YA32-100T液壓機本體及液壓系統(tǒng)設(shè)計[YA32-1000KN型] 三梁四柱式液壓機
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畢業(yè)設(shè)計（論文）
畢業(yè)設(shè)計（論文）
YA-32 100T液壓機液壓系統(tǒng)及其本體設(shè)計
THE HYDRAULIC SYSTEM AND THE ONTOLOGY DESIGN OF HYDRAULIC YA-32 100T
、
摘要
通過對分析液壓機的國內(nèi)外生產(chǎn)及研究現(xiàn)狀，確定了本課題的主要設(shè)計內(nèi)容。在確定了液壓機初步設(shè)計方案后，采用了傳統(tǒng)設(shè)計方法對100T液壓機機身結(jié)構(gòu)進行設(shè)計計算及強度校核，并采用AutoCAD設(shè)計軟件對上橫梁、底座、拉伸滑塊、壓邊滑塊、拉伸缸、壓邊缸、頂出缸、立柱及總裝圖進行了工程繪圖，且用ug模擬液壓機整體結(jié)構(gòu)，在參考了某公司生產(chǎn)的三梁四柱式液壓機液壓系統(tǒng)以及查閱了有關(guān)關(guān)于液壓系統(tǒng)設(shè)計的書籍后，設(shè)計了液壓系統(tǒng)的工作說明書，并對其進行了可行性分析，最后對整個設(shè)計進行系統(tǒng)分析，得出整個設(shè)計切實可行。
關(guān)鍵詞：液壓機；機身結(jié)構(gòu)
Abstract
Through to analysed the type hydraulic press domestic and foreign research present situation, I had determined this topic main design content. After I had determined the type hydraulic press preliminary design plan, used the traditional theory method to carry on the design, the computation, the intensity examination to the body of 100T hydraulic presses fuselages structure, used AutoCAD design software to the main traverse, under the crossbeam, moves Liang, the master cylinder, goes against the cylinder, the column, the final assembly drawing had carried on the project cartography, meanwhile had carried on the mapping to the master cylinder; After referred to three Liang four columns hydraulic Type hydraulic press of wall hydraulic system which some company produces as well as has consulted massively and the hydraulic system design books, had produced the system of numberal control working instructions, and had carried on the feasibility analysis to it, finally carried on the system analysis to the entire design, obtained the entire design to be practical and feasible.
keywords：Hydraulc press Body structure
目 錄
1緒論..................................................................1
