200t液压机液压系统设计_毕业设计

摘要I摘要本设计为200T液压机液压系统。液压系统主要由主缸运动、顶出缸运动等组成。本文重点介绍了液压系统的设计。通过具体的参数计算及工况分析，制定总体的控制方案。经方案对比之后，拟定液压控制系统原理图。液压系统选用插装阀集成控制系统，插装阀集成控制系统具有密封性好，通流能力大，压力损失小等特点。为解决主缸快进时供油不足的问题，主机顶部设置补油油箱进行补油。主缸的速度换接与安全行程限制通过行程开关来控制；为了保证工件的成型质量，液压系统中设置保压回路，通过保压使工件稳定成型；为了防止产生液压冲击，系统中设有泄压回路，确保设备安全稳定的工作；本系统应用的电气控制系统，便于对系统进行控制，可以实现半自动控制，可以实现过载保护，保证系统正常运行。此外，本文对液压站进行了总体布局设计，对重要液压元件进行了结构、外形、工艺设计。通过液压系统压力损失和温升的验算，本文液压系统的设计可以满足压力机顺序循环的动作要求，能够实现塑性材料的锻压、冲压、冷挤、校直、弯曲等成型加工工艺。关键词液压系统；液压机；毕业设计ABSTRACIIABSTRACTTHISPAPERDESIGNFORTHEBOLSTERPRESSOFHYDRAULICMACHINESMAINFRAMEMAINLYBYTHEMOTIONOFMASTERCYLINDERANDTHEMOTIONOFCYLINDERHEADOUTOFCOMPONENTSETCTHISPAPERFOCUSESONTHEHYDRAULICSYSTEMDESIGNTHROUGHSPECIFICPARAMETERSANDHYDRAULICMECHANICSITUATIONANALYZES,FORMULATIONOFAMASTERCONTROLPROGRAMBYCONTRAST,DEVELOPEDHYDRAULICCONTROLSYSTEMDIAGRAMHYDRAULICSYSTEMSUSECARTRIDGEVALVEINTEGRATEDCONTROLSYSTEM,INTEGRATEDCARTRIDGEVALVECONTROLSYSTEMHASGOODSEALING,FLOWCAPACITY,SMALLPRESSURELOSSCHARACTERISTICSETCTOSOLVETHEMASTERCYLINDEREXPRESSENTEREDTHESHORTAGEOFOILSUPPLYINTHETOPOFTHEMAINFRAMEINSTALLEDOILTANKMASTERCYLINDERFORTHESPEEDOFACCESSRESTRICTIONSANDSECURITYTHROUGHTHETRIPEXCHANGINGTOCONTROLSWITCHESTOENSURETHEQUALITYOFTHEWORKPIECEMOLDING,INTHEHYDRAULICSYSTEMINSTALLEDPACKINGLOOPTHROUGHPACKINGWORKPIECESTABILITYMOLDINGTOPREVENTHYDRAULICSHOCKS,PRESSURERELIEFSYSTEMWITHALOOPTOENSURETHATTHISEQUIPMENTCANBEASAFEANDSTABLEWORKTHISSYSTEMAPPLICATEELECTRICITYCONTROLSYSTEM,TOFACILITATETHESYSTEMOFCONTROL,WECANACHIEVESEMIAUTOMATICCONTROLANDACHIEVEOVERLOADPROTECTION,ENSURENORMALOPERATIONSYSTEMINADDITION,THEPAPERHYDRAULICSTATIONONTHEOVERALLLAYOUTOFTHEKEYCOMPONENTSOFTHEHYDRAULICSTRUCTURE、SHAPE、TECHNIQUEFORASPECIFICDESIGNBYTHELOSSOFHYDRAULICSYSTEMPRESSUREANDTEMPERATURECHECKEDHYDRAULICSYSTEMISDESIGNEDTOMEETTHEHYDRAULICACTIONSEQUENCEANDCYCLEREQUIREMENTSCANBEACHIEVEDBYFORGINGPLASTICMATERIALS,STAMPING,COLDEXTRUSION,STRAIGHTENING,BENDING,ANDOTHERMOLDINGPROCESSESKEYWORDSHYDRAULICSYSTEM,BOLSTERPRESS,GRADUATIONDESIGN目录III目录摘要IABSTRACTII1绪论111液压传动系统概况1111液压传动技术的发展与研究动向1112我国液压系统的发展历程2113液压传动技术的应用312液压机的概况313液压机的发展42200T液压机液压系统设计621液压系统设计要求6211液压机负载确定6212液压机主机工艺过程分析6213液压系统设计参数622液压系统设计6221液压机主缸工况分析6222液压机顶出缸工况分析923液压系统原理图拟定11231液压系统供油方式及调速回路选择11232液压系统速度换接方式的选择12233液压控制系统原理图12234液压系统控制过程分析13235液压机执行部件动作过程分析1424液压系统基本参数计算16241液压缸基本尺寸计算16242液压系统流量计算18243电动机的选择20目录IV244液压元件的选择2225液压系统零部件设计23251液压机主缸设计23252液压机顶出缸设计28253液压油管选择30254液压油箱设计3226液压系统安全稳定性验算33261液压系统压力损失验算33262液压系统温升验算373200T液压机电气系统设计4031电气控制概述4032液压机电气控制方案设计40321液压机电气控制方式选择40322电气控制要求与总体控制方案4033液压机电气控制电路设计41331液压机主电路设计41332液压机控制电路设计41333电气控制过程分析42结论44参考文献45致谢46附录A液压机使用说明书47绪论11绪论11液压传动系统概况111液压传动技术的发展与研究动向液压传动是一种以液体作为工作介质，以静压和流量作为主要特性参数进行能量转换传递和分配的技术手段。