100T四柱液壓機液壓系統(tǒng)設計【帶CAD圖紙、開題報告、說明書文檔】,帶CAD圖紙、開題報告、說明書文檔,液壓機,液壓,系統(tǒng),設計,cad,圖紙,開題,報告,講演,呈文,說明書,仿單,文檔 東北林業(yè)大學畢業(yè)論文 ****大學 畢 業(yè) 設 計 設計題目： 100T四柱液壓機液壓系統(tǒng)設計 學 生： ***** 指導教師： *******教授 學 院： *******學院 專 業(yè)：******************************************* 2 *****大學 畢 業(yè) 設 計 任 務 書 設計題目 100T四柱液壓機液壓系統(tǒng)設計 指導教師 ************** 專 業(yè) ********************************************* 學 生 ************* 題目名稱：100T四柱液壓機液壓系統(tǒng)設計 任務內容（包括內容、計劃、時間安排、完成工作量與水平具體要求） 液壓壓力機又叫油壓機，是壓力機的一種，可廣泛應用于切斷、沖孔、落料、彎曲、鉚合和成形等工藝，通過對金屬坯件施加強大的壓力使金屬發(fā)生塑性變形和斷裂來加工成零件。具有用途廣泛，生產效率高等特點。 液壓壓力機通常由上缸帶動壓排（固定上模）向下運行，進行施壓、保壓等動作，動作完成后再由下缸把工件頂出。本課題設計要求：完成100噸四柱液壓機液壓系統(tǒng)設計，包括液壓機結構設計、液壓系統(tǒng)的設計計算、液壓缸的設計及電機、液壓元件的選擇等。設計參數如下： 公稱壓力------------------------------------------------100T 液體最大工作壓力---------------------------------------25 MPa 有效工作臺面積-----------------------------------720×580 mm2 滑塊空程速度------------------------------------------27 mm/s 滑塊工作速度---------------------------------------10-14 mm/s 滑塊回程速度------------------------------------------80 mm/s 滑塊最大行程-------------------------------------------600 mm 進度安排： 12月30日前，收集資料，寫出開題報告； 3月30日前，進行實習，收集資料； 4月20日前，完成液壓機結構裝配圖合A0圖紙1張； 5月10日前，進行液壓系統(tǒng)設計計算，選擇電機和液壓元件；完成液壓系統(tǒng)圖一張（A1圖紙）； 5月31日前，進行液壓缸設計計算，完成液壓缸裝配圖一張（A1圖紙）,液壓缸零件圖合A1圖紙一張，設計說明書一份。 6月10日至15日，導師評審，完善改進圖紙和設計說明書。 其中： 參考文獻篇數： 20篇以上（其中，外文文獻3篇以上） 圖 紙 張 數： 3張A0圖紙 說明書字數： 6000字以上 專業(yè)負責人意見 簽名： 年 月 日 100T四柱液壓機液壓系統(tǒng)設計 摘 要 本設計為四柱式液壓機，四柱液壓機的主機主要由上梁、導柱、工作臺、移動橫梁、主缸、頂出缸等組成。其中主缸可完成快速下行、慢速加壓、保壓延時、釋壓換向、快速返回、原位停止的動作；頂出缸可實現向上頂出、停留、向下退回、原位停止的動作。本設計主機最大工作負載為1000KN。通過對液壓缸工況分析確定液壓缸負載的變化，擬定液壓系統(tǒng)圖和電磁鐵動作順序。并設計主液壓缸，計算主液壓缸的尺寸和流量，主缸的速度換接與安全行程限制通過行程開關來控制。根據技術要求及設計計算選擇液壓泵、GE系列電磁閥等液壓元件。通過液壓系統(tǒng)壓力損失和溫升的驗算，液壓系統(tǒng)的設計可以滿足液壓機順序循環(huán)的動作要求，設計的四柱液壓機能夠實現塑性材料的鍛壓、沖壓、冷擠、校直、彎曲等成型加工工藝。本液壓系統(tǒng)選用PLC控制系統(tǒng)，通過泵和油缸及各種液壓閥實現能量的轉換，調節(jié)和輸送，完成各種工藝動作的循環(huán)。液壓機采用集中式布置，液壓系統(tǒng)油源與控制調節(jié)裝置置于主機之外。 該液壓機結構緊湊，動作靈敏可靠，速度快，能耗小，噪音低，壓力和行程可在規(guī)定的范圍內任意調節(jié)，操作簡單。 關鍵詞：四柱液壓機；液壓系統(tǒng)；PLC  100T Four-column hydraulic press hydraulic system design??? Abstract The design for the Four-column hydraulic machine, four-column hydraulic machine is mainly composed of the host beam, pillar, table, moving beams, master cylinders, composed of the top of the cylinder.?The master cylinder can be completed quickly down, slow compression, security calendar, the