本科畢業(yè)論文 題目：四柱液壓機設計 姓 名： 學 院： 年級/專業(yè)： 指導老師 ： 完成日期 ：  摘 要 自18世紀末世界上第一臺水壓機算起，液壓傳動技術已有二三百年的歷史。本世紀60年代以后，液壓技術隨著空間技術、計算機技術的發(fā)展而迅速發(fā)展。當前液壓技術正向迅速、高壓、大功率、高效、低噪聲、經久耐用、高度集成化的方向發(fā)展。我國的液壓技術最初應用于機床和鍛壓設備上，后來又用于拖拉機和工程機械?，F(xiàn)在，我國的液壓系統(tǒng)在各種機械設備上得到了廣泛的使用。 壓力機是鍛壓、沖壓、冷擠、校直、彎曲、粉末冶金、成形、打包等加工工藝中廣泛應用的壓力加工機械設備。液壓壓力機（簡稱液壓機）是壓力機的一種類型，它通過液壓系統(tǒng)產生很大的靜壓力實現(xiàn)對工件進行擠壓、校直、冷彎等加工。液壓機的結構類型有單柱式、三柱時、四柱式等形式。 PLC在處理模擬量能力、數(shù)字運算能力、人機接口能力和網絡能力有很好的應用，PLC逐漸進入過程控制領域，在某些應用上取代了在過程控制領域處于統(tǒng)治地位的DCS系統(tǒng). 近年，工業(yè)計算機技術（IPC）和現(xiàn)場總線技術（FCS）發(fā)展迅速，擠占了一部分PLC市場，PLC增長速度出現(xiàn)漸緩的趨勢，但其在工業(yè)自動化控制特別是順序控制中的地位，在可預見的將來，是無法取代的。 PLC發(fā)展的重點：1、人機界面更加友好；2、網絡通訊能力大大加強；3、開放性和互操作性大大發(fā)展；4、PLC的功能進一步增強，應用范圍越來越廣泛；5、工業(yè)以太網的發(fā)展對PLC有重要影響。 關鍵字：液壓系統(tǒng), 壓力機, PLC, 自動控制, ABSTRACT Since the end of the eighteenth Century the world's first counting hydraulic press, hydraulic transmission technology has a history of two hundred or three hundred years. After 60 years of this century, hydraulic technology and with the rapid development of computer technology, the development of space technology. The current hydraulic technology is rapid, high voltage, high power, high efficiency, low noise, durable, highly integrated direction. Hydraulic technology in China was first applied in machine tools and forging equipment, and later used for tractor and engineering machinery. Now, the hydraulic system of our country has been widely used in all kinds of machinery and equipment. The press is the pressure processing machinery and equipment widely used in forging, stamping, cold extrusion, straightening, bending, forming, powder metallurgy, packaging and other processes. Hydraulic press (referred to as the hydraulic machine) is a type of press, the hydraulic system to produce a static pressure great implementation of extrusion, straightening, bending and machining of a workpiece. Structure type hydraulic machine has a single column, three column, four-column type etc.. PLC has a very good application capability in dealing with analog, digital operation ability, man-machine interface capabilities and network capabilities, PLC gradually entering the field of process control, the DCS system is in a dominant position