2液壓機的主要技術(shù)參數(shù) 3
2.1 YA32─100T四柱萬能液壓機主要參數(shù) 3
2.2 YA32─100T四柱萬能液壓機系統(tǒng)工況圖 4
3液壓基本回路以及控制閥 6
3.1 YA32─100T四柱萬能液壓機液壓系統(tǒng)圖 6
3.2 YA32─100T四柱萬能液壓機工作循環(huán)圖 9
4液壓缸 10
4.1 主缸 10
4.2 主缸活塞桿 18
4.3 主缸的總效率 20
4.4 頂出 20
4.5 頂出缸活塞桿 25
4.6 頂出缸的總效率 26
4.7 各油缸工作流量 27
4.8 液壓缸損壞情況及原因分析......................................29
5液壓工作介質(zhì) 31
6液壓輔助件及液壓泵站 32
6.1 管件 32
6.2 密封件 33
6.3 油箱 35
6.4 過濾器 38
6.5 立柱導(dǎo)桿 38
6.6 泵站的組成及工作過程...................................................40
7梁的設(shè)計………………………………………………………….…………………….41
7.1橫梁的結(jié)構(gòu)設(shè)計..................................................41
7.2上梁…………………………………………………………………………………………46
7.3下梁…………………………………………………………………………………………49
8 液壓系統(tǒng)的安裝 49
總 結(jié) 50
致 謝 51
參考文獻 52
附錄……………………………………………………………………………….………53
57
1 緒論
1.1液壓機的發(fā)展
隨著全球金融危機對實體經(jīng)濟影響加深，全球經(jīng)濟在經(jīng)歷連續(xù)4年5%左右的高速增長之后2010年急速掉頭下滑。主要發(fā)達國家正迅速步入衰退，可以預(yù)計衰退程度將深于前幾次經(jīng)濟危機。目前這場全球金融危機正迅速向我國蔓延，預(yù)計對我國經(jīng)濟的沖擊將超過10年前的亞洲金融危機。
我國經(jīng)濟在連續(xù)5年以超過10%的速度增長之后，2008年增速將下滑到9.0%，逐季來看，我國經(jīng)濟增長自2009年二季度之后已連續(xù)5個季度下滑，2010年第三季度同比增長率下滑到9%，第四季度下滑到6.8%,大幅度下落2.2個百分點。這種下滑態(tài)勢將持續(xù)到2011年上半年。
針對目前世界范圍內(nèi)經(jīng)濟嚴峻形式和我國經(jīng)濟運行面臨新的不確定性因素，如何根據(jù)急劇變化的外部經(jīng)濟環(huán)境調(diào)整企業(yè)發(fā)展規(guī)劃和經(jīng)營方針，成為擺在我國0四柱液壓機企業(yè)面前亟待解決的問題。本報告從全球視野的高度，把握經(jīng)濟發(fā)展的周期，剖析了國家宏觀政策走向和經(jīng)濟發(fā)展趨勢，對四柱液壓機產(chǎn)業(yè)發(fā)展的具體問題進行了深度探討和分析，幫助業(yè)內(nèi)企業(yè)、相關(guān)投資公司及政府部門準確把握行業(yè)發(fā)展趨勢，洞悉行業(yè)競爭格局，規(guī)避經(jīng)營和投資風(fēng)險，是制定正確競爭和投資戰(zhàn)略決策的重要決策依據(jù)之一，具有重要的參考價值。
由于液壓機的液壓系統(tǒng)和整機結(jié)構(gòu)方面，已經(jīng)比較成熟，國內(nèi)外液壓機的發(fā)展主要體現(xiàn)在控制系統(tǒng)方面。微電子技術(shù)的飛速發(fā)展，為改進液壓機的性能、提高穩(wěn)定性、加工效率等方面提供了可能。相比來講，國內(nèi)機型雖種類齊全，但技術(shù)含量相對較低，缺乏技術(shù)含量高的高檔機型，這與機電液一體化，中小批量柔性生產(chǎn)的發(fā)展趨勢不相適應(yīng)。
