四柱式液压机液压系统设计

1、目录1 绪 论 错. 误！未定义书签。1.1 液压机现状概要 02 四柱液压机总体设计 22.1 四柱液压机主要设计参数 22.2 四柱液压机工作原理分析 32.3 四柱液压机工艺方案设计 32.4 四柱液压机总体布局方案设计 42.5 四柱液压机零部件设计 4导柱设计 4横梁设计 53 四柱液压机液压系统设计 63.1 液压传动的优越性概述 63.2 液压系统设计要求 73.3 液压系统设计 73.4 液压系统零部件设计 193.5 液压站布局设计 273.6 液压系统安全、稳定性验算 284 四柱液压机电气系统设计 314.1 电气控制概述 314.2 四柱液压机电气控制方案设计 314.

2、3 四柱液压机电气控制电路设计 315 四柱液压机安装调试和维护 335.1 四柱液压机的安装 335.2 四柱液压机的调试 335.3 四柱液压机的保养维护 33结 论 错. 误！未定义书签。参考文献 错. 误！未定义书签。致 谢 错. 误！未定义书签。1 绪 论1.1 液压机现状概要液压传动技术发展到今天已经有了较为完善、 成熟的理论和实践基础。 液压传动 技术与传统的机械传动相比， 操作方便简单， 调速范围广， 很容易实现直线运动并且 还具有自动过载保护功能。 液压传动容易实现自动化操作， 采用电液联合控制后， 可 以实现更高程度的自动控制以及远程遥控。由于液压传动的工作介质是流体矿物油

3、， 有较大的沿程和局部阻力损失。 当系统的工作压力比较高时， 还会产生比较大的泄漏， 泄漏的矿物油将直接对环境造成污染， 有时候还容易引起安全事故。 油液受温度的影 响很大， 因此液压油不能在很高或很低的温度条件下工作。 由于液压油的可压缩性和 泄漏，液压传动不能保证恒定的传动比和很高的传动精度， 这是液压传动的最大不足 之处。此外，液压传动的故障排除不如机械传动、电气传动那样容易，因而对使用和 维护人员有较高的技术水平要求。 虽然液压传动存在这些缺陷， 但总体上优点还是盖 过了缺点，因而应用还是很广泛。液压机自 19 世纪问世以来得到了很快的发展，在工业生产中已经有了广泛的应 用，成了产品压

4、力加工成型不可或缺的机械设备。 随着科学技术的日新月异， 电子技 术、液压技术的不断成熟，液压机也得到了更进一步的发展。到目前为止，液压机的 最大公称压力已经达到了 750MN，控制技术也由原来传统的继电器控制变为可编程控 制器和工业计算机控制，这使液压机的运行平稳性、控制精度、产品质量有了保证， 同时生产效率得到了很大的提高。液压机加工与传统机械加工相比属于无屑加工， 应用范围广泛， 一般用于塑性材 料的冷挤、校直、弯曲、冲裁、拉伸等。此外液压机还用于粉末冶金、翻边、压装等 产品的成型加工工艺。 液压机还能实现复杂工件和不对称工件的加工， 产品废品率较 低。液压机根据加工工件的不同性质， 还

5、可进行适当的压力行程调整， 满足产品的加 工要求。液压机主要由主机、液压系统、电气系统三部分组成。液压机的整个工作过 程的实现， 首先是由电气系统来控制液压系统， 然后再由液压系统控制主机主缸和顶 出缸的顺序动作。总的来说，液压机操作简单，维护方便。虽然液压机目前应用十分广泛， 但是潜在的问题还很多。 液压机属于高压工作设 备, 进行压力加工时 , 随着压力的不断升高泄漏也会不断增大 ,这样不利于保证零件的 加工精度，同时还会对环境造成污染。除此之外，液压机还存在如下缺陷，液压机压 力加工完成后，卸压时存在很大的液压冲击，这样对液压元件及其它设备损害很大； 按下启动按钮后， 动作灵敏性不及电气

6、控制； 液压机出现故障不能够正常工作， 故障 不容易及时找到并排除， 给维护带来了一定的技术难题和不便； 液压机工作时产生的 液压冲击、气蚀等现象，会缩短液压元件的使用寿命。为了催生更大的生产力， 液压机的设计需要改进。 液压油路设计、 控制系统的优 化设计将是液压机今后值得研究的方向。（1）油路设计方面为了防止泄油和外界的污染， 液压机油路的设计趋于集成化、 封闭循环式， 这样 可以延长设备的使用寿命。除此之外，液压元件设计尽量标准化，集成化。集成液压 系统减少了管路连接，可以降低泄漏和污染。液压元件的标准化给维护带来了方便。（2）控制系统方面液压机属于高压设备， 控制系统除控制设备安全可靠