in the field of process control in some applications to replace. In recent years, industrial computer technology (IPC) and field bus technology (FCS) is developing rapidly, has occupied a part of the PLC market, PLC growth rate gradually slowed down trend, but in the industrial automation control especially in order control position, in the foreseeable future, cannot be substituted. The focus on PLC development: 1, man-machine interface more friendly; 2, network communication ability is greatly enhanced; 3, the openness and interoperability greatly development; 4, the function of PLC further enhanced, more and more extensive range of applications; 5, the development of industrial Ethernet has important effect on PLC. Keywords: hydraulic system, press, PLC, automatic control, 引 言 液壓傳動是在“流體力學”、“工程力學”、“機械制造技術”等基礎上發(fā)展起來的一門比較新興的技術。隨著我國工業(yè)和科學技術的不斷發(fā)展，液壓傳動技術在汽車工業(yè)、造船工業(yè)、動力工業(yè)等方面得到了越來越廣泛的應用。因此，液壓機也越來越受到人們的歡迎。四柱式萬能液壓機適用于各種可塑性材料的壓制工藝，如沖壓、彎曲、翻邊、薄板拉伸等。也可從事校正、壓裝、砂輪成型、冷擠金屬零件成型、塑料制品及粉末制品的壓制成型工藝。該系列產品具有獨立的動力機構及電氣系統(tǒng)，并采用按鈕集中控制，工藝動作采用繼電器控制，可實現(xiàn)調整、手動和半自動化操作三種操作方式。工作壓力、壓制速度、空載快速下行和減速的行程范圍均可根據工藝需要進行調整，并能完成定壓及定程成型兩種工作方式。定壓成型之工藝方式在壓制后具有保壓、延時及自動回程動作。對四柱式萬能液壓機液壓系統(tǒng)性能的深入研究，有利于該型液壓機的工程使用者和維護者理論知識和技術能力的提高 本設計是根據指導老師給的畢業(yè)設計大綱設計的液壓傳動四柱液壓機，著重敘述了液壓機的概論、液壓機的本體結構及設計計算以及液壓機液壓系統(tǒng)的設計三個方面進行闡述的，里面詳細的說明了液壓機的基本工作原理、特點、分類、基本參數(shù)、液壓機的本體結構及其設計計算以及液壓機的液壓系統(tǒng)的設計，尤其液壓系統(tǒng)的設計闡述了大量內容。 本設計采用了國際單位制和標準的液壓職能符號，本人在設計的過程中得到了老師的細心指導在此表示深深的謝意，另外也得到了很多同學的幫助，在此也一并表示謝意。 由于時間和自己的水平有限，設計中難免存在缺點和錯誤，懇請老師們批評指正。 目 錄 第一章 概論 ……………………………………………………………… 1 第一節(jié) 液壓機的工作原理 ……………………………………………… 1 第二節(jié) 液壓傳動系統(tǒng)組成 ……………………………………………… 2 第三節(jié) 液壓傳動的優(yōu)缺點及應用 ……………………………………… 3 第二章 液壓機本體結構設計 …………………………………………… 5 第一節(jié) 液壓機基本技術參數(shù) …………………………………………… 5 第二節(jié) 液壓缸的基本結構設計 ………………………………………… 6 第三節(jié) 缸體結構的基本參數(shù)確定 ……………………………………… 7 第四節(jié) 各缸動作時的流量 ……………………………………………… 9 第五節(jié) 上缸的設計計算 ………………………………………………… 10 第六節(jié) 確定快速空程的供液方式、油泵規(guī)格和電動機功率 ………… 22 第三章 壓力機的功能 …………………………………………………… 24 第四章 壓力機液壓系統(tǒng)設計要求 …………………………………… 25 第五章 壓力機液壓系統(tǒng)工況 …………………………………………… 26 第一節(jié) 主液壓缸 ………………………………………………………… 26 第二節(jié) 頂出液壓缸 ……………………………………………………… 26 第六章 確定壓力機液壓缸的主要參數(shù) ……………………………… 