在國內(nèi)外液壓機產(chǎn)品中，按照控制系統(tǒng)，液壓機可分為三種類型：一種是以繼電器為主控元件的傳統(tǒng)型液壓機；一種是采用可編程控制器控制的液壓機；第三種是應(yīng)用高級微處理器（或工業(yè)控制計算機）的高性能液壓機。三種類型功能各有異，應(yīng)用范圍也不盡相同。但總的發(fā)展趨勢是高速化、智能化。
繼電器控制方式是延續(xù)了幾十年的傳統(tǒng)控制方式，其電路結(jié)構(gòu)簡單，技術(shù)要求不高，成本較低，相應(yīng)控制功能簡單，適應(yīng)性不強。其適用于單機工作、加工產(chǎn)品精度要求不高的大批量生產(chǎn)（如餐具、廚具產(chǎn)品等），其也可組成簡單的生產(chǎn)線，但由于電路的限制，穩(wěn)定性、柔性差?，F(xiàn)在，國內(nèi)許多液壓機廠家是以這種機型為主，使用對象多為小型加工廠，或加工精度要求不高的民用產(chǎn)品。國外眾多廠家只是保留了對這種機型的生產(chǎn)能力，而主要面向以下兩種技術(shù)含量高的機型組織生產(chǎn)。
1.2液壓機的工作原理
液壓機通常指液壓泵和液壓馬達，液壓泵和液壓馬達都是液壓系統(tǒng)中的能量轉(zhuǎn)換裝置，不同的是液壓泵把驅(qū)動電動機的機械能轉(zhuǎn)換成油液的壓力能，是液壓系統(tǒng)中的動力裝置，而液壓馬達是把油液的壓力能轉(zhuǎn)換成機械能，是液壓系統(tǒng)中的執(zhí)行裝置。
液壓系統(tǒng)中常用的液壓泵和液壓馬達都是容積式的，其工作原理都是利用密封容積的變化進行吸油和壓油的。從工作原理上來說，大部分液壓泵和液壓馬達是互逆的，即輸入壓力油，液壓泵就變成液壓馬達，就可輸出轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)矩，但在結(jié)構(gòu)上，液壓泵和液壓馬達還是有些差異的。
是利用液體來傳遞壓力的設(shè)備。液體在密閉的容器中傳遞壓力時是遵循帕斯卡定律。液壓機的液壓傳動系統(tǒng)由動力機構(gòu)、控制機構(gòu)、執(zhí)行機構(gòu)、輔助機構(gòu)和工作介質(zhì)組成。 為了滿足執(zhí)行機構(gòu)運動速度的要求，選用一個油泵或多個油泵。低壓（油壓小于2.5MP）用齒輪泵；中壓（油壓小于6.3MP）用葉片泵；高壓用柱塞泵。
四柱液壓機的工作原理是油泵把液壓油輸送到集成插裝閥塊，通過各個單向閥和溢流閥把液壓油分配到油缸的上腔或者下腔，在高壓油的作用下，使油缸進行運動.液壓機是利用液體來傳遞壓力的設(shè)備。液體在密閉的容器中傳遞壓力時是遵循帕斯卡定律。四柱液壓機的液壓傳動系統(tǒng)由動力機構(gòu)、控制機構(gòu)、執(zhí)行機構(gòu)、輔助機構(gòu)和工作介質(zhì)組成。 動力機構(gòu)通常采用油泵作為動力機構(gòu)，一般為積式油泵。為了滿足執(zhí)行機構(gòu)運動速度的要求， 選用一個油泵或多個油泵。低壓（油壓小于2.5MP）用齒輪泵；中壓（油壓小于6.3MP）用葉片泵；高壓（油壓小于32.0MP)用柱塞泵。各種可塑性材料的壓力加工和成形，如不銹鋼板鋼板的擠壓、彎曲、拉伸及金屬零件的冷壓成形，同時亦可用于粉末制品、砂輪、膠木、樹脂熱固性制品的壓制。
1.3四柱液壓機的特點和用途及分類
四柱液壓機特點:機器具有獨立的動力機構(gòu)和電氣系統(tǒng)，采用按鈕集中控制，可實現(xiàn)調(diào)整、手動及半自動三種工作方式：機器的工作壓力、壓制速度，空載快下行和減速的行程和范圍，均可根據(jù)工藝需要進行調(diào)整，并能完成頂出工藝，可帶頂出工藝、拉伸工藝三種工藝方式，每種工藝又為定壓，定程兩種工藝動作供選擇，定壓成型工藝在壓制后具有頂出延時及自動回程。
四柱液壓機具有廣泛的通用性．適用于各種塑性材料的加工和成形，如擠壓、彎曲、折邊、拉伸等；同時也可用于各種塑料、粉末制品的壓制成形。此外還可以用于制品的校正、壓裝和整形等。
