取缸盖厚度为 t=160mm。 3.1.4 最最小导向长小导向长度的确定度的确定 当活塞杆全部外伸时，从活塞支撑面中点到缸盖滑动支撑面中点的距离 h 称为最小导向长度。 16如果导向长度过小，将使液压缸的初始挠度（间隙引起的 挠度） 增大， 影响液压缸的稳定性， 因此设计时必须保证有一定的最小导向长度。 如下图 3.1.4 所示标示： 16 活塞隔套 图 3.1.4 主缸导向长度简图 对一般的液压缸，最小导向长度 h 应符合下列公式所附在的范围之内： 220 dl h+ （3.6） 式中 l指液压缸的最大行程； d指液压缸的内径。 可知主缸的最大行程 h=700mm，液压缸内径 d=320mm 代入公式（3.6）中， 求主缸的最小导向长度。 即： mm mmmm h195 2 320 20 700 =+ 为了保证最小导向长度 h，不应过分增大 1 l 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（3.7） 求得，即： )( 2 1 1 blhc+= （3.7） 式中： b活塞的宽度，一般取 b=（0.61.0）d； 1 l 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 1 l =（0.61.0）d；当 d80mm 时，取 1 l =（0.61.0）d。 活塞宽度系数取 0.6，即活塞的宽度 b=0.6d=0.6320mm =192mm。圆整后取 活塞宽度 b=200mm。 17 3.1.5 液压缸工作行程的确定液压缸工作行程的确定 液压缸工作行程长度，可以根据执行机构实际工作的最大行程来确定，并参 照下表 3.1.5 中的系列尺寸来选取标准值。 22 表 3.1.5 液压缸活塞行程参数系列 25 50 80 100 125 160 200 250 320 400 500 630 800 1000 1250 1600 2000 2500 3200 4000 40 63 90 110 140 180 220 280 360 450 500 700 900 1100 1400 1800 2200 2800 3900 240 260 300 340 380 420 480 530 600 650 750 850 950 1050 1200 1300 1500 1700 1900 2100 2400 2600 3000 3800 由已知条件知道最大工作行程为 700mm，参考上表参数系列，取液压缸工作 行程为 700mm。 3.1.6 缸体长度的确定缸体长度的确定 液压缸缸体内部长度等于活塞的宽度加上活塞的行程。 缸体外形长度必须考 虑到两端端盖的厚度。总之，一般液压缸缸体长度不能大于内径的 2030 倍。 由上面所述，液压缸的缸体长度应满足 l(2030 )d =64009600mm； 由主缸行程为 700mm， 活塞宽度为 200mm,缸盖厚度为 160mm， 通过计算可知， 主缸的长度取 l =1285mm。 在这里综合液压缸缸体内部长度和端盖厚度，取液压缸缸体长度 l=1080mm。 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。 3.1.7 液压缸的结构设计液压缸的结构设计 液压缸主要尺寸确定以后，就进行各部分的结构设计。主要包括：液压缸缸 体与缸盖的连接结构、活塞杆与活塞的连接结构、活塞杆导向部分的结构、密封 装置、缓冲装置、排气装置、以及液压缸的安装连接结构等。由于工作条件的不 同，结构形式也各不相同，设计时根据具体情况进行选择。 (1) 缸体与缸盖的连接形式 缸体与缸盖常见连接方式有法兰连接式、半环连接式、螺纹连接式、拉杆连 18 接式、焊接式连接等。 各连接形式的特点及应用如下： 法兰式连接：结构简单，成本低廉，容易加工，便于装卸，强度较大，能够 承受高压；但是外形尺寸较大，常用于铸铁或铸钢制的缸筒上。 半环式连接：这种连接分为外半环连接和内半环连接两者形式。它们的缸筒 壁部由于开了环形槽而削弱了强度，为此有时要增加壁厚；它容易加工和装卸、 重量较轻，半环连接是一种应用较为普遍的连接结构，常用于无缝钢管和锻钢制 的缸筒上。 螺纹式连接：这种连接分为外螺纹连接和内螺纹连接两者形式。它的缸筒端 部结构复杂，外径加工必须要求同时保证内外径同心，装卸要使用专用工具，它 的外形尺寸和重量都比较小，结构紧凑，常常用于无缝钢管和锻钢制的缸筒上。 拉杆式连接：结构简单，工艺性好，通用性强，易于装拆，但是端盖的体积 和重量都非常大，拉杆在受力后容易拉伸变长，从而影响密封效果，仅适用于长 度不大的中低压缸。 焊接式连接：强度高，制造简单，但是焊接时容易引起缸筒的变形。 