【正文】 6 結(jié)論本次設(shè)計(jì)對液壓機(jī)本體設(shè)計(jì)及液壓機(jī)主缸部件的設(shè)計(jì)校核做出了系統(tǒng)的介紹并且從理論出發(fā)，與際應(yīng)用相結(jié)合，參照液壓機(jī)機(jī)的整體相關(guān)設(shè)計(jì)理論對所采用液壓缸進(jìn)行系統(tǒng)的強(qiáng)度較核計(jì)算及應(yīng)力應(yīng)變分析，對液壓缸易損壞部分進(jìn)行重點(diǎn)研究，通過細(xì)致的分析及理論研究解決易損部分設(shè)計(jì)結(jié)構(gòu)中存在的問題，從而使液壓缸整體上達(dá)到工藝強(qiáng)度要求，提高液壓缸應(yīng)用的工藝水準(zhǔn)及使用壽命。 一方面可減少工作缸上腔容積，以減少所儲(chǔ)存的彈性能。沖擊振動(dòng)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(guān)機(jī)件破壞，應(yīng)采取措施加以消除或減輕。5液壓機(jī)的振動(dòng)及減振措施液壓機(jī)通常在下列情況下可能會(huì)產(chǎn)生振動(dòng)：（1） 突然失載：液壓機(jī)在進(jìn)行落料、沖孔、切邊等工序時(shí)，由于材料斷裂，變形抗力突然減小，將引起動(dòng)糧、機(jī)架及管道的沖擊振動(dòng)。在油箱的適當(dāng)位置要設(shè)吊耳，以便吊運(yùn)，還要設(shè)置液位計(jì)，以監(jiān)視液位。（3）吸油管和回油管之間的距離應(yīng)盡可能遠(yuǎn)些，之間應(yīng)設(shè)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(qiáng)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(shè)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(jì)算： （49）式中 ——工作壓力，MPa； ——管子內(nèi)徑，mm； —許用應(yīng)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(yīng)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(jìn)時(shí)輸入功率最大，流量為90L/min時(shí)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(gè)液壓泵給主缸和頂出缸供油，可按如下公式計(jì)算： （46）式中 K—系統(tǒng)泄露系數(shù)，～； —同時(shí)工作的執(zhí)行元件流量之和的最大值。初步估算時(shí)，對管路復(fù)雜進(jìn)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(dòng)橫梁懸空停止不動(dòng)。調(diào)節(jié)溢流閥5即可改變此浮動(dòng)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(dāng)主缸上腔油壓卸至一定值后，閥15復(fù)至下位。但當(dāng)主缸上腔油壓大于液動(dòng)滑閥15的動(dòng)作壓力時(shí)，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(jìn)行密封，依靠油液及機(jī)架的彈性進(jìn)行保壓。（2）活動(dòng)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(dòng)梁在重力作用下快速下降，此時(shí)主缸上腔形成負(fù)壓，上部油箱的低壓油經(jīng)充液閥14向主缸上腔充液，同時(shí)泵輸出的油也經(jīng)閥10（右位）及單向閥16進(jìn)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(jié)構(gòu)特點(diǎn)和造價(jià)結(jié)構(gòu)簡單，造價(jià)低結(jié)構(gòu)復(fù)雜，造價(jià)高適應(yīng)工況一般均能適應(yīng)，一臺(tái)泵可向多個(gè)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(tái)泵只能向一個(gè)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(shí)效率較低損失較小，容積調(diào)速時(shí)效率高該液壓機(jī)結(jié)構(gòu)空間尺寸較大，直軸式軸向柱塞泵自吸能力也比較強(qiáng)，液壓機(jī)為通用型液壓機(jī)，結(jié)構(gòu)盡量設(shè)計(jì)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(dòng)介質(zhì)的動(dòng)力源回路。