【正文】 大多數發(fā)生在25000KN以下的小型液壓機，在我國，16000KN以下的鍛造液壓機已經斷過十幾根立柱，而大型液壓機幾乎沒有發(fā)生過斷裂。在載荷的反復作用下，使得原來的裂紋進一步擴展，最終導致整個立柱的斷裂破壞。3)小型液壓機立柱很多斷在下橫梁上從螺紋到光滑部分的過渡區(qū)的截面上，這是因為這里存在著壓力集中，而且還要承受較大的彎矩。 立柱直徑的計算 從文獻[6]中查得 式（） 式中 F——表示公稱壓力； n——表示安全系數，此處n=5； ——表示立柱直徑； ——表示材料抗拉應力，此處立柱選材45鋼，=600MPa； z——表示立柱的數量。又考慮到工作中的強度和剛度要求，需在箱體內部添加筋板結構，載荷較大的部位，則要加大筋板的分布密度，以保證足夠的強度和剛度。橫梁的材料一般采用Q235碳素鋼，小型的液壓機也可采用鑄鐵。橫梁在設計的過程中，應避免厚度有突然變化的部分，在過渡區(qū)應該設計出較大的圓角，因為尺寸的突然變化會產生較大的集中應力，大大降低零件的可靠性。但對于大型的焊接件，在其焊后進行退火加工時需要大型的熱處理設備，而且變形很難得到控制，更容易產生裂紋，因此在很大程度上受到了限制，加工要求過高的零件不能采用此方法。橫梁的寬邊大小有立柱間的中心距確定。至于小型液壓機，大多設計成整體結構[6]。在鑄造能力許可的情況下，鑄造中、小型單缸液壓機時可以將工作缸與上橫梁鑄成一個整體。因此使用的過程中應經常注意擰緊松脫的螺母。原定上橫梁立柱孔的配合間隙為，但在實際安裝的過程中，往往因立柱的垂直度公差會進行疊加），而發(fā)生裝不進的問題，所以對中小型液壓機的柱孔應有1～2mm的間隙，不配合部分無須加工，在直徑上可稍微擴大一些，而且下孔的間隙則需更大些。為了保證工作缸的支承面上具有均勻的剛度，上橫梁工作孔應當設計成圓柱形的支承筒形式，從而不會出現由于上梁不均勻變形而使支承反力局部集中，降低缸使用壽命的情況。這里，設計上橫梁的長度=850mm，寬度=700mm，高度=350mm。為防止工作缸漏出的液體積存在活動橫梁的內部，應當將上板蓋設計成封閉式的，并能夠順利排出積存的液體。 下橫梁的設計下橫梁也稱底座，它通過支座支承在地基上?？紤]到要保證整個壓機的剛性，下橫梁的剛度要求應當稍微嚴格一些。這里設計下橫梁長度=850mm，寬度=700mm，高度=400mm。油箱一般用4mm左右的鋼板焊接而成，有時也可鑄造。這里，選箱底和側壁厚為10mm，蓋板厚為12mm。吸油管路和回油管路被隔開，吸油腔與黃油腔用濾網隔開以便過濾系統回油。油箱蓋板上安裝有空氣濾消器，以防止泵在吸油的過程中，空氣中的雜質微粒進入油液中。油箱側管應設置有清掃窗孔，在油箱清洗時可以打開，以便于檫拭油箱的內部。油箱密封效果要好，防止油箱滲漏到箱外，同時避免外界粉塵侵入箱內。3 液壓系統的設計主要討論液壓傳動系統設計和計算方法。而系統僅僅能實現所預期的功能是不夠的，系統的動作質量及動作發(fā)生的時間歷程也是很重要的，而且在現代機械設備中，這兩個因素往往是更加重要的，這些問題需要運用現代設計方法和手段進行系統的動態(tài)分析和設計。液壓系統的設計是整個機器設計的一個重要部分，它與主機的設計是密切相關的。在以上的設計步驟中，前五項屬于性能設計，它們互相影響，互相滲透；最后一項屬于結構設計，進行時必須先查明液壓元件的結構和配置方式，仔細查閱有關產品樣本、設計手冊和資料。因此，在開始設計液壓系統時，必須先對機械設備的工作情況進行詳細的分析，明確設備對液壓系統提出的要求，具體需要熟知的內容包括：（1）主機的用途、類型、主要結構、總體布局以及對液壓系統執(zhí)行元件在位置布置和空間尺寸上的限制。（3）主機各液壓執(zhí)行元件的動作順序或互鎖要求。（5）其他方面的要求，如液壓裝置在質量、外形尺寸、可靠性、經濟性等方面的規(guī)定和限制。 液壓缸工作壓力計算（1）慣性力：快速下降時起動 從文獻[4]中查得 式（） 式中 m——表示移動件（包括活塞、活動橫梁及上模）質量 ——表示快進時壓頭從開始啟動到達到快進速度所增大的速度； ——表示壓頭啟動時間。壓制力：初壓階段由零上升到F1 = 2106 N = 2105 N終壓階段上升到F2 = 2106 N 回程力（壓頭離開工件時的力）：一般沖壓液壓機的壓制力與回程力之比為5～10，本壓力機取為5，故回程力為Fh = N。 表 31 主缸的負載工作階段負載力FL（N）液壓缸推力（N）液壓缸工作壓力（Pa）（回程時）快速下行起動1525等速000壓制初壓210510524105終壓210610624106快速回程起動410510596105等速30500制動表中 式（）D——表示液壓缸內徑，前面已給出； 式（）d——表示柱塞直徑，前面已給出；——表示液壓缸效率， 。