【正文】 6 結論本次設計對液壓機本體設計及液壓機主缸部件的設計校核做出了系統(tǒng)的介紹并且從理論出發(fā)，與際應用相結合，參照液壓機機的整體相關設計理論對所采用液壓缸進行系統(tǒng)的強度較核計算及應力應變分析，對液壓缸易損壞部分進行重點研究，通過細致的分析及理論研究解決易損部分設計結構中存在的問題，從而使液壓缸整體上達到工藝強度要求，提高液壓缸應用的工藝水準及使用壽命。 一方面可減少工作缸上腔容積，以減少所儲存的彈性能。沖擊振動將引起液體壓力急劇升高，甚至造成管道破裂，液壓元件和有關機件破壞，應采取措施加以消除或減輕。5液壓機的振動及減振措施液壓機通常在下列情況下可能會產(chǎn)生振動：（1） 突然失載：液壓機在進行落料、沖孔、切邊等工序時，由于材料斷裂，變形抗力突然減小，將引起動糧、機架及管道的沖擊振動。在油箱的適當位置要設吊耳，以便吊運，還要設置液位計，以監(jiān)視液位。（3）吸油管和回油管之間的距離應盡可能遠些，之間應設置隔板，以加大液流循環(huán)的途徑，隔板高度為液面高度的2/3～3/4。矩形油箱制造容易，箱上易于安裝液壓器件，所以被廣泛采用；圓罐形油箱強度較高，重量輕，易于清掃，但制造較難，占地空間較大，在大型冶金設備中經(jīng)常采用。開式油箱，箱中液面與大氣相通，在油箱蓋上裝有空氣過濾器。則主缸無桿腔油管內(nèi)徑為： =主缸有桿腔油管內(nèi)徑為： mm頂出缸無桿腔油管內(nèi)徑為： = mm頂出缸有桿腔油管內(nèi)徑為： = mm 油管壁厚可按下式計算： （49）式中 ——工作壓力，MPa； ——管子內(nèi)徑，mm； —許用應力，鋼管通常取110 MPa～150 Mpa。該液壓系統(tǒng)液體工作壓力為25MPa，所以應該選擇能承受高壓的管道，該液壓系統(tǒng)選擇鋼管。由于液壓缸在工進時輸入功率最大，流量為90L/min時的情況。 則液壓泵的最大工作流量 =162L∕min。該液壓系統(tǒng)由一個液壓泵給主缸和頂出缸供油，可按如下公式計算： （46）式中 K—系統(tǒng)泄露系數(shù)，～； —同時工作的執(zhí)行元件流量之和的最大值。初步估算時，對管路復雜進油路采用調(diào)速閥的系統(tǒng)，取∑△p =（5～15）105Pa；對于管路簡單采用節(jié)流調(diào)速的系統(tǒng)，取∑△p=（2～5）105Pa。液控單向閥12將主缸下腔封閉，活動橫梁懸空停止不動。調(diào)節(jié)溢流閥5即可改變此浮動壓邊力。頂出缸上腔油經(jīng)閥4（左位）排回油箱，頂出缸活塞上行。 當主缸上腔油壓卸至一定值后，閥15復至下位。但當主缸上腔油壓大于液動滑閥15的動作壓力時，閥15始終處于上位。（4）保壓： 電磁鐵1YA斷電，利用單向閥16及充液閥14的錐面，對主缸上腔油進行密封，依靠油液及機架的彈性進行保壓。（2）活動橫梁空載快速下降：電磁鐵1YA及5YA通電，閥10及閥11換至右位，控制油經(jīng)閥11（右位），打開液控單向閥12，主缸下腔油經(jīng)閥1閥10（右位）及閥4（中位）排回油箱，動梁在重力作用下快速下降，此時主缸上腔形成負壓，上部油箱的低壓油經(jīng)充液閥14向主缸上腔充液，同時泵輸出的油也經(jīng)閥10（右位）及單向閥16進入主缸上腔?？筛鶕?jù)下表4—2選擇回路方式：表42 開式與閉式系統(tǒng)的比較循環(huán)方式開式系統(tǒng)閉式系統(tǒng)結構特點和造價結構簡單，造價低結構復雜，造價高適應工況一般均能適應，一臺泵可向多個執(zhí)行器供油限于換向平穩(wěn)、換向速度要求較高的部分容積調(diào)速系統(tǒng)，通常一臺泵只能向一個執(zhí)行器供油抗污染能力較差較好，但油液過濾精度要求較高散熱較好，但油箱較大較差，需用輔助泵換油冷卻管哭損失及效率損失較大，節(jié)流調(diào)速時效率較低損失較小，容積調(diào)速時效率高該液壓機結構空間尺寸較大，直軸式軸向柱塞泵自吸能力也比較強，液壓機為通用型液壓機，結構盡量設計簡單通用，所以選用開式系統(tǒng)。