200t液压压力机设计分析.pdf

word 文档 可自由复制编辑 单缸液压压力机(200t)设计 摘要 液压机是一种利用液体压力能来传递能量，以实现各种压力加工工艺的机器。通过对液压机的特点及分类的分析，确定了本课题的主要设计内容。在确定了液压机初步设计方案后，决定采用传统理论方法对其设计、计算、强度校核，采用 AutoCAD设计软件对上横梁、下横梁、活动横梁、液压缸、立柱、机身结构进行了工程绘图，确定其液压系统的设计方案，给出了液压系统的工作说明书，并对其进行了可行性分析，最后对整个设计进行系统分析，得出切实可行的方案。word 文档 可自由复制编辑 Abstract Hydraulic-press is a machine which come to manufacture through using hydraulic press.By analyzing the hydraulic-press machine,this main content of the article was determined.After determining the preliminary design plan of the hydraulic-press machine,the traditional methods was used to design and examination the body of hydraulic-press machine.The 2D and 3D graph about the top-beam,lower-beam,active beam,goes against the cylinder,the column,the final assembly drawing were draw by using the software of AutoCAD.At the same time,producing the manual of the hydraulic system,and analyzing the feasibility of it.Finally,a total analysis to the whole design was done,and the result that the whole design was feasible.Keywords Hydraulic press Hydraulic cylinder Body of structure Hydraulic system word 文档 可自由复制编辑 前 言 毕业论文是对毕业生所学的专业基础知识和研究能力、自学能力以及各种综合能力的检验。通过做毕业论文，可以使学生在综合能力、治学方法等方面得到锻炼，使之进一步理解所学专业知识，扩大知识面。毕业论文的目的是要进一步巩固和加强学生的基本知识的掌握和基本技能训练，加强对学生的多学科理论、知识与技能综合运用能力的训练，加强学生创新意识、创新能力和获取新知识能力的培养，鼓励毕业生运用所学知识独立完成课题，培养其严谨、求实的治学方法和刻苦钻研、勇于探索的精神。毕业论文具有学术论文性质，应能表明作者在科学研究工作中取得的新成果或提出的新见解，是作者的科研能力与学术水平的标志。毕业论文具有学术论文所共有的一般属性，应按照学术论文的格式写作。在毕业论文的选题与写作中，要注意适应经济、社会发展需要，注意理论结合实际，特别强调对培养学生的创新精神科研能力水平。毕业设计是学生即将完成学业的最后一个重要环节，它既是对学校所学知识的全面总结和综合应用，又为今后走向社会的实际操作应用铸就了一个良好的开端。毕业设计是作者对所学知识理论的检验与总结，能够培养和提高设计者独立分析问题和解决问题的能力，使学生学习并掌握科学研究、工程设计和撰写技术报告的基本方法。毕业设计主要涉及科研、技术设备的革新、改造等方面，强调设计的独创性和实用性。要求具备清晰的设计思路，具体的设计方案和步骤，准确的设计参数和计算分析，同时毕业设计也要求逻辑性强，条理清楚，语言精练。