液壓機作為一種通用的無削成型加工設(shè)備，其工作原理是利用液體的壓力傳遞能量以完成各種壓力加工的。其工作特點一是動力傳動為“柔性”傳動，不象機械加工設(shè)備一樣動力傳動系統(tǒng)復(fù)雜，這種驅(qū)動原理避免了機器過載的情況；二是液壓機的拉伸過程中只有單一的直線驅(qū)動力，沒有“成角的”驅(qū)動力，這使加工系統(tǒng)有較長的生命期和高的工件成品率。液壓機有單動、雙動、三動三種基本的動作方式。在單動方式中，壓頭（或滑板）作為移動部件單向移動完成壓制過程。這種工作方式?jīng)]有壓邊裝置。單動壓力機主要用于薄型工件成型中，適用于卷材和帶型材料。
雙動型壓力機有兩個移動部件：滑板（或沖頭）和模板。其液壓機工作過程是，沖頭（或滑板）自上而下拉伸沖料，模板充作固定壓板。在壓制成型后，模板能實現(xiàn)打料頂出功能?？筛鶕?jù)材料和工件的特征參數(shù)來調(diào)整模板的壓力。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。但是，模板也可以充作壓邊塊來實現(xiàn)專門的成型操作。這種壓力機也可以做雙動機用。由于內(nèi)滑板和壓邊塊相關(guān)連，因此，成型壓力和壓邊力合成整個系統(tǒng)的總負載。按照機架結(jié)構(gòu)形式液壓機可分為梁柱式、組合框架型、整體框架式、單臂式等。按照功能用途液壓機可分為手動液壓機、鍛造液壓機、沖壓液壓機、一般用途液壓機、校正、壓裝液壓機、層壓液壓機、擠壓液壓機、壓制液壓機、打包壓塊液壓機、專用液壓機十組類型。
2 液壓機的主要技術(shù)參數(shù)
2.1 YA32─100T四柱萬能液壓機主要參數(shù)
表2-1 主要技術(shù)參數(shù)
產(chǎn)品名稱
四柱萬能液壓機
滑塊快進速度(mm/s)
100
型號
YA32-1000KN
工進速度(mm/s)
10
公稱壓力(T)
100
快上行速度(mm/s)
80
滑塊行程(mm)
800
頂出力(T)
20
滑塊下平面至工作臺最大距離(mm)
1260
頂出速度(mm/s)
80
工作臺尺寸(前后左右)(mm)
9001250
回程速度(mm/s)
120
液體最大工作壓力(MPa)
16
頂出活塞最大行程(mm)
500
外型尺寸長寬高(mm)
178014204391
回程力(T)
6
最大拉伸深度(mm)
500
電機功率KW
31.5
2.2 YA32─100T四柱萬能液壓機系統(tǒng)工況圖
圖2-1液壓系統(tǒng)工作行程與壓力圖
圖2-2工作周期系統(tǒng)功率循環(huán)圖
3 液壓基本回路以及控制閥
3.1 YA32─100T四柱萬能液壓機液壓系統(tǒng)圖
圖3-1 系統(tǒng)原理圖
1——斜盤式變量柱塞泵，2——齒輪泵，3——小電機,4——大電機，6——濾油器,7——電控比例溢流閥,8.22..24——溢流閥， 9.18. 23——換向閥，10——壓力繼電器，11——單向閥，12——壓力表，13.18——液控單向閥，14——外控順序閥，16——順序閥，15——上液壓缸，19——下液壓缸，21——節(jié)流器，
工作過程
A: 啟動：電磁鐵全斷電，主泵卸荷。主泵（恒功率輸出）→電液壓換向閥9的M型中位→電液換向閥20的K型中位→T
B： 快進：液壓缸15活塞快速下行：1YA，5YA通電，電磁鐵換向閥17接通液控單向閥18的控制油路，打開液控單向閥18，
進油路：主泵1 →電液換向閥9 →單向閥11→上液壓缸15
回油路：液壓缸15下腔 →液控單向閥18→電液換向閥9→電液換向閥20的K型中位→T 液壓缸15活塞依靠重力快速下行：大氣壓油→吸入閥13→液壓缸15上腔的負壓空腔
C： 工進：
液壓缸15接觸工件慢速下行：（增壓下行）液壓缸活塞碰行程開關(guān)2XK，5YA斷電，切斷經(jīng)液控單向閥18快速回油通路，上腔壓力升高，切斷（大氣壓油→吸入閥13 →上液壓缸無桿腔）吸油路。
回油路：液壓缸15下腔→順序閥16→電液換向閥9→電液換向閥20的K型中位→T
D： 保壓：液壓缸15上腔壓力升高達到預(yù)調(diào)壓力，壓力繼電器10發(fā)出信息，1YA斷電，液壓缸15進口油路切斷，單向閥11和吸入閥13的高密封性能確保液壓缸15活塞對工件保壓。主泵（恒功率輸出）主泵→ 電液壓換向閥9的M型中位→ 電液壓換向閥20的K型位→T實現(xiàn)主泵卸荷。
