【正文】 1) 油箱有效容積的確定 液壓油箱根據系統(tǒng)壓力的不同，有效容積的確定也不一樣。 回油油管內徑 1d 確定：主缸快退所需流量 q =，取油管允許流速 ? =4m/s，代入公式 ()，即： mmsmLd ?? 圓整后，查表 61[1]，取 mmd 251 ? ，壁厚 t=。 通過液壓機主缸、頂出缸工作壓力的計算可知，主缸的最大工作壓力約為 ,頂出缸的工作壓力約為 。對于高壓系統(tǒng)液壓油管一般選用無縫鋼管；紫銅管承受的工作壓力一般在 ～ 10MPa。通過計算可知， Lb 的最大值不可能大于 L 桿 +L 缸 =1355mm，而 (10～15)d=2020～ 3000mm。 2 液壓機液壓系統(tǒng)設計 30 7) 頂出缸長度的確定 液壓缸缸體內部長度等于活塞的行程與活塞的寬度之和?？招臅r一般選用 35 鋼、 45 鋼的無縫鋼管； 實心結構選用 35鋼、 45 鋼。 計算活塞寬度時區(qū)寬度系數(shù)為 ，即活塞的寬度 B== 200mm =160mm。 3) 頂出缸缸蓋材料、厚度的確定 缸蓋常用制造材料有 35 鋼、 45 鋼、鑄鋼，做導向作用時 常用鑄鐵、耐磨鑄鐵。排氣閥安裝 在液壓缸兩端的最高處，雙作用液壓鋼需要設兩個排氣閥。 (4) 緩沖與排氣裝置 液壓機運動時的質量大，快進時的速度快，這樣活塞在到達行程中點時，會產生液壓沖擊，甚至活塞與缸筒端蓋會產生機械的碰撞。 (2) 活塞桿與活塞的連接形式 查表 28 [1]，活塞與活塞桿的連接結構有整體式結構、螺紋連接、半環(huán)連接、錐銷連接等連接形式。通過計算可知， Lb 的最大值不可能大于 L桿 +L缸 =2330mm，而 (10～ 15)d=2500～ 3750mm。 7) 主缸長度的確定 液壓缸缸體內部長度 等于活塞的行程與活塞的寬度之和?？招臅r一般選用 35 鋼、 45 鋼的無縫鋼管；實心結構選用 35鋼、 45 鋼。 活塞寬度系數(shù)取 ，即活塞的寬度 B== 320mm =256mm。隔套的長度 C 可有公式（ ）求得，即： )(21 1 BlHC ??? () 式中： B— 活塞的寬度，一般取 B=（ ～ ） D； 1l — 缸蓋滑動支承面的長度，根據液壓缸內徑的不同有不同的算法，當 D＜ 80mm時，取 1l =（ ～ ） D；當 D＞ 80mm時，取 1l =（ ～ ） d。如果導向長度太小，會因為間隙引起的撓度而使液壓缸的初始撓度增大，影響液壓缸的穩(wěn)定工作。 3) 主缸缸蓋材料、厚度的確定 缸蓋常用制造材料有 35 鋼、 45 鋼、鑄鋼，做導向作用時常用鑄鐵、耐磨鑄鐵。 液壓缸內圓柱表面粗糙度為 ～ m；內徑配合采用 H8～ H9；內徑圓度、圓2 液壓機液壓系統(tǒng)設計 24 柱度不大于直徑公差的一半；缸體內表面母線的直線度 500mm 長度之內不大于 ；缸體端面對軸線的垂直度在直徑每 100mm 上不大于 ；如果缸體與端蓋采用螺紋連接，螺紋采用 6H級精度。 1) 主缸缸體材料選擇及技術要求 液壓缸的結構形式一般有兩種形式，即：薄壁圓筒和厚壁圓筒。 查表 121 [2]，選取電動機型號為： Y180M4。 即： PaPam NP P 6526 3 ?????? 將 PaPP ?? 、 Pq =、η = 代入公式（ ）中，求得工進功率即為： KWKWLMPP a m in/ ???? (2) 回程功率 頂出缸回程時，負載只有活塞與缸筒間的摩擦負載?？爝M時的負載很小，只有活塞與缸筒、導柱與滑塊之間的摩擦負載，這樣泵的出口壓力也很小，消耗的功率不會很大。主缸和頂出缸各自工況的快進、工進、回程速度又不盡相同，這樣對功率的消耗也不同。 基本參數(shù)如下： 排量： 250mm/r ；額定壓力： 32MPa ； 額定轉速： 1000r/min ；容積效率： 92% 。 即： Pn = =≈ (2) 液壓泵最大流量計算 通過對液壓缸所需流量的計算，以及各自的運動循環(huán)原理，泵的最大流量可由公式()計算得到。代入公式（ ）可求得泵的工作壓力。 由流量計算公式： ???Aq （ ） 快進時： 快進快進 ??? Aq = smsmm /????? ）（? ≈ 工進時： 工進工進 ??? Aq = smsmm /????? ）（? ≈ 快退時： 快退快退 ??? Aq = smsmmm /])()[4 3322 ?????? （? ≈ 2) 頂出缸所需流量計算 由設計參數(shù)及頂出缸的尺寸，對頂出缸各工況所需流量進行計算。 