28 第一節(jié) 初選液壓缸的工作壓力 ………………………………………… 28 第二節(jié) 確定液壓缸的主要結構參數(shù) …………………………………… 29 第三節(jié) 計算液壓缸的工作壓力、流量和功率 ………………… 31 第七章 擬訂壓力機液壓系統(tǒng)原理圖 ………………………………… 34 第一節(jié) 確定液壓系統(tǒng)方案 ……………………………………………… 34 第二節(jié) 擬定液壓系統(tǒng)原理圖 …………………………………………… 37 第八章 選擇液壓元件 …………………………………………………… 39 第一節(jié) 液壓系統(tǒng)計算與選擇液壓元件 ………………………………… 39 第二節(jié) 選擇液壓控制閥 ………………………………………………… 39 第三節(jié) 選擇輔助元件 …………………………………………………… 40 第九章 液壓系統(tǒng)性能的驗算 ………………………………………… 42 第十章 液壓控制裝置集成設計 ……………………………………… 44 第十一章 液壓缸的校核 ……………………………………………… 46 結論 …………………………………………………………………………… 48 致謝 ……………………………………………………………………… 49 參考文獻 …………………………………………………………………… 50 第一章 概論 用液體作為工作介質來實現(xiàn)能量傳遞的傳動方式稱為液體傳動。液體傳動按其工作原理的不同分兩類。主要以液體動能進行工作的稱為液力傳動（如離心泵、液力變矩器等）；主要以液體壓力能進行工作的稱為液壓傳動。 四柱液壓機的工作原理油泵把液壓油輸送到集成插裝閥塊，通過各個單向閥和溢流閥把液壓油分配到油缸的上腔或者下腔，在高壓油的作用下，使油缸進行運動.液壓機是利用液體來傳遞壓力的設備。液體在密閉的容器中傳遞壓力時是遵循帕斯卡定律。四柱液壓機的液壓傳動系統(tǒng)由動力機構、控制機構、執(zhí)行機構、輔助機構和工作介質組成。 第一節(jié) 液壓機的工作原理 液壓系統(tǒng)是有泵、濾芯、管路、和各種閥體組成的，最基本的要有一個液壓泵提供壓力，一個溢流閥防止系統(tǒng)壓力過高及時卸荷。換向閥控制液壓缸油液的流向來控制液壓缸的伸縮。另外還有很多如：減壓閥、節(jié)流閥、液控單向閥等等是根據工作需要選擇的，建議你看一下各種基本閥體的工作原理和實現(xiàn)功效，這樣方便理解?，F(xiàn)在機械上多數(shù)是組合閥，各種不同的閥體組合在一起實現(xiàn)功效，挺復雜，不過要是單純理解原理知道他是咋干活的，不涉及到計算和研究還是很好理解的！無非是兩種控制 一種是壓力控制閥芯的開啟，一種是電磁產生磁力控制閥芯的開啟。液壓原理圖和咱們當初學電路畫電路圖有的一拼，但是相對更直觀更好理解，因為東西都看的見摸得著。比如節(jié)流閥，你完全可以把它當成個水龍頭，控制液體流量的么。開大點流量大開小點流量?。? 四柱液壓機的液壓傳動系統(tǒng)由動力機構、控制機構、執(zhí)行機構、輔助機構和工作介質組成。四柱液壓機的工作原理油泵把液壓油輸送到集成插裝閥塊，通過各個單向閥和溢流閥把液壓油分配到油缸的上腔或者下腔，在高壓油的作用下，使油缸進行運動.液壓機是利用液體來傳遞壓力的設備。液體在密閉的容器中傳遞壓力時是遵循帕斯卡定律。 第二節(jié) 四柱液壓傳動系統(tǒng)組成 圖1-1為一臺四柱液壓機系統(tǒng)原理基本組成。我們可以通過它進一步理解一 般液壓機系統(tǒng)應具備的基本性能和組成情況。 圖1-1 四柱液壓機 在圖1-1中，四柱液壓機是利用液壓泵將原動機的機械能通過液壓控制系統(tǒng)換為液體的壓力能，通過液體壓力能的變化來傳遞能量，經過各種控制閥和液壓控制管路的傳遞進入油缸，推動固定在上橫梁上的主缸帶動上下活動梁來回移動，由四個立柱導向將上下模具閉合，壓制所需要的工件，再于頂出缸把壓制好的工件頂出。 在液壓傳動中，液壓油缸就是一個最簡單而又比較完整的液壓傳動系統(tǒng)，分析它的工作過程，可以清楚的了解液壓傳動的基本原理。 液壓系統(tǒng)主要由：動力元件（油泵）、執(zhí)行元件（油缸或液壓馬達）、控制元件（各種閥）、輔助元件和工作介質等五部分組成。 1、動力元件（油泵） 它的作用是把液體利用原動機的機械能轉換成液壓力能；是液壓傳動中的動力部分。 2、執(zhí)行元件（油缸、液壓馬達） 它是將液體的液壓能轉換成機械能。其中，油缸做直線運動，馬達做旋轉運動。 3、控制元件 包括壓力閥、流量閥和方向閥等。它們的作用是根據需要無級調節(jié)液動機的速度，并對液壓系統(tǒng)中工作液體的壓力、流量和流向進行調節(jié)控制。 4、輔助元件 除上述三部分以外的其它元件，包括壓力表、濾油器、蓄能裝置、冷卻器、管件各種管接頭(擴口式、焊接式、卡套式）、高壓球閥、快換接頭、軟管總成、測壓接頭、管夾等及油箱等，它們同樣十分重要。 5、工作介質 工作介質是指各類液壓傳動中的液壓油或乳化液，它經過油泵和液動機實現(xiàn)能量轉換。 