液壓油源回路是液壓系統(tǒng)中提供一定壓力和流量傳動介質(zhì)的動力源回路。1—溢流閥 2—換向閥 3—液控單向閥 4電接觸時壓力表 圖4—7 保壓回路其工作原理為：當換向閥2接入回路時，液壓缸上腔成為壓力腔，在壓力達到預定上限值時，電接觸式壓力表4發(fā)出信號，使換向閥切換成中位，液壓泵卸荷，液壓缸由液控單向閥3保壓。保壓回路的功用是使系統(tǒng)在液壓缸不動或僅有微小的位移下穩(wěn)定地維持住壓力。卸荷回路的功能是在液壓泵驅動電機不需要頻繁啟閉的情況下，使液壓泵在零壓或很低壓力下運行，以減少功率損耗，降低系統(tǒng)發(fā)熱，延長液壓泵和電機的使用壽命。在壓力調(diào)定回路中，溢流閥呈常開狀態(tài)，起溢流和維持回路壓力恒定作用。當系統(tǒng)正常工作（不過載）時，安全閥處于常閉狀態(tài)。至此完成了主缸的速度轉換。速度換接回路的功用是使液壓執(zhí)行器在一個工作循環(huán)中從一種運動速度變換成另一種運動速度。圖4—3（b）所示，變量泵的流量可以隨時調(diào)節(jié)，通過改變其流量以此來達到改變液壓缸速度的目的。特點結構簡單成本低廉工作可靠調(diào)速范圍大，使用維護方便；能量損失大發(fā)熱大效率低負載特性差；主要用于小功率和負載變化小的場合。 常用的無極調(diào)速回路有節(jié)流調(diào)速回路、容積調(diào)速回路以及容積節(jié)流調(diào)速回路。 調(diào)速回路是通過事先的調(diào)整或工作過程中自動調(diào)節(jié)來改變執(zhí)行器的運動速度。當換向閥處于中位時，液壓泵排出的壓力油利用電磁換向閥的中位機能（H）實現(xiàn)卸荷。特別是在液壓缸垂直安放時，為了防止液壓缸停止運動后，在自重作用下突然下滑造成事故，常常在液壓系統(tǒng)中設置鎖緊回路。該液壓機主要包含換向回路和鎖緊回路[13]。由于直軸式軸向柱塞泵額定工作壓力及容積效率均比較高，流量容易調(diào)節(jié)，變量方式也較多，在我國應用較早，積累了豐富的生產(chǎn)和使用經(jīng)驗，故液壓泵選用直軸式軸向柱塞泵。根據(jù)前面總體設計中液壓缸的設計可知缸筒內(nèi)徑D=。其平均值可按下式計算。液壓缸密封裝置的摩擦阻力的大小取決于密封裝置的結構形式、材料和油液的壓力等因素，一般都計入液壓缸的機械效率中，此處不做計算。該液壓機摩擦負載包括兩部分，一是活動橫梁運動時與立柱之間的摩擦阻力，二是液壓缸密封裝置摩擦阻力。工作負載是外負載的主要部分，不同的機械，負載形式也不同。液壓系統(tǒng)的常用執(zhí)行器有液壓缸、液壓馬達和擺動液壓馬達。根據(jù)論文設計要求，該液壓機為通用液壓機，可用于多種產(chǎn)品的加工，滿足不同工藝要求則設計液壓系統(tǒng)時，應使液壓機具有如下特點：（1）在主機結構上，一般結構空間較大，設有活塞式主工作缸，供壓制和回程用，并設有頂出缸，供頂出工件、反向拉延、液壓壓邊和起液壓墊作用。（3）在工作液體壓力上，一般為20～30MPa，對公稱壓力較小而結構空間較大的，取較低的工作壓力值；對工件單位變形壓力大，壓機公稱壓力大而臺面尺寸又不太大的，取較高的工作壓力值。河北科技師范學院2011屆本科畢業(yè)設計4 液壓機的液壓系統(tǒng)設計液壓機主要是靠液體壓力來完成工作的，大多數(shù)屬于高壓、大流量的范疇。其結構如圖312所示：此種連接方式的優(yōu)點是構造簡單，所需零件數(shù)量較少，方便拆卸，并且結構組合強度較高，適合較大噸位的液壓機應用。而且能夠在活塞移動過程中，在始、末位置給予設定，起緩沖作用。在他們的行程終端，當桿頭進入液壓缸的端蓋和缸底部分時，會引起機械碰撞，產(chǎn)生很大的沖擊壓力和噪聲。圖39 導套長度示意圖導向套長度不應過大，特別是高速缸，以免摩擦力過大；導向長度過短，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，設計必須保證有一定的最小導向長度，一般應滿足 m （327）導向套滑動面的長度A，在缸徑小于80時，取活塞寬度 代入數(shù)值計算得 。 