word 文档 可自由复制编辑 目录 摘 要.I 前 言.II 1 压力机概述.3 1.1 压力机发展的概况.3 1.2 压力机工作原理.4 2 液压机总体结构设计.7 2.1 压力机总体设计结构及要求.7 2.2 立柱的强度计算.7 2.3 横梁的强度计算.8 2.4 油箱的设计.8 3 压力机的液压系统设计.9 3.1 设计参数和应满足的条件.9 3.1.1 设计参数.9 3.1.2 设计要求分析.9 3.2 工况分析并确定初步液压缸直径.9 3.2.1 负载分析初步确定各工况的负载和速度.9 3.2.2 初步确定液压缸的直径.9 3.3 液压系统的拟定.10 3.4 液压系统的工作原理.13 3.4.1 液压缸的工作分析.13 3.4.2 液压系统的特点.15 3.5 液压元件的计算和选择.16 3.5.1 液压缸的计算和选择.16 3.5.2 液压泵和电动机的选择.16 3.5.3 油箱的选择.16 3.5.4 管路内径的选择.17 3.5.5 滤油器.19 3.5.6 阀类元件的选择.19 3.6 液压系统主要性能的验算.20 word 文档 可自由复制编辑 4 液压缸的设计.22 4.1 基本参数.22 4.2 缸筒的计算.22 4.2.1 材料的选择.22 4.2.2 缸筒厚度的计算.22 4.2.3 油口直径的选择.23 4.2.4 缸底厚度的计算与选择.23 4.2.5 中间法兰的设计.24 4.2.6 缸体的技术要求.26 4.3 活塞.26 4.3.1 活塞杆的计算.26 4.3.2 活塞的材料及要求.27 4.4 活塞杆的设计与计算.27 4.4.1 活塞杆设计.27 4.4.2 活塞杆材料及技术要求.29 4.5 导向套的设计与计算.29 4.6 油口的设计与计算.32 5 安装使用与维修.33 6 结论.33 7 致谢.35 8 参考文献.36 word 文档 可自由复制编辑 1 压力机概述 1.1 压力机发展的概况 压力机的发展历史只有 100 年。压力机是伴随着工业革命的的进行而开始发展的，蒸汽机的出现开创了工业革命的时代，传统的锻造工艺和设备逐渐不能满足当时的要求。因此在 1839 年，第一台蒸汽锤出现了。此后伴随着机械制造业的迅速发展，锻件的尺寸也越来越越大，锻锤做到百吨以上，即笨重又不方便。在 1859-1861 年维也纳铁路工厂就有了第一批用于金属加工的 7000KN、10000KN 和 12000KN 的液压机，1884 年英国罗切斯特首先使用了锻造钢锤用的锻造液压机，它与锻锤相比具有很好的优点，因此发展很快，在1887-1888年制造了一系列锻造液压机，其中包括一台 40000KN的大型水压机，1893年建造了当时最大的12000KN的锻造水压机。在第二次世界大战后，为了迅速发展航空业。美国在1955 年左右先后制造了两台31500KN 和 45000KN 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，挤压机等各种液压机方面又有了许多新的发展，自动测量和自动控制的新技术在液压机上得到了广泛的应用，机械化和自动化程度有了很大的提高。再来看一下我国的情况，在解放前，我国属于半殖民地半封建社会的国家，没有独立的工业体系，也根本没有液压机的制造工业，只有一些修配用的小型液压机。解放后我国迅速建立独立自主的完整的工业体系，同时仿造并自行设计各种液压机，同时也建立了一批这方面的科研队伍。到了六十年代，我国先后成套设计并制造了一些重型液压机，其中有 300000KN 的有色金属模锻水压机，120000KN 有色金属挤压水压机等。特别是近十年来，又有了一些新的发展。比如，设计并制造了一批较先进的锻造水压机，并已向国外出口，与此相应的，我国也陆续制造了各种液压机的系列及零部件标准。但是，我们也应清楚地意识到我们与发达国家相比还有很大的差距，还不能满足国民经济和国防建设的需要。许多先进的设备和大型机仍需进口，目前应充分发挥我们的优势，加强我国在这方面的竞争力，这不仅是有助于我们从制造业大国向制造业强国的转变也是国家安全的需要。1.2 压力机工作原理 液压机主要由机身、液压控制系统以及泵站三个部分组成。泵站是整个设备的动力源，给各个执行机构和控制机构提供所需压力的工作液体。word 文档 可自由复制编辑 液压控制系统控制系统中各部分的液体压力，以获得需要的合适压力。它通过控制工作液体的流向来使各执行机构完成工艺要求所需的动作，从而借助执行元件完成各种加工工艺。机身是液压压力机的执行元件。最常见的液压机本体结构型式主要由上横梁、活动梁、下横梁和四个立柱构成，这四组机构构成一个封闭的框架，共同来承受全部工作载荷。工作缸固定在上横梁上，工作缸内装备着工作柱塞，工作柱塞与活动梁相连接，工作柱塞的运动状态由液压系统控制，而工作柱塞的动作直接确定活动横梁的运动状态。