液压传动和气压传动称为流体传动，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，是工农业生产中广为应用的一门技术。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。1795年英国约瑟夫布拉曼JOSEPHBRAMAN，17491814，在伦敦用水作为工作介质，以水压机的形式将其应用于工业上,诞生了世界上第一台水压机。1905年将工作介质水改为油，又进一步得到改善。第一次世界大战19141918后，液压传动广泛应用，特别是1920年以后，发展更为迅速。液压元件大约在19世纪末20世纪初的20年间，才开始进入正规的工业生产阶段。1925年维克斯发明了压力平衡式叶片泵，为近代液压元件工业或液压传动的逐步建立奠定了基础。20世纪初康斯坦丁尼斯克对能量波动传递所进行的理论及实际研究，1910年对液力传动（液力联轴节、液力变矩器等）方面的贡献，使这两方面领域得到了发展。第二次世界大战19411945期间，由于战争的需要，出现了由响应迅速、精度高的液压控制机构所装备的各种军事武器，在美国机床中有30应用了液压传动。“二战”结束后，液压技术迅速转向民用工业，不断应用于各种自动机及自动生产线。应该指出，日本液压传动的发展较欧美等国家晚了近20多年。在1955年前后，日本迅速发展液压传动，1956年成立了“液压工业会”。近2030年间，日本液压传动发展很快，处于世界领先地位。随着科学技术的不断进步，目前液压技术正向着高压、高速、大功率、高效、低噪音、经久耐用、高度集成化的方向发展。由于计算机科学技术的成熟，一些新型液压元件和液压系统的设计都运用了计算机CAD、CAT、CDC、计算机实时控制、计算机仿真与优化等计算机辅助技术，很大程度上提高了产品设计的质量。虽然液压传动技术方便简洁，但是液压传动中存在着一些亟待解决的问题，如液压系统工作时的稳定性、工作介质的泄漏、液压冲击对设备可靠性的影响等等，这些问题都是液压传动技术需要研究和解决的。任何技术的改革和创新，都必须以稳定、可靠的工作为前提，这样才具有它的实际意义。绪论2112我国液压系统的发展历程我国液压技术发展历程，大致可分为四个阶段，即20世纪50年代初到60年代初为起步阶段；6070年代为专业化生产体系成长阶段；8090年代为快速发展阶段；2000年至今为创新阶段。其中，液压工业于50年代初从机床行业生产仿苏的磨床、拉床、仿型车床等液压传动起步，液压元件最初应用于机床和锻压设备，后来应用于工业机械。进入60年代后，液压技术的应用从机床逐渐推广到农业机械和工程机械等领域，原来附属于主机厂的液压车间有的独立出来，成为液压件专业生产厂。1964年我国从外国引进了一些液压元件生产技术，同时自行设计液压产品。到了60年代末、70年代初，随着生产机械化的发展，特别是在为第二汽车制造厂等提供高效、自动化设备的带动下，液压元件制造业出现了迅速发展的局面，一批中小企业也成为液压件专业制造厂。1968年中国液压元件年产量已接近20万件，1973年在机床、农机、工程机械等行业，生产液压件的专业厂已发展到100余家，年产量超过100万件，一个独立的液压件制造业已初步形成。这时，液压件产品已从仿苏产品发展为引进技术与自行设计相结合的产品，压力向中、高压发展，并开发了电液伺服阀及系统，液压应用领域进一步扩大。进入80年代，在国家改革开放的方针指引下，随着机械工业的发展，基础件滞后于主机的矛盾日益突出，并引起各有关部门的重视。为此，原一机部于1982年组建了通用基础件工业局，将原有分散在机床、农业机械、工程机械等行业归口的液压、气动和密封件专业厂，统一划归通用基础件局管理，从而使该行业在规划、投资、引进技术和科研开发等方面得到基础件局的指导和支持，从此进入了快速发展期，先后引进了60余项国外先进技术，其中液压40余项、气动7项，经消化吸收和技术改造，现均已批量生产，并成为行业的主导产品。进入90年代后，行业加大了技术改造力度，19911998年国家、地方和企业自筹资金总投入共约20多亿元，其中液压16亿元。经过技术改造和技术攻关，一批主要企业技术水平进一步提高，工艺装备得到很大改善，为形成高起点、专业化、批量生产打下了良好基础。近几年，在国家多种所有制共同发展的方针指引下，不同所有制的中小企业迅猛崛起，呈现出勃勃生机。随着国家进一步开放，三资企业迅速发展，对提高行业水平和扩大出口起着重要作用。目前我国已和美国、日本、德国等国著名厂商合资或由外国厂商独资建立了柱塞泵/马达、行星减速机、转向器、液压控制阀、液压系统、静液压传动装置、液压件铸造等类产品生产企业50多家，引进外资2亿多美元。进入新世纪，为应对我国加入WTO后的新形势，我国液压行业各企业加速科技创绪论3新，不断提升产品市场竞争力，一批优质产品成功地为国家重点工程和重点主机配套，取得较好的经济效益和社会效益。天津市精研工程机械传动有限公司的天然气输送管道生产线液压设备是国家西气东输工程的配套设备；慈溪博格曼密封材料公司的高温高压W型缠绕垫片，现已成功地用于加氢裂化装置上；大连液压件厂和山西长治液压件厂的转向叶片泵，是中、重型汽车转向系统中的关键部件，目前两个厂的年产量已达10万台以上；青岛基珀密封公司的新型组合双向密封和大型防泥水油封是分别为一汽解放牌9吨车和一拖拖拉机配套的密封件；此外天津特精液压股份有限公司的静液压传动装置和多路阀、湖州生力液压件公司的多功能滑阀、威海气动元件公司的组合调压阀的空气减压阀、贵州枫阳液压公司的液压泵站和液压换挡阀等，都深受用户的好评。由此可见液压传动产品等在国民经济和国防建设中的地位和作用十分重要。它的发展决定了机电产品性能的提高。它不仅能最大限度满足机电产品实现功能多样化的必要条件，也是完成重大工程项目、重大技术装备的基本保证，更是机电产品和重大工程项目和装备可靠性的保证。