7、的工作之外， 还应该让控制 精度变得更高，人机交互变得更简单，操作更方便，自动化、高速化、智能化程度更 好。综上所述， 液压机的发展促进了生产力的发展。 伴随着电气控制技术、 液压传动 技术的不断发展， 液压机的自动化程度、 加工精度将进一步得到提高， 实现智能化控 制。2 四柱液压机总体设计2.1 四柱液压机主要设计参数（ 1）拟设计的四柱液压机主要技术参数见表 2.1表 2.1 液 压 机 技 术 参 数参数项参数公称力（最大负载）2000KN工进时液体最大工作压力25MPa主缸回程力400KN顶出缸顶出力350KN主缸滑块行程700mm顶出活塞行程250mm主缸滑块距工作台最大距离110

8、0mm主缸滑块快进速度0.08m/s主缸滑块工进最大速度0.006m/s主缸快退速度0.03m/s顶出活塞顶出速度0.02m/s顶出活塞退回速度0.05m/s（2）四柱液压机的主要功能 通过液压传动系统传递动力，完成零件的压力成型加工。（3）四柱液压机的适用范围 液压机主要用于冷挤、校直、弯曲、冲裁、拉伸、粉末冶金、翻边、压装等成 型工艺。2.2 四柱液压机工作原理分析2.2.1 四柱液压机的基本组成 四柱液压机主要由主机、液压控制系统、电气控制系统三部分组成。 其中主 机包括工作台、 导柱、滑块、上缸、顶出缸等结构； 液压系统由控制元件、 执行元件、 辅助元件、动力装置、工作介质等组成；电气

9、控制控制系统主要由继电器、接触器、 按钮、行程开关、电器控制柜等组成。2.2.2 四柱液压机的工作原理（ 1）四柱液压机主机组成简图 2.11-滑块 2-导柱 3-工作台 4-安装地基5-顶出缸 6-主缸 7-上横梁 8-辅助油箱图 2.1 四柱液压机主机组成简图（2）四柱液压机工作原理分析 四柱液压机的动作顺序通过电气系统、液压系统控制，控制顺序框图如图2.2 。图 2.2 四柱液压机控制顺序图 从上面的控制顺序框图可以看出， 液压机的工作原理由电气控制系统控制液压系 统，液压控制系统再控制主机工作， 主机动作触及行程开关， 将信号反馈给电气控制 系统，实现循环控制。（ 3）四柱液压机工作循

10、环分析 四柱液压机工作循环如图 2.3 所示。图 2.3 四柱液压机工作循环图四柱液压机工作循环如图 2.3 （a），滑块在自重的作用下快速下行，碰到行程开 关后由快进变为工进，随后进行加压、保压。保压时间完成后，滑块快速回程，直到 回到原来的位置，停止运动；图 2.3 （b）表示顶出缸的工作循环过程，主缸快进、 工进、保压、退回停止后，顶出缸才运动，将工件顶出。2.3 四柱液压机工艺方案设计（ 1）控制方式的选择采用液压系统与电气系统相结合的控制方式。 具有调整、 手动、半自动三种工作 方式，可实现定压、定程两种加工工艺；（2）液压系统： 液压油路采用封闭式回路， 供油方式选用变量泵供油，

11、液压控制元件采用插装阀 形式。针对液压机快进时供油不足以及工进时的高压特性， 系统应设有补油和卸压装 置；（3）电气控制： 采用继电器、行程开关、接触器、手动按钮等元件进行手动、半自动控制；（ 4）主机： 主机结构形式采用“三梁四柱”的形式，主缸和顶出缸为执行元件。2.4 四柱液压机总体布局方案设计总体布局如图 2.4 所示1-主机 2-液压油管 3-控制台4-插装阀 5-液压泵装置 6-液压油箱 7-电气控制柜图 2.4 四柱液压机总体布局简图图 2.4 为液压机整体布局简图，分为三个部分，即：主机、液压系统、电气控制 系统。液压系统的所有部件都集中安装在液压油箱上，使液压站布局结构变得紧凑