1—溢流閥 2—換向閥 3—液控單向閥 4電接觸時(shí)壓力表 圖4—7 保壓回路其工作原理為：當(dāng)換向閥2接入回路時(shí)，液壓缸上腔成為壓力腔，在壓力達(dá)到預(yù)定上限值時(shí)，電接觸式壓力表4發(fā)出信號(hào)，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(dòng)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(qū)動(dòng)電機(jī)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(yùn)行，以減少功率損耗，降低系統(tǒng)發(fā)熱，延長液壓泵和電機(jī)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(dāng)系統(tǒng)正常工作（不過載）時(shí)，安全閥處于常閉狀態(tài)。至此完成了主缸的速度轉(zhuǎn)換。速度換接回路的功用是使液壓執(zhí)行器在一個(gè)工作循環(huán)中從一種運(yùn)動(dòng)速度變換成另一種運(yùn)動(dòng)速度。圖4—3（b）所示，變量泵的流量可以隨時(shí)調(diào)節(jié)，通過改變其流量以此來達(dá)到改變液壓缸速度的目的。特點(diǎn)結(jié)構(gòu)簡單成本低廉工作可靠調(diào)速范圍大，使用維護(hù)方便；能量損失大發(fā)熱大效率低負(fù)載特性差；主要用于小功率和負(fù)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(dòng)調(diào)節(jié)來改變執(zhí)行器的運(yùn)動(dòng)速度。當(dāng)換向閥處于中位時(shí)，液壓泵排出的壓力油利用電磁換向閥的中位機(jī)能（H）實(shí)現(xiàn)卸荷。特別是在液壓缸垂直安放時(shí)，為了防止液壓缸停止運(yùn)動(dòng)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(shè)置鎖緊回路。該液壓機(jī)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(yīng)用較早，積累了豐富的生產(chǎn)和使用經(jīng)驗(yàn)，故液壓泵選用直軸式軸向柱塞泵。根據(jù)前面總體設(shè)計(jì)中液壓缸的設(shè)計(jì)可知缸筒內(nèi)徑D=。其平均值可按下式計(jì)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(jié)構(gòu)形式、材料和油液的壓力等因素，一般都計(jì)入液壓缸的機(jī)械效率中，此處不做計(jì)算。該液壓機(jī)摩擦負(fù)載包括兩部分，一是活動(dòng)橫梁運(yùn)動(dòng)時(shí)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(fù)載是外負(fù)載的主要部分，不同的機(jī)械，負(fù)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(dá)和擺動(dòng)液壓馬達(dá)。根據(jù)論文設(shè)計(jì)要求，該液壓機(jī)為通用液壓機(jī)，可用于多種產(chǎn)品的加工，滿足不同工藝要求則設(shè)計(jì)液壓系統(tǒng)時(shí)，應(yīng)使液壓機(jī)具有如下特點(diǎn)：（1）在主機(jī)結(jié)構(gòu)上，一般結(jié)構(gòu)空間較大，設(shè)有活塞式主工作缸，供壓制和回程用，并設(shè)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(jié)構(gòu)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(jī)公稱壓力大而臺(tái)面尺寸又不太大的，取較高的工作壓力值。河北科技師范學(xué)院2011屆本科畢業(yè)設(shè)計(jì)4 液壓機(jī)的液壓系統(tǒng)設(shè)計(jì)液壓機(jī)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(jié)構(gòu)如圖312所示：此種連接方式的優(yōu)點(diǎn)是構(gòu)造簡單，所需零件數(shù)量較少，方便拆卸，并且結(jié)構(gòu)組合強(qiáng)度較高，適合較大噸位的液壓機(jī)應(yīng)用。而且能夠在活塞移動(dòng)過程中，在始、末位置給予設(shè)定，起緩沖作用。在他們的行程終端，當(dāng)桿頭進(jìn)入液壓缸的端蓋和缸底部分時(shí)，會(huì)引起機(jī)械碰撞，產(chǎn)生很大的沖擊壓力和噪聲。圖39 導(dǎo)套長度示意圖導(dǎo)向套長度不應(yīng)過大，特別是高速缸，以免摩擦力過大；導(dǎo)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(shè)計(jì)必須保證有一定的最小導(dǎo)向長度，一般應(yīng)滿足 m （327）導(dǎo)向套滑動(dòng)面的長度A，在缸徑小于80時(shí)，取活塞寬度 代入數(shù)值計(jì)算得 。 導(dǎo)向套結(jié)構(gòu)及相關(guān)計(jì)算本次主缸設(shè)計(jì)導(dǎo)向套采用軸套式導(dǎo)向套，該種導(dǎo)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?qū)颦h(huán)的。