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锻液压机液压系统的设计,液压机,液压,系统,设计
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毕业设计（论文） 锻液压机液压系统的设计 专业名称：机械制造与自动化学生姓名：导师姓名： 焦作大学机电工程学院2013年 12 月 1锻液压机液压系统的设计Design of the hydraulic system of forging hydraulic press姓名： 专业：机械制造与自动化导师： 职称：教授论文提交日期：2013年 论文答辩日期机电工程学院 摘要液压机是一种用静压来加工金属、塑料、橡胶、粉末制品的机械，在许多工业部门得到了广泛的应用。液压传动系统的设计在现代机械的设计工作中占有重要的地位。 液体传动是以液体为工作介质进行能量传递和控制的一种传动系统。液压系统的设计师整个机器设计的一部分，它的任务是根据机器的用途、特点和要求，利用液压传动的基本原理，拟定出合理的液压系统图，再经过必要的计算来确定液压系统的参数，然后按照这些参数来选用液压元件的规格和进行系统的结构设计。液压机的制造与使用长长标志一个国家的的工业水平它不仅仅是重工业建设的工具而且也是国防工业中一种重要生产设备几年来随着我国制造业的飞速发展特备是基础装备制造业的蓬勃发展促进锻造这一传统基础工业进入了一个新的发展历程锻造液压机是其中重要的成型设备液体传动是以液体为工作介质进行能量传递和控制的一种传动系统。液压系统的设计师整个机器设计的一部分，它的任务是根据机器的用途、特点和要求，利用液压传动的基本原理，拟定出合理的液压系统图，再经过必要的计算来确定液压系统的参数，然后按照这些参数来选用液压元件的规格和进行系统的结构设计关键词：液压系统、液压传动、液压油缸、设计AbstractHydraulic machine is a mechanical pressure to the processing of metal, plastic, rubber, powder products, has been widely used in many industrial sectors. The design of hydraulic transmission system plays an important role in modern machinery design job.Part of the hydraulic system of the machine designers design, it is the task of the application of the machine, according to the characteristics and requirements, using the basic principle of hydraulic transmission, draw up reasonable hydraulic system diagram, then the necessary calculations to determine the parameters of hydraulic system, structure design and then according to these parameters to select hydraulic components of the specification and the system.Manufacturing of hydraulic machines and using long symbol of industry level of a country. It is not only the construction of heavy industrial tools but also an important production equipment in national defence industry in recent years with the rapid development of Chinas manufacturing industry especially rapid development of equipment manufacturing industry to promote the traditional basis of forging industry entered a new development of forging hydraulic press is one of the important forming equipmentThe liquid transmission is a transmission system using liquid as working medium for energy transmission and control. Part of the hydraulic system of the machine designers design, it is the task of the application of the machine, according to the characteristics and requirements, using the basic principle of hydraulic transmission, draw up reasonable hydraulic system diagram, then the necessary calculations to determine the parameters of hydraulic system, structure design and then according to these parameters to select hydraulic components of the specification and the systemKeywords: hydraulic system, hydraulic transmission, hydraulic cylinder, design69目录 目录摘要1第一章 绪论31.1 课题背景31.2 液压机发展现状31.2.1国外液压机发展现状41.2.1国内液压机发展现状4第二章 液压机概述72.1 液压机的形式72.2 液压机的分类82.3 液压机的特点82.4 液压机的工作原理92.5 液压机的主要参数11第三章 液压机液压系统的设计与计算153.1液压系统的设计步骤与要求153.2液压机液压系统的设计过程153.2.1 工况分析153.2.2 拟定液压系统原理图163.2.3 液压元件的选择计算173.2.4 验算液压系统的性能26第四章 液压缸设计324.1液压缸的结构概述324.1.1 液压缸的形式及用途324.1.2 液压缸的支承形式324.1.3 工作缸与活塞模具的连接形式334.2 液压缸的工作原理334.2.1 液压缸的工作原理344.2.2 液压缸的典型结构354.3 液压缸主要尺寸的确定364.3.1 液压缸工作压力的确定364.3.2 液压缸内径D和活塞杆直径的确定364.3.3 液压缸壁厚和外径的计算374.3.4 液压缸进出油口形式及大小的确定414.3.5 液压缸工作行程的确定414.3.6 缸底厚度的确定424.3.7 最小导向长度的确定434.3.8 强度校核444.4液压缸的结构设计524.4.1缸体和缸盖的连接形式554.4.2活塞杆和活塞的连接结构554.4.3活塞杆导向部分的结构554.4.4活塞及活塞杆处密封圈的选用564.4.5液压缸的缓冲装置574.4.6液压缸的安装结构574.4.7液压缸的主要零件和技术要求584.5液压缸的损坏及情况和原因分析604.6过滤器的选择62第五章 集成油路板的设计635.1液压油路板的结构设计63第六章 液压站的设计666.1液压油箱的设计666.1.1液压油箱有效容积的确定666.1.2液压油箱的外形尺寸676.2液压站的结构设计676.2.1液压泵的安装方式676.2.2电动机和液压泵的连接方式676.3液压结构设计的注意事项68第七章 结论69致谢1参考文献21绪论 1绪论1.1 课题背景 液压机是一种利用液体压力来传递能量，以实现各种压力加工工艺的机床。随着新工艺及新技术的应用，液压机在金属加工及非金属成型方面的应用越来越广泛，在机床行业中的占有份额正在大幅度攀升。概括的讲，锻造设备主要包括锻造液机、锻锤机械压力机、螺旋压力机和专用锻造设备。就目前情况看，我国除还没有安装现代化的用于成型空心功能件的高压涨形机等特殊的锻造设备外，几乎安装了所有类型的锻造设备，只是数量多少不一。但在众多的锻造设备中，大部分先进高效锻造设备都不是我国自己制造的，其中最通用的四大类设备的生产制造水平也落后于发达国家，在我国自行设计制造的锻造设备中，部分设备的技术和结构仍沿用20世纪70年代的结构缺少创新和改进缺少现代的技术和材料。这些设备的制造质量不稳定，特别是加工和装配质量远远低于发达国家。从产品的提供上看，我国制造的锻造设备还无法满足用户的需要尚未掌握锻造设备设计的实际技术开发设计能力较低。 因此我国急需一批从事液压机设计制造和设备维护等共组的工程技术人员。 1.2 液压机发展现状 液压机的发展方向和趋势：高速化高效化低能耗提高液压机的工作效率降低生产成本；机电液一体化充分合理利用机械和电子方面的先进技术促进整个液压系统的完善 ；自动化智能化微电子技术的高速发展为液压机的自动化和智能化提供了充分的条件自动化不仅仅体现的在加工应能够实现对系统的自动诊断和调整具有故障预处理的功能。液压元件集成化标准化集成的液压系统减少了管路连接有效地防止泄露和污染标准化的元件为机器的维修带来方便的趋势1.2.1国外液压机发展现状 液压机发展的历史只有一百多年。随着西方资本主义的发展，蒸汽机的出现，引起了工业生产的革命。