release pressure for the rapid return of in situ to stop the action; the top of the cylinder can be achieved out of the top up, stay, down the back, stopped in situ?action.?The design maximum working load of the host 1000KN.?Conditions on the hydraulic cylinder hydraulic cylinder load analysis to determine changes in the hydraulic system developed action plans and the electromagnet order.?And the main hydraulic cylinder design to calculate the size of the main cylinder and the flow rate of master cylinder for access and security, travel limit switches to control through the stroke.?Calculated according to the technical requirements and design options hydraulic pump, GE series of solenoid valves and other hydraulic components.?The hydraulic system pressure loss and temperature rise of checking, hydraulic system design to meet the hydraulic requirements of the order cycle of action, designed to achieve four-column hydraulic press plastic material, forging, stamping, cold extrusion, straightening, bending and other forming processes.?The PLC control system, hydraulic system used by a variety of hydraulic pumps and cylinders and valves to achieve energy conversion, regulation and distribution, complete a variety of process action cycle.?Hydraulic press using a centralized arrangement, the hydraulic system and control of oil sources outside the regulating device in the host.? The hydraulic machine structure is compact, reliable sensitive action, speed, energy consumption, low noise, stress and travel can be adjusted within the limits prescribed, simple operation.? Keywords: Four-column hydraulic press; hydraulic system; PLC 目 錄 摘要 Abstract 1 緒論 1 1.1 概述 1 1.2 發(fā)展概況 2 2液壓系統(tǒng)工況分析 3 2.1 載荷的組成和計算 3 2.1.1 主液壓缸載荷的組成與計算 3 2.1.2 繪制負載圖和速度圖 4 2.1.3 初選系統(tǒng)工作壓力 4 2.2 液壓系統(tǒng)及元件的設計 5 2.2.1 擬定液壓系統(tǒng)圖 5 2.2.2 電磁鐵動作順序 6 3 液壓缸的設計 7 3.1 液壓缸基本結構設計 7 3.1.1 液壓缸的類型 7 3.1.2 缸口部分結構 7 3.1.3 缸底結構 7 3.2 缸體結構設計 7 3.2.1 液壓缸主要參數的確定 7 3.2.2 液壓缸動作時的流量 8 3.2.3 缸的設計計算 9 3.2.4 活塞的設計 12 3.2.5 活塞桿的設計 13 3.2.6 導向環(huán)的設計 15 3.2.7 導向套的設計 16 3.2.8 缸蓋的設計 16 4 液壓元件的選擇及性能驗算 19 4.1 液壓元件的選擇 19 4.1.1 液壓泵的選擇 19 4.1.2 GE系列閥簡介及選擇 20 4.1.3 輔助元件的選擇 20 4.1.4 管件的選擇及計算 21 4.1.5 油箱容量的確定 22 4.2液壓系統(tǒng)性能驗算 23 4.2.1 液壓系統(tǒng)壓力損失 23 4.2.2 液壓系統(tǒng)的發(fā)熱溫升計算 24 5 液壓系統(tǒng)的PLC控制設計 25 5.1 PLC概述 25 5.2 控制部分設計 25 6 結論 29 參考文獻 致謝 畢業(yè)設計  四柱液壓機液壓系統(tǒng)設計 1 緒論 1. 