12、。 电气控制元件集中设计在电气柜中。启动、停止、快进、顶出、调整、等控制按钮设 置在控制台上，方便及时操作。2.5 四柱液压机零部件设计2.5.1 主机载荷分析参考表 2.1 ，四柱液压机的最大工作负载为 2000KN，主缸回程力为 400KN，顶出 缸顶出力为 350KN。由于工作时的负载远大于其它工况时的负载，因此在进行载荷设 计时，取负载 2000KN对液压机进行受力计算。液压机结构形式为“三梁四柱”式，工进加压的负载作用在横梁和导柱上，受载 时横梁受压，导柱受拉，受力如图 2.5 所示F- 负载 T- 导柱拉力图 2.5 横梁、导柱受力图导柱设计材料选择： 导柱在工作过程中主要承受拉力

13、， 材料必须具备较高的抗拉强度。 导 柱材料选择 45 圆钢，也可选用锻件形式。热处理要求： 导柱除了承受拉力之外， 外圆柱表面与滑块之间还存在摩擦力。 为 了减少导柱表面的磨损， 通过表面热处理提高表面硬度增加表面耐摩性。 总的热处理 工艺为调质和表面淬火。理论设计计算：液压机的最大负载约为 2000kN，通过力传递后，最后由四根导柱承受 2000kN 的拉力，作用在每根导柱上的拉力为 500kN。由许用拉应力公式 (2.1)，可计算导柱的 安全直径 D。 F (2.1) A式中： 许用应力；取 45 钢 =80100MPa；F轴向拉力；A横截面积。即：圆整后取导柱直径 D=90mm，为了防

14、止四根导柱因瞬间的受力不均而被破坏， 导 柱直径可适当加大，取 D=110mm。横梁设计材料选择：横梁工作时的受力为弯曲力，材料应具有一定的抗弯强度。选用 45 钢，毛坯采用锻件。热处理要求：横梁进行调质处理。理论计算校核：横梁受力可以简化为简直梁 ,中间受载的情形，如图 2.6 所示。图 2.6 横梁滑块受力简图初步确定横梁的长、宽、高尺寸分别为 1310、1045、 575mm，截面为矩形。即： 在负载作用下的剪力和弯矩如图 2.7 所示。图 2.7 (a) 剪力图 (b) 弯矩图由弯矩图 2.7(b)可知，横梁 C点 11截面弯矩最大，该截面是危险截面。为了 保证横梁能够正常工作，必须对

15、该截面进行强度校核。正应力计算公式为：M max(2.2)max W(2.2)式中：max 最大弯曲正应力；M max 最大弯矩；W 抗弯截面系数 （ m3 ） 。 矩形截面抗弯系数 W 计算公式为：W bh （2.3）6式中：b 矩形截面的宽； h矩形截面的高。即：45 钢的弯曲许用应力 =100MPa，而横梁的最大弯曲应力 max =8.1MPa，远小 于材料的许用应力，经过校核，设计尺寸满足要求。2.5.2 主机工作台设计液压机工作台主要受压， 由于工作台不是很高， 刚度要求可以满足，因此在设计 计算时只要进行抗压强度的校核即可，校核过程从略。材料选择：工作台主要受压，材料选用铸钢 45

16、。 工艺要求： 机械加工时，工作台表面做成 T 形槽，如图 2.8所示。图 2.8 工作台 T 形槽材料选择：控制台主要用于安装控制按钮，不承受动载荷，强度要求不是很高， 满足使用要求即可，材料选用 Q235A。加工工艺：控制台的制作加工采用焊接方式完成。 外形设计：控制台外形尺寸设计应考虑操作方便。外形简图如图 2.9 所示。1- 控制按钮 2- 控制面板 3- 控制台底座图 2.9 液压机控制台外形简图3 四柱液压机液压系统设计3.1 液压传动的优越性概述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

17、、高度集成 化的方向发展。（1）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）液压传动不足1）液压传动沿程、局部阻力损失比较大；2）液压传动压力高时泄漏较大， 效率降低，处理不好油液还会对环境构成污染；3）液压介质的泄漏和可压缩性使系统没有严格的传动比；4）液压传动存在的液压冲击、气蚀、困油现象影响了

18、设备的安全工作和使用寿 命；5）液压元件制造精度高，成本贵，系统故障不容易排除，维护技术成本高；6）液压系统工作环境受温度影响较大，不宜在很高和很低的温度条件下工作。3.2 液压系统设计要求3.2.1 液压机负载确定参考四柱液压机技术参数表 2.1 可知，液压机的最大工作负载为 2000KN，工进 时液体最大压力为 25MPa,由此确定液压机设计负载为 2000KN 型四柱液压机。3.2.2 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，

19、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。3.2.3 液压系统设计参数液压系统设计参数可参考表 2.1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： 0.08m/s；主缸最大工进速度： 0.006m/s主缸回程速度： 0.03m/s；顶出缸顶出速度： 0.02m/s顶出缸回程速度： 0.05m/s3.3 液压系统设计3.3.