综合考虑本设计中缸筒材料为铸钢、系统压力低等因素，在此，缸体与缸盖 的连接形式选用螺纹连接式；见下图 3.1.7-1 所示。 图 3.1.7- 1 螺纹式连接 (2) 活塞杆与活塞的连接形式 活塞和活塞杆的结构形式有很多，常见的有一体式、卡环（键）式、锥销式 连接外、还有螺纹式连接和半环式连接等多种形式。半环式连接结构复杂，装卸 不便，但是工作可靠。活塞和活塞杆也有制成整体式结构的，但是它只能适应于 尺寸较小的场合。综合考虑，本设计中采用螺纹连接，如图 3.1.7-2 所示。 19 图 3.1.7- 2 螺纹式连接 (3) 活塞杆导向部分的结构 活塞杆导向部分的结构，包括活塞杆与端盖、导向套的结构，以及密封、防 尘和锁紧装置等。导向套的结果可以做成端盖整体式直接导向，也可以做成与端 盖分开的导向套导向结构。后者导向套磨损后便于更换，所以应用比较普遍。导 向套的位置可以安装于密封圈的内侧，也可以安装于密封圈的外侧。机床和工程 机械中一般采用装在内测的结构，有利于导向套的润滑；而压油机常采用装在外 测的结构，在高压下工作时，使得密封圈由足够的油压将唇边张开，以提高系统 的密封性能。 (4) 缓冲装置 液压缸带动质量较大的部件作快速往复运动时，由于运动部件具有很大的动 能，因此当活塞运动到液压缸终端时，会与端盖碰撞，而产生冲击和噪声。这种 机械冲击不仅引起液压缸的有关部分的损坏，而且会引起其它相关机械的损伤。 为了防止这种危害，保证安全，应采取缓冲措施，对液压缸运动速度进行控制。 当活塞移至端部，缓冲柱塞接近缸端的缓冲孔时，活塞与缸端就会形成封闭空 间， 该闭合空间中受挤的剩余油液只能从节流小孔或缓冲柱塞与孔槽之间的节流 环缝中挤出，从而造成背压迫使运动柱塞降速制动，实现缓冲。如图 3.1.7-3 所示。 20 图 3.1.7- 3 节流口可调式缓冲装置 (5) 排气装置 排气装置在液压缸中是十分必要的， 这是因为油液中混入的空气或者液压缸长 期不使用，外界侵入的空气都积聚在液压缸内的最高部位处，影响液压缸运动平 稳性，低速时引起爬行现象、启动时造成冲击、换向时降低精度等。 液压缸中的排气装置通常有两种形式：一种是在缸盖的最高部位处开排气孔， 用长管道接向远处排气；另外一种是在液压缸缸盖最高部位安装排气塞。两种排 气装置都是在液压缸排气时打开 （让它全行程往复移动多次） ， 排气完毕后关闭。 (6) 液压缸的安装结构 液压缸的后缸盖通过后法兰与外部其他结构连接， 液压缸的活塞杆头部通过半 环连接形式与液压机的压制上模具相连接。液压缸进、出油口，可以布置在端盖 或者缸体上。对于活塞杆固定的液压缸，液压缸进、出油口可以设在活塞杆的端 部。 液压缸进、 出油口得形式一般选用螺孔或者法兰连接。 现列出压力小于 16mpa 小型系列单杆液压缸螺孔连接油口得安装尺寸，见表 3.1.7-1。 表 3.1.7 单杠液压杆油口安装尺寸 缸体内经 进、出油口 缸体内经 进、出油口 25 m141.5 80 m271.5 32 m141.5 100 m271.5 40 m181.5 160 m331.5 50 m221.5 200 m421.5 63 m221.5 220 m601.5 综上所计算得，绘制装配图如图 3.1.7-4 所示: 21 图 3.1.7- 4 主缸装配图 1- 活塞杆 2- 导向套 3- 防尘塞 4- 斯特封组件 5- 导向套与缸筒之间的支承环 6- 支承环 7- 轴用y圈 8- 活塞 9- 缸筒 10- 缸盖 11- 放气阀 12- 螺栓 13- 螺母 14- 垫圈 15- 螺栓 16- 密封环 17- 活塞与缸筒之间的密封圈 18- 螺塞 19- 连接螺栓 3.1.8 液压机顶出缸设计液压机顶出缸设计 (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 ra0.40.8m；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。 (2) 顶出缸壁厚的确定 将 d=0.2m ；= 110mpa ； y p =1.312.5mpa=16.25mpa 代入公式（3.3） 中，即： m mpa mmpa 015 . 0 1102 2 . 025.16 = 将 d=0.2m ；取=0.02m 代入公式（3.3）， 即： d 外0.2m0.04m0.24m 外径圆整为标准直径系列后，取主缸缸体外径 d 外240mm。 22 (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（3.4）： 即： m mpa mpa t025 . 0 100 25.16 145433 . 0 取缸盖厚度 t=45mm。 (4) 顶出缸最小导向长度的确定 由表 3.1.5-1 可知顶出活