现代化的大工业逐步代替了工场手工业，具有悠久历史的锻造工艺也逐步由手工锻造转变为机器锻造。十六世纪初，出现了第一批水力机器锤。1839年第一台蒸汽锤出现。此后，伴随着机器制造工业的迅速发展，锻件尺寸越来越大，锻锤已做到百吨以上（落下部分重量），既笨重，振动又大。1859-1861年在维也纳铁路工场就有了第一批用于金属加工的7000KN，10000KN和12000KN的液压机。1884年在英国曼彻斯特首先使用了锻造钢锭用的锻造水压机，它与锻锤相比具有很多优点，因此发展很快。在1887-1888年制造了一系列锻造水压机，其中包括一台40000KN的大型水压机。1893年建造了当时最大的120000KN锻造水压机。因而，大钢锭的锻造工作逐步由使用锻锤过度到使用水压机，大型自由锻锤逐渐被淘汰，目前只保留了5吨以下的中小型自由锻锤。十九世纪末，资本主义发展成为帝国主义，资本输出，向外扩张，争夺殖民地并瓜分世界成了帝国主义的主要内容。由于具备扩张的需要，锻造和模锻液压机有了迅速发展。1934年德国制造了70000KN模锻水压机，1938-1944年相继建造了三台150000KN锻造水压机和一台300000KN模锻水压机。第二次世界大战后，为了迅速发展航空工业，美国在1955年左右，先后制造了两台315000KN和两台700000KN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，挤压液压机等各种液压机方面又有了很多新的发展，自动量测和自动控制的新技术在液压机上得到了广泛应用，机械化和自动化程度有了很大的提高。1.2.2国内液压机行业的现状液压机是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，已成为工业生产中必不可少的设备之一。作为一种通用的无削成型加工设备，其工作原理是:利用液体的压力传递能量以完成各种压力加工的。由于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。如板材成型、管线型材、挤压粉末、冶金塑料及橡胶制品、成型胶合板压制打包、人造金刚石、耐火砖压制和炭极压制成型、轮轴压装校直等等。各种类型液压机的迅速发展有力地促进了各种工业的发展和进步，八十年代以来，随着微电子技术液压技术等的发展和普及应用液压机有了更进一步的发展。目前，国内拥有的大型液压机中要数二重集团公司的120MN 液压机生产能力最强。该机可锻钢锭为260t 镦粗最大直径可达 3000 3200mm ，是国内之最与其配套的加热炉有6 台，其中两台513m 台车式炉，每台装载600t 最高炉温1350 ，一台436m 台车式热处理炉，最大装载量为300500t 炉温最高达1000 ，是国内最长的热处理炉。此外，该公司的3115MN 压机可锻最大钢锭50t，镦粗最大直径 1700mm，与其配套的锻造加热炉共计4 台，每台最大装载量为230t 最高炉温1260。同时，随着人们生活水平的提高，金属压制和拉伸制品的需求逐年提高，对产品品种的需求也越来越多。另一方面产品的生产批量日益缩小，为与中小批量生产相适应需要能够快速调整的加工设备这使液压机成为理想的成型工艺设备。特别是当液压机系统实现具有对压力行程速度单独调整功能后，不仅能够实现对复杂工件以及不对称工件的加工，而且实现了极低的废品率，这种加工方式还适合于长行程难成型以及高强度的材料可变的动力组合，短的加工时间根据工件长度的简易的压力行程调整这与机械加工系统相比有其优越性。其工作特点一是动力传动为柔性传动不象机械加工设备一样动力传动系统复杂，这种驱动原理避免了机器过载的情况。二是液压机的拉伸过程中只有单一的直线驱动力，没有成角的驱动力这使加工系统有较长的生命期和高的工件成品率。液压机有单动、双动、三动三种基本的动作方式。在单动方式中，压头或滑板作为移动部件，单向移动完成压制过程。这种工作方式没有压边装置，单动压力机主要用于薄型工件成型中，适用于卷材和带型材料。双动型压力机有两个移动部件，滑板或冲头和模板。其工作过程是冲头或滑板自上而下拉伸，冲料模板充作固定压板在压制成型后模板能实现打料顶出功能，可根据材料和工件的特征参数来调整模板的压力。三动型压力机中，深拉伸滑块和压边滑块自上而下移动，由模板实现打料动作，但是模板也可以充作压边块来实现专门的成型操作。这种压力机也可以做双动机用，由于内滑板和压边块相关连，因此成型压力和压边力合成整个系统的总负载。在国内外液压机产品中按照控制系统液压机可分为三种类型：一种是以继电器为主控元件的传统型液压机；一种是采用可编程控制器控制的液压机；第三种是应用高级微处理器或工业控制计算机的高性能液压机。如美国MULTIPRESS、丹麦STENHQJ及加拿大的BROWN BOGGS等公司。正是因为采用这种先进的控制方式，使整机的控制性能生产效率都有很大提高。而与国外发展情况相比国内极少有采用工业控制机控制方式的产品，成熟的产品是采用可编程控制器 PLC 的控制方式三种类型功能各有差异应用范围也不尽相同。毕业设计 2液压机概述 2液压机概述2.1液压机的形式液压机按照机架结构形式分为：梁柱式、组合框架式、整体框架式、单臂式等；按照功能和用途可分为：手动液压机、锻造液压机、冲压液压机、一般用途液压机、校正包装液压机、层压液压机、挤压液压机、压制液压机、打包液压机、专用液压机10种类型。随着工业革命的进一步发展，经济发展对锻压设备提出了新的要求。如自动化生产高锻造次数和锻件厚度尺寸精确控制等，通过对自由锻造压机增加锻件尺寸控制增加辅机，由微机控制使压机与操作机进行联动来提高劳动生产率，减轻工人劳动强度。目前液压机的最大标称压力已达750MN，用于金属的模锻成型众多机型已采用CNC或工业PC机来进行控制，使产品的加工质量和生产率有了极大的提高。由于液压机的液压系统和整机结构方面已经比较成熟国内外液压机的发展主要体现在控制系统方面，微电子技术的飞速发展为改进液压机的性能提高稳定性加工效率等方面提供了可能。 作为液压机两大组成部分的主机和液压系统，由于技术发展趋于成熟，国内外机型无较大差距。主要差别在于加工工艺和安装方面，良好的工艺使机器在过滤冷却及防止冲击和振动方面有较明显改善，在油路结构设计方面，国内外液压机都趋向于集成化封闭式设计，插装阀叠加阀和复合化元件及系统在液压系统中得到较广泛的应用。国外已开始广泛采用封闭式循环油路设计，这种油路设计有效地防止泄油和污染，更重要的防止灰尘污物空气化学物质侵入系统，延长了机器的使用寿命。在安全性方面，国外某些采用微处理器控制的高性能液压机，利用软件进行故障的检测和维护。如BROWN BOGGS产品可实现负载检测自动模具保护以及错误诊断等功能。2.2液压机的分类液压机的类别代号为正楷大写“Y”，液压机下面有按用途分为10个组别。简单介绍一下。这10 个组别分别为手动液压机，锻造液压机，冲压液压机，一般用途液压机，校正，压装液压机，层压液压机，挤压液压机，压制液压机，打包，压快液压机，其他液压机。每种液压机下面还有相应的分类，具体这里不在一一介绍，如想详细了解，请参照锻压手册（中国机械工程学会锻压学会 编）第4页表1-1-1液压机的分类。2.3液压机的特点液压机与其他锻压设备相比具有以下特点：（1）基于液压传动的原理，执行元件（缸及柱塞或活塞）结构简单。结构上易于实现很大的作用力，较大的工作空间及较长的行程，因此适应性强，便于压制大型工件和较长较高的工件。（2）在行程的任何位置均可产生压力机额定的最大压力。可以在下转换点长时间保压，这对许多工艺是十分需要的。（3）可以用简单的方法（各种阀门）在一个工作循环中调压或限压，而不至超载，容易保护各种模具。（4）滑快（活动横梁）的总行程可以在一定范围内任意地无级地改变，滑快行程的下转换点可以根据压力或行程的位置来控制或改变。（5）滑快速度可在一定范围内进行调节，从而适应工艺过程对滑快速度的不同要求。用泵直接传动时，滑快速度的调节与压力及行程无关。（6）与锻锤相比，工作平稳，撞击，振动和噪声较小；对工人健康，厂房基础，周围环境及设备本身都有很大好处。液压机的缺点是：（1） 用泵直接传动时，安装功率比相应的机械压力机大。（2） 由于工作缸内升压及降压都需要一定的时间，阀的换向时间较长以及空程速度不够高，因此在快速性方面不如机械压力机，高速冲压自动机仍以机械压力机为主。近年来液压机在快速性方面已有不少改进。（3） 由于液体具有可压缩性，如卸载时瞬时释放能量，会引起振动（压机本体或系统），因此不太适合于冲裁，剪切等工艺。（4） 工作液体有一定的使用寿命，到一定时间应更换。2.4液压机工作原理液压机是根据帕斯卡原理制成，其总工作原理如图1-1-1所示。两个充满工作液体具有柱塞（活塞）的封闭容腔由管道相连通，当柱塞1上作用有力1时，液体压强为=11，1为柱塞1的横截面积。根据帕斯卡原理：在密闭的容器中液体压力在各个方向上完全相等，压强将传递到容腔内的每一个点，这样大柱塞2上将产生向上的作用力2，使工件3变形，且2121 （1-1-1）式中 2柱塞2的横截面积。 2.4-1 液压机的原理图 液压机一般由本体（主体）及液压系统两部分组成。最常见的液压机本体机构简述如下。它由上横梁，下横梁，四个立柱和16个内外螺母组成一个封闭的框架，框架承受全部工作载荷。工作缸固定在上横梁上，工作缸内装有工作柱塞，它与活动横梁相连，活动横梁以4根立柱为导向，在上下横梁之间往复运动，活动横梁上表面一般固定有上模，而下模则固定在下横梁的工作台上。当高压液体进入工作缸并作用于工作柱塞上时，产生了很大的作用力，推动柱塞，活动横梁及上模向下运动，使工件在上，下模之间产生朔性变形。回程缸固定在下横梁上，回程时，工作缸通低压液体，高压液体进入回程缸，推动回程柱塞及活动横梁向上运动，回到原始位置，完成一个工作循环。许多中小型液压机采用活塞式液压缸，当活塞缸的上腔和下腔交替通入高压液体时，可以相继实现工作行程和回程，而不需单独设置回程缸。液压机的液压系统包括各种高低压泵，高低压容器（油箱，充液罐，蓄势器等），阀门及相应的连接管道等。其传动方式分为泵直接传动和泵蓄势器传动两种。在泵直接传动时，泵供给的液体压强随工件变形阻力而变化，是不恒定的，活动横梁的行程速度取决于泵的供液量，而与工件变形阻力无关。