20、1 液压机主缸工况分析主缸速度循环图根据液压机系统设计参数及表 2.1 中主缸滑块行程为 700mm，可以得到主缸的速 度循环图如下：图 3.1 主缸速度循环图主缸负载分析 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。 通过各工矿的负载分析， 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：( 3.1 )F = Fw + F f + Fa 式中：F 液压缸所受外负载；

21、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：( 3.2 )Gv=gt式中：G 运动部件重量； g 重力加速度 9.8m/ S2 ； v t 时间内的速度变化量； t 加速或减速时间，一般情况取 t =0.01 0.5s 。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： v =0.08m/s ，取 t =0.05s ，代入公式 3.2 中。即：Fa =30000N2 0.08m/s = 4898N9.8m/s2

22、0.05s（ 2）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 Fa = 4898 N 、Fw = 2000000N代入公式 3.1 中。即：F = 2000000 + 4898 = 2004898 N主缸负载循环图（ 1）主缸工作循环各阶段外负载如表 3.1表 3.1 主缸工作循环负载工作循环外负载启动F = f 静 + Fa5 KN横梁滑块快速下行F = f 动

23、忽略不计工进F = f 动 + Fw2000 KN快速回程F = f 回 + F 背400 KN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 3.2图 3.2 主缸负载循环图3.3.2 液压机顶出缸工况分析顶出缸速度循环图根据液压机系统设计参数和表 2.1 中顶出缸活塞行程为 250mm，得到顶出缸的速 度循环图如下：图 3.3 顶出缸速度循环图顶出缸负载分析 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

24、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 3.1 计算顶出缸的最大负载。即：F = Fw = 350000 N式中：Fw 顶出力；顶出缸负载循环图（ 1）顶出缸工作循环各阶段外负载如表 3.2表 3.2 顶出缸工作循环负载工作循环外负载启动F = F 静 + Fa忽略不计顶出缸顶出F = = f 动 + Fw350 KN快速退回F = f 动 + F 背8 KN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。3.3.3 液压系统原理图拟定液

25、压系统供油方式及调速回路的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 3.5 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 3.6 所示。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图 3.5 液压机基本回路图图 3.6 恒功率曲

26、线图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。液压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 3.7 所示。1、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

27、、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 3.7 液压机插装阀控制系统原理图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；F

28、3、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；F5、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。液压机执行部件动作过程分

29、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

30、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

31、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 2

32、1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。液压系统基本

33、参数计算液压缸基本尺寸计算（ 1）主缸工作压力、内径、活塞杆直径的确定查表 2-1 1 并参考表 2.1 中设计参数，因液压机的工作负载比较大，取主缸的工 作压力为 P=25MPa 。计算主缸内径和活塞杆直径。由主缸负载图 3.2 可知最大负载 F=2000KN 。查 表 2-3 1 ，由主缸工作压力为 25MPa 选取 d/D 为 0.7，取液压缸的机械效率 cm = 0.95 。液压缸受力如图 3.8 所示。图 3.8 液压机主缸受力简图由图 2.8 可知4FD=P4F2d 2 （3.3）P1 cm1 PP121 （Dd）2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

34、以不计；F工作循环中最大负载； cm液压缸机械效率，一般 cm = 0.9 0.95 。将参数代入公式（ 3.3 ），P2忽略不计，可求得液压缸内径即：4 2 106 ND= 6 mm3.14 25 106 Pa 0.95 327mm查表 2-4 1, 将液压缸的内径圆整为标准系列直径，取 D=320m；m那么由 d/D=0.7 可以求得活塞杆直径。即：d=0.7D=0.7x327 229mm同理查表 2-5 1 , 将活塞杆直径圆整为标准系列直径，取 d=220mm。经过计算液压机主缸的内径、活塞杆直径分别为： D=320mm； d=220mm。（ 2）顶出缸工作压力、内径、活塞杆直径的确定