活动横梁在上、下横梁之间做上下往复运动，并以四根立柱作为导向，活动横梁下方被固定有上砧，而下砧则固定在下横梁上，和下横梁成为一个整体，被加工工件就被固定在下砧板上，接受上下砧的压制。当高压液体进入工作缸时，工作液体会对柱塞产生很大的压力，同时推动柱塞、活动横梁及上砧一起向下运动，用上砧压制工件，使工作产生塑性变形，实现加工工艺。执行回程功能时，工作液体进入回程缸，推动柱塞向上运动，实现活动横梁的回程。为满足液压压力机的加工工艺要求，顺利完成加工工艺，液压缸运动状态必须符合以下工作循环：快速下行 慢速加压 保压延时 快速返回 原位停止；液压机的工作压力、速度和保压时间都是可以调节的10。液压缸工艺循环图如图 1-2 所示 word 文档 可自由复制编辑 图 1-2 压力机工艺循环图 word 文档 可自由复制编辑 2 液压机总体结构设计 2.1 压力机总体设计结构及要求 液压机本体结构设计应考虑以下三个基本原则：1 尽可能地满足工艺要求，便于操作。2 具有合理的强度与刚度，使用可靠，不易损坏。3 具有很好的经济性，重量轻，制造维修方便。其中，工艺要求是最主要的影响因素，由于在液压机上进行的工艺是多种多样的，因此液压机的本体结构型式也必然是看，有立柱式单臂式，和框架式，立柱式中又分四柱，双柱，三柱及多柱等。从工作缸的数量看，有单缸，双缸及多缸。本液压机采用的结果为三梁四柱式，它由上横梁下横梁 四个立柱和螺母组成的一个封闭起来框架。框架承受主部工作载荷。工作缸固定在上横梁相连，活动横梁以四根立柱为导向，在上下横梁之间往复运动，活动横梁下面固定有上工作台，下工作台则固定于下横梁上，立柱之间的距离可根据下横梁的尺寸，和工作要求确定，活动横梁的上下移动距离根据设计给定的工作行程确定，本次设计给定的工作行程为 500mm，考虑到加工过程中需要安装夹具等设备，因此确定为 600mm。当高压液体进入工作缸后，对活塞杆施加很大的压力。推动活塞杆。活动杆与活动横梁连接在一块，因此在推动活动横梁及工作台向下运动，使两工作台间的物体产生塑性变形或保持一定时间的压力，达到工作要求，实现加工目的。2.2 立柱的强度计算 液压机的立柱与上下横梁组成一个封闭的受力框架，偏心加载时，立柱不但受轴向拉力还承受横向侧推力和弯矩，使受力情况恶化，由于多次超靜定问题，在有些液压机中，如中小型锻压，液压机由于经常受多次快速反复加载及在缷载时能量的突然释放，都会引起机架剧烈的推动，在立柱的强度计算时，应当考虑到这些因素，因此比较复杂，困难较多。本液压机采用近似计算来设计立柱的尺寸及校核立柱的强度。本立柱选用 45 号钢。b=600MPa，取安全系数 n=5 则【】=600/5=120 MPa 每根立柱所受的轴向力为 F=2*105/4=0.5*106 N 由 4F/2D 得624 0.5 103.14120aDMP word 文档 可自由复制编辑 D56.47mm 因此考虑到有些地方需要加工螺纹，因此 D=65mm。2.3 横梁的强度计算 由于横梁是三个方向上尺寸相差不太多的箱形零件。用材料力学的强度分析方法不能全面的反映它的应力状况，目前在进行一般的设计计算时，而将许用应力取得最低。按管支梁计算出的横梁中间，截面的应力值和该处实侧值还比较低接近。因此，作为粗略计算，这种方法目前还是可行的，但无法精确计算应力集中区的应力。空间有限单元法的发展提供了较精确地计算横梁各部分应力的可能性，如可按板系组合结构来编制计算行程。2.4 油箱的设计 油箱体一般用 4mm 左右的钢板焊接而成，也可铸造。本油箱由于要兼作液压元件 安装台，可将所用钢板加厚。选箱底和侧壁厚为 10mm，盖板厚为 12mm 根据容积的要求，及油面高度为箱体高度 80%的条件并考虑到油箱散热，沉淀杂质的功能。油箱内装有隔板，将泵的吸油管和回油管隔开，侧板装有油位计和注油口，其中油位计和注油口应距离较近。似便于注油者的观察。油箱盖板上装有空气滤消器。以防止泵在吸油时，空气中的杂质微粒进入油液中，泵和电机安装在板上并固定。吸油管路和回油管路隔开，吸油腔与回油腔用滤网隔开，过滤系统回油。油箱侧管应设置清扫窗孔，在油箱清洗时打开，便于擦试，油箱内部。油箱底部距地面有一定距离，且有 1：30 的斜度，卸油口设在最底处，以便在换油时将旧油全部排出，隔板底部开一缸口，以便在换旧油液时，从缷油口排出。油箱密封要好，防止油箱渗漏到箱外，避免外界粉尘物侵入箱内。