壓制行程100 mm，在開始的80 mm內等速運動。利用以上數據可繪制出速度圖，如圖33所示。（2）工作行程時 式（） 式中 ——表示液壓缸工進速度。 繪制出流量圖，如圖34 液壓缸功率的計算（1）快速下行啟動時 從文獻[10]中查得 式（）（2）工作行程初壓階段 式（）（3）工作行程終壓階段 此過程中壓力和流量都在變化，壓力p在最后20 MPa增加到24MPa，其變化規(guī)律為 式（） 式中 S——表示行程（mm），由壓頭開始進入終壓階段算起。起動階段活塞行程為 式（） 式中 V——表示液壓缸回程速度； t——表示快速回程時的啟動時間。其變化規(guī)律為 式（） 式中 S——表示行程（mm），由壓頭開始回程時算起。 頂出缸結構參數計算頂出力：，回程力：。 取整 =110mm無桿腔的有效工作面積： 式（）有桿腔的有效工作面積： 從文獻[2]中查得 式（） 頂出缸流量的計算頂出行程： 式（）回程： 式（）頂出缸在頂出行程中的負載是變動的，頂出開始，壓頭距離工件較大，以后很快減小，而頂出行程中的速度也是變化的，頂出開始時速度由零逐漸增加到v4；由于這些原因，功率計算就較復雜，另外因頂出缸消耗功率在液壓機液壓系統中占的比例很小，所以此處不再作計算。確定液壓機的液壓系統設計方案時要重點考慮下列問題：（1）快速行程方式液壓機液壓缸的尺寸較大，在快速下行時速度也較大，從工況圖看出，此時需要很大的流量，至少為546 L/min，這樣大流量的油液如果直接由液壓泵供給，則泵的容量需要很大，很難滿足要求。因為液壓機運動部件的運動方向在快速行程中是垂直向下，因此可以利用運動部件自身的重量來實現快速下行。高壓泵的流量供慢速壓制和回程的時候使用。改進的方法是使充液閥通油斷面的截面積盡量加大，另外可在下腔排油路上串聯單向節(jié)流閥，利用節(jié)流造成背壓，以限制利用自重下行的速度，提高升壓速度。 圖36 液壓系統回路圖在主缸實現自重快速行程時，三位四通換向閥4切換到右邊位置工作（下行位置），同時電磁換向閥5斷電，控制油路k使液控單向閥3打開，液壓缸下腔通過閥3快速排油，液壓缸上腔從充液筒及液壓泵得到油液，實行滑塊的快速空程下行。常用的減速方式有兩種，一種是壓力順序控制減速；另一種是行程控制減速。若加工工藝要求活動滑塊在接觸到加工件之前就必須減速，那就只能選用行程控制方式進行減速，因為壓力順序控制方式是在接觸加工件后才開始減速的。這里選用由電動機控制的伺服變量軸向柱塞泵作為本系統的動力源，利用行程擋塊來控制液壓泵輸出的液壓油流量：快速下行的過程中，液壓泵全流量執(zhí)行供油，在進行壓制的過程中，行程擋塊會來控制液壓泵，使其流量逐步減小，在最后20mm的行程中，液壓泵的流量會減小至0，液壓缸在回程的過程中，行程擋塊又對液壓泵進行控制，使其全流量工作。相應回路圖見圖36。故液壓系統需要對活動滑塊的運動速度進行控制調節(jié)。（4）壓制壓力及保壓在壓制的過程中，液壓系統的工作壓力主要取決于工作負載。在壓制工藝的后期需要對加工件保壓一段時間，以滿足工藝要求。這里選用后者，因為開液壓泵保壓的液壓系統比較簡單，容易設計。液壓缸在回程之前必須先對上腔進行泄壓，根據以往的經驗，泄壓過快會引起強大的沖擊，發(fā)出較大噪聲，同時產生劇烈振動。經查閱參考資料得知比較合理的泄壓方法的原理是活塞回程之前，在液壓缸下腔油壓尚未升高的時候，先將上腔的高壓油接通油箱，使上腔的高壓緩慢降低。（6）主缸與頂出缸的互鎖控制回路在進行壓制操作之前，必須保證頂出缸的活塞已經下行到最低位置，否則頂出缸將會遭到損壞，加工件也將會報廢。只有在閥6處于右位工作時（即頂出缸活塞是下行狀態(tài)時），壓力油才會通入換向閥4，接著主缸才能動作。這樣，就不會出現頂出缸還未完全回程，主缸就開始工作的現象了。表32 液壓系統電磁動作表元件動作1YA2YA3YA4YA5YA主缸快速下行–++–+主缸慢速下壓–+–– –+主缸泄壓–+––主缸回程–+–+–頂出缸頂出+––+–頂出缸回程–+–+–原位卸荷–––––表33 液壓元件規(guī)格明細表序 號名 稱型 號1液控單向閥待定2單向順序閥（平衡閥）待定3液控單向閥待定4電液換向閥待定5電磁換向閥待定6電液換向閥待定7順序閥待定8溢流閥（安全閥）待定9軸向柱塞泵待定10主液壓缸自行設計11頂出液壓缸自行設計12壓力表待定13壓力表開關待定 擬定液壓系統原理圖根據上述分析及設計、選擇，擬定液壓系統原理圖，系統原理圖如圖37所示圖37 液壓系統原理圖液壓系統的工作過程如下：液壓泵起動后，電液換向閥4和6處于中位，液壓泵輸出的液壓油經背壓閥7后再經閥6的中位，進行了低壓卸荷，此時主缸處于最上端的位置，而頂出缸也處于最下端位置。這時