泵-蓄势器传动时，泵和蓄势器供给液体的压强保持在蓄势器压强波动范围内，波动范围约为最高压强的10-15左右。工作行程的速度则随工件变形阻力的增加而减小。液压机的工作介质主要有两种，采用乳化液的一般称为水压机，采用油的称为油压机，两者统称为液压机。乳化液由2的乳化脂和98的软水搅拌而成，它应具有较好的防腐蚀和防锈性能，并有一定的润滑作用。乳化液价格便宜，不燃烧，不宜污染场地，故耗液量大的以及热加工用的液压机多采用乳化液作为工作介质。油压机中应用最广的是机械油，有时也采用透平油或其他类型的液压油，油在防腐蚀，防锈和润滑性能方面都比乳化液要好，油的黏度比较大，也容易封闭。因此，近年来，采用油为工作介质的越来越多，但是油易燃，成本高，易污染场地。液压机的工作循环一般包括停止充液行程工作行程和回程。 1 充液行程 操纵手把由停止移动到充液行程位置，分配器摇杆轴逆时针方向旋转回程缸，排水阀打开活动横梁考自重下降，回程缸中液体排入充液罐或水泵站的水箱。此时，工作缸内液体压力下降在工作缸和充液罐中液体压力差的作用下，充液阀自动打开，充液罐内的低压液体大量流入工作缸内实现动梁工程向下的充液流程。 动梁下行到上占接触工作时动梁运动停止，工作缸和充液罐中的液体压力消失，充液阀在弹簧作用下自动关闭。2工作流程充液行程结束后，充液阀应完全关闭回程刚仍通低压操纵手把移动到工作行程位置，摇杆轴继续做逆时针运动，工作缸进水阀打开高压液体经充液阀腔进入工作缸作用于活塞上，并通过动梁对工件进行压力加工，此时回程缸排水阀继续打开排液 。 3 回程 工作行程结束时，操纵手把被反向移动到回程位置，摇杆轴反向作顺时针方向转动工作缸进水阀打开，使回程缸和充液阀接力器通高压液体强迫打开充液阀，动梁在回程缸高压液体作用下向上运动迫使工作缸中大量液体排入充液罐或低压缓冲器 。 4 停止 操纵手把移动到停止位置，工作缸排水阀继续打开，工作缸通低压而此时回程缸进水阀和排水阀都关闭，液体被封闭在回程缸内，故动梁可停在操纵空间的任意位置。2.5液压机的主要参数液压机的基本参数是液压机的基本技术数据，是根据液压机的工艺用途及结构类型来确定的。它反映了液压机的工作能力及特点，也基本上决定了液压机的轮廓尺寸及本体总重。另外，基本参数也是用户选购时的主要数据。现以三梁四柱式液压机为例，介绍液压机的基本参数。1公称压力及其分级公称压力一般是液压机的主参数，它反映了液压机的主要工作能力。公称压力为液压机名义上能发出的最大工作压力，在数值上等于液体最大压强和工作柱塞总工作面积的乘积（取整数）。为了充分利用设备，满足工艺要求并节约高压液体，一般大中型液压机将公称压力分为两级或三级。泵直接传动的液压机不需从结构上进行压力分级。2最大净空距（开口高度）H最大净空距H是指活动横梁停在上限位置时从工作台上表面到活动横梁下表面的距离。最大净空距反映液压机在高度方向上工作空间的大小，它应根据模具（工具）及相应垫板的高度，工作行程大小以及放入坯料，取出工件所需空间大小等工艺因素来确定。最大净空距对液压机的总高，立柱长度，液压机本体稳定性以及安装厂房高度都有很大影响。因此应在满足工艺因素的前提下，尽量减小压机的高度，以降低其造价。3最大行程S最大行程S指活动横梁位于上限位置时，活动横梁的立柱导套下平面到立柱限程套上平面的距离，也即活动横梁所能移动的最大距离。最大行程应根据工件成形过程中所要求的最大工作行程来确定，它直接影响工作缸和回程缸及其柱塞的长度以及整个机身的高度。4.工作台尺寸（长宽）工作台一般固定在下横梁上，其上安放模具或工具，工作台尺寸指工作台面上可以利用的有效尺寸。工作台尺寸取决于模具（工具）的有效尺寸及工艺过程的安排。大中型锻造或厚板冲压液压机往往设置移动工作台，移动工作台的行程和推动缸的公称压力与更换模具的需要及工艺操作方式有关。除了工作台尺寸外，在有些四柱式液压机中，还采用立柱中心距这一参数。5回程力计算回程所需要的力量时，要考虑活动部分的重量，回程时工艺上所需要的力量（如拔摸力，提升剁刀等），工作缸排液阻力，各缸密封处摩擦力以及活动横梁导向处的摩擦力等。回程力由高压液体推动活塞缸下腔活塞环面积或单独设置的回程缸来实现。6活动横梁运动速度可分为工作行程速度，空程（充液行程）速度及回程速度。应根据不同的工艺要求来确定工作行程的速度，它的变化范围很大，并直接影响工件质量和对泵的功率要求。锻造液压机要求工作速度较高，可达50150mm/s，四柱万能及切边液压机的行程速度在10-15mm/s，而电极挤压液压机则仅为3mm/s左右。空程及回程的速度一般可以高一些，以提高生产率。但如速度太快，会在停止及换向时引起水击及振动。7允许最大偏心距在液压机进行的许多工艺过程中，往往有偏心载荷，偏心载荷在液压机的宽边及窄边都会发生。允许最大偏心距是指工件变形阻力接近公称压力时所能允许的最大偏心值。在选择液压机时，应根据工艺特点来考虑此偏心值。8顶出器公称压力及行程有些液压机（如模锻或冲压液压机）往往在下横梁中装有顶出器，以顶出工件或拉延时使用。顶出器的力量及行程完全有工艺过程要求来确定。对于各种不同工艺用途及不同结构形式的液压机，均有各自不同的基本参数。我国机械工业部门已制定出各种不同工艺用途的液压机型式与基本参数的部分标准。本次设计的主要参数本次液压机设计，我们参考了某厂生产的YA32-315四柱式万能液压机，其主要参数为：（1）公称压力 315t（3.087MN）（2）液体最大工作压力 25Mpa（3）回程压力 60t（4）工作台距地面高度 650mm（5）最大净空距 1250mm（6）活动横梁最大行程 800mm（7）顶出活塞最大行程 250mm（8）工作台有效面积 11601260mm（9）活动横梁行程速度 空载下形最大 80mm/s 工作时最大 8mm/s 回程最大 42mm/s（10）顶出活塞行程速度 顶出最大 65mm/s 退回最大 95mm/s（11）总功率 22.8Kw（12）全机重量 15t3液压机液压系统的设计与计算3.1 液压系统的设计步骤和要求液压系统是液压机械整机的重要的组成部分，必须能够提供主机所需的力及速度，并满足在控制方面的要求，因此，液压系统的设计与主机设计密不可分，一般情况下应同时进行，二者兼顾，才有可能取得理想的效果液压系统千差万别，种类繁多，对设计的要求也各不相同，这些具体的要求，通常以技术指标、经济指标的形式在设计说明书中量化出来。常见的技术指标如系统最大工作压力；输出的最大推力（转矩）；最大、最小速度（转速）；调速范围；速度刚度；起动制动及换向平稳性；密封性能；传递效率；外形尺寸、重量；工作环境温度等。常见的技术指标如系统机寿命，故障率及可靠性；制造成本；维修保养成本等。任何设计者中希望性能好而成本低，这两方面的要求在设计中常常是相互矛盾的。一般来说性能好成本就高一些。设计前应充分调查研究，比较现有同类系统的优劣，根据满足工艺及控制要求并留有一定的余地的原则，制定出合理的技术指标，并尽量做到结构简单，质量轻，成本低。由于液压系统的特殊性，设计依据和设计要求的多样性，决定了设计计算内容不会一成不变，设计步骤也不可能也是一个固定的模式。下面是给出的已明确给定后的参考设计步骤和主要设计内容：工况分析；确定系统总参数；拟定液压系统原理图；计算并选择液压元件；检验液压系统性能；液压装置结构设计；绘制工作图、编制技术文件。3.2液压机液压系统的设计过程3.2.1 工况分析 运动分析 液压机的工作循环一般包括停止，充液行程，工作行程及回程。当液压缸的上腔通有高压液体时，实现活动横梁空程向下的充液行程，直到上模接触工件时，液压缸上腔的压强减小，活动横梁减速，以减小振动和撞击。充液行程结束以后，从高压泵来的高压液体进入液压缸上腔并作用与柱塞上，通过活动横梁对工件进行压力加工。工作行程结束以后，上腔进水阀关闭，高压液体充入下腔，推动活动横梁向上运动，实现回程。当活动横梁上行到停止位置时，下腔进水阀关闭，活动横梁由封闭在下腔内的液体所支撑，可以停在行程中的任意位置。3.2.2 拟定液压系统原理图 基本回路的选择1) 调速回路调速方式一般有三种：节流调速，容积调速和容积节流调速。调速方式使用系统系统效率系统特性经济性节流调速小功率系统低用调速阀 好成本低容积调速大功率系统较高较好差，成本较高容积节流调速中等功率系统高较好较好，成本低（表3-1）从液压缸的工作工况分析看出，本设计系统属于中型功率系统，且对低速要求较高，为此采用调速阀进油路容积节流调速。为防止冲压时工作台前冲及增加运动平稳性，在油路上设背压阀。2）油路循环形式选择油路的循环形式主要取决于液压系统的调速方式。一般来说，节流调速和容积节流调速均采用开式油路系统，容积调速则采用闭式油路系统。本次设计中由于选用溶积节流调速，所以应采用开式油路系统。3)油源形式的选择油源形式主要依据系统压力，调速方式，系统效率，防止多缸干扰和经济性等条件决定。考虑到液压机的压力较大，若采用单个定量泵供油，则工作时溢流损失过大，系统效率必然下降，采用限压式变量泵或双泵供油比较合理。考虑双泵供油噪音小，寿命长，成本低，决定选用双泵供油方式。4）压力控制方式的选择压力控制方式的选择主要取决于液压系统的调速方式。在节流调速系统时，采用调压回路；在容积调速和容积节流调速系统中采用限压回路。本设计中由于采用容积节流调速，所以采用限压回路。5)速度换接回路由于快进时速度变化很大，为使速度转换平稳，为防止冲劲和振动，选用二位二通机动换向阀来实现快进和工进的转换。利用机动换向阀通断前后系统压力的变化控制顺序阀来切断差动回路，二位二通机动换向阀的通断有工作台上的撞块来控制。5)换向回路本设计的快退速度很大，为使换向平稳，采用电液换向阀换向回路，因为是差动快进，选用三位四通电液换向阀，以获得不同的回油方式。为防止换向失灵损坏设备，采用死档铁和压力继电器配合实现换向返回，同时增加单向阀6以提供快退时的回油通道。 液压系统合成将上面所选的基本回路组和起来，即可组成如图3-1所示系统。3.2.3液压元件选择计算1 计算液压缸的外负载液压缸的外负载包括工作负载，摩擦负载和惯性负载，由本次设计的给定的参数来看，选择液压缸的外负载为F=315t=3.087MN2 确定液压系统的工作压力系统的工作压力一般按机器设备的功率大小选择。