導向套結構及相關計算本次主缸設計導向套采用軸套式導向套，該種導套主要是耐磨材料制成，也有用鋼制成并內(nèi)裝有耐磨套或導向環(huán)的。對于AA面： 對于BB面： 所以AA，BB截面的強度符合要求?；钊麠U是液壓缸傳遞力的重要零件，它承受拉力、壓力、彎曲力和振動沖擊等多種作用力，必須有足夠的強度和剛度。液壓缸的活塞在液體壓力作用下，沿缸筒往復運滑動，它與缸筒的配合應適當，液壓力的大小與活塞有效面積有關，活塞直徑與缸筒內(nèi)徑一致。初步確定缸筒底部厚度 .(1)液壓缸缸筒壁厚的較核本次設計中液壓缸缸筒壁厚與缸筒內(nèi)徑比值較小，采用薄壁缸筒進行較核計算。則對于單活塞桿缸，無桿腔進油時，液壓缸內(nèi)徑D的計算式為： (39)有桿腔進油時，液壓缸內(nèi)徑D的計算公式為： (310)而本次設計中取回油壓力=0，此時可簡化內(nèi)徑D的計算公式為：無桿腔進油時 (311)代入數(shù)值得 D= 有桿腔進油時 (312)代入數(shù)值計算得 D 379最后將以上各式所求得的D值，選擇其中最大者，圓整到標準值（見《機械設計手冊》表1963）綜合以上計算結果，圓整最大值確定D=400 。③ 回油腔背油壓力多根據(jù)經(jīng)驗公式計算=，但本次設計中回油腔直接通油箱，故取=0。 液壓缸缸筒的計算(1）缸筒內(nèi)徑的計算液壓缸內(nèi)徑通常根據(jù)液壓缸的牽引力F和有效工作壓力p來確定的。根據(jù)液壓缸的參數(shù)、用途和毛坯來源等可選用以下材料:等；等。缸筒的設計主要為正確確定各部分尺寸，保證液壓缸有足夠的輸出力、運動速度和有效行程，同時還必須具有一定的強度，能足以承受液壓力、負載力和意外的沖擊了力；缸筒的內(nèi)表面應具有合適的配合公差等級、表面粗糙度和形位公差等級，以保證液壓缸的密封性、運動平穩(wěn)性和耐用性。運動速度可表示為 v= （31）當活塞桿伸出時 v= （32）由上式可得出對于已確定的液壓缸，伸出速度v大小取決與進液流量Q。壓力值的建立是有負載力產(chǎn)生的，在同一個活塞的有效面積上負載力越大，克服負載力所需要的壓力就越大。、剛度計算 (1）受力分析 上橫梁有油缸接觸面積與柱塞間距比值較大時，上橫梁可視為受兩個集中應力作用；模具與下橫梁接觸面較大，故視為在某個長度上作用一均勻分布載荷，如圖29所示，由于機架受力情況直接影響著它的設計及生產(chǎn)工藝，對于本次設計的三梁四柱式液壓機機架仍采用此種受力分析模型，其受彎矩如圖210所示，可通過對機架的受彎矩的分析從而推導得出液壓機機身強度、剛度情況：圖29 框架受力圖框架彎矩圖為：圖210 框架彎矩圖 (2）強度計算根據(jù)上述受力分析可知，框架仍可采用變形法或力法求解則其有關節(jié)點的彎矩值為： （216） （217） （218） （219）式中、——系數(shù)，其中，； 、——分別為均布載荷寬度和兩集中載荷的間距與支柱間距的比值； 、——同前。代入數(shù)值計算得 所以上橫梁強度符合彎應力及剪應力強度要求[6]。代入數(shù)據(jù)計算得 所以立柱強度符合疲勞強度要求。(2）疲勞強度校核[4]。根據(jù)材料力學可知，這是個三次靜布定框架問題，可用變形法或力法求解。、分別為立柱與上、下橫梁的剛度比，則： (23) (24)式中、——分別為立柱、上橫梁和下橫梁的彈性模量； 、——分別為立柱、上橫梁和下橫梁的截面慣性矩。載荷的偏心距為e，活動橫梁受到的偏心力矩Fe/2作用，給液壓缸內(nèi)壁以側推力為： (22)式中——液壓缸的缸筒受力點或活塞中點至上橫梁下表面的距離； ——活動橫梁導向套支撐反力作用點到上橫梁下表面的距離。根據(jù)前面的簡化假設，將空間機架簡化為平面框架，如圖所示。 (1）中心載荷。(7）頂出力。立柱中心距反映了液壓機平面尺寸上工作空間的大小。他的尺寸（長l寬b）取決于模具的的平面尺寸。最大凈空距是指活動橫梁在上限位置時從工作臺上表面到活動橫梁下表面的距離。(2）最大工作行程：最大工作距離h是指活動橫梁在上限位置時從工作臺上面到活動橫梁下表面的距離。液壓機的基本參數(shù)是基本技術數(shù)據(jù)，是根據(jù)液壓機的工藝用途