1 概述 液壓機是一種以液體為工作介質，用來傳遞能量以實現各種工藝的機器。液壓機被廣泛應用于機械工業(yè)的許多領域。例如在鍛壓領域，液壓機被廣泛應用于自由鍛造、模鍛、沖壓、擠壓、剪切、拉拔成型及超塑性等許多工藝中；在機械工業(yè)的其他領域，液壓機被應用于粉末制品，塑料制品、磨料制品、金剛石成型、校正壓樁、壓磚、橡膠注塑成型等十分廣泛的不同工作領域。 液壓機一般是由本體、動力系統(tǒng)、液壓控制系統(tǒng)三部分組成。本體一般是由機架、液壓缸部件、運動部分及其導向裝置以及其他輔助裝置組成。工藝要求使影響液壓機本體結構形式的最主要因素。由于在不同液壓機上完成的工藝是多種多樣的，因此液壓機的本體結構形式也是不同的。根據機架形式，液壓機可以分為立式和臥式；根據機架的組成形式，液壓機可分為梁柱式、單柱式、框架式、鋼絲纏繞預應力牌坊式等。其中三梁四柱式是最為常見的類型，如圖1-1所示。其機身是由工作臺、滑塊、上橫梁、立柱、鎖母和調節(jié)螺母等組成。其執(zhí)行元件的結構簡單，結構上易于實現很大的工作壓力、較大的工作空間，因此適應性強，便于壓制大型工件或較長、較高的工件；由于執(zhí)行元件結構簡單，所以布置靈活，可以根據工藝要求來多方位布置；活動橫梁的總行程和速度都可在一定范圍內、相當大程度上調節(jié)，適應工藝過程對化快速度的不同要求；通過不同閥的組合實現工藝過程的不同順序；安全性能好，不易超載，有利于保護模具；工作平穩(wěn)。撞擊、振動、噪聲較小，對工人及廠房有很大好處。 圖1-1四柱液壓機 1.2發(fā)展趨勢 隨著應用了電子技術、計算及技術、信息技術、自動控制技術及新工藝、新材料的發(fā)展和應用，液壓傳動技術也在不斷創(chuàng)新。自19世紀問世以來發(fā)展很快，已經廣泛應用于國民經濟的各個部門，種類繁多，發(fā)展迅速，成為機床行業(yè)的一個重要組成部分。但由于我國液壓起步晚，液壓機只有50年的發(fā)展歷史，80年代以后我國液壓機開始進入高速發(fā)展階段。目前我國已建立了自己的液壓機設計和制造行業(yè)。 由于液壓機的液壓系統(tǒng)和整機結構方面，已經比較成熟，目前國內外液壓機的發(fā)展體現在新的方向。隨著比例伺服技術的發(fā)展，液壓機的停位精度、速度控制精度越來越高，液壓機趨向高精度發(fā)展。高速化、高效化、低能耗提高了液壓機的工作效率，降低生產成本；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。自動化不僅僅體現的在加工，應能夠實現對系統(tǒng)的自動診斷和調整，具有故障預處理的功能；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。 在國際上來看，由于技術發(fā)展趨于成熟，國內外機型無較大差距，主要差別在于加工工藝和安裝方面。良好的工藝使機器在過濾、冷卻及防止沖擊和振動方面，有較明顯改善。在油路結構設計方面，國內外液壓機都趨向于集成化、封閉式設計，插裝閥、疊加閥和復合化元件及系統(tǒng)在液壓系統(tǒng)中得到較廣泛的應用。特別是集成塊可以進行專業(yè)化的生產，其質量好、性能可靠而且設計的周期也比較短。  2 液壓系統(tǒng)工況分析 四柱液壓機的工作過程如下：上液壓缸驅動上滑塊，實現“快速下行-慢速加壓-保壓延時-釋壓換向-快速返回-原位停止”的動作循環(huán)；下液壓缸驅動下滑塊，實現“向上頂出-停留-向下退回-原位停止”的動作循環(huán)。如2-1圖所示。 圖2-1液壓機工作循環(huán)圖 2.1 載荷的組成和計算 2.1.1主液壓缸載荷的組成和計算 作用在活塞桿上的外部載荷包括工作載荷，導軌的摩擦力和由于速度變化而產生的慣性力。 （1） 工作載荷 工件的壓制抗力即為工作負載： （2） 導軌摩擦載荷 摩擦阻力是指運動部件與支撐面間的摩擦力。 (2-1) --外載荷作用于導軌上的正壓力（N）； ---摩擦系數，分為靜摩擦系數（）和動摩擦系數（） 靜摩擦阻力： 動摩擦阻力： （3） 慣性載荷 (2-2) 式中g—重力加速度；g=9.81; -速度變化量（m/s）； -起動或制動時間（s）。一般機械=0.1-0.5s，對輕載低速運動部件取小值，對重載高速部件取大值。行走機械一般取=0.5-1.5。 以上三種載荷之和稱為液壓缸的外載荷。工作載荷并非每個階段都在，如該階段沒有工作，則=0。由于液壓缸參數未定，估算背壓力Fb=12000N。 自重： -液壓缸的機械效率，一般取0.90-0.95. (2-3) 液壓缸各階段負載如表2-1所示。 表2-1 液壓缸各階段中的負載 工作狀態(tài) 負載組成 負載值F/N 推力F//N 啟動 8080N 8977.8N 加速 8390N 9322.2N 快速下行 7590N 8433.3N 慢速加壓 988590N 1098433.3N 快速返回 5390N 5988.9N 2.1.2繪制負載圖和速度圖 由以上分析計算繪制主液壓缸負載圖和速度圖，如圖2-2。 圖2-2 壓力機液壓缸的負載和速度圖 2.1.3初選系統(tǒng)工作壓力 根據重量輕、體積小、成本低、效率高、結構簡單、工作可靠、使用維護方便的原則，針對設計系統(tǒng)在性能和動作方面的特性，確定了設計系統(tǒng)的工作壓力。如表2-2、表2-3所示。本設計工作壓力為25MPa。 