E： 保壓結(jié)束，泄壓，液壓缸15回程：時間繼電器發(fā)出信息，2TA通電（1YA斷電），液壓缸15上腔壓力很高，外控順序閥14，使主泵1→電液壓換向閥9→吸入閥的控制油路由于大部分油液經(jīng)外控順序閥14流回油箱，壓力不足以立即打開吸入閥13通油箱的通道，只能打開吸入閥的卸荷閥13（或叫卸荷閥13的卸荷口），實現(xiàn)液壓缸15上腔（只有極少部分油液經(jīng)卸荷閥口回油箱）先卸荷，后通油箱的順序動作，此時：主泵1大部分油液→電液壓換向閥9→外控順序閥→T
F： 液壓缸15活塞快速上行： 液壓缸15上腔卸壓達到吸入閥13開啟的壓力值時，外控順序閥14關(guān)閉，切斷主泵1大部分油液→電液換向閥9→外控順序閥14→T的卸荷油路實現(xiàn)：
進油路：主泵1→電液換向閥9→液控單向閥20→液壓缸15下腔回油路：液壓缸15上腔→吸入閥13→T
G: 頂出工件:液壓缸15活塞快速上行到位,PLC發(fā)出信號, 2YA斷電,電液壓換向閥9關(guān)閉,3YA通電電液壓換向閥20右位工作
進油路:主泵1→電液壓換向閥9的M型中位→電液換向閥20→液壓缸19無桿腔
回油路：液壓缸19有桿腔→電壓換向閥20→T
H: 頂出活塞退回：3YA斷電，4YA通電，電壓換向閥20左位工作
進油路：主泵1→電液換向閥9的M型中位→電液換向閥20→液壓缸19上腔
回油路：液壓缸19下腔→電液換向閥20→T
K： 壓邊浮動拉伸：
薄板拉伸時，要求頂出液壓缸19下腔要保持一定的壓力，以便液壓缸19活塞能隨液壓缸15活塞驅(qū)動的動模一起下行對薄板進行拉伸，3YA通電，電液換向閥20右邊工作，6YA通電，電磁換向閥23工作，溢流閥24調(diào)節(jié)液壓缸19下腔油墊工作壓力。
3.2 YA32─100T四柱萬能液壓機工作循環(huán)圖
表3-1 控制閥動作順序表
動作元件
工步
1YA
2 YA
3 YA
4 YA
5 YA
6 YA
7 YA
PJ
原位
上缸快進
+
+
上缸工進
+
+
保壓
+
+
上缸快退
+
下缸工進
+
下缸快退
+
壓邊浮動拉伸
(注：PJ——壓力繼電器。)
4液壓缸
4.1 主缸
（1）總體受力分析
濃壓缸的一般形式是一端開口—在柱塞上時，反作用力作用于缸底。承反力來平衡。端封閉的厚壁高壓容器。
液壓缸受力情況可以分成三部分，即缸底、法蘭和中間厚壁圓筒。理論分析相應(yīng)力測定均表明，只有在和法蘭支承表面及缸底內(nèi)表面距離各為1．5rz的缸簡中才可以按彎曲力矩的影響，不能用一般的厚壁圓筒公式來計算。
（2）中段圓筒
用法蘭支承的缸的圓筒中段有軸向拉應(yīng)力外尚有由內(nèi)壓力引起的徑向壓應(yīng)力6f(內(nèi)壁最大，向外逐漸減4，到外壁時為零)和切向拉應(yīng)力6r(內(nèi)壁向外逐漸減小)
（3）液壓缸的材料、許用應(yīng)力及液體工作壓力的關(guān)系
為了使液壓機結(jié)構(gòu)緊湊，應(yīng)使液壓缸外徑盡可能減小。一般來說，當總壓力不變時，提高液體工作壓力，液壓缸的外徑將減小，但是如果液壓缸的材料不變，則當液體壓力增加別某—數(shù)值后，缸的外徑反而會增大。
4.1.1 材料
表4-1 液壓缸型號
型號
≥／MPa
≥／MPa
≥／%
35CrMo
1000
850
12
4.1.2 缸筒內(nèi)徑:
已知液壓缸的理論作用力 (推力=100KN;拉力=10KN)
假設(shè)最大壓力 P=25MPa
（1）則: 無活塞桿的缸筒內(nèi)徑D為:
D=m 式（ 4.1）
=m≈0.22 m
（2）活塞桿徑為:
式（4.2）
==0.208 m
取標準值=0.2 m
（3）主液壓缸有效面積:
A= 式（4.3）
=0.22=0.038m=380cm
A=(D-d) 式（4.4）
=(0.22-0.20)=0.00659 cm=66 cm
A=d 式（4.5）
=0.20=0.0314 m=314cm
（4）主液壓缸實際壓制力和回程力:
R =PA 式（4.6）
=25100.0380=950KN
R=100KN
（5）主液壓缸的工作力:
①主液壓缸的平衡壓力:
P= 式（4.7）
==1.4110Pa
②主液壓缸工進壓力:
P=+ 式（4.8）
==25.26MPa
③主液壓缸回程壓力:
P= 式（4.9）
==14.4 MPa
頂出液壓缸