小功率（15KW）的工作压力可选6.37.0MPa， 大功率可选7.031.5MPa，参考机械常用系统压力表29-8，结合国内同类液压机的使用情况，选取系统的工作压力（即液压缸的工作压力）为1=25MPa。3 计算液压缸的有效面积（1） 液压缸应具备的有效面积为： （3-1）式中 F液压缸外负载力 N；液压缸进出口压力差 Pa ； 图3.2-1 液压系统图 缸的工作腔压力 Pa ； 缸的背压力 Pa ； 液压缸的机械效率 ，一般取0.85-0.99 详细计算请参考第4章。（2） 液压缸的直径 （3-） 式中 A液压缸的面积 ；详见第4章液压缸的设计计算。4液压缸所需流量液压缸所需的流量计算公式为： /s 式中 A缸的有效面积 ； 缸或活塞最大移动速度 m/s ；所以 4 确定油泵的规格（1） 液压泵的工作压力 液压泵的工作压力 应满足以下条件： Pa ；式中 液压泵允许的最大压力 Pa ；进，出口油路中的总压力损失 Pa ，包括局部损失和沿程损失。对于流速不大，一般节流调速及管路简单的系统取0.2-0.5MPa ；对于高压大流量，油路有调速阀及管路复杂的系统取 0.5-1.5MPa 。 根据本次设计的内容，取=0.5 MPa 所以 （2） 液压泵的流量 液压泵的流量应满足以下条件： 式中 K系统漏损系数，一般取1.1-1.3 ； 同时动作的各液压执行器的最大总工作流量；取 K=1.1所以 （3） 液压泵的规格液压泵的规格一般根据工作压力和流量Q选取。根据所计算的工作压力和流量，查表选择：ZM9.5 型轴向柱塞泵，其各参数如下：表3-1 理论排量1.51额定工作压力21 MPa最高工作压力28 MPa额定转速150最高转速300输入功率11KW输出扭矩31.4 Nm变量方式自供油压，手动随动，定量5 确定泵的驱动功率N（1） 泵的驱动功率N为： W； 式中 泵的实际最大工作压力 Pa ； 泵的额定流量 ； 泵的总效率查表301 取 =0.81 则有 即泵的驱动功率为N=3821.6 W。（2） 选用电机型号及参数根据泵的驱动功率，选用电机型号为：J-42-6其基本参数为：转速 额定功率 6 控制阀的选择（1） 阀的规格阀的选择依据为：节流阀，调速阀按系统工作压力，最大流量和最小稳定流量来选 ；主溢流阀按系统工作压力和泵的最大流量来选；其他各种阀则按其所接入的回路所需最大流量和工作压力来选。（2） 阀的型式1） 节流阀按系统最大工作压力和最大流量来选取。由表325 选取 L型（联合型）可调节流阀，其最大工作压力为31.5MPa ，额定流量为33-13360 。2） 溢流阀按最大压力和泵的最大工作流量来选取。由表325 ，选取Y 型溢流阀（联合型），其最大压力为0.6-31.5MPa ，额定流量为33-33400 。3） 单向阀的选取由表325 ，选取DF型（揄次型），其压力为21-35 MPa ，额定流量为417-20000 。液控单向阀选为DFY型液压操纵单向阀，其最大工作压力为21MPa ，额定流量为417-66667 。液动换向阀选为 Y 型（联合型），其最大工作压力为31.5MPa ，额定流量为1667-33400 。背压阀选为 B型（广州型），其最大工作压力为6.3MPa ，额定流量为167-4172 。压力继电器选为 PF型（榆次型），其最大工作压力为0.7-21MPa 。溢流阀选为 YD型电磁溢流阀（联合型），其最大工作压力为0.6-31.5MPa ，额定流量为667-33340 。 各阀的选择见表3-2。表3.2-2 液压元件明细表序号元件名称最大流量型号规格额定流量额定压力/MPa额定压降/MPa1轴向柱塞泵30.56ZM9.524.73212单向阀30.56DF型4021-350.43三位五通电液阀61.1234DEYH16BT75320.34二位二通电磁阀4022H10B0.255调速阀进量0.62S2FRM61.531.50.61.26单向阀快进20.69AA10L4031.50.27液控单向阀61.12DF-B20A10031.50.28顺序阀60DZ6DP1-50/315M606031.59背压阀0.2B型106.30.210溢流阀24.73YD-B10K4031.50.211单向阀24.73A-Ha10L4031.50.212溢流阀5.83YF-B10K402613滤油器30.562N-H4020S4031.50.30.614压力继电器0.05PF型0.05218. 管件的选择 (1) 油管类型的选择：油管类型主要根据使用场合和系统的自身工作压力来选择。一般的选用原则是，中高压系统优先选用无缝钢管；装配不便的中低压系统可用其它铜管，有相对运动部件的联接采用橡胶软管。元件间连接管道的规格可根据元件接口处尺寸来决定，液压缸进、出油管的规格可按照输入、排出油液的最大流量进行计算。由于液压泵具体选定之后液压缸在各个阶段的进、出流量已与原定数值不同，所以应对液压缸进油和出油连接管路重新进行计算 油管内径计算：用通过油管的最大流量和油管内允许的最大流量和油管内允许的最大流速来确定油管内径。 式中 Q管内最大流量；V许用流速（通常吸油管道12m/s,一般取1m/s以下;对于压油管,36m/s,压力高,管道短或油黏度小的情况下取大值,反之取小值.）.对于回油管,1.52.5m/s.由以上计算知,油缸最大流量,取油在管道内的流速V=3m/s,则压油管内径为: 查表33-1，选择内径d=8mm的无缝钢管。(2) 压油管壁厚油管壁厚计算：根据油管的强度条件，管道壁厚为（3-3）式中管内最大压力 Pa； d管道内径 m； 油管材料许用应力 Pa;对于钢管,(-抗拉强度 Pa ;s-安全系数,当时,s=8;当时,s=6;当时,s=4)本设计中,取s=4, 对于钢管,所以 所以考虑与阀等件的联接,取为了方便起见,回油管和压油管选用相同,即选用同一个型号的管道. 因为采用油路板配置，内油路由油路板内的通道实现，只需根据液压阀连接油口尺寸决定钻孔直径。阀块与液压缸间的外油管根据最大流量计算如下： 取油液许用流速=3m/s,由式（4-2）有 查机械设计师 上册 手册选用内径为20mm外径为30mm的10号冷拔钢管，壁厚 为5mm。查设计手册，取10号钢许用应力为=50MPa，以溢流阀的调整压力作为油管的工作压力，则强度条件根据公式（3-3）有 =mm=4.32 (mm)因为=5mm4.32mm故强度足够。9. 油箱容积确定油箱的主要功能为储油和散热，通常根据散热的要求来确定由乡的容积。根据经验公式来确定: 推荐如下:低压系统： V=(24)； 中压系统： V=(57)； (3-4)高压系统： V=(612); 对于带冷却器的油箱，容积可适当减少。本系统为高压系统，据式（4-4）取油箱容积V为额定流量的6倍，则 10液压油的选择考虑到工作环境温度较高,选用LHM46液压油普通液压油。3.2.4 验算液压系统的性能液压系统的性能验算是一个很复杂的问题，仔细验算尚有困难，通常是采用简化的公式做一些近似估算并据此对液压系统做定性的评估。通常验算的项目如下：1 管路系统压力损失验算1） 液流的类型液流的类型与雷诺数有关，当时，液流为层流；当时，液流为紊流。这里是临界雷诺系数。 因为快退时，油管中油液的流量最大，故只需验算快退时的压力损失。 管内雷诺数计算雷诺系数计算如下 （3-5）式中 平均流速 m/s ； d管道内径 m ； v液体的运动黏度 ； 管内液压油的流速为 进油路流速 回油路流速 查新编液压工程手册上册 第57页 拟选用LHM46液压油，查出其运动粘度系数为进油路雷诺数为 回油路雷诺数为 因为 所以管内为层流。 沿层总压力损失计算 层流时的压力损失为（4-6） （3-6）取，进回油管长度皆为2m，油的密度，则沿程压力损失为：进油路 Pa=1.32 (Pa) 回油路 Pa=2.47 (Pa) 集成块内总压力损失 油路板内管路较短，可视为局部损失，很难准确计算。根据经验设进、出油路在油路板内压力损失相同，其估计值为 (MPa) 阀类元件局部损失快退时有关各阀的局部损失计算结果见表4-5。由图4-3可知，快退时进油路经过的路元件是单向阀、三位五通电液阀、溢流阀，回油路经过的元件为二位二通电液阀、单向阀、三位五通电液阀。由此可得进油路阀类元件局部总损失为 =（0.061+0.096+0.09）MPa=0.247 (MPa) 回油阀类元件总损失为 =（0.075+0.09）MPa=0.165 (MPa) 总压力损失的计算先根据选定的元件、回路、安装形式、及管接头等，划出液压回路的安装图。液压回路中的总压力损失可由式3-7求得。管路系统总的压力损失，是管路中所有沿程损失、局部损失、和液压阀的损失之和，即 （3-7） 进油路 =（0.0132+0.1+0.247） =0.3602 (MPa) 回油路 =（0.0247+0.1+0.165） =0.2897 (MPa) 进油路的工作压力小于估计值0.5MPa，回油路压力损失略大于0.5MPa，在允许范围之内，说明设计计算合理。 系统总效率验算 液压系统总效率定义为系统的输出功率（即执行元件输出总机械功率）与输入功率（即电机输出功率）之比 /P电机 （3-8） 在液压系统中，液压元件、管路都有泄漏和压力损失，而液压泵和执行元件（液压缸或液压马达）中除了泄漏和压力损失之外，还有机械摩擦，这些都产生能量损失，系统总的能量损失为管路系统、液压泵、执行元件三者能量损失之和。故系统的总效率可以写成 （3-9）式中 液压泵总效率（可在产品样本上查）；回路总效率；执行元件总效率（可以在产品样本上查出）。 反映了系统回路在传输液压能时的损耗，它应等于回路的输出总液压效率（即进入各执行元件的液压功率之和）与进入回路的总液压功率（即个液压泵输出液压功率之和）之比，即 （3-10）表3.2-3各工作阶段液压系统总效率工作阶段液压缸负载N液压缸速度液压缸输出功率KW电动机功率KW系统总功率快进10003.50.0580.7058.2工进2400000.050.22.8936.9回程10003.50.0580.3417本设计以液压缸为执行元件，故系统的总效率应等于液压缸输出机械效率与机械输出效率之比，由此可得各阶段系统总效率，如表3-3所示。