對于AA面： 對于BB面： 所以AA，BB截面的強(qiáng)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(dòng)沖擊等多種作用力，必須有足夠的強(qiáng)度和剛度。液壓缸的活塞在液體壓力作用下，沿缸筒往復(fù)運(yùn)滑動(dòng)，它與缸筒的配合應(yīng)適當(dāng)，液壓力的大小與活塞有效面積有關(guān)，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(shè)計(jì)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(jìn)行較核計(jì)算。則對于單活塞桿缸，無桿腔進(jìn)油時(shí)，液壓缸內(nèi)徑D的計(jì)算式為： (39)有桿腔進(jìn)油時(shí)，液壓缸內(nèi)徑D的計(jì)算公式為： (310)而本次設(shè)計(jì)中取回油壓力=0，此時(shí)可簡化內(nèi)徑D的計(jì)算公式為：無桿腔進(jìn)油時(shí) (311)代入數(shù)值得 D= 有桿腔進(jìn)油時(shí) (312)代入數(shù)值計(jì)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(biāo)準(zhǔn)值（見《機(jī)械設(shè)計(jì)手冊》表1963）綜合以上計(jì)算結(jié)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(yàn)公式計(jì)算=，但本次設(shè)計(jì)中回油腔直接通油箱，故取=0。 液壓缸缸筒的計(jì)算(1）缸筒內(nèi)徑的計(jì)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(shè)計(jì)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(yùn)動(dòng)速度和有效行程，同時(shí)還必須具有一定的強(qiáng)度，能足以承受液壓力、負(fù)載力和意外的沖擊了力；缸筒的內(nèi)表面應(yīng)具有合適的配合公差等級(jí)、表面粗糙度和形位公差等級(jí)，以保證液壓缸的密封性、運(yùn)動(dòng)平穩(wěn)性和耐用性。運(yùn)動(dòng)速度可表示為 v= （31）當(dāng)活塞桿伸出時(shí) 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(jìn)液流量Q。壓力值的建立是有負(fù)載力產(chǎn)生的，在同一個(gè)活塞的有效面積上負(fù)載力越大，克服負(fù)載力所需要的壓力就越大。、剛度計(jì)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(shí)，上橫梁可視為受兩個(gè)集中應(yīng)力作用；模具與下橫梁接觸面較大，故視為在某個(gè)長度上作用一均勻分布載荷，如圖29所示，由于機(jī)架受力情況直接影響著它的設(shè)計(jì)及生產(chǎn)工藝，對于本次設(shè)計(jì)的三梁四柱式液壓機(jī)機(jī)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(jī)架的受彎矩的分析從而推導(dǎo)得出液壓機(jī)機(jī)身強(qiáng)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(qiáng)度計(jì)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(guān)節(jié)點(diǎn)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(jì)算得 所以上橫梁強(qiáng)度符合彎應(yīng)力及剪應(yīng)力強(qiáng)度要求[6]。代入數(shù)據(jù)計(jì)算得 所以立柱強(qiáng)度符合疲勞強(qiáng)度要求。(2）疲勞強(qiáng)度校核[4]。根據(jù)材料力學(xué)可知，這是個(gè)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(dòng)橫梁受到的偏心力矩Fe/2作用，給液壓缸內(nèi)壁以側(cè)推力為： (22)式中——液壓缸的缸筒受力點(diǎn)或活塞中點(diǎn)至上橫梁下表面的距離； ——活動(dòng)橫梁導(dǎo)向套支撐反力作用點(diǎn)到上橫梁下表面的距離。根據(jù)前面的簡化假設(shè)，將空間機(jī)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(jī)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(dòng)橫梁在上限位置時(shí)從工作臺(tái)上表面到活動(dòng)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(dòng)橫梁在上限位置時(shí)從工作臺(tái)上面到活動(dòng)橫梁下表面的距離。液壓機(jī)的基本參數(shù)是基本技術(shù)數(shù)據(jù)，是根據(jù)液壓機(jī)的工藝用途