油箱内壁涂耐油的防锈漆。word 文档 可自由复制编辑 3 压力机的液压系统设计 3.1 设计参数和应满足的条件 3.1.1 设计参数（1）压力：F=200KN（2）行程：500MM（3）速度：工进 10MM/S 快进 100MM/S 3.1.2 设计要求分析 结合生产实际，考虑多方面原因，得出以下应满足的条件：（1）要产生大的压制力（200KN）。（2）要有良好的密封性。压力机在工作过程中有保压延时的要求，要求不会因为泄露而降低工作的压制力，达不到工作要求。（3）结构尽量简单，合理选择使成本尽量降低。（4）尽量避免零件加工过程中及设备使用中污染环境的因素。3.2 工况分析并确定初步液压缸直径 3.2.1 负载分析初步确定各工况的负载和速度 液压缸负载主要包括：压制力摩擦阻力、惯性阻力、重力、密封阻力和背压阻力等。（1）压制力：根据油缸和活塞杆的连接形式可知：F=200KN（2）摩擦阻力重力：由于液压缸的摩擦阻力和重力相对于压制力很小，故可忽略不计。（3）惯性阻力：由于液压缸工作运动时速度很小，不属于快速往复运动型，故惯性阻力可忽略不计 （4）密封阻力和背压阻力：将密封阻力考虑在液压缸的机械效率中去，取液压缸的机械效率为 0.9 背压阻力是液压缸回油路上的阻力，初算时可不考虑，其数值在系统确定后才能定下来。（5）由于液压缸的工况阶段在压制阶段，因此其快退时的速度的范围没有限制，所以在设计过程中主要考虑压制阶段。这里液压缸的负载图速度图也不再列出。word 文档 可自由复制编辑 3.2.2 初步确定液压缸的直径（1）液压缸的内径和活塞杆的内径 初选系统压力 P=25Mpa 由于液压缸的机械效率为 n=0.9，所以 FL=F=9.0200=222KN 由于 FL=P1S 得 S=1PFL=MpaKN25222=8.88 10-3（M3）因为缸的横截面积 S=24D 所以D=S4=231014.31088.84CM=10.63cm 查机械手册根据国标GB2348-1993,取标准直径D=110MM 根据下表3-1：表 3-1 公称压力/Mpa 10 12.5-20 20 1.33 1.462 2 取速比=2 查机械设计手册可知 d=D1=0.707D 代入计算并取标准直得 d=70mm 根据已取得的缸径和活塞杆直径，计算液压缸的实际有效面积，无杆腔面积 A1和有杆腔的面积 A2分别为：A1=9498.5mm2，A2=5652mm2 3.3 液压系统的拟定 1.根据工作机械传动的要求，将一定数量和种类的液压元件按一定方式组合起来，就成为液压系统。压力机的液压系统属于闭式系统，泵站由电动机驱动。传动装置采用液压方式具有重大的效益，但太复杂的液压系统可能导置可靠性的下降和维修空间的减小。因此，液压系统强调实用而简单，对故障的识别也较容易，对简单的液压系统（无液压马达），无须采用先导操纵控制阀，1.本系统中既有控制油路又有主回路油路，因此可采用双泵结构，即一个泵的油word 文档 可自由复制编辑 液用于提供控制油液，另一个泵用于主回路的油液，这样在保压延时时可将主泵停止，这样比较节约能源，也可采用一个变量泵，在不工作时卸荷，只提供控制油液，在工作时同时供两个回路，这样简单方便，各有优点，本设计采用，单泵供液，采用伺服变量泵。由于在压力机在保压延时时也需要提供压力油液，因此可在泵出口处安装一个减压阀，用以保证一直有压力。系统油路走向如图 3-1：图 3-1 图 3-2 在系统处于快进状态时，所需液压油比较多，由于工进时间比较短，如果选用大排量的液压泵时，不仅难以满足要求，而且浪费比较严重，因此可通过合理的设计系统的回路来满足要求，在本系统中，在液压系统上面加一个充液箱，在快速下行时，充液箱能供液，在工进时就关闭，系统如图 3-2：word 文档 可自由复制编辑 本系统对密封性能要求较高，特别在保压时，但通过选用好的密封元件就可满足要求，不需要另设计。于高压系统，在液压缸以很高压力保压的情况下，假如立即启动换向阀使液压缸快速退回时将产生液压冲击。以防止这种现象发生，应对换向过程进行控制，先使高压腔压力释放以后，再切换油路。本系统采用预泄换向阀，系统如图 3-3 图 3-3 因此液压系统图经过完善后如图 3-4：word 文档 可自由复制编辑 图 3-4 3.4 液压系统的工作原理 3.4.1 液压缸的工作分析 液压缸的工作循环为：快速下行慢速加压保压延时快速返回原位停止，现对各个状态进行分析。