表2-2 按載荷選擇工作壓力 載荷/KN <5 5-10 10-20 20-30 30-50 >50 工作壓力/MPa <0.8-1 1.5-2 2.5-3 3-4 4-5 ≥5 表2-3 各種機械常用的系統(tǒng)工作壓力 機 床 機械類型 磨床 組合機床 龍門刨床 拉床 農業(yè)機械 小型工程建筑 建筑機械 液壓鑿巖機 液壓機 大中型挖掘機 重型機械 起重運輸機械 工作壓力/MPa 0.8-2 3-5 2-8 8-10 10-18 20-32 2.2 液壓系統(tǒng)及元件的設計 2.2.1擬定液壓系統(tǒng)圖 根據系統(tǒng)的設計要求和工況圖，確定基本回路，擬定油路控制原理圖，如圖2-3。 圖2-3 油路控制原理圖 1.主油箱 2.徑向柱塞泵 3.順序閥 4.先導式溢流閥 5.三位四通電磁換向閥 6. 二位四通電磁換向閥 7.壓力繼電器 8.單向閥 9.壓力表 10.補油箱 11.液控單向閥 12.上缸 13.背壓閥 14.液控單向閥 15.行程開關 16.下缸 17.節(jié)流閥 18.三位四通電液換向閥 圖2-3是油路控制原理系統(tǒng)圖，工作時，電液換向閥5通電，壓力油由泵2打出， 經順序閥3，進入電液換向閥5的右位，再通過單向閥8 ，進入上缸12的上腔。同時，經電磁閥6補油進入油缸上腔?；赜蛷纳细椎南虑唤涍^（單向順序閥）背壓閥13和液控單向閥14，通過電液換向閥6，流回到油箱。 與此同時， 上缸在自重的作用下， 加速了向下的快速運動，使上缸的上腔瞬時間形成了真空帶，補油箱10的油會通過液控單向閥11 ，被吸進上缸的上腔， 以消除真空， 保持上缸的快速下移。 當上缸帶動上模與下模合模后， 壓力油繼續(xù)輸入上油缸的上腔， 油缸上腔的壓力開始升高，由于油壓的升高，補油箱處的液控單向閥被關閉， 切斷了補油箱的供油，使上缸12下行速度開始放慢。油缸上腔壓力繼續(xù)升高， 當壓力超過了壓力繼電器9的調定值時， 壓力繼電器發(fā)出信號，控制電液換向閥5轉換到中位， 切斷油缸12上腔的供油， 上缸停止運動，系統(tǒng)開始保壓。 保壓完后， 電液換向閥5的左位被接通， 泵2打出的壓力油， 經過順序閥3， 通過電液換向閥5的左位，再經過液控單向閥13 、（單向順序閥）背壓閥12 ， 進入上油缸12的下腔， 推動油缸向上運動，同時電磁閥6切換到左位，油箱補油加速回程。 油缸12上腔的回油通過液控單向閥11 ， 流回到補油箱10 。使得上缸能快速退回原位。 當將電液換向閥5的中位和電液換向閥18的右位接通時， 泵2打出的壓力油，經過電液換向閥18的左位， 進入下缸16的下腔，回油從下缸16的上腔經過電液換向閥18的左位，流入回油箱，下缸上行頂出工件。 在工件取出后， 電液換向閥18的右位開始工作， 壓力油進入下缸15的上腔， 下缸下腔的回油經過閥的右位流入回油箱， 下缸向下運動， 恢復原位。 閥12在保壓時可防止上油缸12上腔的油液倒流，行程開關 15用于控制上、下缸的極限位置，壓力表分別顯示上、下油缸和整個系統(tǒng)的壓力。 2.2.2電磁鐵動作順序 圖2-3油路控制原理圖中電磁鐵動作順序見表2-4。 表2-4 電磁鐵動作順序表 動作名稱 電磁換向閥 電動機 1YA 2YA 3YA 4YA 5YA 6YA 1D 電機啟動 + 快速下行 + + + 減速及壓制 + + + 保壓 + + + 卸壓 + + + 回程停止 + 頂出缸頂出 + + 退回 + + 靜止 3 液壓缸的設計 3.1 液壓缸基本結構設計 液壓缸是液壓系統(tǒng)的執(zhí)行元件，它是一種把液體的壓力能轉換為機械能，以實現直線往復運動的能量轉換裝置。由于液壓缸結構簡單，工作可靠，在鍛壓設備中應用廣泛。 3.1.1 液壓缸的類型 液壓缸選用單作用活塞液壓缸，單作用活塞缸的活塞、活塞桿和導向套上都裝有密封圈，因而液壓缸被分隔為兩個互不相通的油管，當活塞腔通入高壓油而活塞桿腔回油時，可實現工作進程，當從反方向進油和回油是，可實現回程。 3.1.2缸口部分結構 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。 3.1.3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。在本設計中采用平底結構。 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。 3.1.4 緩沖裝置 緩沖裝置的工作原理是利用活塞或缸筒在其走向終端時在活塞和缸蓋之間封住一部分油液，強迫它從小孔或油縫中擠出，以產生很大的阻力，使工作部件受到制動，逐漸減慢運動速度，達到避免活塞和端蓋相撞擊的目的。在液壓缸中常見的裝置是節(jié)流口可調式，節(jié)流口變化式兩種。本設計中所設計的液壓缸緩沖裝置是節(jié)流閥調節(jié)。 3.2缸體結構設計 3.2.1液壓缸主要參數的確定 （1） 主缸的內徑: 公稱力F=1000KN=1×106KN，液體最大工作壓力P=25MPa=25×106。 求得活塞面積： ==0.04 (3-1) 所以 ==0.04 即主缸內徑D=0.2257m=225.7mm。查表取 D=220mm 根據快上和快下的速度比值來確定活塞桿的直徑： = 得d=179.07 按標準取活塞桿直徑 d= 液壓缸的往復運動速度比，一般有2、1.46、1.33、1.25、1.15等幾種。表3-1給出了不同速度比是活塞桿直徑d和液壓缸內徑D的關系。 