从表可知系统总效率很低，但对小功率系统还是允许的。热平衡验算开始工作后液压系统各部分的能量损失最终转化成热能，式系统的油温升高当经过一段时间的运行系统达到热平衡后，油温才会稳下来。油温过高将会对液压系统正常工作产生有害影响，必须使热平衡后的系统温度低于允许值。由于影响热平衡的因素复杂，一般认为，管路系统发热和散热基本平衡不作计算，而对油箱的散热进行估算，即假定系统产生的全部热能都是从油箱散发出去的。a 液压系统发热计算系统发热一般由下式计算H =P电机（1） （3-11） 若系统在一个工作循环内各阶段效率相差较大时，系统发热量应为在一个工作循环中平均发热量，即 H =P电机 (3-12)式中 P电机第i个阶段电机功率（KW）； T循环周期（）；第个阶段的系统总效率；第个阶段的持续时间（）。b 系统散热量计算假定全部热量由油箱发射 (3-13)式中 K油箱散热系数（其值可以查阅有关设计手册）；热平衡时的温度；环境温度（）；有效散热面积。如果油箱三个边长的比例在1:1:11:2:3之间，且油面高度为油箱高度的80%,则其散热面积近似为A0.065（）(3-14)式中V油箱散热容积（L）。c 热平衡验算当系统达到热平衡时，应有H即HKA由此解出系统热平衡温度 (3-15) 系统温升为 (3-16) 热平衡条件是或 (3-17)式中许用温度；许用温升。和的数值随主机类型和应用场合的不同而变化，其值可参考有关设计规范或设计手册。若计算结果超出允许的范围，有如下三个途径加以解决：采用冷却装置；增加油箱面积；改进液压系统提高总效率。应视具体情况采用最合适的方法。本设计由于在整个工作行程中工进时间占到了总周期时间的99%，且此时效率最低，故发热主要是工进阶段造成的，按工进状况验算系统的热平衡。根据表3-3，工进时的总功率为H（2893200）W2693（W）已选定油箱为0.054，由油箱的近似散热面积为A0.0650.0652.03（）查机械设计手册第二版第435853页，假定通风良好，取油箱散热系数为K110W（）由式414有设系统环境温度为25，则热平衡温度为因为，故热平衡满足要求。4液压缸设计液压缸是液压传动系统中应用最广泛的执行元件，它的作用在于把液体压力能转换为机械力。实现往复直线运动或摇摆运动输出力或扭矩。其作用方式可分为单作用式和双作用式两种，即压力油只是通向液压缸的一腔，而反方向运动必须依靠外力来实现，如复位弹簧自重或其他外部作用双作用式液压缸，在两个方向上的运动都由油压力来推动实现实现双向运动。高压液体进入缸后，作用于活塞上及格过活动横梁将力传到工件上，使工件产生塑料变形，它是液压机的主要部件之一 。4.1 液压缸的结构概述4.1.1液压缸的形式及用途液压缸部件通常可以分为柱塞式，活塞式和差动柱赛式三种。一般根据液压机总体机构，缸的总压力大小及工作条件的要求来选定。柱塞式液压缸： 此结构在 水压机中应用最多，广泛用于工作缸，回程缸，工作台移动缸及平衡缸等处。它结构简单，制造容易，但只能单方向作用，反向运动则需用回程缸来实现。活塞式液压缸： 活塞在运动的两个方向上都要求密封，因此缸的内表面在全长上均需加工，精度及光洁度要求较高，结构比较复杂，故在水压机中应用不多，仅在顶出缸和其他辅助机构中采用，但中小型油压机上应用很普遍。差动式液压缸： 多用于回程缸，该种结构多一处密封，但当回程缸装于上横梁时，与活动横梁的连接比较简单。4.1.2液压缸的支承形式法蓝支承： 液压缸以法蓝支承并安装在横梁内，由缸外壁的两个环行面积与横梁相配合，配合等级为。缸内进入高压液体时，通过法蓝与横梁的接触面将反作用力传给横梁。液压缸本身则靠法蓝上的一圈螺钉固定在横梁上。这种结构的缺点是缸壁法蓝过度区存在应力集中，易于疲劳损坏。在有的液压机中，缸的法蓝欠入横梁内，采用压环固定，这样可避免在法蓝上开螺钉孔，并减小法蓝外径。缸底支承： 液压缸直接靠缸底固定在横梁上。这种缸不需要法蓝，消除了法蓝区的应力集中，并可减小缸底毛坯尺寸。缺点是压机告诉有较大增加，缸底与横梁的接触情况不易测量。目前这种支承形式在大型模锻液压机上使用较多。4.1.3工作缸与活动横梁的连接型式 工作缸柱塞与活动横梁的连接方式有三种，即刚性连接，球面支撑连接和双球面中间杆连接。刚性连接： 柱塞下端插入活动横梁内。在偏心加载时，柱塞跟随活动横梁一起倾斜，将动梁所受偏心力矩的一部分传给工作缸导向钢套上，使导向钢套承受侧向水平推力或一对力偶，从而加剧导向钢套及密封的磨损。球面支承连接： 柱塞支承于活动横梁的球面座上，球面座一般做成凸球形，在水平方向可以稍有移动。当偏心铸造时，活动横梁在偏心力矩作用下倾斜，此时，如果球面处润滑良好，球面副可相对滑动，则柱塞只传递轴向压力及摩擦力矩，柱塞仍然保持垂直，因此侧推力将大大减小，改善了柱塞导套及密封的磨损情况。双球面中间杆连接： 这种连接型式多用于大型液压机，中间杆的两端均为球面，支撑于上下球座之间，柱塞通过中间杆传递压力。中间杆与柱塞之间有间隙，当液压机受偏心载荷时，中间杆能在球面座中转动，使柱塞保持垂直，因此作用在密封上的侧推力最小，密封寿命长，但结构比较复杂，造价高，柱塞直径过小时不易采用。使用时球面必须保持良好的润滑，特别是上球面。4.2 液压缸的工作原理单作用液压缸在各类机械设备、液压升降机、自卸货车和叉车中常用。双作用液压缸中的单活塞液压缸广泛应用于工程机械和升降机等机械中。伸缩套筒式液压缸多用于汽车起重机、自卸汽车和升降机等机械中。4.2.1 液压缸的工作原理下面以双作用单活塞液压缸为例分析液压缸的工作原理。图4-1为其工作原理简图。液压缸作为执行元件实际上是一种能量转换装置。液压缸将输入液体的压力能转换成活塞直线移动的机械能予以输出。所谓输入的液压能包括输入液体所具有的流量能Q和压力能P，输出的机械能是指活塞移动时所具有的速度V和牵引力F。所有这些参数都是靠工作容积的变化来实现的，所以说液压缸是一种容积式的执行元件。 速度和流量的关系液压缸是靠输入压力油推动活塞工作，而获得的有效作用面积一般是固定不变的。因此液压缸的运动速度取决于实际输入液体的流量。活塞移动速度和流量的关系为 Q=A (4-1) 或 (4-2) 式中:A活塞的有效工作面积，。图4.2-1液压缸工作原理图当液压缸的上油腔进油时，活塞（或刚体）的运动速度为为 （4-3）当液压缸下油腔进油时，活塞（或缸体）运动速度为 （4-4）式中：D、d恩别为液压缸内径、活塞杆外径，m。 从上述公式中可以看出，由于液压缸有效工作面积是不变的，因此速度的调解只能采用改变输入流量的方法来实现。 牵引力和压力的关系 液压缸的牵引力有工作液体的压力作用在液压缸的有效面积上产生的，用以克服负载实现机构的往复运动。根据容积式液压缸的工作原理，压力取决于负载，压力的最大值是由系统的溢流阀按设计要求预先调定的。所以液压缸克服负载的最大能力由系统的调定压力限定。对于图4-1所示的液压缸，当压力油进入上腔时牵引力 （N） (4-5)压力油进入下腔时，牵引力为 （N） (4-6)式中： 、分别为液压缸在压力一定的情况下，由于两腔有效工作面积不等，所以往复的牵引力也不相同。4.2.2 液压缸的典型结构 从结构上分析液压缸一般分为柱塞式液压缸、活塞式液压缸、伸缩套筒式液压缸和摆动液压缸从作用方式上分析可以把液压缸分为单作用和双作用液压缸。本次设计我们根据工况情况我们选双作用活塞式液压缸。4.3 液压缸主要尺寸的确定4.3.1 液压缸工作压力的确定液压缸工作压力主要根据液压设备的类型来确定，对于不同用途的液压设备由于工作条件不同，通常采用的压力范围也不同。设计时，可以用类比法来确定。表4.3-1列出的数据，可供选定工作压力时参考设备类型机床农业机械或中型工程机械液压机、重型机械、七章运输机械磨床组合机床龙门刨床拉床工作压力0.82.03-52-88-1010-1620-32表4.3-1液压缸工作压力4.3.2 液压缸内径D和活塞杆直径d的确定以单活塞杆液压缸为例来说明其计算过程。由图4-2 可知 （4-7）式中 液压缸工作压力，初算时可取系统工作压力; 液压缸回油腔背压力，初算时无法准确计算，可先根据表4-2估计；活塞杆直径与液压缸内径之比，可按表4-3选择； F 工作循环中最大的外负载； 液压缸密封处摩擦力，它的精确值不易求得，常用液压缸的机械效率进行估算。F+ (4-8)式中 液压缸的机械效率，一般=0.90.97 将代入式（57），可求得D为 D= (4-9) 4.3-2 单活塞杆液压缸计算示意图表4.3-2 执行元件背压的估计值系 统 类 型背压 P2(MPa)中、低压系统08MPa简单的系统和一般轻载的节流调速系统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0.51.5中高压系统816MPa通上比中低压系统高50%100%高压系统832MPa如锻压机械等初算时背压可以忽略不计活塞杆直径可由d/D值算得，由计算所得的D和d分别按表4-3与表4-4圆整到相近的标准直径，以便采用标准的密封元件。其中F=3.087MN=3087KN我们取液压缸的工作压强为25MPa压力在1632MPa之间根据表4-2我们选的系统属于中压系统初算时背压可以不考虑。取=0.95,根据表4-3取d/D=0.7代入式（4-9）中有 D= =196.6 (mm) 有表4-4圆整后取 D=200 mm表4.3-3 液压缸内径D与活塞杆直径d的关按机床类型选择d/D按液压缸工作压力选d/D机床类型d/D工作压力P(MPa)d/D磨床、珩磨及研磨0.20.320.20.3插床、拉床、刨床0.5250.50.58钻、镗、车、洗床0.7570.620.7070.7 所以我们取D=200mm根据表4-3中取d/D=0.7得d=200=140 (mm) 由表4-5圆整后取 d=140mm截流腔的有效工作面积为 =0.016 对选定后的液压缸内径D，必须进行最小稳定速度的验算。要保证液压缸节流腔的有效工作面A，必须大于保证最小稳定速度的最小有效面积，即A。 = （4-10）式中 流量阀的最小稳定流量，一般从选定流量阀的产品样本中查得； 液压缸的最低速度，由设计要求给定为0.05m/s。