（1）快速下行 电磁铁 1YA 通电后，先导阀 4 和上缸换向阀 9 的左位接入系统，液控单向阀 16 被打开。系统的主油路走向为：进油路：液压泵 3顺序阀 8上缸换向阀左位 9 单向阀 11上液压缸 14 上腔。word 文档 可自由复制编辑 回油路：上液压缸 14 下腔液控单向阀 16上缸换向阀 9 左位油箱。上滑块在自重作用下快速下行。这时液压缸上腔所需流量较大，而液压泵的流量又较小，不足以满足缸对油量的需要，因此不足的部分由充液上油箱经液控单向阀 13 向液压缸上腔补油。（2）慢速加压 当上滑块下行到接触工件后，因阻力而减速，液控单向阀 13 关闭，液压缸上腔压力升高实现慢速加压。这时的油路走向与快速下行时相同，但不需要上液压缸的充液，液压泵的输出流量足以满足系统的要求。（3）保压延时 当上液压缸上腔压力升高到使压力继电器 10 动作时，压力继电器发出信号，使电磁铁 6 断电，则先导阀和上缸换向阀处于中位，保压开始。保压时间由时间继电器（图中未画出）控制，可在 0 到 24min 内调节。（4）快速回程 在保压延时结束时，时间继电器使电磁铁 2YA 通电，先导阀右位接入系统，使压力控制油推动预泄换向阀 ，并将上缸换向阀右位接入系统。这时，液控单向阀 13 被打开，其主油路走向为：进油路：液压泵顺序阀 8液压缸换向阀 9 右位液控单向阀 16液压缸 14 下腔。回油路：液压缸 14 上腔液控单向阀 13充液筒（副油箱）。这时滑块快速返回，返回速度由液压泵流量决定。当充液筒内液面超过预定位置时，多余的油液经由溢流管流回油箱。（5）原位停止 当上滑块返回上升到挡块压下行程开关时，行程开关发出信号，使电磁铁断电，先导阀和液压缸换向阀都处于中位，则上滑块在原位停止不动。这时，液压泵处于低压泄荷状态，油路走向为：液压泵顺序阀 8液压缸换向阀 9 中位油箱。压力机的电控动作图 表 2-1 压力机的电控动作图 word 文档 可自由复制编辑 1YA 2YA 备注 下行 启动-压力继电器发讯 快速下行+-工进+-保压延时-上行-+3.4.2 液压系统的特点 该液压机的液压系统有以下特点：（1）产生较大的输出力。为了获得较大的压制力，除采用高压泵提高系统压力之外还常常采用大直径的液压缸。这样，当上滑块快速下行时，就需要大的油液量进入液压缸上腔。假如此流量全部由液压泵提供，则泵的规格太大，这不仅造价高而且在慢速加压保压和原位停止阶段，功率损失大。液压机上滑块的重量均较大，足以克服摩擦力及回油阻力自行下落。该系统采用上油箱来补充快速下行时液压泵的供油不足，这样使系统功率利用更加合理。（2）保压延时是液压机常有的工作状态。本系统采用液控单向阀 I1I6 和单向阀 I3 的密封性和液压管路既有业的弹性来保压。此方案结构简单，造价低，比用泵保压节省功率。但要求液压缸等元件密封性好。（3）通常的液压机属于高压系统。对于高压系统，在液压缸以很高压力保压的情况下，假如立即启动换向阀使液压缸快速退回时将产生液压冲击。以防止这种现象发生，应对换向过程进行控制，先使高压腔压力释放以后，再切换油路。本系统采用预泄换向阀 9，先使液压缸上腔压力释放降低后，再使主油路换向。其原理是在保压阶段，预泄换向阀的上位接入系统。但电磁铁 2YA 通电后，控制压力油经减压阀和先导阀右位进入预泄换向阀的下端腔和液控单向阀 I6 的控制口。由于预泄换向阀上端腔与液压缸上端腔相连通。压力很高，其下端腔的控制压力油不能使阀芯向上移动。但是，液控单向阀 I6 可以在控制压力油作用下打开。I6 被打开后，液压缸上腔油液经液控单向阀 I6 预泄换向阀上位泻至油箱。这时压力被释放降低，直至预泄换向阀的阀芯被推移到使下位接入系统，切换主油路，实现液压缸的快速退回。（4）低压控制油路是靠并联在分路上的顺序阀提供的。在泵出口的主油路上设有减压电 磁 铁 动 作 word 文档 可自由复制编辑 阀，用来保证在换向阀处于中位时控制油路仍有足够的压力。并且用减压阀来调节控制油路压力。但是在卸荷油路上设置顺序阀，提高了液压泵的卸荷压力增大了液压泵卸荷时的功率损失，这是不利之处。