(1)頂出液壓缸內(nèi)徑:
D= 式（4.10）
==0.1009m
根據(jù)GB/T2348-1993,取標準值D=100mm
(2)頂出液壓缸活塞桿徑d
d= 式（4.11）
==0.083m
根據(jù)GB/T2348-1993,取標準值d=80mm
(3)頂出液壓缸有效面積:
A=D 式（4.12）
=
=0.00785 m=79 cm
A=( D-d) 式（4.13）
=(0.10-0.08)
=0.0028 m=28 cm
A=d 式（4.14）
=0.08=0.0050 m
=50 cm
(4)頂出液壓缸實際頂出力和回程力:
R=PA 式（4.15）
=25100.00785
=21.4 MPa
R=60KN
(5)頂出液壓缸的工作壓力和回程工作壓力:
PA=25100.00785=196.3KN
R=60KN
P=25 MPa
P= 式（4.16）
=21.4 MPa
液壓缸運動中的供油量:
（1）主液壓缸的進出油量:
①主液壓缸快進的進出油量:
q=AV 式（4.17）
=0.0380 m0.1m/s60s
=3.8160
=228L/min
q=AV 式（4.18）
=0.0659 m0.1m/s60s
=6.59160
=36L/min
②主液壓缸工作行程的進出油量:
q=AV 式（4.19）
=0.038m0.01m/s60s
=3.80.160
=22.8L/min
q=AV 式（4.20）
=0.00659m0.01m/s60s
=6.590.160
=3.6L/min
③主液壓缸回程進出油量:
q=AV 式（4.21）
=0.00659m0.08m/s60s
=6.590.0860
=28.8L/min
q=AV 式（4.22）
=0.0380m0.08m/s60s
=3.800.0860
=182.4L/min
（2）頂出液壓缸的進出油量:
q=AV 式（4.23）
=0.00785m0.08m/s60s=0.7850.860=37.68L/min
q=AV 式（4.24）
=0.0028m0.08m/s60s
=0.280.860=13.44L/min
（3）頂出液壓缸快退行程的進出油量:
q=AV 式（4.25）
=0.0028m0.12m/s60s
=0.281.260
=20.16L/min
q=AV 式（4.26）
=0.00785m0.12m/s60s
=0.7851.260=56.52L/min
確定快進供油方式,液壓泵的規(guī)格,驅(qū)動電機功率:
（1）液壓系統(tǒng)快進:
q= AV 式（4.27）
=0.0380m0.1m/s60s
=3.8160=228L/min
（2）選定液壓系統(tǒng)最高工作壓力P=25MPa,主液壓缸工作行程,主液壓缸的無桿腔進油量為:
q=AV 式（4.28）
=0.038m0.01m/s60s
=3.80.160=22.8L/min
主液壓缸的有桿腔進油量為:
q=AV 式（4.29）
=0.00659m0.08m/s60s
=6.590.0860
=28.8L/min
頂出液壓缸頂出行程的無桿腔進油量為:
q=AV 式（4.30）
=0.00785m0.08m/s60s
=0.7850.860
=37.68L/min
設(shè)選主液壓缸工作行程和頂出液壓缸頂出行程工作壓力最高(P=25MPa)工件頂出后不需要高壓.主液壓缸工作行程(即壓制)流量為22.80L/min,主液壓缸工作回程流量為3.6 L/min,選用160BGY14-1B型電液比例斜盤式軸向變量柱塞泵.雖然在P<7 MPa是
液壓泵的驅(qū)動功率及電動機的選擇:
主液壓缸的壓制與頂出液壓缸的頂出工作壓力均為25 MPa;主液壓缸回程工作壓力為6.64 MPa頂出液壓缸退回行程工作壓力17.1 MPa,液壓系統(tǒng)允許短期過載,因此,快進、快退取P=6.64MPa,Q=
4.1.4 缸筒壁厚：
根據(jù)GB/T2348-1993 取 D=500 mm
公式:=++ 式（4.31）
關(guān)于的值,分別計算:
當時,為薄壁缸筒
>==0.0211m 式（4.32）
>=
=0.0245m 取=0.045 m
---缸筒材料的許用應(yīng)力, =
當時,材料使用不夠經(jīng)濟,應(yīng)改用高屈服強度的材料.