所以说液压传动产品的发展是实现生产过程自动化、尤其是工业自动化不可缺少的重要手段。113液压传动技术的应用液压传动技术发展到今天已经拥有较为完善的理论和实践基础。虽然液压传动还存在一些缺陷，但总体上优点还是盖过了缺点。正因为液压传动具有很多机械传动所不具备的优点，液压传动技术在机械工业的各个领域得到了广泛的应用，如矿山机械、工程机械、冶金机械、建筑机械、起重机械等。液压技术的应用实现了从手动到半自动化、自动化的逐步发展，从而也推动了机械工业的向前发展。在整个机械传动工程中，液压传动技术扮演了举足轻重的角色。12液压机的概况液压机是制品成型生产中最广的设备之一。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。由于液压机在工作生产中的普及性，在国民经济各部门获得了广泛的应用。如板材成型，粉末冶金，塑料及橡胶制品成型，轮轴压装校直等等。各种类型液压机的迅速发展有力的促进了各种工业的发展和进步，八十年代以来，随着电子技术、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，液压机的最大标称压力已达750MN，用于金属的末端成型。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提高。绪论4随着人们生活水平的提高，金属压制拉伸制品的需求逐年提高，同时面对产品品种的需求越来越多，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，这时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对复杂工件以及不对称工件的加工，而且，实现了极低废品率。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、根据工件长度而建立的压力行程调整，这与机械加工系统相比，有其优越性。液压机作为一种通用的无削成型加工设备，其工作的原理是利用液体的压力传递能量以完成压力加工的。其工作特点，一是动力传动为“柔性”传动，不象机械设备一样动力传动系统复杂，这种驱动原理避免了机械过载的情况；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，模板能实现打料定出功能。可根据材料和工件的特征参数来掉正模板的压力。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，成型压力和压边合成整个系统的总负载。按照机架结构形式可分为梁柱式、组合框架型、整体框架式、单臂式等。按照功能液压机可分为手动液压机、锻造液压机、冲压液压机、一般用途液压机、校正压装液压机、层压液压机、挤压液压机、压制液压机、打包压块液压机、专用液压机十组类型。13液压机的发展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。相比来讲，国内机型虽种类齐全，但技术含量相对较低，缺乏技术含量高的高档机型，这与机电一体化，中小批量柔性生产的发展趋势不相适应。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。三种类型功能各有差异，应绪论5用范围也不尽相同。但总的发展趋势是高速化、智能化。发展趋势1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。2机电一体化。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。3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。自动化不仅仅体现在加工，还体现在能够实现对系统的自动诊断和调整，具有故障与处理功能。4液压元件集成化，标准化。集成的液压系统建设了管路连接，有效地防止泄漏和污染。标准化的元件为机器的维修带来方便。科学技术迅猛发展的今天，液压传动技术随之有了比较完善、成熟的理论基础。目前液压传动技术正向着高压、高速、大功率、高效、低噪音、经久耐用、高度集成化的方向发展。液压传动优越性1液压元件布局灵活；2液压传动操作控制方便，可实现无级调速；3液压传动容易实现直线传动，可以进行自动过载保护；4液压传动采用电液控制相结合的控制方式，可实现自动化控制，还可实现远程控制；5液压系统中液压元件的磨损比机械传动小很多，液压油除了作为传动介质外还起到了润滑的作用，延长了液压系统中液压元件的使用寿命。2液压机液压系统设计62200T液压机液压系统设计21液压系统设计要求211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25MPA。212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。213液压系统设计参数最大负载2000KN；工进时系统最大压力25MPA主缸回程力400KN；顶出缸顶出力350KN主缸滑块快进速度008M/S；主缸最大工进速度0006M/S主缸回程速度003M/S；顶出缸顶出速度002M/S顶出缸回程速度005M/S22液压系统设计221液压机主缸工况分析1主缸速度循环图根据液压机系统设计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液压机液压系统设计7图21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FFWFFFA21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。1惯性负载FA计算计算公式FA22TVGG式中2液压机液压系统设计8G运动部件重量；G重力加速度98M/；S时间内的速度变化量；VT加速或减速时间，一般情况取00105S。