3.5 液压元件的计算和选择 3.5.1 液压缸的计算和选择 前面已算出缸的活塞直径 D=110mm，活塞杆的直径 d=70mm 3.5.2 液压泵和电动机的选择（1）选择液压泵 前面选择液压系统的系统压力为 25Mpa，因此根据机械手册中提供的公式计算泵的额定压力 Pb=（1.251.6）P=（1.251.6）25Mpa=31.2540Mpa 因此泵的额定压力可取为 Pb=31.5 Mpa（2）系统流量的计算 液压缸在工作时所需流量为 Q=A1U=9498.5mm106010-6=5.7L/min A1无杆腔的面积 U液压缸的工进速度 Q=KQ=1.25.7 L/min=6.27 L/min（3）泵的选择 先取电动机的转速为 1500r/min 则要求泵的几何流量为 qB=1500Q=1500r/min6.27L/min=4.180ml/r 又因为系统要求压力高且可变流量，故选用柱塞式恒功率变量泵 查机械设计手册选用泵的型号为 10YCY14-1B。（4）电动机的选择 泵的输入功率为 P=60npq=8.0601010105.31150066=9.844kw 查机械设计手册得电动机的型号为 Y160M-4 其输出功率为11kw转速为1460r/min 3.5.3油箱的选择 油箱的作用是提供给液压系统足够的油液（储存油液）此外还起着散发油中的杂质等作用。有时候还兼作液压元件的安装台。word 文档 可自由复制编辑 按油箱内液面是否和大气相通，油箱可分为开式油箱和加压油箱开式油箱中的液面与大气相通，液面压力等于大气压力。开式油箱又可分为整体式和分离式不两种。整体式油箱与主机连作一体，结构紧凑但结构复杂，维修不方便，散热性不好，还会由于油温过高使邻近的构件产生变形。而分离式油箱和主机分开，单独设置一个油箱，克服了上述缺点，因此得到了广泛应用，加力和压缩气体（以防止气体溶解于油液中可用隔膜式将气体与油隔开）或者用弹簧或重物使密封油箱液面上增加一定的压力，以提高泵的吸油口压力，防止泵产生吸空现象。本系统中，由于油箱要作液压元件的安装台，故选用开式油箱中的分离式。油箱容积的大小，要考虑液压系统工作时应保一定的油液量，而液压系统不工作时，系统中的油箱主部油流回油箱中，应不超过油箱高度的 50%，并且能散发出一定的热量，使油温不超过允许值。（1）上油箱的选择 上油箱是在压力机快速下行时充液，因此其所需的容积最大为当活塞杆完全伸出时所供的油液体积，虽然是由两个油路同时供液，但由于由泵所提供的量比较少，可忽略不计。所以所需的油箱体积为 V=A1L=9498.5mm2500mm=4.75L L为活塞杆的导程 A1同前（2）下油箱的选择 液压箱的容积最小应为泵的流量的一倍或更大些，一般为 5-7 倍，这比采用热变换的实际效果更好。泵的排量为 QB=nqB=1500r/min10ml/r1000=15L 查机械设计手册得油箱的计算公式为 V=（57）QB=L15)75(=75100L 此系统取V=100L 由于压力机为非长时间使用机器。对于泵站电动机的冷却直接采用空冷。(3)油箱的设计 由于前面计算出下油箱的容积为 100L，因此长、宽、高取为800mm400mm400mm。上油箱容积为6.3L,形状为圆柱形，下面接一倒立圆台形圆柱直径取为 200mm，高度为200mm，下面凸台直径为133mm，高度为40mm。3.5.4管路内径的选择 管道是连接液压元件，输出液压油的装置，管系元件选择得当与否，对液压系统工作可靠性，安装合理性，维修方便都有影响。word 文档 可自由复制编辑 油管和管接头可选用标准件，其选择原则是应使管中流速不要太高（使之为层流）尽量使整个系统中的油管缩短，以便减小压力损失提高系统效率，管材的选择应根据压力的高低，与泵阀等元件直接连接的管接头，其管径可根据所选泵阀来决定，选择管道时，应尽可能使油流的能量损失小些，为此应有足够的通油面积光滑的管壁最短的长度，及可能避免弯半径过小，和截面密度。（1）油管的选用和计算 常用的油箱有钢管铜管，尼龙管，塑料管，橡胶软管等多种它们应根据元件的安装位置，使用环境和工作压力进行选择。钢管能承受高压，价格低廉，耐油，抗腐和刚性都较好，但装配中不能任意弯曲，常用于装配方便的压力管道处，中高压系统用无缝钢管，低压系统中用焊接钢管。尼龙管是一种新型的乳白色透明管，受压能力因材料而异，自 25*105 80*105Pa不等。目前大都在低压管路中使用。尼龙管加热后便于弯曲成行，扩口冷却后又可固定成形有着广泛用途。橡胶管适用于两个相对运动件之间的连接，分高压和低压两种。高压橡胶软管由夹有几层钢丝编织的耐油橡胶制成，钢丝层越多耐压越高。本系统中，主机到油箱之间的管道选用钢管（无缝钢管）吸油管和回油管选用钢管，泵输出管道选用高压橡胶软管，目的是为了避负在液压元件中存过多的管道弯曲和管接头。