4.1.5 缸筒壁厚校核:
額定工作壓力, 應(yīng)該低于一個極限值,以保證其安全
材料
靜載荷
交變載荷
沖擊載荷
不對稱
對稱
鋼
3
5
8
12
表4-2 缸筒所受載荷
Mpa 式（4.33）
=0.35
=83.84 MPa
=外徑; D=內(nèi)徑
同時額定工作壓力也應(yīng)該完全塑性變形的發(fā)生:
式（4.34）
=49.2～59MPa
-缸筒完全塑性的變形壓力 -材料屈服強度MPa
式（4.35）
=2.3850
=2.38500.0719
=140.56MPa
4.1.6 缸筒的暴裂壓力
式（4.36）
=2.310000.0719
=165.37MPa
4.1.7 缸筒底部厚度 :
缸筒底部為平面時:
0.433 式（4.37）
0.433
mm 取 mm
4.1.8 缸筒端部法蘭厚度:h
式（4.38）
==0.0448m
取h=0.05m -法蘭外圓半徑 -螺孔直徑螺栓;M16-2
4.1.9 缸筒法蘭連接螺栓:
(1)螺栓處的拉應(yīng)力
= Mpa 式（4.39）
=
=0.7445MPa
z-螺栓數(shù)，12根； k-擰緊螺紋的系數(shù)變載荷,取k=4； -螺紋底徑
(2)螺紋處的剪應(yīng)力:
=0.475Mpa 式（4.40）
= MPa
-屈服極限; -安全系數(shù); 12
(3)合成應(yīng)力
= 式（4.41）
=0.9679MPa，符合設(shè)計要求。
4.2 主缸活塞桿
4.2.1 材料
表4-3 活塞桿選材
型號
≥／MPa
≥／MPa
≥／%
35CrMo
1000
850
12
4.2.2 直徑d
d= 式（4.42）
d==0.0797m
-液壓缸的推力;KN ; -材料的許用應(yīng)力MPa
-材料屈服強度;取=800MPa; =200 MP
液壓缸活塞桿往復(fù)運動時的速度比
= 式（4.43）
n -安全系數(shù);4 D-油缸內(nèi)徑; d-活塞桿外徑;
-回程速度; -工進速度
已知=100 mm/s; =80 mm/s
所以 = 1.25
根據(jù)活塞桿直徑系列 GB/T2348-1993 之規(guī)定取 d=0.18m
4.2.3 強度校核:
當只受軸向力推或拉力,可以近似地用直桿承受拉壓載荷的簡單強度計算公式進行計算:
式（4.44）
==82.86 MPa
危險截面的合成應(yīng)力:
=5.5 MPa MPa
4.3 主缸的總效率
4.3.1. 機械效率：
由活塞及活塞桿密封處的摩擦阻力所造成的摩擦損失，在額定壓力下通?？扇。?=0.9～0.95, 這里?。?0.93
4.3.2. 容積效率：
由各密封件的泄露所造成，當活塞密封為彈性材料時；取=0.98
4.3.3 反作用力效率：由排出口背壓差所產(chǎn)生的反向作用力。
式（4.45）
=
=0.987 MPa
---當活塞桿伸出是為進油壓力,當活塞桿縮回是為排油壓力
---當活塞桿伸出時為排油壓力,當活塞桿縮回時為進油壓力
= 式（4.46）
=
=0.981 MPa
主缸的總效率：
= 式（4.47）
=0.930.980.98
=0.893
說明：該系統(tǒng)背壓0.4 MPa
4.4 頂出
4.4.1 材料
表4-4
型號
≥／MPa
≥／ MPa
≥／%
35CrMo
1000
850
12
4.4.2 缸筒內(nèi)徑
已知液壓缸的理論作用力 (推力 =20KN, 拉力 =6KN)
已知最大壓力 P=16MPa；則:無活塞桿的缸筒內(nèi)徑D為:
D=m 式（4.48）
=m
≈0.126m
D-缸筒內(nèi)徑, m