查调速阀2FRM6最小稳定流量为0.025L/min由式4-10得 = ()由于液压缸节流腔的有效工作面积A大于计算所得的最小有效面积则说明液压缸能保证最小稳定速度，满足速度稳定的要求。 表4.3-4 液压缸内径尺寸系列（GB234880） (mm)810121620253240506380(90)100(110)125(140)160(180)200(220)250320400500630注：括号内数值为非优先选用值。表4.3-5 活塞杆直径系列（GB234880） （mm）160180200220250280320360400456810121416182022252832364045505663708090100110125140 4.3.3液压缸壁厚和外经的计算液压缸的厚度由液压缸的强度条件来确定。液压缸的壁厚一般指钢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。一般计算时可分薄壁圆筒和厚壁圆筒。液压缸的内径D与其壁厚的比值D/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 （4-11）式中液压缸壁厚 液压缸内径试验压力，通常按下列原则来取：当额定压力时，；当额定压力 时，钢筒材料的许用应力。其值为：锻钢：=110120MPa; 铸钢：=110120MPa;无缝钢管：=100110MPa ；高强度铸铁：=60；灰铸铁：=25MPa。 对于D/10时，应用材料力学中的厚壁圆筒的计算公式进行壁厚的计算 （4-12）符号意义与前相同。 本设计首先采用公式4-11计算其中=1.2525=31.25 MPa无缝钢管材料=105代入式（4-11）得 验证：D/=200/29.76=6.7210 所以缸体属于厚壁，用公式4-12进行计算有 验证：D/=200/35.10=5.69810 符合要求。液压缸壁厚算出以后，参照机械设计师上册手册选出表2-7中热轧结构用无缝钢管，输送流体用无缝钢管(GB/T8162-1987、GB/T8163-1987)中外径为168mm壁厚在3.5（24）范围内的21.5mm.缸体的外径为为= 式中 D缸内径； 壁厚。 所以 = 4.3.4液压缸进、出油口形式及大小的确定 表4.3-6 单杆液压缸油口安装尺寸（ISO8138） (mm)缸体内径D进出油口缸体内径D进、出油口25M141.580M27232M141.5100M27240M181.5125M27250M221.5160M33263M221.5200M422液压缸进、出油口，可布置在端盖和缸体上。对于活塞杆固定的液压缸，金、出油口可设在活塞杆端部。如液压缸无专用的排气装置，进、出油口可设在液压缸的最高处，以便于空气能首先从液压缸排出。进出油口的形式一般选用螺孔和法兰连接。从表4-6选出标准油口M422。4.3.5 液压缸工作形程的确定液压缸工作形成的确定可以根据执行机构实际工作的最大形成来确定，并参照表4-7种的系列尺寸来选择标准值。由参数给出的本次设计的活塞缸的最大行程即为顶出活塞的最大行程为250mm。 4.3.6 缸底厚度的确定一般液压缸多为平底缸盖如图4-3所示,其有效厚度h可按强度要求可用下面两式进行近似计算。表4.3-7液压缸活塞行程参数系列（GB2349-80） (mm)2550801002516020025032040050063080010001250160020002500320040004063901101401802202803604505507009001101400180022002800390024026030034038042048053060065075085095010501200130015001700190021002400260030003800注: 液压缸活塞行程参数依次、次序优先选用。图4.3-8有孔缸底无孔时 （4-13） 有孔时 （4-14）式中 缸盖有效厚度（m）;缸盖止口内经（m）;缸盖油孔的直径（m）;系统工作行程中最大工作压力（MPa）;本设计选有孔时计算，从前面知道=200mm，从表4-6选出标准油口 M422。=42mm。=105,=31.25 MPa 。把上面数据代入式4-14得 4.3.7 最小导向长度的确定当活塞杆全部外伸时从活塞支撑面中点到缸盖活动支撑面中点的距离H称为最小导向长度(图4-3)。如果导向长度过小，将是液压缸的初始挠度（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。对一般的液压缸最小导向长度H应满足以下要求 (4-15)式中 L液压缸的最大行程； D液压缸的内径;活塞的宽度B一般取（0.61.0）D；B=0.8200=160(mm)缸盖滑动支撑的长度，根据液压缸的内径D而定；当D80mm时，取=（0.61.0）D；当D80mm时，取=（0.61.0）d。 =0.8140=112(mm)为保证最小导向长度H,若过分增大和B都是不适的。必要时可在缸盖与活塞之间增加一隔套K；来增加H的长度的值。本设计不考虑K取K=0。图4.3-9液压缸的导向长度 =112.5（mm）4.3.8 强度校核液压缸的缸筒壁厚、活塞杆直径d和缸盖处固定螺栓的直径，在高压系统中必须进行强度校核。 活塞杆的强度校核液压缸筒壁厚胶合分为薄壁和厚壁校核两种情况。D/ =200/21.510时可按公式计算。 （4-16）式中 液压缸壁厚;液压缸内径;试验压力，一般取最大工作压力的（1.251.5）倍（MPa）；钢筒材料的许用应力。其值为：锻钢：=110120MPa; 铸钢：=110120MPa;无缝钢管：=100110MPa ；高强度铸铁：=60；灰铸铁：=25MPa。 其中=21.5mm 为缸筒壁厚最小，符合要求。 活塞杆直径校核活塞杆直径d的校核按下式进行 d (4-17)式中 F活塞杆上的作用力； 活塞杆的抗拉强度； 活塞杆材料的许用应力，=/1.4。查袖珍机械设计师手册第2版 第114页=600 MPa，F=240KN。 前面给出d=140mm，所以满足要求。 液压缸盖固定螺栓校核液压缸缸盖固定螺栓在工作过程中同时承受拉应力和扭应力，液压缸盖用4个螺栓固定联接。螺栓的选择设计参照 机械设计工程学（）中国矿业大学出版社中第46页。 螺栓的材料性能等级螺栓材料 45 号钢 性能等级 查表4-8选6.8级 螺杆的受力分析计算缸盖最大压力P=3087KN螺栓的工作拉力由式 F=P/Z Z为螺栓个数，得F=P/Z=3087000/4=771.75 (KN) 残余预紧力查表4-9选=1.6F=1.6771.5KN=1234.8 (KN)螺栓总拉力=771.75KN+1234.8KN=2006.55KN相对刚度系数查表4-10选=0.25螺栓所需预紧力 =2006550-7717500.25 =1813 (KN) 初定螺栓直径初选安全系数查表4-11取S=2许用拉应力=480/2=240(N/)所需螺栓小径 =表4.3-10螺栓、螺钉、螺柱性能等级及推荐材料性能等级(标记)3.64.64.85.65.86.88.89.810.912.9抗拉强度极限33040042050052060080090010001220屈服极限1902403403004204806407209401100最小硬度/HBS90109113134140181232269312365注：性能等级（标记）代号中，“ ”前数字表式 的1/100；后“ ”数字表示的10倍。 表 4.3-11残余预紧力推荐值连接情况强固联接紧密联接地角螺栓联接工作拉力无变化工作拉力有变化残余预紧力（0.20.6）F(0.61.0)F(1.51.8)FF表 4.3-12螺栓的相对刚度系数被连接钢板间垫片材料金属（或无垫片）皮革钢皮石棉橡胶0.20.30.70.80.9表 4.3-13螺栓的安全系数S、安全系数载荷性质S 、变载荷紧联接S=1.24=1.543.55.0钢1.6铸铁2.63松联接表4.3-14螺纹有效应力集中系数材料的 N/40060080010003.03.94.85.2查机械设计标准应用手册 第11-142页 根据具体工作情况选定等长双头螺柱 C级 （GB 95388） 螺柱 GB 953 M36550 螺柱疲劳强度校核螺柱尺寸系数 查表4-12 =0.65螺栓材料的疲劳极限 =0.34=0.34600=204N/应力幅安全系数 查表4-11 =3应力集中系数 查表 4-12 =3.9螺栓许用应力幅 =11.33 （N/）螺栓应力幅 =8.89 N/=11.33 N/结果满足疲劳强度要求. 确定缸体端盖螺栓上的螺母并对其进行校核查机械设计标准应用手册第11149页选择六角薄螺母细牙A 级螺母6173M36对螺纹强度进行校核查机械工程手册第二版 第428页有公式式中F最大轴向载荷（N）螺纹牙根的宽度（）螺纹牙根的宽度（螺距），值：普通螺纹0.87，梯形螺纹0.65，锯齿螺纹0.74，矩形螺纹0.5。内外螺纹材料相同时，只校核外螺纹牙的强度。螺纹牙的工作高度（）旋合圈数考虑螺纹各圈载荷不均的系数，查表513许用应力（MPa） = Z 1.46 由于m=18mm1.463=4.38所以此螺母满足要求 底面脚架螺栓校核 螺栓材料 45号钢性能等级 查表4-8选6.8级 螺栓受力分析计算采用4个螺栓固定联接螺栓所受最大剪应力P=3087KN，拉断力相对于剪力很小可以不考虑螺栓工作剪应力 =3087/4=771.75 （KN）许用应力和许用安全系数 螺柱的许用应力为屈服极限安全系数之比 确定螺栓直径选安全系数 查表4-11 取S=4.5许用拉应力 =480/4.5=106.67(N/)所需螺栓小径 = =48（mm）查机械设计标准应用手册 第11-116页 根据底脚厚度和工作台的厚度选用六角头螺栓C级六角头螺栓 标记为：螺栓GB5781M30120 确定与地面脚架螺栓相配的螺母查机械设计标准手册 第11-150页选择六角薄螺母细牙A 级螺母GB 6173M302对螺纹强度进行校核查机械工程手册第二版 第428页有公式式中F最大轴向载荷（N）螺纹牙根的宽度（）螺纹牙根的宽度（螺距），值：普通螺纹0.87，梯形螺纹0.65，锯齿螺纹0.74，矩形螺纹0.5。