T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008M/S，取005S，代入公式22中。VT即FA4898NSMSN05/8/9322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FA4898N、FWN代入公式21中。即F4898N3主缸负载循环图1主缸工作循环各阶段外负载如表21表21主缸工作循环负载工作循环外负载启动FF静FA25KN横梁滑块快速下行FF动忽略不计工进FF动FW2000KN快速回程FF回F背400KN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。2主缸各阶段负载循环如图222液压机液压系统设计9图22主缸负载循环图222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21中顶出缸活塞行程为250MM，得到顶出缸的速度循环图如下图23顶出缸速度循环图2液压机液压系统设计102顶出缸负载分析主缸回程停止后，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21计算顶出缸的最大负载。即FFWN式中FW顶出力；3顶出缸负载循环图1顶出缸工作循环各阶段外负载如表22表22顶出缸工作循环负载工作循环外负载启动FF静FA忽略不计顶出缸顶出FF动FW1750KN快速退回FF动F背8KN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。2顶出缸各阶段负载循环如图24图24顶出缸负载循环图2液压机液压系统设计1123液压系统原理图拟定231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25所示。由于液压机工况时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26所示。图25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2液压机液压系统设计12图26恒功率曲线图232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。233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、压力损失小、易于集成等优点。液压机系统控制原理如图27所示。2液压机液压系统设计131、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27液压机插装阀控制系统原理图234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；2液压机液压系统设计14F5、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。235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主缸滑块快速下行电磁铁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4Y得电，阀F4控制腔通过缓冲阀7及电磁换向阀8与油箱2液压机液压系统设计15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。7主缸回程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、12Y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。阀F5将主缸下腔封闭，上滑块停止运动。2顶出缸1工件顶出当主缸回程停止运动后，按下顶出按钮，电磁铁2Y、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23表23液压机液压系统电磁铁动作顺序表执行部件工况1Y2Y3Y4Y5Y6Y7Y8Y9Y10Y11Y12Y快速下行工进、加压保压泄压回程主缸停止顶出退回顶出缸停止注“”表示电磁铁处于得电状态，“”表示电磁铁处于失电状态。2液压机液压系统设计1624液压系统基本参数计算241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P25MPA。计算主缸内径和活塞杆直径。由主缸负载图32可知最大负载F2000KN。查表231，由主缸工作压力为25MPA选取D/D为07，取液压缸的机械效率CM095。液压缸受力如图28所示。图28液压机主缸受力简图由图28可知221244PDDFPD232121CM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；CM液压缸机械效率，一般CM09095。将参数代入公式（23），P2忽略不计，可求得液压缸内径2液压机液压系统设计17即DMM327MM950125436PAN查表241,将液压缸的内径圆整为标准系列直径，取D320MM；那么由D/D07可以求得活塞杆直径。即D07D07X327229MM同理查表251,将活塞杆直径圆整为标准系列直径，取D220MM。经过计算液压机主缸的内径、活塞杆直径分别为D320MM；D220MM。2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211,取顶出缸的工作压力P12MPA,计算顶出缸内径和活塞杆直径。由顶出缸负载图24可知最大负载F350KN。查表231，缸工作压力为12MPA，选取D/D为07，取液压缸的机械效率CM095。液压缸受力如图29所示。图29液压机顶出缸缸受力简图将参数代入公式（23），P2忽略不计，可求得液压缸内径即DMM198MM95012436PAN查表241,将液压缸的内径圆整为标准系列直径，取D200MM；那么由D/D07可以求得活塞杆直径。