35、 顶出缸工作负载与主缸相比要小很多，查表2-1 1, 取顶出缸的工作压力P=12MPa,计算顶出缸内径和活塞杆直径。由顶出缸负载图 3.4 可知最大负载 F=350KN。查 表 2-3 1 ，缸工作压力为 12MPa，选取 d/D 为 0.7 ，取液压缸的机械效率 cm = 0.95 。液压缸受力如图 3.9 所示。图 3.9 液压机顶出缸缸受力简图将参数代入公式（ 3.3 ）， P2 忽略不计，可求得液压缸内径即：D= 4 0.35 106 N mmD= 3.14 12 106 Pa 0.95 mm 198mm查表 2-4 1, 将液压缸的内径圆整为标准系列直径，取 D=200m；m那么由

36、d/D=0.7 可以求得活塞杆直径。即：d=0.7D=0.7x198 138mm同理查表 2-5 1 , 将活塞杆直径圆整为标准系列直径，取 d=140mm。 经过计算液压机顶出缸的内径、活塞杆直径分别为： D=200mm； d=140mm。 液压系统流量计算（ 1）主缸所需流量计算参考表 2.1 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：q A（3.4 ）快进时：2 3 3q快进 A 快进 = （0.32m）2

37、 0.08m/s 6.43 10 3 m3 /s4 385.8L/min工进时：2 3 3q工进 A 工进 = （0.32m）2 0.006m/s 0.48 10 3m3/ s428.8L/min快退时：q快退 A 快退 = （ 0.32m）2 （0.22m）2 0.03m / s 1.27 10 3m3 / s476.2L/min（ 2）顶出缸所需流量计算参考表 2.1 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 ，活塞杆直径为 140mm ，代入公式（ 3.4 ），即：顶出时：2 3

38、 3q顶出 A 顶出= （0.2m）2 0.02m/s 0.63 10 3m3 /s437.8L/min快退时：2 2 3 3 q快退 A 快退 = （ 0.2m）2 （0.14m）2 0.05m / s 0.8 10 3m3 /s4=48L/min（ 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：PP P1P（3.5）式中：Pp 液压泵最大工作压力；P1执行部件的最大工作压力；P 进油路中的压力损失，对于简单的系统，取 0.2 0.5MPa ，对于复 杂系统，

39、取 0.5 1.5MPa 。本液压机执行部件的最大工作压力P1=25MPa ，进油路中的压力损失，取P =0.5MPa 。代入公式( 3.5 )可求得泵的工作压力。即：通过计算，泵的工作压力 Pp=25.5MPa 。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 Pn (1.25 1.6) Pp ，取 Pp=1.25 。即：Pn = 1.25Pp=2 )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，

40、泵的最大流量可由公式(3.6) 计算得到。qP K L( q) max(3.6)式中：qP 液压泵的最大流量；KL液压系统泄漏系数，一般取 KL=1.1 1.3 ，取 KL=1.2 ；( q)max 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 处于溢流状态，还应加上溢流阀的最小溢流量。将参数代入公式( 3.6 )中，即：qP 1.2 385.8L / min 463L/min3 )液压泵规格选择查表 5-17 1 ，根据泵的额定压力，选取液压泵的型号为： 250YCY14-1B 。 基本参数如下：排量： 250mm/r ； 额定压力： 32MPa ； 额定转速： 1000r/m

41、in ； 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 q =160ml/r ×1000r/min=250L/min 而泵实际所需的最大流量 qp =463L/min ，液压机出现供油不足，快进无法实现。为 了满足液压机的正常快进，必须在液压系统中设置补油油箱。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：P=PPqp(3.7)式中：P- 电动

42、机额定功率；Pp- 液压泵的工作压力；qP -液压泵的流量；- 液压泵的总效率，取 =0.7 。（ 1）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 3.2 可及，工进时主缸最大负载为 2000KN ，无杆腔面积A= （0.32m）2 0.08 ，进油回路压力损失取 P=0.5MPa ，则液压泵的压力 Pp 4由公式（ 3.8 ）计算。PP F PA（3.8）即：将 PP 25.5

43、 106 Pa 、 qP =28.8L/min 、=0.7 代入公式（ 3.7 ）中，求得工进 功率为：3）快退功率由图 3.2 可知，快退负载为 400KN, A（0.32m）2 （0.22m） 0.054m2 ， 取4进油回路压力损失取 P=0.5MPa ，代入公式（ 3.8 ），求得泵的压力 PP 。即：将 PP 6.9 106 Pa 、qP =76.2L/min 、=0.7 代入公式（ 3.7 ）中，求得快退功 率即为：（ 2）顶出缸各工况功率计算1）顶出功率由顶出缸负载循环图 3.4 可及，顶出时主缸最大负载为 350KN ，无杆腔面积A= （0.20m）2 0.032 ，进油回路压