内外螺纹材料相同时，只校核外螺纹牙的强度。螺纹牙的工作高度（）旋合圈数考虑螺纹各圈载荷不均的系数，查表413许用应力（MPa） = Z Z Z0.006所选螺母厚度m=150.062=0.12所以满足要求。 活塞杆处螺母螺纹的校核根据本设计初定的具体方案本，设计选择活塞杆部用于固定活塞的螺母查机械设计标准手册 第11-150页,选择六角薄螺母细牙A 级螺母GB 6173483对螺纹强度进行校核查机械工程手册第二版 第428页有公式式中F最大轴向载荷（N）螺纹牙根的宽度（）螺纹牙根的宽度（螺距），值：普通螺纹0.87，梯形螺纹0.65，锯齿螺纹0.74，矩形螺纹0.5。内外螺纹材料相同时，只校核外螺纹牙的强度。螺纹牙的工作高度（）旋合圈数考虑螺纹各圈载荷不均的系数，查表413许用应力（MPa） = Z Z2.82表4.3-15 螺纹的载荷不均系数材料外螺纹内螺纹钢钢910160.56钢铝合金89160.75所选螺母厚度m=202.823=8.46所以满足要求。根据活塞作往复运动采用双螺母拧紧，并不采用垫圈（D56mm是没有标准弹簧垫圈选用而且由于我们设计中双螺母受很小的力所以两个螺母足够要求）。 活塞杆稳定性校核由于初选液压缸长度L10d，不容易发生失稳和纵向弯曲状态，没必要对活塞杆进行稳定性校核。4.4液压缸的结构设计液压缸的主要尺寸确定以后，就进行各部分的结构设计。主要包括：缸体和缸盖的连接结构、活塞杆活塞的连接结构、活塞杆导向部分的结构、密封装置、缓冲装置、排气装置、及液压缸的安装连接结构等。由于工作条件不同，结构形式也各不相同。设计时根据具体情况进行选择。4.4.1 缸体和缸盖的连接形式缸盖的技术要求:1）缸盖直径同导向套孔径和 端头外密封圈外径孔的同轴度公差为0.03mm。2）端面与直径孔的轴线垂直度公差按7级精度选择。 图4.4-1缸头结构示意图3）导向孔表面粗糙度为1.25。缸盖的材料 缸盖材料的选择,缸盖在结构上不但要解决与缸体的连接和密封，还要考虑到对活塞杆的导向、 密封和防尘等问题。缸盖的材料可参照缸体材料，缸体本身又是活塞杆的导向套时最好选用铸铁。缸体和缸盖的连接形式缸体端部与缸盖的连接形式与工作压力、缸体材料及工作条件有关。缸底与缸盖的连接形式主要有法兰连接、螺纹连接、外半环连接和内半环连接。其优缺点如表413根据具体情况，结合表4.42和本设计特点本设计采用法兰连接，缸头的形式和缸底的形式，如图4.4-3缸底的连接形式。缸盖厚度的确定液压缸头上有活塞杆导向孔，因此其厚度的计算方法与缸底的计算方法有所不同，根据初步设计方案的选择本设计根据机械设计手册第二版第3232页整体螺纹联接法兰式缸头计算方法来计算。简单结构形式如图45所示。表4.42缸体与缸盖连接优缺点比较法兰连接螺纹连接外半环连接内半环连接优点缺点优点缺点优点缺点优点缺点结构简单、成本低、容易加工、便于拆卸、强度较大、能承受高压径向尺寸、较大、刚体为钢管时用拉杆时重量较大、钢管焊上法兰、工艺较复杂外形尺寸小、重量轻端部结构复杂、工艺要求较高、装拆时需要专用工具、拧端盖时易损坏密封圈结构简单、加工装配方便外形尺寸大、钢筒开槽，消弱了强度，需增加钢筒壁厚外形尺寸较小结构紧凑，重量较轻刚体开槽消弱了强度、端部进入缸体较长，安装时密封圈时易被槽口擦伤 (4-18) 式中 D法兰外径为332（mm）； 缸体内径200（mm）； 螺栓孔直径39（mm）； h法兰厚度（mm）； F 法兰受力总和（N）； F= (4-19)式中 d缸体内径200(mm)；缸体外径243（mm）；p系统工作压力20.5（Pa）； q附加密封力取机械设计工程学第39页螺栓预紧力碳素钢（0.60.75），=315MPa。有=0.65315=204.75MPa =3705421.959 (N) 螺纹孔分布直径154(mm）； 法兰材料的许用应力490(MPa)；把上述各值代入式4-18中有=4.150(mm)式4-18是根据理论公式进行的计算但由于考虑到实际的情况我们对于螺栓中心线到凸缘边远距离和到内侧的距离根据下表考虑. 图4.4-3缸底的简化结构和尺寸形式 底脚尺寸的确定本设计在前面端盖设计部分两端盖联接处选择时选择的是M36双头螺柱。根据联接方便和好定位加工时节约时间我们选缸头和缸底相同的厚度和宽度 对于根据表4-15选择，选择=46mm,=39mm沉头孔直径为71mm.端盖底板螺座的尺寸的选择根据螺栓到凸台边缘处的距离距离进行选择取H=39mm如图4-7底脚结构示意图所示。图4.4-4底脚结构示意图图4.4-5活塞结构示意图4.4.2 活塞杆和活塞的连接结构活塞杆和活塞有几种常用的连接形式。分整体式和组合式结构。组合式结构分螺纹连接、半环连接和推销连接。我们采用螺纹连接形式。其特点是结构简单，在振动的情况下容易松动，必须有锁紧装置，应用较多，如组合结合机床和工程机械上的液压缸。本设计解决容易松动的办法是采用双螺母固定。其结构如图4-9所示。图4.4-6双螺母联接4.4.3 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。导向套结构可以做成端部整体式直接导向，也可以做成与端部分开的导向套结构。后者导向套磨损后可以便于更换，所以应用较普遍。导向套可以安装在密封圈的内侧，也可以安装在外侧。机床和工程机械一般采用安装在内侧的结构，有利于导向套的润滑；而油压机采用装在外侧的机构，在高压下工作时，使密封圈有足够的油压将唇边张开，以提高密封性能。活塞杆处的密封形式有O形、V形、Y形和形的密封圈。为了清除活塞杆处外漏部分的沾附的灰尘，保证油液清洁和减少磨损，在端盖外侧增加防尘圈。常用的有无骨架防尘圈和J形结构防尘圈，也可用毛毡圈防尘。本设计采用的是导向套与端盖整体式导向，由于把油口放在端盖上面，所以设计中采用的是导向部分设计在端盖外侧，如图4-5所示。活塞杆处与端盖之间的密封圈分为两种：图4-5中密封圈1采用的是机械设计标准应用手册 第17-119页橡胶防尘密封圈中的C型， GB 10708.3C型是一种双向唇的橡胶圈，它适合于安装在C型往复运动液压杆导向套上起防尘和密封作用的密封圈。本设计选用的密封圈的标记为：FC 901006 GB 10708.389。与其配套的密封圈的沟槽为机械设计标准应用手册 第17-132页的GB 657886C防尘圈。图4-5中密封圈选用机械设计标准应用手册 第17-102页往复运动单向密封橡胶密封圈GB1078.186适用于液压缸活塞和活塞杆上其单向作用的密封圈该密封圈与GB287986规定的液压缸活塞和活塞杆宽断面动密封沟槽配套使用。密封圈标记为：Y 105909.5 GB1078.186。4.4.4 活塞及活塞杆处密封圈的选用活塞及活塞杆处密封圈的选用，应根据密封的部位，使用的压力、温度、运动速度的不同而选择不同类型的密封圈。活塞部位的密封圈的选用如图4-8活塞结构示意图密封圈4，根据活塞运动情况是往复运动，本设计选择机械设计标准应用手册 第17-112页往复运动用双向密封橡胶密封圈（GB10708.289）。该密封圈与GB657786规定的活塞用带支撑环密封沟槽一起使用。根据鼓形密封圈和山形密封圈的工作压力和工作速度范围不同如表4.4-7，本设计选用鼓形密封圈。其标记为：G12510025。 表4.4-7往复运动速度（m/s）鼓形密封圈工作压（MPa）山形密封圈工作压力（MPa）0.50.10400200.150.1070035 活塞杆与活塞配合面处密封圈的选用 根据活塞杆与活塞配合的直径我们选用机械设计标准应用手册 第17-59页O型橡胶密封圈其标记为：C61G GB 3452.1前端盖处密封圈的选用就是图4-6图所示中密封圈的选用C122 G GB 3452。4.4.5 液压缸的缓冲装置液压缸带动工作部件工作时，因运动不见的质量较大，运动速度较大，则在到达终点时，会产生液压冲动，甚至会使活塞和缸筒之间产生机械碰撞。为防止这种情况的发生，在行程末端安置缓冲装置。由于本设计在整个系统设计时，对于进程中当达到终点时由行程开关进行控制，所以在进程中不会发生碰撞现象，缸头部不用安装缓冲装置，当活塞回程时它的力只有很小，相对于整个系统而言这个力在考虑回程中的摩擦力时可以不考虑，活塞杆和缸底发生碰撞的力很小所以不考虑缓冲装置。4.4.6 液压缸的安装结构液压缸的安装形式根据安装位置和工作要求不同可有场螺栓安装、脚架安装、法兰安装、轴销和耳环安装。本设计中采用法蓝安装方式。液压缸进、出油口形式及大小的确定液压缸的进、出油口，可布置在端盖和缸体上。对于活塞杆固定的液压缸，进、出有口可布置在活塞端部。如果液压缸无专用的排气装置，进出油口可布置在液压缸的最高处，以便空气能首先能从液压缸排出。进、出油口的形式一般选用螺孔或法兰连接。现列出单杆液压缸螺孔连接油口的安装尺寸（表4-17）。设计中根据具体情况在缸头和缸底可选用一个M422油口。液压缸用轴销安装结构根据本次设计的液压机的结构特点，选用轴销的安装方式，即安装的时候分开来装，先装后缸盖，再装缸体，最后装前缸盖。然后用轴销固定紧。 图4.4-8安装结构 表4.4-9单杆液压杆油口尺寸（ISO8138） （mm）缸体内径进、出油口缸体内径进、出油口25M141.580M27232M141.5100M27240M181.5125M27250M221.5160M33263M221.5200M4224.4.7 液压缸主要零件的材料和技术要求液压缸主要零件如缸体、活塞、活塞杆的材料技术要求。零件名称：缸体 如图4-12材料：无缝钢管：20 35 45灰铸铁 ：HT200 HT350 球墨铸铁：QT500-05QT600-02 铸钢：ZG25 ZG35 ZG45主要表面粗糙度：液压缸内圆柱表面粗糙度为0.20.4技术要求：内径用H8H9的配合图 4.4-10缸体简图 内经圆度、圆柱度不大于直径公差之半 内表面母线直线度500mm长度上不大于0.03mm 缸体断面T对轴线的垂直度在直径每100mm上不大于0.04mm 缸体与缸盖采用螺纹连接时，螺纹采用6H级精度 为防止腐蚀和提高寿命，内径表面可以镀0.030.04mm厚的硬铬，再进行抛光，缸体外再涂耐腐蚀油漆。