2液压机液压系统设计18即D07D07X198138MM同理查表251,将活塞杆直径圆整为标准系列直径，取D140MM。经过计算液压机顶出缸的内径、活塞杆直径分别为D200MM；D140MM。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008M/S，工进速度为0006M/S，快速回程速度为003M/S，主缸内径为320MM，活塞杆直径为220MM。由流量计算公式AQ（24）快进时3858L/MIN快进快进AQSMSM/10436/083243）（工进时288L/MIN工进工进SS/32）（快退时762L/MIN快退快退AQSMSM/1027/03304322（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002M/S，快退速度为005M/S，顶出缸内径为200MM，活塞杆直径为140MM，代入公式（24），即顶出时378L/MIN顶出顶出AQSMSM/1063/0243）（快退时2液压机液压系统设计1948L/MIN快退快退AQSMSM/108/05140432（）（3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PP1（25）式中PP液压泵最大工作压力；P1执行部件的最大工作压力；进油路中的压力损失，对于简单的系统，取0205MPA，对于复杂系统，P取0515MPA。本液压机执行部件的最大工作压力P125MPA，进油路中的压力损失，取05MPA。代入公式（25）可求得泵的工作压力。即MPAP520通过计算，泵的工作压力PP255MPA。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，取PP125。PPPN6125即PN125PP125X255MPA319MPA2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26计算得到。26MAXQKLP2液压机液压系统设计20式中液压泵的最大流量；PQKL液压系统泄漏系数，一般取KL1113，取KL12；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MAX溢流状态，还应加上溢流阀的最小溢流量。将参数代入公式（26）中，即463L/MINMIN/83521LQP3液压泵规格选择查表5171，根据泵的额定压力，选取液压泵的型号为250YCY141B。基本参数如下排量250MM/R；额定压力32MPA；额定转速1000R/MIN；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160ML/R1000R/MIN250L/MIN，而泵Q实际所需的最大流量463L/MIN，液压机出现供油不足，快进无法实现。为了满足液PQ压机的正常快进，必须在液压系统中设置补油油箱。243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P27PPQ式中P电动机额定功率；PP液压泵的工作压力；液压泵的流量；PQ液压泵的总效率，取07。2液压机液压系统设计211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22可及，工进时主缸最大负载为2000KN，无杆腔面积A008，进油回路压力损失取P05MPA，则液压泵的压力PP由公式2304）（M（28）计算。PAFP（28）即PAAMNP65261021080将、288L/MIN、07代入公式（27）中，求得工进功率AP61052Q为KWLMPA517706IN/253快退功率由图22可知，快退负载为400KN,，取进2205434MMA）（）（油回路压力损失取P05MPA，代入公式（38），求得泵的压力。P即APAMNP652310910054将、762L/MIN、07代入公式（27）中，求得快退功率即AP6109Q为KWLMPA512706IN/292顶出缸各工况功率计算2液压机液压系统设计221顶出功率由顶出缸负载循环图24可及，顶出时主缸最大负载为350KN，无杆腔面积A0032，进油回路压力损失取P05MPA，那么液压泵的压力PP可由204）（M公式（28）计算。即PAAMNP652610410035将、378L/MIN、07代入公式（27）中，求得工进功率AP6104Q即为KWLMPA310706IN/8412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175KW。查表1212，选取电动机型号为Y180M4。其它技术参数为额定功率185KW；满载转速1470R/MIN。244液压元件的选择表24液压元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YEF3E25B1202溢流阀YEF3E20B1204电磁换向阀34F3PE16B805电磁换向阀24F3E16B802液压机液压系统设计236溢流阀YEF3E25B1208电磁换向阀24F3E16B809电磁换向阀24F3E16B8010溢流阀YEF3E25B12011溢流阀YEF3E20B12012电磁换向阀34F3OE16B8013电磁换向阀24F3E16B8014单向阀AF3EB20B10015溢流阀YEF3E25B12016电磁换向阀24F3E16B8017电磁换向阀24F3E16B8018溢流阀YEF3E25B12019电磁换向阀24F3E16B8020电磁换向阀24F3E16B8022充液阀YAF3EA20B15025压力表KF3E6L24026变量泵250YCY141B25027过滤器WU250X180F25025液压系统零部件设计251液压机主缸设计通过2341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、2液压机液压系统设计24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RA0408M；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003MM；缸体端面对轴线的垂直度在直径每100MM上不大于004MM；如果缸体与端盖采用螺纹连接，螺纹采用6H级精度。