第三節(jié) 液壓傳動的優(yōu)缺點及應用 一、液壓傳動的優(yōu)缺點 液壓機傳動與其他傳動方式相比較，有如下的優(yōu)點： （1）液壓傳動能方面地實現(xiàn)無極調速，調速范圍大。 （2）在相同功率情況下，液壓傳動能量轉換元件的體積減小，重量較輕。 （3）工作平穩(wěn)，換向沖擊小，便于實現(xiàn)頻繁換向。 （4）便于實現(xiàn)過載保護，而且工作油液能使傳動零件實現(xiàn)自潤滑，故使用壽命較長。 （5）操作簡單，便于實現(xiàn)自動化。特別是和電氣控制聯(lián)合使用時，易于實現(xiàn)復雜的自動工作循環(huán)。 （6）液壓元件易于實現(xiàn)系列化、標準化和通用化。 液壓機傳動的主要缺陷是： （1）液壓傳動中的泄漏和液體的可壓縮性使傳動無法保證嚴格的傳動比。 （2）液體傳動有較多的能力損失（泄漏損失、摩擦損失等），故傳動效率不 高，不宜作遠距離傳動。 （3）液壓傳動對油溫的變化比較敏感，不宜在很高和很低的溫度下工作。 （4）液壓傳動出現(xiàn)故障時不易找出原因。 總的來說，液壓傳動的優(yōu)點是十分出的，它的缺點將隨著科學科技的發(fā)展而逐漸得到克服。 二、液壓機的發(fā)展趨勢 （1）高速化，高效化，低能耗。提高液壓機的工作效率，降低生產成本。 （2）機電液一體化。充分合理利用機械和電子方面的先進技術促進整個液壓 系統(tǒng)的完善。 （3）自動化、智能化。微電子技術的高速發(fā)展為液壓機的自動化和智能化提 供了充分的條件。自動化不僅僅體現(xiàn)的在加工，應能夠實現(xiàn)對系統(tǒng)的自動診斷和 調整，具有故障預處理的功能。 （4）液壓元件集成化，標準化。集成的液壓系統(tǒng)減少了管路連接，有效地 防止泄漏和污染。標準化的元件為機器的維修帶來方便 在1964年開始從國外引進液壓元件生產技術，同時自行設計液壓產品以來，我國的液壓件生產已經形成系列，并在各種機械設備上得到了廣泛的使用。目前，我國機械工業(yè)在認真消化、推廣從國外引進的先進液壓技術的同時，大力研制開發(fā)國產液壓件新產品（如高壓齒輪泵、比例閥、疊加閥及新系列中高壓閥等）加強產品質量可靠性和新技術應用的研究，積極采用國際標準的執(zhí)行性的國際標準，合理調整產品結構，對一些性能差的不符合國家標準的液壓件產品采取逐步淘汰的措施。可以看出，液壓傳動技術在我國的應用與發(fā)展已經進入了 一個嶄新的歷史階段。 第二章 液壓機本體結構設計 第一節(jié) 液壓機基本技術參數(shù) 一、800噸液壓機設計要求 1、 主缸公稱壓力 8000kN 2、 主缸回程力 1600KN 3、 頂出缸公稱壓力 1000kN 4、 頂出缸回程力 600KN 5、 滑塊距工作臺最大距離 1800 mm 6、 滑塊行程 . 1200 mm 7、 頂出行程 400mm 8、 工作壓力 25MPa 9、 滑塊速度 空程速度 120mm/s 擠壓速度 15---25 mm/s 回程 110mm/s 10、 頂出速度 頂出 140mm/s 回程 150mm/s 11、工作臺中心孔 Φ100 mm 12、工作臺面大小 根據設備穩(wěn)定性進行設計。(2200*1600，1600*1600,3150*2000) 第二節(jié) 液壓缸的基本結構設計 一、液壓缸的類型 圖2.1雙作用單活塞桿液壓缸 液壓缸選用雙作用單活塞桿液壓缸，活塞在行程終了時緩沖。因為工作過程中需要往復運動，從圖可見，油缸被活塞頭分隔為兩腔，側面有兩個進油口，因此，可以獲得往復的運動。實質上起到兩個柱塞缸的作用。此種結構形式的油缸，在中小型液壓機上應用最廣。 二、鋼筒的連接結構 在設計中上、下缸都選擇法蘭連接方式。這種結構簡單，易加工，易裝卸。 上缸采用前端法蘭安裝，下缸采用后端法蘭安裝。 缸口部分采用了Y形密封圈、導向套、O形防塵圈和鎖緊裝置等組成，用來密封和引導活塞桿。由于在設計中缸孔和活塞桿直徑的差值不同，故缸口部分的結構也有所不同。 三、缸底結構 缸底結構常應用有平底、圓底形式的整體和可拆結構形式。 平底結構具有易加工、軸向長度短、結構簡單等優(yōu)點。所以目前整體結構中大多采用平底結構。圓底整體結構相對于平底來說受力情況較好，因此，在相同應力，重量較輕。另外，在整體鑄造的結構中，圓形缸底有助于消除過渡處的鑄造缺陷。但是，在液壓機上所使用的油缸一般壁厚均較大，而缸底的受力總是較缸壁小。因此，上述優(yōu)點就顯得不太突出，這也是目前在整體結構中大多采用平底結構的一個原因。然而整體結構的共同缺點為缸孔加工工藝性差，更換密封圈時，活塞不能從缸底方向拆出，但由于較可拆式缸底結構受力情況好、結構簡單、可靠，因此在中小型液壓機中使用也較廣。 在設計中選用的是平底結構。 四、油缸放氣裝置 通常油缸在裝配后或系統(tǒng)內有空氣進入時，使油缸內部存留一部分空氣，而常常不易及時被油液帶出。這樣，在油缸工作過程中由于空氣的可壓縮性，將使活塞行程中出現(xiàn)振動。因此，除在系統(tǒng)采取密封措施、嚴防空氣侵入外，常在油缸兩腔最高處設置放氣閥，排出缸內殘留的空氣，使油缸穩(wěn)定的工作 排氣閥的結構形式包括整體式和組合式。