（2）油管尺寸的计算 正确选用管的规格尺寸，对确保高效率的传动具有重要的意义，压力管路中流速应控制在 4.5m/s 以下对液压驱动部件的工作压力能比 6 m/s 的流速有明显的提高，发热量也会下降。查机械设计手册得管路内径的计算公式为 d1130VQ V12m/s;吸油管 V36m/s;压油管，压力高时取大值 V1.52.5m/s;回油路 Q通过该油路的液体流量，单位为 L/s 回油路和压油路的油液来自泵的供液所以 Q=1510-360=2.510-4 所以其直径为 word 文档 可自由复制编辑 吸油管为：d1130smsmm/1/105.24=17.80mm 压油路为：d1130smsmm/4/105.24=8.93mm 压油路为：d1130smsmm/2/105.24=12.63mm 根据机械设计手册表 2082，取公称通径d=20mm,外径28mm。3.5.5滤油器 1 液压油的过滤要求 在液压系统中，由于工作油液中的杂质（包括从系统外部进入的脏物颗粒和系统中液元件的磨损微粒）进入液压系统。容易引起液压件工作表面的破坏，而使液压元件的寿命大大缩短。为了保证液压系统的正常工作，提高液压元件的寿命，进入液压系统中的工作液体必须滤油器过滤。滤油器的选取及安装 1）滤油器的选取原则 过滤精度应能满足液压系统的要求 过滤能力应能满足液压系统的要求 滤芯及外壳应有足够的强度，不致固油的压力而破坏 有良好的抗腐蚀性 容易清洗和更换滤芯 对滤油器过滤能力的要求，应结合滤油器在液压系统中的安装位置来考虑，如滤油器的安装在液压泵的吸油泵路上其过滤能力应为泵流量的两倍以上。不同的液压系统，以滤油器过滤精度的要求不同。本系统选用为 WU-40180 其工作压力为 31.5MPa 流量 40L/min.过滤精度为 180um 由本液压系统中泵的过滤精度要求所决定，把它安装在油泵的吸油管上，这种安装方式能保证液压系统中的有设备不受杂质的影响，但增大了吸油阻力。不过由于液压机为非频繁使用，且使用时间不长，再加上滤油器流量足够大，所以不易使滤油器堵塞就不易使泵工作条件息化，滤油器安装以后，可以定期取出清洗。3.5.6 阀类元件的选择 根据系统的最高压力和最大流量查机械设计手册选用各类阀型号如下 word 文档 可自由复制编辑 3.6 液压系统主要性能的验算 液压系统性能的验算包括压力损失验算、系统温升验算等，但其都应根据系统的结构、管路的长度及布置等进行，由于系统以及整个装置的整体布置未定，这里省略。(1)由于此处选用恒功率液压泵，因此泵的输入功率不变，近似为电动机的输出功率，电动机的输出功率为 11kW。由于压力机做功时只有在下行和上行时，且时间非常短，绝大多数时间处于保压状态，而此时不做功，因此可认为总的发热功率即是泵的输入功率。（2）计算散热功率 前面初步求的油箱的有效容积为130L，按 V=0.8abh，求油箱各边之积：word 文档 可自由复制编辑 abh=8.0101303=0.1625m3 油箱的散热面积为：A=1.8h（a+b）+1.5ab=1.80.4（0.4+0.8）+1.50.80.4m2=1.344m2 油箱的散热功率为：TAKPtthc 式中 tK油箱的散热系数，查表 43.4-2，tK取 16W/(m2C)T油温与环境之差，取T=35C hcP=161.34435kW=0.75264 可见油箱的散热远远满足不了系统散热的要求，管道散热是极小的，需要另设冷却器，。冷却器所需冷却面积的计算(3)冷却器所需冷却面积的计算 冷却面积为：A=mhctKPP 式中 K传热系数，用管式冷却器时，取 K=116W/(C2m)；mt平均温升，mt=2tt22121 TT。进油进入冷却器的温度 T1=60C,油流出冷却器的温度 T2=50C,冷却水入口温度t1=25C冷却水出口的温度 t2=30C。则：mt=2302525060C=27.5C 所需冷却器的散热面积为：A=5.2711610)75.011(3m2=3.2 m2 考虑到冷却器长期使用时设备腐蚀和油垢，水垢对传热的影响，冷却面积应比计算值大 30，实际选用冷却器散热面积为：A=1.33.2 m2=4.68 m2 由于系统的具体结构尚未确定，因此系统的压力损失和功率损失不便于验算，因此此处简略。