由以上數據求出液壓缸實際有效面積如下： 無桿腔： = =3799 (3-2) 有桿腔： ==12560 (3-3) 活塞桿面積： A=-=25434 (3-4) 表3-1 d 和D的關系 φ 1.15 1.25 1.33 1.46 2 d 0.36D 0.45D 0.5D 0.56D 0.71D (2) 確定液壓缸的運動速度 本課題給定了液壓缸的工作速度為： 空程速度：27 工作速度：12 回程速度：80 (3) 確定活塞桿的最大行程 本設計課題給定了活塞桿最大行程為600mm。 3.2.2液壓缸動作時的流量 液壓缸的流量通過工作速度和液壓缸的內徑來確定。液壓缸的空程速度為V1 =27，工作速度為V2 =12，回程速度為V3=80. （3-5） 空程：Q1=V1×D2=0.027m/s××(0.22)2=0.001026m3/s=61.56L/min； 工作：Q2 = V2×D2=0.012m/s××(0.22)2=0.000456m3/s=27.36L/min； 回程：Q3=V3×（D2-d2）=0.08m/s××(0.222-0.182）=0.001m3/s=60L/min。 針對不同零件的具體加工要求，系統(tǒng)的流量可以通過控制元件調速閥來調節(jié)。 3.2.3缸的設計計算 （1）缸筒的結構和材料 一般情況下，缸筒和缸蓋的結構形式和使用材料有關。在此液壓缸筒用45號無縫鋼管?？杀ＷC結構通用性好，缸體加工容易，裝卸方便，能充分滿足設計要求。缸筒所選材料性能如表3-2。 表3-2 缸筒所選材料 型號 ≥／MPa ≥／MPa ≥／% 45 600 355 16 （2）對缸筒的要求 a.內表面與活塞密封件及導向套的摩擦力作用下，能長期工作而磨損少， 尺寸公差等級和形位公差等級足以活塞密封件的密封性。 b.有足夠的強度，能長期承受最高工作壓力，而不至產生永久變形以及能承受活塞側向力和安裝的反作用力而不至產生彎曲。 缸筒內壁厚度： 當3.2≤＜16時，用使用公式: = （3-6） =0.028m 取 =0.02m --試驗壓力（MPa），工作壓力p≤16MPa時，=1.5p;工作壓力p≥16MPa時，=1.25p; D --液壓缸內徑（m）; --缸體材料的許用應力（MPa）: --缸體材料的抗拉強度（MPa） --安全系數，n=3.5-5.一般取n=5. --強度系數，一般取1。 --計入壁厚公差及腐蝕的附加厚度，通常圓整到標準厚度值。 —缸體內最大工作壓力為25 MPa. 當時,材料使用不夠經濟,應改用高屈服強度的材料. （3）缸筒的強度校驗 在前一節(jié)中已經確定了缸筒的內徑，為220mm，根據液壓缸標準參數擬選缸 厚度為20mm，則外徑： =D+2 (3-7) ，現在校驗它的強度。 額定壓力必須要小于一個值，這樣缸筒才是符合強度要求的，即： ≤0.35× (3-8) 式中： --液壓缸額定壓力(MPa) --液壓缸外徑(m) --液壓缸內徑(m) --材料的極限應力(MPa) 所以： ≤0.35××355 ≤35.3 本設計課題給定的為25，所以缸筒工作安全。 （4）液壓缸缸底厚度計算 缸筒底部為平面時: （3-9） 取 式中： --筒底厚度（m） --液壓缸內徑（m） --試驗壓力（MPa） --缸底材料的許用應力（MPa） （5）液壓缸固定螺栓直徑校核 ≥ (3-10) 式中： Z--固定螺栓數，取Z=8(均布) ； F--液壓缸負載； k--螺紋擰緊系數k=（1.12-1.5），這里取1.3； []-- /(1.2—2.5), 為材料的屈服極限 由于Z取得較小的值時，螺栓的直徑將會變大，從而加大安裝空間，可能會發(fā)生安裝是干涉的情況；如果Z值取得太大，則勢必加大調整時的難度，經過綜合考慮，這里取Z=8。 所以： ≥=23.1mm 選取標準值為24mm。根據實際情況，選取普通圓柱螺栓。由《機械設計指導》查的該螺栓的規(guī)格為24。 （6）缸筒制造加工要求 a.缸筒端面的垂直度公差值可按照7級精度選取0.06mm。 b.缸筒內徑的圓度公差值可按9、10、11級精度選取0.046mm，圓柱度公差值應該按照8級精度選取0.02mm。 c.熱處理調質，硬度為HB241—285.缸體內表面鍍鉻，厚度為30-40微米,鍍后研磨或者拋光。 缸筒的零件圖如3-1圖所示： 圖3-1 缸筒 3.2.4活塞的設計 由于活塞在液體壓力的作用下沿缸筒往復滑動，因此，它與缸筒的配合應適當，既不能過緊，也不能有間隙過大。配合過緊，不僅使最低啟動壓力增大，降低機械效率，而且容易損壞缸筒和活塞的滑動配合表面；間隙過大，會引起液壓缸內部泄露，降低容積效率，使液壓缸達不到要求的設計性能。 （1）活塞材料 查書《液壓工程手冊》，可知： 無導向環(huán)活塞：用高強度鑄鐵HT200～300或球墨鑄鐵。 有導向環(huán)活塞：用優(yōu)質碳素鋼20號、35號及45號。 本設計采用有導向環(huán)的活塞，因此選用35號鋼。 （2）活塞結構型式 根據密封裝置型式來選用活塞結構型式。通常分為整體活塞和組合活塞兩類。整體活塞在活塞四周上開溝槽，安置密封圈，結構簡單，但給活塞的加工帶來困難，密封圈安裝時也容易拉傷和扭曲。組合式活塞結構多樣，主要受密封型式決定。組合式活塞大多可以多次拆裝，密封件使用壽命長。 依據以上知識,本設計采用組合式活塞。 （3）活塞的尺寸確定 活塞的外徑應略小于缸筒的內徑，活塞與缸筒之間是用密封圈來連接的。其內孔的大小是根據與之相配合的活塞桿的直徑來確定的。