2 液壓機液壓系統(tǒng)設計 18 即： d==≈ 138mm 同理查表 25 [1],將活塞桿直徑圓整為標準系列直徑，取 d=140mm。由頂出缸負載圖 可知最大負載 F=350KN。 將參數(shù)代入公式（ ）， P2忽略不計，可求得液壓缸內徑 2 液壓機液壓系統(tǒng)設計 17 即： D= 1024 66??? ?? PaNmm≈ 327mm 查表 24 [1],將液壓缸的內徑圓整為標準系列直徑，取 D=320mm；那么由 d/D=可以求得活塞桿直徑。由主缸負載圖 可知最大負載 F=2020KN。 (2) 頂出缸退回 —— 按下退回按鈕，電磁鐵 9Y、 10Y 失電，電磁鐵 2Y、 8Y、 11Y 得電，插裝閥 F F10 開啟，液壓油經閥 F F7進入頂出缸上腔，下腔油液經閥 F10 流回油箱，頂出缸回程。 (7) 主缸回程 —— 當主缸上腔的壓力降到一安全值后，電接點壓力表發(fā)出電信號，電磁鐵 2Y、 5Y、 4Y、 12Y 得電，插裝閥 F2關閉，閥 F F5 開啟，充液閥 21開啟，壓力油經閥 F F5 進入主缸下腔，主缸上腔油液經充液閥 21 和閥 F4分別流回上部油箱和主油箱，主缸完成回程。當主缸上腔的壓力達到先導溢流閥 2的調定壓力時，泵的輸出流量全部經閥 F2 溢流，此時滑塊停止運動。 (3) 滑塊減速下行 —— 當滑塊行至一定位置觸動行程開關 2S 后，電磁鐵 6Y 失電，7Y 得電，插裝閥 F6 控制腔先導溢流閥 11 接通，閥 F6 在閥 11的調定壓力下溢流，主缸下腔會產生一定的背壓。 (2) 主缸滑塊快速下行 —— 電磁鐵 1Y、 3Y、 6Y 得電，這時插裝閥 F2 關閉， F F6開啟，泵向系統(tǒng)供油 ，輸出油液經閥 F F3 進入主缸上腔。 除此之外，進油主閥 F F F F9的控制油路上都有一個壓力選擇梭閥，用于保證錐閥關閉可靠，防止反壓開啟。這種速 度換接方式具有平穩(wěn)、可靠、結構簡單、行程調節(jié)方便等特點，安裝也很容易。當負載壓力增大時，泵的排量會自動跟著減小，保持壓力與流量的乘積恒為常數(shù)，即：功率恒定，如圖 所 示。 (2) 頂出缸各階段負載循環(huán)如圖 圖 頂出缸負載循環(huán)圖 2 液壓機液壓系統(tǒng)設計 11 液壓系統(tǒng)原理圖擬定 液壓系統(tǒng)供油方式及調速回路選擇 液壓機工進時負載大，運動速度慢，快進、快退時的負載相對于工進時要小很多，但是速度卻比工進時要快。 (2) 主缸各階段負載循環(huán)如圖 2 液壓機液壓系統(tǒng)設計 9 圖 主缸負載循環(huán)圖 液壓機頂出缸工況分析 1) 頂出缸速度循環(huán)圖 根據液壓機系統(tǒng)設計參數(shù)和表 行程為 250mm，得到頂出缸的速度循環(huán) 圖如下： 圖 頂出缸速度循環(huán)圖 2 液壓機液壓系統(tǒng)設計 10 2) 頂出缸負載分析 主缸回程停止后，頂出缸下腔進油，活塞上行，這時會產生慣性、靜摩擦力、動摩擦力等負載。通過所有作用在主缸上的負載可以看出，工作負載遠大于其它形式的負載。 (1) 慣性負載 Fa 計算 計算公式： Fa = tvgG ??? ( ) 式中： 2 液壓機液壓系統(tǒng)設計 8 G — 運動部件重量； g — 重力加速度 ； v? — t? 時間內的速度變化量； t? — 加速或減速時間，一般情況取 t? =～ 。此外，還存在靜摩擦力、動摩擦力負載。工件壓制完成后進入保壓階段，讓產品穩(wěn)定成型。 液壓傳動優(yōu)越性 (1) 液壓元件布局靈活； (2) 液壓傳動操作控制方便，可實現(xiàn)無級調速； (3) 液壓傳動容易實現(xiàn)直線傳動，可以進行自動過載保護； (4) 液壓傳動采 用電液控制相結合的控制方式，可實現(xiàn)自動化控制，還可實現(xiàn)遠程控制； (5) 液壓系統(tǒng)中液壓元件的磨損比機械傳動小很多，液壓油除了作為傳動介質外還起到了潤滑的作用，延長了液壓系統(tǒng)中液壓元件的使用壽命。集成的液壓系統(tǒng)建設了管路連接，有效地防止泄漏和污染。 (3) 自動化、智能化。 發(fā)展趨勢 (1) 高速化，高效化，低能耗。相比來講，國內機型雖種類齊全，但技術含量相對較低，缺乏技術含量高的高檔機型，這與機電一體化，中小批量柔性生產的發(fā)展趨勢不相適應。