word 文档 可自由复制编辑 4 液压缸的设计 4.1 基本参数 工作载荷 F=200kN 液压缸内径 D=110mm 活塞杆的直径 d=70mm 工作压力为 P=25MPa 4.2 缸筒的计算 4.2.1 材料的选择 根据工作要求选用 45 号钢，其b=610MPa，安全系数为 n=5 p=nb=5610MPa=122MPa 4.2.2 缸筒厚度的计算 （1）根据材料的强度极限的下列计算公式 FDDp224 代入数据的 3622102001012211.011.04 计算的=4.75mm 由于08.004.0D 因此必须满足按薄壁筒计算的最小壁厚即 pMAXDP2=661012221101025=11.3 所以 D 110+11.32mm=132.6mm 插取标准值的外径AL=133mm（2）缸筒厚度验算 为避免发生塑性变形额定压力满足 Pn (0.35 0.42)P P=2.3slg(D/D)式中s=600-650 MPa P=109MPa word 文档 可自由复制编辑 P(0.350.42)*109=38.15-45.78 MPa 满足要求 缸筒径向变形量D 应满足 D=D*PT(D21+D2/D21-D2)-r/E 式中 PT -缸筒耐压试验压力 PT =31.25 MPa E 弹性模量 E=2.06*105 r 泊松比 为 0.3 D=250*31.25/2.06*105(1332+1102/1332-1102 +0.3)=0.68 mm 缸筒的爆裂压力 PE PE =2.3 b(D/D)=2.3*700(133/110)=132.7MpaPT=31.25满足要求 图 4-1 缸筒 4.2.3 油口直径的选择 油口直径的选用按照油管的内径选取，前面已计算得出内径为 20mm，因此油口的直径也为 20mm。油口离最近一段的距离不可太近，以防止与导向套产生干涉，且在总体图中与顶梁干涉，同时不可太远，防止在活塞杆下行到最下端时，活塞将油口堵住，阻碍油的进出，因此 L=60mm。4.2.4 缸底厚度的计算与选择 word 文档 可自由复制编辑（1）缸底厚度应满足的条件为：pzPyD433.01 其中zD计算处的壁厚，此处取 110mm Py 试验压力，Py=1.2P=1.225MPa。所以 661101221030110433.0=23.62mm（2）缸筒端都焊接处的强度计算。缸筒与后端盖用焊接，其焊缝应力为 =4F/(D12-d12)*10-6 式中 F液压缸 最大推力 F=200*103 N D1 缸筒的外径 D1=133 mm d1焊缝底径 取 d1=115 mm 焊缝效率 取=0.8 =4*200*103/(0.1332-0.1152)=179.2MPa d1/2 图 4-2 焊条型号取 E 5016 开型 药皮类型 纸氢钾型 b=490 MPa 民、取安全系数 n=2 则=b/n =245 MPa 故焊缝合格可靠 4.2.5 中间法兰的设计 筒的两端分别和缸盖和缸底相连，构成密闭的压力腔，为便于液压缸安装特在缸筒的外壁焊接一法兰，以便于安装，（1）法兰尺寸的计算 中间法兰的厚度的计算 由于中间法兰的受力比较复杂，必须借助计算机才可有效地求出，因此本次设计可根据经验选取一定值，选用厚度为35mm 螺纹直径的选择 word 文档 可自由复制编辑 由于液压缸受力为 200kn，因此根据螺纹的强度要求可知 危险截面处的拉应力为2146dKF 切应力为3112.0ddKFK 合成应力为：3.1322n 式中 F1液压缸的工作载荷 d 螺栓直径 材料的需用应力，选用 Q235，查机械设计手册的 =ns n 一般取 2 =ns=225MPa K 螺纹的预紧力系数 因此选用 36mm 的螺纹 图 4-3 中间法兰 焊接强度的计算：根据机械零件设计手册发兰焊接强度要满足：max2Fal max36266.7 100.6 520 1020.380.28Falaamm 0.28amm word 文档 可自由复制编辑 其中：3max66.7 10FN 3.14 0.121 0.38ldmm 60.60.6 520 10 取整0.3amm,即一般焊接即可满足发兰要求 4.2.6 缸体的技术要求 缸体的内径采用 H8 配合，由于活塞选用橡胶密封圈密封，因此，Ra 值为 0.10.4m，并经过研磨。缸筒的圆度公差等级选为按 10 级精度选取，圆柱度公差值应按 8 级精度选取。缸体断面的垂直度公差应按 7 级精度选取。为防止腐蚀和提高寿命，缸体内表面应镀以厚度为 3040m的镉层，镀后经行抛光。4.3 活塞 4.3.1 活塞杆的计算（1）活塞