在設計中選用的是整體式。 整體式排氣閥閥體與閥針合為一體，用螺紋與鋼筒或缸蓋連接，靠頭部錐面起密封作用。排氣時，擰松螺紋，缸內空氣從錐面間隙中擠出，并經斜孔排出缸外。這種排氣閥簡單、方便、但螺紋與錐面密封處同心度要求較高，否則擰緊排氣閥后不能密封，會造成泄露。 五、緩沖裝置 緩沖裝置的工作原理是使鋼筒低壓腔內油液(全部或部分)通過節(jié)流把動能轉換為熱能，熱能則由循環(huán)的油液帶到液壓缸外 緩沖裝置的結構有恒節(jié)流面積緩沖裝置和變節(jié)流型緩沖裝置。在設計中我采用的是恒節(jié)流面積緩沖裝置，此類緩沖裝置在緩沖過程中，由于其節(jié)流面積不變，故在緩沖開始時，產生的緩沖制動力很大，但很快就降低下來，最后不起什么作用，緩沖效果很差。但是在一般系列化的成品液壓缸中，由于事先無法知道活塞的實際運動速度以及運動部分的質量和載荷等，因此為了使結構簡單，便于設計，降低制造成本，仍多采用此種節(jié)流緩沖方式。 第三節(jié) 缸體結構的基本參數(shù)確定 一、主缸參數(shù) 1.主缸的內徑: （注：所用公式都來源于文獻【10】【17】） ===0.638M （2-1） 按標準取整=0.640M 2.主缸活塞桿直徑 =（2-2） ==0.573M （2-2） 按標準取整=0.58M 3.主缸實際壓力: = （2-3） 4.主缸實際回程力: = （2-4） 5.頂出缸的直徑: ===0.226M 按標準取整=0.25M 6.頂出缸的活塞桿直徑 ===0.177M 按標準取整=0.18M 7.頂出缸實際頂出力: = 8.頂出缸實際回程力： = 第四節(jié) 各缸動作時的流量 一、主缸進油流量與排油流量： 1.快速空行程時的活塞腔進油流量 = （2-5） 2.快速空行程時的活塞腔的排油流量 == （2-6） 3.工作行程時的活塞腔進油流量 == 4.工作行程時的活塞腔的排油流量 == 5.回程時的活塞桿腔進油流量 == 6.回程時的活塞腔的排油流量 == 二、頂出缸的進油流量與排油流量： 1.頂出時的活塞腔進油流量 = 2.頂出時的活塞桿的排油流量 == 3.回程時的活塞桿腔進油流量 == 4.回程時的活塞腔的排油流量 == 表2.1上缸鋼筒所選材料 型號 ≥／MPa ≥／MPa ≥／% 45 610 360 14 第五節(jié) 上缸的設計計算 一、筒壁厚計算 公式: =++ （2-7） 當～0.3時，用使用公式: ==0.122 m （2-8） 取 =0.2m --為缸筒材料強度要求的最小，M --為鋼筒外徑公差余量，M --為腐蝕余量，M --試驗壓力，16M時，取=1.25P P—管內最大工作壓力為25 M --鋼筒材料的許用應力，M =/n --鋼筒材料的抗拉強度，M n—安全系數(shù)，通常取n=5 當時,材料使用不夠經濟,應改用高屈服強度的材料. 二、筒壁厚校核 額定工作壓力, 應該低于一個極限值,以保證其安全. MPa =0.35 =47MPa （2-9） =外徑 D=內徑 同時額定工作壓力也應該完全塑性變形的發(fā)生: =2.3320=86.9 MPa （2-10） --缸筒完全塑性的變形壓力, --材料屈服強度MPa --鋼筒耐壓試驗壓力，MPa =30.42～36.50 MPa （2-11）三、缸筒的暴裂壓力 =2.3610 =165.7MPa （2-12） 四、缸筒底部厚度 缸筒底部為平面時: 0.433 0.433 mm （2-13） 取 mm --筒底厚，MM 五、核算缸底部分強度 按照平板公式即米海耶夫推薦的公式計算，缸底進油孔直徑為φ20cm則 Ψ===0.6875 （2-14） = =69.8 MPa （2-15） 按這種方法計算[]=100MPa <[] 所以安全 六、缸筒端部法蘭厚度: 　　　 = =67.0mm （2-16） 取 h=100mm --法蘭外圓半徑; --螺孔直徑; 螺釘 – M30 b—螺釘中心到倒角端的長度 =32cm = 42cm =48.5cm = =10cm h=10cm = =37cm = = =47.25cm 圖2.2部分工作缸 七、校核法蘭部分強度： = =0.067cm （2-17） （2-18） 其中 P== =110.2=11.02KN/cm （2-19） ==0.0335 （2-20） =0.367 （2-21） =1 （2-22） ==0.42 （2-23） 所以 =95.1MPa （2-24） =57.1+34.6=91.7 MPa<[] 滿足要求 依據上面公式當墊片的厚度為大于10cm時就能滿足要求，為了滿足橫梁的強度和工藝性，墊片厚度選用25cm。因此可以推算橫梁的厚度取大于25cm即滿足要求。 八、缸筒法蘭連接螺釘： 表2.2 螺釘所選材料 型號 ≥／MPa ≥／MPa ≥／% 35 540 320 17 1.螺釘處的拉應力 = MPa = =8.5 MPa （2-25） z-螺釘數(shù)12根; k-擰緊螺紋的系數(shù)變載荷 取k=4; -螺紋底徑, m 2.螺紋處的剪應力: =0.475 MPa （2-26） 　　　 = MPa （2-27） -屈服極限 -安全系數(shù); 5 3.