按照機架結構形式可分為梁柱式、組合框架型、整體框架式、單臂式等。三動型壓力機中，深拉伸滑塊和壓邊滑塊自上而下移動，由模板實現(xiàn)打料動作。雙動型壓力機 有兩個移動部件：滑板（或沖頭）和模板。液壓機有單動、雙動、三動三種基本的動作方式。這種加工方式還適合于長行程、難成型以及高強度的材料。目前，液壓機的最大標稱壓力已達 750MN，用于金屬的末端成型。自 19 世紀問世以來發(fā)展很快，已成為工業(yè)生產中必不可少的設備之一。正因為液壓傳動具有很多機械傳動所不具備的優(yōu)點，液壓傳動技術在機械工業(yè)的各個領域得到了廣泛的應用，如：礦山機械、工程機械、冶金機械、建筑機械、起重機械等。它不僅能最大限度滿足機電產品實現(xiàn)功能多樣化的必要條件，也是完成重大工程項目、重大技術裝備的基本保證，更是機電產品和重大 工程項目和裝備可靠性的保證。 進入新世紀，為應對我國加入 wto 后的新形勢，我國液壓行業(yè)各企業(yè)加速科技創(chuàng)新，不斷提升產品市場競爭力，一批優(yōu)質產品成功地為國家重點工程和重點主機配套，取得緒 論 3 較好的經濟效益和社會效益。經過技術改造和技術攻關，一批主要企業(yè)技術水平進一步提高，工藝裝備得到很大改善，為形成高起點、專業(yè)化、批量生產打下了良好基礎。這時，液壓件產品已從仿蘇產品發(fā)展為引進技術與自行設計相結合的產品，壓力向中、高壓發(fā)展，并開發(fā)了電液伺服閥及系統(tǒng)，液壓應用領域進一步擴大。 進入 60 年代后，液壓技術的應用從機床逐漸推廣到農業(yè)機械和工程機械等領域，原來附屬于主機廠的液壓車間有的獨立出來，成為液壓件專業(yè)生產廠。雖然液壓傳動技術方便簡潔，但是液壓傳動中存在著一些亟待解決的問題，如：液壓系統(tǒng)工作時的穩(wěn)定性、工作介質的泄漏、液壓沖擊對設備可靠性的影響等等，這些問題都是液壓傳動技術需要研究和解決的。在 1955 年前后，日本迅速發(fā)展液壓傳動， 1956 年成立了 “ 液壓工業(yè)會 ” 。 尼斯克對能量波動傳遞所進行的理論及實際研究， 1910 年對液力傳動（液力聯(lián)軸節(jié)、液力變矩器等）方面的貢獻，使這兩方面領域得到了發(fā)展。 第一次世界大戰(zhàn) (19141918)后，液壓傳動廣泛應用，特別是 1920 年以后，發(fā)展更為迅速。如今，流體傳動技術水平的高低已成為一個國家工業(yè)發(fā)展水平的重要標志。 通過液壓系統(tǒng)壓力損失和溫升的驗算，本文液壓系統(tǒng)的設計可以滿足壓力機順序循環(huán)的動作要求，能夠實現(xiàn)塑性材料的鍛壓、沖壓、冷擠、校直、彎曲等成型加工工藝。液壓系統(tǒng)選用插裝閥集成控制系統(tǒng)，插裝閥集成控制系統(tǒng)具有密封性好，通流能力大，壓力損失小等特點。液壓系統(tǒng)主要由主缸運動、頂出缸運動等組成。本文重點介紹了液壓系統(tǒng)的設計。 為解決主缸快進時供油不足的問題，主機頂部設置補油油箱進行補油。 關鍵詞 ：液壓系統(tǒng)；液壓機；畢業(yè)設計 Abstrac II Abstract This paper design for the bolster press of hydraulic machines. Mainframe mainly by the motion of master cylinder and the motion of cylinder head out of ponents etc. This paper focuses on the hydraulic system design. Through specific parameters and hydraulic mechanic situation analyzes, formulation of a master control program. By contrast,developed hydraulic control system diagram. Hydraulic systems use cartridge valve integrated control system,integrated cartridge valve control system has good sealing, flow cap