根據密封圈的大小來確定槽的深度和寬度。根據設計和安裝要求，本設計活塞外徑取為220mm,寬度B=0.6D取得140mm。 （4）活塞的密封 密封、形式與活塞的結構有關，可根據液壓缸的不同作用和不同工作壓力來選擇,一般有密封圈密封、活塞環(huán)密封、間隙密封。這里采用O形加擋圈密封。密封圈的選定根據《液壓工程手冊》GB3452.3-88選定。 （5）活塞的技術要求 a.外徑的圓柱度公差值，按10級精度選取，公差值為0.04mm b.端面對內孔軸線的垂直度公差值，應該按照7級精度選取,公差值0.04mm。 圖3-2 活塞 3.2.5活塞桿的設計 (1) 活塞桿的材料 活塞桿的材料為45號鋼，采用實心結構。其兩個端部均采用螺紋連接。活塞桿所選材料如表3-3所示。 表3-3 活塞桿所選材料 型號 ≥／MPa ≥／MPa ≥／% 45MnB 1030 835 9 (2) 活塞桿尺寸的確定 活塞桿的總長要根據油缸的行程來確定，本課題的工作臺行程為600㎜，綜合其技術要求，選取活塞桿的總長為800mm。 由于L≥A+B+L-1/2B L≥100+140+30+600-70=800mm A— 導向套滑動面長度； B— 活塞寬度； L— 液壓缸的最大行程；數值在后面3.3.6導向環(huán)設計中具體計算。 (3) 活塞桿的技術要求 a 安裝活塞的軸肩端面與活塞桿的軸線的垂直度公差不大于0.04mm/100mm。 b 活塞桿的外圓粗糙度Ra值一般為0.1～0.3。 c 活塞桿在導向套中滑動，采用H8/h7配合。 d 安裝活塞的軸頸與外圓的同軸度公差不大于0.01mm。 e 活塞桿的熱處理：粗加工后調質到硬度為229-285HB，必要時，再經高頻淬火，硬度達到HRC45-55。 f 為了提高耐磨性和防銹性，活塞桿表面需鍍鉻處理，并進行拋光或磨削加工。 g 活塞桿內端的卡環(huán)槽、螺紋和緩沖柱塞也要保證與軸線的同心，特別是緩沖柱塞，最好與活塞桿做成一體。 （4）活塞桿直徑d的校核： （3-11） 取d=0.18m, 滿足要求。 式中： F--活塞桿上的作用力； --活塞桿材料的許用應力，=/1.4。 (5) 活塞與活塞桿的連接 活塞與活塞桿連接有多種型式，所有型式均需有鎖緊措施，以防止工作時由于往復運動而松開,它分為卡環(huán)型，軸套型，螺母型等幾種型式。 本設計采用螺母型連接；如圖3-3所示： 圖3-3 活塞桿 3.2.6 導向環(huán)的設計 導向環(huán)安裝在活塞外圓的溝槽內或活塞桿導向套內圓的溝槽內，以保持活塞與缸筒或活塞桿與其導向套同軸度，并用以承受活塞或活塞桿的側向力。 (1) 導向環(huán)的型式 導向環(huán)有嵌入型和浮動型 嵌入型導向環(huán)：在活塞外圓加工出燕尾型截面溝槽，用QAL9-4或紫銅制的銅帶，表面加工成略帶拱形，用木槌鉚入溝槽內，最后加工導向環(huán)外圓。導向環(huán)圓周切出一個45度斜口。 浮動型導向環(huán)：用高強度塑料等制的帶，裝在活塞外圓的矩形截面溝槽內，側向保持有間隙，導向環(huán)可在溝槽內移動，并有一個45度斜開口。也可在溝槽底用粘合劑固定導向環(huán)。 本設計采用浮動型導向環(huán)。 (2) 導向環(huán)的尺寸 采用不同的材料，導向環(huán)的尺寸也不同。 聚四氟乙烯（也有摻青銅粉）導向環(huán)：根據活塞外圓直徑或導向套內圓直徑，導向環(huán)厚度可為1.5～2.5mm,寬度可為5.6～25mm。 纖維增強酚醛樹脂摻石墨導向環(huán)，厚度可為3～5mm，寬度可為2.5～25mm。 基于此，本設計采用聚四氟乙烯導向環(huán)，其厚度為2.5mm，寬度為10mm。 3.2.7導向套的設計 導向套是用以對活塞桿進行導向，內裝有密封裝置以保證密封效果，導向套的典型結構形式是采用了軸套式。 （1）導向套的材料 導向套要求磨損系數小，因此，采用了青銅。 （2）導向套長度的確定 導向套長度過短，將使缸因配合間隙引起的初始撓度增大。影響液壓缸的工作性能和穩(wěn)定性，因此，設計必須保證缸有一定的最小導向長度，一般缸的最小導向長度應滿足： H≥ （3-12） 式中：L--為液壓缸的最大行程，L=600mm； D--為液壓缸筒內徑，D=220mm； H--為導向套最小導向長度； 所以： H≥ H≥30+110=140mm 根據設計要求的需要，選擇導向套的長度為150mm。 活塞寬度B=0.6D=132mm.取B=140mm。 導向套滑動面的長度A,在根據液壓缸內徑D而定； 當D<80mm時，??； 當D>80mm時，取。 A=0.6d=108mm. 取100mm。 (3) 導向套的密封 導向套與活塞桿之間的密封采用O形橡膠密封圈，根據GB/T3452.1-1992查閱，選取，密封環(huán)內徑180mm，線徑7mm。選自《機械設計手冊》第2卷表10.1-40通用型O型密封圈尺寸系列與公差。 并且采用防塵圈以防止活塞在后退時把雜質、灰塵及水份帶到密封裝置處.尺寸Φ68×5。 (4) 導向套的加工技術要求 a、導向套外圓與端蓋的配合為H8/f7。 b、內孔與活塞桿外圓的配合為H8/h7。 c、外圓與內孔的同軸度公差不大于0.03mm。 d、內孔中的環(huán)形油槽和直油槽要淺而寬，以保證良好的潤滑。 導向套的零件圖如圖3-4所示： 圖3-4 導向套 3.2.8缸蓋的設計 (1) 缸蓋的材料和結構 缸蓋分為左缸蓋和右缸蓋，其中一個油口位于左缸蓋之上。