合成應力: = 　　 = MPa （2-28） 九、墊片與橫梁間螺釘?shù)男：耍? 1.螺釘處的拉應力 = MPa = =3.8 MPa （2-29） z-螺釘數(shù)12根; k-擰緊螺紋的系數(shù)變載荷 取k=4; -螺紋底徑, m 2.螺紋處的剪應力: =0.475 MPa （2-30） 　　　　　 = MPa （2-31） -屈服極限 -安全系數(shù); 5 3.合成應力: = 　　 = MPa （2-32）十、活塞桿直徑d的校核： 表2-3 活塞桿所選材料 型號 ≥／MPa ≥／MPa ≥／% 45MnB 1030 835 9 （2-33） d=0.58M 滿足要求 F—活塞桿上的作用力 —活塞桿材料的許用應力，=/1.4 十一、下缸的設計計算： 表2.4鋼筒所選材料 型號 ≥／MPa ≥／MPa ≥／% 45 610 360 14 十二、下缸管壁厚： 公式: =++ 當～0.3時，用使用公式: = =0.048 m 取 =0.07m --為缸筒材料強度要求的最小，M --為鋼筒外徑公差余量，M --為腐蝕余量，M --試驗壓力，16M時，取=1.25P P—管內最大工作壓力為25 M --鋼筒材料的許用應力，M =/n --鋼筒材料的抗拉強度，M n—安全系數(shù)，通常取n=5 當時,材料使用不夠經濟,應改用高屈服強度的材料. 十三、下缸筒壁厚校核 額定工作壓力, 應該低于一個極限值,以保證其安全. MPa =0.35 =43.6MPa =外徑 D=內徑 同時額定工作壓力也應該完全塑性變形的發(fā)生: =2.3320=78.9 MPa --缸筒完全塑性的變形壓力, --材料屈服強度MPa --鋼筒耐壓試驗壓力，MPa =27.62～33.14 MPa 十四、缸筒的暴裂壓力 =2.3610 =150.4MPa 十五、缸筒底部厚度 缸筒底部為平面: 0.433 0.433 mm 取 mm --筒底厚，MM 十六、核算缸底部分強度 按照平板公式即米海耶夫推薦的公式計算，缸底進油孔直徑為φ8cm，則 Ψ===0.68 = =43.1MPa 按這種方法計算[]=100MPa <[] 所以安全 十七、缸筒端部法蘭厚度:h 　　　 = =36.3mm 取 h=40mm --法蘭外圓半徑; --螺孔直徑; 螺栓 – M12 b—螺栓中心到倒角端的長度 =12.5cm = 16cm =20.2cm = =3.5cm h=4cm = =14.25cm = = =20.1cm 十八、校核法蘭部分強度： = =0.182cm 其中 P===137.1=13.71KN/cm ==0.364 =0.175 =1.493 ==0.48 所以 =53.9 MPa =264+39.2=303.2 MPa<[] 滿足要求 十九、缸筒法蘭連接螺釘： 表2.5 螺釘所選材料 型號 ≥／MPa ≥／MPa ≥／% 35 540 320 17 1.螺栓處的拉應力 = MPa = =2.9 MPa z-螺栓數(shù)12根; k-擰緊螺紋的系數(shù)變載荷 取k=4; -螺紋底徑, m 2.螺紋處的剪應力: =0.475 MPa 　　　　　 = MPa -屈服極限 -安全系數(shù); 5 3.合成應力: = 　　 = MPa 二十、墊片與橫梁間螺栓的校核： 1.螺栓處的拉應力 = MPa = =2.9 MPa z-螺栓數(shù)12根; k-擰緊螺紋的系數(shù)變載荷 取k=4; -螺紋底徑, m 2.螺紋處的剪應力: =0.475 MPa 　　　　　 = MPa -屈服極限 -安全系數(shù); 5 3.合成應力: = 　　 = MPa 二十一、活塞桿直徑d的校核： 表2.6 活塞桿所選材料 型號 ≥／MPa ≥／MPa ≥／% 45MnB 1030 835 9 d=0.18M 滿足要求 F—活塞桿上的作用力 —活塞桿材料的許用應力，=/1.4 第六節(jié) 確定快速空程的供液方式、油泵規(guī)格和電動機功率一、快速空程時的供油方式 主缸快速空程下行活塞腔的進油量為.該流量數(shù)值較大，只采用油泵來滿足很不經濟，故決定用活動件自重快速下行的方式，使用充液閥從充液油箱吸油。 二、確定液壓泵流量和規(guī)格型號 系統(tǒng)工作時所需高壓液體最大流量是主缸工作行程活塞腔的進油流量，為，主缸活塞回程時所需流量，為，頂出缸頂出時所需進油流量，為.主缸回程和頂出缸頂出時，他們只是在開始時需要高壓而其他情況則不需要高壓.根據工況分析，決定選用一臺ZB型斜軸式軸向柱塞泵公稱流量為，轉速為，功率為130.2/KW，型號1ZXB740。 電機選用三相異步電機，型號Y315L2-6，額定功率132/KW ，轉速為 ，電流246/A，效率93.8%，功率因數(shù)0.87，重量1210千克。 圖2.3 軸向柱塞 三、泵的構造與工作原理 1.工作原理 如圖所示，當傳動軸帶動柱塞缸體旋轉時，柱塞也一起轉動。由于柱塞總是壓緊在斜盤上，且斜盤相對剛體是傾斜的。因此，柱塞在隨缸體旋轉運動的同時，還要在柱塞缸體內的柱塞孔中往復直線運動。 