2主缸壁厚的确定壁厚计算公式如下2DPY（29）式中液压缸壁厚（M）；D液压缸内径（M）；实验压力，一般取最大工作压力的（12515）倍；YP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。主缸壁厚计算，将D032M；110MPA；14255MPA357MPA代YP入公式（29）中，即MMAP0521023735液压缸缸体的外径D外计算公式如下D外D2210将参数代入公式（210），即D外032M0104M0426M外径圆整为标准直径系列后，取主缸缸体外径D外430MM。3主缸缸盖材料、厚度的确定2液压机液压系统设计25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。缸盖材料选用35钢，缸盖厚度计算公式如下4302YPDT（211）式中T缸盖的有效厚度M；缸盖止口直径；2D缸盖材料许用应力。即MMPAT0571735204圆整后取缸盖厚度T60MM。4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21220DLH导向长度如图210所示2液压机液压系统设计26活塞隔套图210主缸导向长度简图式中L液压缸的最大行程；D液压缸的内径。由表11可知主缸的最大行程H700MM，液压缸内径D320MM代入公式（212）中，求主缸的最小导向长度。即MMH1952307为了保证最小导向长度H，不应过分增大和B的大小，必要时可以在缸盖和活1L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（213）求得，即21321BLC式中B活塞的宽度，一般取B（0610）D；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D80MM1L时，取（0610）D；当D80MM时，取（0610）D。1L5主缸活塞材料、技术要求、外形尺寸及密封方案的确定2液压机液压系统设计27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RA0816M；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004MM；外径用橡胶密封圈密封的公差配合取F7F9，内孔与活塞杆的配合取H8/F7。活塞宽度系数取08，即活塞的宽度B08D08320MM256MM。圆整后取活塞宽度B260MM。查表2101,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Y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RA0408M；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上不大于003MM；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1250MM。7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1080MM。8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LB1015D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1015D25003750MM。将参数代入LB1015D中，比较后LB1015D，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271，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2液压机液压系统设计28半环连接等形式。由于液压机工况时缸体内的压力很大，所以缸体与端盖的连接方式选用法兰形式。2活塞杆与活塞的连接形式查表281，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封圈的内侧，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，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211所示2液压机液压系统设计29图211主缸252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125MPA，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RA0408M；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003MM；缸体端面对轴线的垂直度在直径每100MM上不大于004MM。2顶出缸壁厚的确定将D02M；110MPA；13125MPA1625MPA代入公式（29）中，YP即MMA01510256将D02M；取002M代入公式（210），即D外02M004M024M外径圆整为标准直径系列后，取主缸缸体外径D外240MM。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（211）即MMPAT0251256430取缸盖厚度T25MM。4顶出缸最小导向长度的确定由表21可知顶出活塞行程L250MM，顶出缸内径D200MM，代入公式212，即MMH5120252液