44、力损失取 P=0.5MPa ，那么液压泵的压力 4Pp 可由公式（ 3.8 ）计算。即：将PP 11.4 106 Pa 、 qP =37.8L/min 、=0.7 代入公式（ 3.7 ）中，求得工进 功率即为：2）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 17.5KW 。查表 12-1 2 ，选取电动机型号为： Y18

45、0M-4 。 其它技术参数为：额定功率： 18.5KW ； 满载转速： 1470r/min 。 液压元件的选择通过液压系统的参数计算查阅液压手册，液压元件选择如表 3.4 所示：表 3.4 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YEF3-E25B1202溢流阀YEF3-E20B1204电磁换向阀34F3P-E16B805电磁换向阀24F3-E16B806溢流阀YEF3-E25B1208电磁换向阀24F3-E16B809电磁换向阀24F3-E16B8010溢流阀YEF3-E25B12011溢流阀YEF3-E20B12012电磁换向阀34F3O-E16

46、B8013电磁换向阀24F3-E16B8014单向阀AF3-Eb20B10015溢流阀YEF3-E25B12016电磁换向阀24F3-E16B8017电磁换向阀24F3-E16B8018溢流阀YEF3-E25B12019电磁换向阀24F3-E16B8020电磁换向阀24F3-E16B8022充液阀YAF3-Ea20B15025压力表KF3E6L24026变量泵250YCY14-1B25027过滤器WU-250X180F2503.4 液压系统零部件设计液压机主缸设计通过 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

47、 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、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 Ra0.40.8 m；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；

48、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：式中：pyD2 3.9)液压缸壁厚（ m ）； D 液压缸内径（ m ）；Py 实验压力，一般取最大工作压力的（ 1.25 1.5）倍； 缸筒材料的许用应力。 锻钢： =110 120MPa ；铸钢： =100 110MPa ；高强度铸铁： =60MPa ；灰铸铁： =25MPa ；无缝钢管： =100 110MPa 。主 缸 壁 厚 计 算 ， 将 D=0.32m ； = 110MPa ； Py =1.4 × 25.5MPa=35.7MPa 代入公式（ 2.9 ）中，即：液压缸缸体的外径 D 外

49、计算公式如下：D 外D 2（3.10）将参数代入公式（ 3.10 ），即：D 外 0.32m 0.104m 0.426m 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 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：t 0.433D2 Py2 （3.11 ）式中：t 缸盖的有效厚度 （m） ； D2 缸盖止口直径； 缸盖材料许用应力。 即：圆整后取缸盖厚度 t=60mm 。 （ 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

50、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：HLD20 2（3.12）导向长度如图 3.10 所示图 3.10 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 1.1 可知主缸的最大行程 H=700mm ，液压缸内径 D=320mm 代入公式 （3.12 ）中，求主缸的最小导向长度。即：为了保证最小导向长度 H，不应过分增大 l1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（ 3.13

51、 ）求得， 即：C H 1(l1 B)2（3.13）式中：B活塞的宽度，一般取 B= （0.61.0）D；l1 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 D <80mm 时，取 l1=（0.61.0）D；当 D>80mm 时，取 l1=（0.61.0）d。（ 5）主缸活塞材料、技术要求、外形尺寸及密封方案的确定 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 Ra0.81.6 m；外径圆度、圆柱度不大于外 径公差的一半； 外径对

52、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 0.04mm；外径用橡胶密封圈密封的公差配合取 f7 f9 ，内孔与 活塞杆的配合取 H8/f7 。活塞宽度系数取 0.8 ，即活塞的宽度 B=0.8D=0.8×320mm= 256mm。圆整后取活塞 宽度 B=260m。m查表 2-101 ,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

53、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 Ra0.40.8 m；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 0.03mm； 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 20 30 倍，即： L（20 30 ）D 。由主缸行

54、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 Lb（10 15）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（10 15）d=25003750mm。将参数代入 Lb（1015）d 中，比较后 Lb< （10 15）d ，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 2-7 1 ，缸体与端盖的连接形式通常有法兰连

55、接、螺纹连接、外半环连接、 内半环连接等形式。 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 2-8 1 ，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