當柱塞從缸體柱塞塞孔中向外拉出時，缸體柱塞孔中的密閉容積便增大，通過配流盤的進油口將液壓油吸進缸體柱塞孔中；當柱塞被斜盤壓入缸體柱塞孔時，缸體柱塞孔內的容積便減小，液壓油在一定的壓力下，經配油盤的出油口排出。如此循環(huán)，連續(xù)工作。PVH泵的控制系統(tǒng)能調節(jié)液壓泵的工況，使排出液壓油滿足工作裝置需要。 2. 控制系統(tǒng) PVH泵的控制系統(tǒng)分為兩種：壓力補償控制系統(tǒng)和載荷感應壓力限定控制系統(tǒng)。 壓力補償控制系統(tǒng)是通過改變液壓泵的流量，保持設定的工作壓力來滿足工作要求的一種控制方式。 載荷感應壓力限定控制系統(tǒng)，是通過對工作載荷的壓力變化進行感應，自動調節(jié)液壓泵的工作狀態(tài)，以滿足特定系統(tǒng)工況的要求。 第三章 壓力機的功能 圖1.1 液壓機外形圖 1－充液筒；2－上橫梁；3－上液壓缸；4－上滑塊；5－立柱；6－下滑塊；7－下液壓缸；8－電氣操縱箱；9－動力機構 液壓機是一種利用液體靜壓力來加工金屬、塑料、橡膠、木材、粉末等制品的機械。它常用于壓制工藝和壓制成形工藝，如：鍛壓、沖壓、冷擠、校直、彎曲、翻邊、薄板拉深、粉末冶金、壓裝等等。 液壓機有多種型號規(guī)格，其壓制力從幾十噸到上萬噸。用乳化液作介質的液壓機，被稱作水壓機，產生的壓制力很大，多用于重型機械廠和造船廠等。用石油型液壓油做介質的液壓機被稱作油壓機，產生的壓制力較水壓機小，在許多工業(yè)部門得到廣泛應用。 液壓機多為立式，其中以四柱式液壓機的結構布局最為典型，應用也最廣泛。圖1.1所示為液壓機外形圖，它主要由充液筒、上橫梁2、上液壓缸3、上滑塊4、立柱5、下滑塊6、下液壓缸7等零部件組成。這種液壓機有4個立柱，在4個立柱之間安置上、下兩個液壓缸3和7。上液壓缸驅動上滑塊4，下液壓缸驅動下滑塊6。為了滿足大多數(shù)壓制工藝的要求，上滑塊應能實現(xiàn)快速下行→慢速加壓→保壓延時→快速返回→原位停止的自動工作循環(huán)。下滑塊應能實現(xiàn)向上頂出→停留→向下退回→原位停止的工作循環(huán)。上下滑塊的運動依次進行，不能同時動作。 第四章 壓力機液壓系統(tǒng)設計要求 設計一臺壓制柴油機曲軸軸瓦的液壓機的液壓系統(tǒng)。 軸瓦毛坯為：長×寬×厚 = 365 mm×92 mm×7.5 mm的鋼板，材料為08Al，并涂有軸承合金；壓制成內徑為Φ220 mm的半圓形軸瓦。 液壓機壓頭的上下運動由主液壓缸驅動，頂出液壓缸用來頂出工件。其工作循環(huán)為：主缸快速空程下行?慢速下壓?快速回程?靜止?頂出缸頂出?頂出缸回程。 液壓機的結構形式為四柱單缸液壓機。 第五章 壓力機液壓系統(tǒng)工況 液壓機技術參數(shù)： 第一節(jié) 主液壓缸 一、負載 1.壓制力：壓制時工作負載可區(qū)分為兩個階段。第一階段負載力緩慢地線性增加，達到最大壓制力的10%左右，其上升規(guī)律也近似于線性，其行程為90 mm（壓制總行程為110 mm）第二階段負載力迅速線性增加到最大壓制力18×105 N，其行程為20 mm。 2.回程力（壓頭離開工件時的力）：一般沖壓液壓機的壓制力與回程力之比為5～10，本壓力機取為5，故回程力為Fh = 3.6×105 N。 3.移動件（包括活塞、活動橫梁及上模）質量＝3058 kg。（在實際壓力機液壓系統(tǒng)的設計之前，應該已經完成壓力機的結構設計，這里假設已經設計完成壓力機的機械結構，移動件的質量已經得到。） 二、行程及速度 快速空程下行：行程Sl = 200 mm，速度v1＝60 mm/s； 工作下壓：行程S2 = 110 mm，速度v2＝6 mm/s。 快速回程：行程S3 = 310 mm，速度v3＝53 mm/s。 第二節(jié) 頂出液壓缸 一、 負載 頂出力（頂出開始階段）Fd＝3.6×105 N，回程力Fdh = 2×105 N。 二、 行程及速度 行程L4 = 120 mm，頂出行程速度v4＝55 mm/s，回程速度v5＝120 mm/s。 液壓缸采用V型密封圈，其機械效率ηcm＝0.91。壓頭起動、制動時間：0.2 s。 設計要求。本機屬于中小型柱式液壓機，有較廣泛的通用性，除了能進行本例所述的壓制工作外，還能進行沖孔、彎曲、較正、壓裝及沖壓成型等工作。對該機有如下性能要求： 1.為了適應批量生產的需要應具有較高的生產率，故要求本機有較高的空程和回程速度。 2.除上液壓缸外還有頂出缸。頂出缸除用以頂出工件外，還在其他工藝過程中應用。主缸和頂出缸應不能同時動作，以防出現(xiàn)該動作事故。 3.為了降低液壓泵的容量，主缸空程下行的快速行程方式采用自重快速下行。因此本機設有高位充液筒（高位油箱），在移動件快速空程下行時，主缸上部形成負壓，充液筒中的油液能吸入主缸，以補充液壓泵流量之不足。 4.主缸和頂出缸的壓力能夠調節(jié)，壓力能方便地進行測量。 5.能進行保壓壓制。 6.主缸回程時應有頂泄壓措施，以消除或減小換向卸壓時的液壓沖擊。 7.系統(tǒng)上應有適當?shù)陌踩Ｗo措施。 第六章 確定壓力機液壓缸的主要參數(shù) 第一節(jié) 初選液壓缸的工作壓力 一、主缸負載分析及繪制負載圖和速度圖 液壓機的液壓缸和壓頭垂直放置，其重量較大，為防止因自重而下滑；系統(tǒng)中設有平衡回路。