图4.4-11活塞简图零件名称：活塞如图4-12材料：缸径较小的整体式活塞：35钢45钢其他多用：耐磨铸铁灰铸铁：HT150 HT200主要表面粗糙度：活塞外表面粗糙度：0.81.6技术要求:外径D的圆度、圆柱度不大于外径公差之半 外径D对内径的景象跳动不大于外径公差之半 端面T对轴线垂直度在直径100mm上不大于0.04mm 活塞外径用橡胶密封圈密封时可去f7f9配合，内孔与活塞杆配合可取H8零件名称：活塞杆 如图4-13材料：实心活塞杆：35钢 45钢 空心活塞杆：35钢 45钢的无缝钢管主要表面粗糙度0.40.8 技术要求：材料热处理：调质2025HRC 外径d和的圆度、圆柱度不大于直径公差之半 外径表面直线度在500mm长度上不大于0.03mm 对d的径向跳动不大于0.01mm 活塞杆与导向套采用H8/f7配合，与活塞的配合可采用H8/h8配合图4.4-12活塞杆简图 零件名称：缸盖如图4.4-5或4.4-6 材料：常用：35钢 45钢或铸钢；做导向时用：铸铁、耐磨铸铁主要表面粗糙度: 配合表面粗糙度为0.81.6 技术要求：配合表面的圆度、圆柱度不大于公差之半 、对D的同轴度不大于0.03mm 端面A、B对孔轴线的垂直度在直径100mm上不大于0.04mm 导向套的长度一般取活塞杆直径的60100 外径D与内孔的同轴度不大于孔公差之半根据以上液压缸主要零件的材料和技术要求和实际情况设计中缸体材料选用无缝钢管45，活塞采用耐磨铸铁，活塞杆采用实心活塞杆45钢，缸盖设计中兼有导向作用所以采用耐磨铸铁。4.5液压缸的损坏情况及原因分析液压机中的工作缸往往由于设计制造或使用不当过早损坏，如某大型模锻压机。因此，对于液压缸特别是大型液压缸应了解器损坏情况和原因，注意正确进行设计制造和使用。1 损坏的部件及特点 液压缸损坏的部位多数在法兰与缸壁的连接的圆弧部分，其次，再缸壁向缸底过度的圆弧部分，少数在缸筒筒壁产生裂纹也有因气蚀严重破坏的。 从液压缸使用情况来看，一般在损坏时都以承受了很高的工作，加载次数20万-150万次裂纹是逐步形成和发展的属于疲劳破坏。1圆筒筒壁。 一般裂纹首先出现在内壁主见向外发展裂纹多为纵向分布或与缸母线成45o角。 2缸的法兰部分。在缸外部法兰过度圆弧处出现裂纹主见沿环向及向内壁方向发展，最后裂透或者裂纹扩展到螺钉孔使法兰局部脱离。个别严重情况甚至沿过度圆角处法兰整圈开裂而脱落。 3缸底。首先在内部过度圆角处开始出现环向裂纹主见向外壁扩展乃至裂透。 4气蚀。液压缸也有因气蚀产生蜂窝状麻点而损坏，尤其是在进水口内壁容易产生气蚀。2 损坏原因 影响液压缸寿命的原因很多，必须结合具体情况分析，但归纳起来主要有以下几个方面： 1设计方面，结构尺寸设计的不合理。如法兰高度太小或法兰外径过大，使综合应力过高而损坏。如某20000KN锻造液压机其法兰厚度仅为缸壁厚度的11倍，法兰处计算应力超过2500105Pa，工作1-2年后两个缸先后破裂，更换新缸时增大了法兰高度减小了法兰外径使用多年未坏。 从缸壁到法兰的过度区结构设计不合理，也会引起很大的应力集中。如某台进口的6300KN水压机，工作缸由于法兰处过度圆角仅为R 4mm，使用不当就出现裂纹裂纹扩展后真个法兰断裂脱落。 有些资料提供了一些光弹试验数据结果说明，如果把过度区设计成特定的流线型断面形状，应力集中系数可以降低118，如果做成45o斜线和R35圆弧相连接，则应力集中maxbook118com设计看圆弧和斜度也不能太大，否则法兰与横面接触面过小挤压应力太大。从缸底到缸壁的过度区会产生弯曲应力，并有应力集中。此圆弧半径太小是缸底破裂的主要原因之一，一般不应小于18D内D内为液压缸内直径。2加工制造方面，由于法兰及缸底圆弧过度区有应力集中，如加工光洁度很差有明显的刀痕，会对引力集中敏感减低疲劳强度，特别是缸底过度圆弧加工比较困难。更应注意一般光洁度不应低于5-6。圆筒筒壁部分的损坏多半是制造过程引起的如整体锻造或铸造毛坯本身存在严重缺陷锻，焊结构中焊接质量不好，焊后热处理不恰当等等。环向焊缝位置与缸底距离尽可能不小于15r2r2，为缸底半径与法兰上表面距离也不小于15-2r2，并且一定要对焊缝附近热影响区采取相应措施，以消除焊接过程引起的热应力和不利的结晶组织在采用补焊时也要采用同样的处理 。3安装方面，液压缸法兰与横梁接触面应要求80以上的面积紧密接触。即在累计45圆周长度上间隙不得大于0005mm。有些液压机由于长期使用，词接触面的精度遭到破坏形成局部接触局部接触支反力急剧增大，以致早期破裂横梁刚度不够或安装液压缸出筋板布置不合理，也会导致法兰接触面上支反力分布不均匀引起过大的反力集中。由于缸法兰与横梁连接螺钉经常松动，如不及时拧紧会引起缸体窜动和撞击。使横梁接触面不断压陷形成局部接触连接，液压缸最好在加压状态下拧紧，有些小压机在缸底用卡环或健将缸于横梁紧固对防止缸的松动有一定效果。 4.6过滤器的选择按照过滤器的流量至少是液压泵总流量的两倍的原则，取过滤器的流量为泵流量的2.5倍。由于所设计组合机床液压系统为普通的液压传动系统，对油液的过滤精度要求不高，故有因此系统选取通用型XU系列线隙式吸油过滤器，参数如表6-2所示。表6-2 通用型XU系列线隙式吸油中过滤器参数型号通径mm公称流量过滤精度尺寸M（d）HDXUA40200-J2040200M27219878焦作大学机电工程学院毕业设计 5集成油路板的设计 5 集成油路板的设计通常使用的液压元件有板式和管式两种结构。管式元件通过油管来实现相互之间的连接，液压元件的数量越多，连接的管件越多，结构越复杂，系统损失的压力越大，占用空间也越大，维修保养也就越困难。因此，管式元件一般用于结构简单的系统。板式元件固定在板上面，分为液压油路板连接、集成块连接和叠加阀连接。把一个液压回路中各元件合理的布置在一块液压油路板上，这与管式连接比较，除了进出液压油液通过管道外，各元件用螺钉规则的固定在一块液压阀板上，元件之间有液压油路板上的孔通道沟通。版式元件的液压系统安装、调试和维修方便，压力损失小，外形美观。但是，结构标准化程度低，互换性不好，结构不紧凑，制造加工困难，使用受到限制。此外，还可以把液压元件分别固定在几个集成块上，在八个集成块按设计规律装配成一个液压集成回路，这种方式与油路板相比，标准化、系列化程度高，互换性好，维修、装拆方便，元件更换容易；集成块可进行专业化生产，其质量好、性能可靠而且设计生产周期短。使用近年来在液压油路板和集成块基础上发展起来的信息功能液压元件叠加阀组成回路也有其独特的优点，它不需要另外的连接件，又叠加阀直接叠加而成。结构更为紧凑，体积更小，重量更轻，无管件连接，从而消除了因油管、接头应起的泄漏、振动和噪音。本设计主要采用的油路板，因而对油路板的设计将主要进行说明。5.1液压油路板的结构和设计液压油路板一般用灰铸铁来制造，要求材料致密，无缩孔缩松等缺陷。液压油路板表面用螺钉固定液压元件，表面粗糙度要求为0.8，背面连接压力油管（P）、回油管(T)、泄漏油管（L）和工作油管（A、B）等。油管与液压油路板通过用米制细牙螺纹或英制管螺纹连接。液压元件之间通过液压油路板内部的孔道连接。除正面外，其它加工表面和孔道的表面粗糙度值为6.312.5。此外液压油路板的安装固定也很重要的，油路板一般采用框架结构，要求安装、维修和检测方便。它可以安装在机床上或机床附属设备上，但比较方便的是安装在液压站上。 分析液压系统，确定液压油路板数目简单液压系统的元件不多，要求液压油路板上的元件布局紧凑，尽量把元件都安装在一块板上，但液压系统较复杂时，由于液压元件较多，应避免液压油路板上孔道过长，给加工制造带来困难，所以板的外形尺寸一般不大于400；板上安装法的数目一般不多与1012个，这也可以避免孔道过于复杂，难以设计和制造。若一个液压系统须由多块油路板布局，应对液压系统进行适当的分解，但应注意：通常一个液压回路的液压元件应布置在一块油路板上，应尽量减少连接管道。组合机床加工自动线或多工位机床液压系统，结构相同的部分应设计成库互换的通用板。不同结构的部分设计成专用板。 制作液压元件样板初选液压元件油路板时，要制作液压元件样板。根据产品样本，对实物绘制液压元件顶视图轮廓尺寸，虚线画液压元件地面各油口位置的尺寸，依照轮廓线件下来，便是液压元件样板，若产品样板与实物有出入，则以实物为准。若产品样本中的液压元件配有底板，则样板可按底板尺寸来计算，若没有底板则要注意，有的样本中提供的是元件的俯视图，做样板时应把产品样本中的图翻转。 液压元件的布局会出液压油路板的平面尺寸，把制作好的液压元件样板放在液压油路板上进行布局，此时要注意：1) 芯应处于水平方向，防止自重影响液压阀的灵敏性，特别是换向阀一定要水平布置。 2) 与液压油路板上功能相通的液压元件，其相应油口应尽量沿同一坐标系布置，以减少加工油口孔道。3) 压力表开关布置在最上方，如果需要在液压原件之间布置，则应留足压力表安装的位置。4) 液压元件之间的距离应至少为5mm，换向阀上的电磁铁、压力阀的先导阀以及压力表适当伸出液压油路板的轮廓线外，以减少油路板尺寸。 确定油路孔的位置和尺寸液压油路板的正面用来安装液压元件，表面粗糙度值为0.8。上面有液压元件固定螺钉、油路板固定孔和液压元件的油孔。当液压元件布置完毕以后，孔道位置尺寸就基本上确定了。液压油路板背面，设计是由于执行元件连接的油孔（、B）、与液压泵连接的油路孔（）以及与液压油箱连接的回油路（），此类液压油孔可加工成米制细牙螺纹孔或者英制管螺纹孔。液压油路板内孔道一般分为三层布置：第一层：据液压油路板正面约为10，一般布置泄漏孔（L）和控制油孔（K），要注意的是防止第一层管道与固定螺栓孔相通。第二层：据液压油路板正面约为25，据第一层为15，布置压力油口。第三层：距油路板正面约为41，距第二层为16，据液压油路板反面19，布置回油孔（）。因此，液压油路板的总厚度一般为60. 绘制液压油路板的零件图液压油路板结构复杂，多用多个视图表达，主视图表示液压元件安装固定的位置、液压元件进出油口位置和尺寸，以液压油路板两条棱为坐标系绘出。液压元件一旦确定，安装螺孔和油口的尺
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