缸蓋的材料選擇45鋼。 (2) 缸蓋的尺寸的確定 缸蓋與缸筒內壁的接觸面為其定位基準。為了保證缸蓋與缸筒兩者軸線的同軸度，其裝配面要經過磨削加工。缸蓋的尺寸是由導向套、缸筒、活塞桿及固定裝置的尺寸來確定。其法蘭的尺寸由安裝條件確定。其中直徑d1與缸徑相同220mm,基本尺寸D3取與密封圈外徑相同200mm。 (3) 缸蓋的技術要求 a、導向孔的表面粗糙度應為Ra=1.25μm。 b、與缸筒內徑配合的直徑采用h9，與活塞桿上的緩沖柱塞的配合的直徑采用H9。偏差值為0.115mm。這三個尺寸的圓度和圓柱度誤差不大于各自直徑公差的一半，三個直徑的同軸度誤差按7級選取0.03mm。 c、與缸筒接觸的端面和與活塞接觸的端面對軸線的垂直度誤差在直徑100mm上不大于0.04mm，按7級精度選取。 前后端蓋如圖3-5、圖3-6所示： 圖3-5 前端蓋 圖3-6 后端蓋 4 液壓元件的選擇及性能驗算 4.1 液壓元件的選擇 根據系統(tǒng)要求和設計方案，選擇合適的液壓元件，對液壓系統(tǒng)有很大的決定作用，所以對液壓元件一定要有合理的選擇。 4.1.1 液壓泵的選擇 液壓泵是系統(tǒng)的能源裝置，它給系統(tǒng)提供壓力油，在液壓系統(tǒng)中起心臟作用。由工況分析可清楚的看出：系統(tǒng)工作循環(huán)主要由相對于快進、快退行程的低壓大流量和相應于工進行程的高壓小流量兩個階段所組成，其最大流量和最小流量之比很大，其相應的時間比有很小。這表明，系統(tǒng)在一個工作循環(huán)中的絕大多數時間內處于高壓小流量工作。 從提高系統(tǒng)效率出發(fā)，由于額定壓力（25Mpa）較大，所以這里選用柱塞泵供油。它和調速閥組成的容積——節(jié)流聯(lián)合調速回路，一方面可以保證運動的平穩(wěn)性及速度的穩(wěn)定，另一方面可實現流量適應，減小系統(tǒng)功率的損失和系統(tǒng)發(fā)熱。 因此液壓泵選用徑向柱塞泵。 a、確定液壓泵的最大工作壓力: （4-1） 式中： P1--液壓缸的最大工作壓力25Mpa； --從液壓泵出口到液壓缸的入口之間總的管路損失?？梢园磳嶒灁祿x取，管路簡單，流速不大的取=（0.2～0.5）Mpa；管路復雜，進口有調速閥的取=（0.5～1.5）Mpa； 由工況分析一節(jié)可知，液壓缸的最大工作壓力出現在工進階段，=25Mpa。 由于工進階段液壓缸輸入流量很小，進油路中元件較少，故泵至缸間的進油路壓力損失選取=0.4Mpa，所以，≥25+0.4=25.4Mpa； b、 確定液壓泵的流量: 液壓缸的輸出流量為： 式中： k--系統(tǒng)泄漏系數,一般取k=1.1～1.3； --同時動作的液壓缸的最大總流量，對于在工作過程用節(jié)流調速的系統(tǒng)，還須加上溢流閥最小溢流量，一般取,最大流量出現在快進階段，所以 =1.2（60L/min+）＝75.6L/min c、選擇液壓泵和電動機的規(guī)格: 根據以上求得的和值，按系統(tǒng)中擬定的液壓泵形式，從手冊中查得相應的液壓泵，為使液壓泵有一定的壓力儲備，所選泵的額定壓力一般要比最大工作壓力大25%-60%。電動機的選擇要與泵相配合，以滿足泵的要求， 根據壓力和流量的不同選擇液壓泵和電動機。設計要求該系統(tǒng)工作效率高，發(fā)熱少，能耗低，結構簡單，因此該設計選擇JB-※型徑向柱塞泵（型號為JB-G73），根據《液壓工程手冊》查得。同時由產品樣本查的此泵驅動功率為10KW，此值完全能滿足系統(tǒng)需要。選擇驅動電機型號為JB-218-300型，其額定功率為55KW，轉速為1500r/min。 4.1.2 GE系列閥簡介及選擇 （1） 概述 GE系列液壓閥包括壓力、流量、方向控制三大類，全系列共計70個品種，近3000種規(guī)格某些液壓閥是根據液壓系統(tǒng)發(fā)展的特殊需要而開發(fā)的，以滿足廣大用戶的需要。目前GE系列閥已在機床、造紙、注塑、等行業(yè)廣泛應用，主機單位反應使用情況良好。 （2） GE系列閥的選用 根據液壓系統(tǒng)的工作壓力和通過閥類元件和輔助元件的實際流量，結合本課題設計要求，選出液壓元件的具體型號和規(guī)格，如下： 名稱 型號 額定壓力 最大流量 1) 三位四通電磁換向閥：3WE6-50/W110R 16MPa 25L/min 2) 溢流閥： YF3-10L 6.3MPa 63L/min 3) 順序閥： XF3-10B 6.3MPa 63L/min 4) 二位四通電磁換向閥：22B(E)-H6B 16MPa 25L/min 5) 單向閥 AF3-Eb10B 16MPa 40L/min 6) 背壓閥 FBF3-6B 6.3MPa 25L/min 7) 液控單向閥 YAF3-Eb10B 16MPa 8) 節(jié)流閥 LF3-E6B 16MPa 25L/min 4.1.3輔助元件的選擇 （1） 濾油器的選擇 濾油器在選擇中必須要考慮的主要因素：過濾液的性質及與過濾材料的相容性；通過濾油器的流量及流量的變化與波動程度；系統(tǒng)的工作壓力以及壓力壓力是穩(wěn)態(tài)的還是時變的；系統(tǒng)的工作溫度，以及系統(tǒng)要求的過濾精度等。 