因此在對壓頭向下運動作負載分析時，壓頭自重所產生的向下作用力不再計入。另外，為簡化問題，壓頭導軌上的摩擦力不計。 慣性力；快速下降時起動 Faz = m = 3058×= 917 N 快速回程時起動與制動 Fas = m = 3058×= 810 N 壓制力：初壓階段由零上升到F1 = 1.8×106 N×0.10 = 1.8×105 N 終壓階段上升到F2 = 1.8×106 N 循環(huán)中各階段負載見表1.1，其負載圖。 表1.1 主缸的負載計算 工作階段 負載力FL（N） 液壓缸推力 （N） 液壓缸工作壓力（Pa） （回程時） 快速下行 起動 FL = Fa下 = 917 1008 12533 等速 FL = 0 0 0 壓制 初壓 FL = 1.8×105 1.98×105 2.46×106 終壓 FL = 1.8×106 1.98×106 24.6×106 快速回程 起動 FL = F回 = 3.6×105 3.96×105 21×106 等速 FL = mg = 30000 32967 1.75×106 制動 FL = mg- Fa下 = 30000-810 = 29190 32077 1.7×106 注：表1.1中的液壓缸工作壓力的計算利用了后續(xù)液壓缸的結構尺寸。 運動分析：根據給定條件，空載快速下降行程200 mm，速度60 mm/s。壓制行程110 mm，在開始的90 mm內等速運動。速度為6 mm/s，最后的20 mm內速度均勻地減至零，回程以53 mm/s的速度上升。 第二節(jié) 確定液壓缸的主要結構參數(shù) 根據有關資料，液壓機的壓力范圍為20~30 MPa，現(xiàn)有標準液壓泵、液壓閥的最高工作壓力為32 MPa，如選此壓力為系統(tǒng)工作壓力，液壓元件的工作性能會不夠穩(wěn)定，對密封裝置的要求以較高，泄漏較大。參考系列中現(xiàn)已生產的其它規(guī)格同類液壓機（如63、100、200、300噸液壓機）所采用的工作壓力，本機選用工作壓力為25×106Pa。液壓缸內徑D和活塞桿直徑d可根據最大總負載和選取的工作壓力來確定。 一、主缸的內徑D D = = = 0.317m = 317 mm 按標準取D =320mm 二、主缸無桿腔的有效工作面積A1 A1=D2 =×0.322=0.0804m2=804 cm2 三、主缸活塞桿直徑d d ===0.287 m=287 mm 按標準值取d = 280 mm D-d＝320–280＝40 mm＞允許值12.5 mm （據有關資料，（D–d）小于允許值時，液壓缸會處于單向自鎖狀態(tài)。） 四、主缸有桿腔的有效工作面積A2 A2 = （D2–d2）= ×（0.322–0.282）= 0.01885 m2 = 188.5 cm2 五、主缸的工作壓力 活塞快速下行起動時 p1 = = = 12533 Pa 初壓階段末 p1 = = = 2.46×106 Pa 終壓階段末 p1 = = = 24.6×106 Pa 活塞回程起動時 p2 = = = 21×106 Pa 活塞等速運動時 p2 = = = 1.75×106 Pa 回程制動時 p2 = = = 1.7×106 Pa 六、液壓缸缸筒長度 液壓缸缸筒長度由活塞最大行程、活塞長度、活塞桿導向套長度、活塞桿密封長度和特殊要求的其他長度確定。其中活塞長度 B=（0.6~1.0）D；導向套長度A=（0.6~1.5）d。為了減少加工難度，一般液壓缸缸筒長度不應大于內徑的20～30倍。 第三節(jié) 計算液壓缸的工作壓力、流量和功率 一、主缸的流量 快速下行時q1 = A1v1 = 804×6 = 4824cm3/s = 289.4 L/min 工作行程時q2 = A2v2 = 804×0.6 = 482cm3/s = 28.9 L/min 快速回程時q3 = A3v3 = 183.5×5.3 = 999cm3/s = 59.9 L/min 二、主缸的功率計算 快速下行時（起動）：P1 = p1q1 = 12533×4824×10-6 = 60.46 W 工作行程初壓階段末：P2 = p2q2 = 2.46×106×482×10-6 = 1186 W 終壓階段：此過程中壓力和流量都在變化，情況比較復雜。壓力p在最后20 mm行程內由2.46 MPa增加到24.6 MPa，其變化規(guī)律為 p = 2.46+S = 2.46+1.11S（MPa） 式中S——行程（mm），由壓頭開始進入終壓階段算起。 流量q在20 mm內由482 cm3/s降到零，其變化規(guī)律為q = 482（1－）（cm3/s） 功率為P = pq = 482×（2.46+1.11S）×（1－） 求其極值， = 0得S = 8.9（mm）此時功率P最大 Pmax = 482×（2.46+1.11×8.9）×（1－）= 3300.8 W = 3.3 kW 快速回程時；等速階段P = pq = 1.75×106×999×10-6 = 1.748 kW 起動階段：此過程中壓力和流量都在變化，情況也比較復雜。設啟動時間0.2秒內作等加速運動