選擇濾油器應注意以下幾點： 1) 安裝濾油器時要注意濾油器殼體上標明的液流方向，正確安裝在系統(tǒng)中； 2) 當濾油器壓差指示器顯示紅色信號時，要及時清洗或更換濾芯； 3) 在清洗或更換濾芯時，要防止外界污染侵入工作系統(tǒng)； 4) 清洗金屬編織方孔網濾芯原件時，可用刷子在汽油等中刷洗； 5) 濾芯元件在清洗時，應該堵住濾芯端口，防止清洗下的污物進入濾芯內腔造成內污染； 6) 過濾器的工作能力，取決于濾芯的過濾面積，濾芯本身的性能、油的粘度與溫度、過濾前后的壓力差以及油中固體顆粒的含量。過濾出入口的壓差越大，阻力越小時，過濾的出油能力越大。 根據上述要求，本課題選擇濾油器型號: XU-50×200 （2） 空氣濾清器的選擇 一般應在油箱蓋上設置空氣過濾器，它包括空氣過濾器和注油過濾網。 選擇：。技術參數：空氣阻力＜0.02Mpa，加油網孔0.5mm。 （3） 選擇壓力表 選擇： Y-150T。 （4） 選擇液位儀 在油箱側壁上設置液位計，以指示液面位置。選擇： YWZ-125T。 4.1.4管件的選擇及計算 （1） 確定油管的內徑 液壓系統(tǒng)中的泄漏問題大部分出現在管系中的接頭上，為此對接頭形式的確定，管系的設計及管道的安裝應具體考慮。 油管的管徑不宜選得過大，但也不能選得過小。過大，容易使液壓裝置的結構龐大；過小，容易使管內液體流速加大，系統(tǒng)壓力損失加大或產生振動和噪音，影響正常工作。薄璧易于彎曲，規(guī)格較多，裝接較易，采用它可減少管系接頭數目，有利于解決系統(tǒng)的泄漏問題。因此在強度保證的情況下，管壁可盡量選的薄些。 管道的內徑： d= （4-2） 式中：--通過管道的流量 （） --管內允許流速 （） 允許流速的推薦值如表4-1 。 表4-1 允許流速推薦值 液體流經的管道 推薦速度 液壓泵吸油管道 0.6---1.5，一般常取1 液壓系統(tǒng)壓油管道 2.5---5，壓力高，管道短，粘性小，取最大值 液壓系統(tǒng)吸油管道 1.5---2 因此管道直徑計算如下： 液壓泵吸油管道： ==0.036m 取=40mm 液壓系統(tǒng)壓油管道： ==0.016m 取=20mm 液壓系統(tǒng)回油管道： ==0.029m 取=30mm （2） 管路、管接頭的選擇 管接頭是油管與油管，油管與液壓元件之間的可拆式連接件，它必須具有裝拆方便，連接牢固，密封可靠，外形尺寸小，通流能力大，壓降小，工藝性好等各項要求。 管路旋入端用的連接螺紋采用國家標準米制錐螺紋（ZM）和普通細牙螺紋（M）。細牙螺紋的密封性好，常用于高壓系統(tǒng)，但需采用組合墊圈或O型密封圈進行端面密封。 液壓系統(tǒng)中的泄漏問題大部分出現在管系中的接頭上，為此對接頭形式的確定，管系的設計及管道的安裝應具體考慮。 這里選用卡套式端直通管接頭（GB3733.1-83）,這種管接頭具有結構簡單，性能良好、重量輕、體積小、使用方便、不用焊接等一系列優(yōu)點，是液壓、氣動系統(tǒng)中較為理想的管路連接體。 4.1.5油箱容量的確定 初始設計時，按經驗公式確定油箱的容量。 經驗公式為 （4-3） =10×75.6L/min =756L 式中： --液壓泵每分鐘排出壓力油的容積（L/min） --經驗系數，見表4-2。 表4-2 經驗系數a 系統(tǒng)類型 行走機械 低壓機械 中壓系統(tǒng) 鍛壓系統(tǒng) 冶金機械 a 1-2 2-4 5-7 6-12 10 因此圓整后油箱的有效容積選取V＝800L，根據《機械設計手冊單行本液壓傳動》中查得油箱的外形尺寸長、寬、高分別為1300mm、1000mm、970mm。分離式油箱一般用2.5～4mm鋼板焊成。箱壁愈薄，散熱愈快，大尺寸油箱要增加焊角板、筋條，以增加剛性。油箱頂蓋要稍微加厚些。因此在這里油箱壁厚選取6mm, 箱底厚度應大于箱壁的厚度，選取 10mm ， 箱蓋厚度為10mm。 4.2液壓系統(tǒng)性能驗算 液壓系統(tǒng)初步設計是在某些估計參數情況下進行的，當回路形式、液壓元件及連接管路等完全確定后，針對實際情況對所涉及的系統(tǒng)進行各項性能分析。主要包括計算液壓回路各段壓力損失、統(tǒng)計損失及系統(tǒng)效率、壓力沖擊和發(fā)熱溫升等。 4.2.1液壓系統(tǒng)壓力損失 壓力損失包括管路的沿程損失，管路的局部壓力損失和閥類元件的局部損失，總的壓力損失為 （4-4） 由于供油流量的變化，其快上是液壓缸的速度為27mm/s 此時油液在進油管中的流速為： (1) 沿程壓力損失 設系統(tǒng)采用N32液壓油。室溫為20℃時，運動粘度=1.0， 所以有：＜2300。液壓油在金屬管中為層流流動，則阻力損失系數。若取進，回油管長度均為0.5m,油液的密度為，則其進油路上的沿程壓力損失為： （4-5） = =1056.875Pa =0.00157 =0.00157MPa (2) 局部壓力損失 局部壓力損失包括管道安裝和管接頭的壓力損失和通過液壓閥的局部壓力損失，前者視管道的具體安裝結構而定，一般取沿程壓力損失的10%；而后者則與通過閥流量大小有關。本設計中通過整個閥的壓力損失很小，一般忽略不計。 同理：快上時的回油路上的流量 則回油路油管中的實際流速 由此可以計算出5307(湍流) 則，按=0.086MPa (3) 總的壓力損失 由上面的計算所得可求得 （4-6） = =0.0599MPa 4.2.2液壓系統(tǒng)的發(fā)熱溫升計算 在整個工作循環(huán)中，工進階段所占的時間最長，且發(fā)熱量最大。為了簡化計算，主要考慮工進時的發(fā)熱量。一般情況下，工進時做功的功率損失大引起發(fā)熱量較大，所以只考慮工進時的