有活塞桿的一側(cè)內(nèi)徑D為：
D= 式(4.49)
=
=0.142 m
考慮泄露,機械效率,摩擦力,控制閥的壓力降特性等
取D=0.22m
根據(jù)GB/T2348-1993 取D=140mm
根據(jù)GB/T2348-1993 取d=125mm
d-活塞桿直徑, m； -速比；=1.46
因為直徑D變大，當P=16 MPa 時，此時所產(chǎn)生壓力為：
N 式 (4.50)
=24.62KN
4.4.3 液壓缸的理論作用力F
F=45.59KN 式（4.51）
取 =0.6； =0.90
4.4.4 缸筒壁厚
根據(jù)GB/T2348-1993 取 D=140mm
公式: =++
關(guān)于的值,分別計算;當時,為薄壁缸筒
>==0.0134m 式（4.52）
===83.3 mP
-缸筒材料的許用應(yīng)力
當～0.3時，液壓缸的安全系數(shù): n=12
>=
=0.0156 m
取 =0.025 m
當時,材料使用不夠經(jīng)濟,應(yīng)改用高屈服強度的材料.
表4-5 頂出缸所受載荷
材料
靜載荷
交變載荷
沖擊載荷
不對稱
對稱
鋼
3
5
8
12
4.4.5 缸筒壁厚校核
額定工作壓力, 應(yīng)該低于一個極限值,以保證其安全.
Mpa 式（4.53）
=0.35
=100MPa
=外徑 D=內(nèi)徑
同時額定工作壓力也應(yīng)該完全塑性變形的發(fā)生:
式（4.54）
=60.76～72.9 MPa
式（4.55）
=2.3850
=2.38500.0888
=173.6 MPa
-缸筒完全塑性的變形壓力, -材料屈服強度MPa
4.4.6 缸筒的暴裂壓力
式（4.56）
=204.24 MPa
4.4.7 缸筒底部厚度
缸筒底部為平面時:
0.433 式（4.57）
0.433
mm 取 mm
4.4.8缸筒端部法蘭厚度:h
式（4.58）
=
=12.72 mm
取 h=15mm
-法蘭外圓半徑; -螺孔直徑; 螺栓 M16-2
4.4.9缸筒法蘭連接螺栓：
(1)螺栓處的拉應(yīng)力
= Mpa 式（4.59）
=
=1.4 MPa
z-螺栓數(shù)8根; k-擰緊螺紋的系數(shù)變載荷 取k=4; -螺紋底經(jīng), m
(2)螺紋處的剪應(yīng)力:
=0.475 Mpa 式（4.60）
= MPa
-屈服極限 -安全系數(shù); 12
(3)合成應(yīng)力:
= 式（4.61）
= MPa
4.5 頂出缸活塞桿
4.5.1 材料
表4-6 頂出缸材料
型號
≥／ MPa
≥／ MPa
≥／%
35CrMo
1000
850
12
4.5.2 直徑d
d= 式 （4.62）
d==0.143m
式（4.63）
=200 MPa
-液壓缸的推力; t; -材料的許用應(yīng)力; MPa
-材料屈服強度 MPa取 =800 MPa n-安全系數(shù);
液壓缸活塞桿往復(fù)運動時的速度比
= 式（4.64）
已知 =100 mm/s; =80 mm/s
所以 = 1.25
D-油缸內(nèi)徑; d-活塞桿外徑; -回程速度; -工進速度
根據(jù)活塞桿直徑系列 GB/T2348-1993 之規(guī)定
取 d=0.22m
則 =1.24 ;
4.5.3強度校核:
當只受軸向力推或拉力,可以近似地用直桿承受拉壓載荷的簡單強度計算公式進行計算:
式（4.65）
==82.86 MPa
危險截面的合成應(yīng)力 :
=2.7 MPa MPa
4.6 頂出缸的總效率
4.6.1 機械效率
由活塞及活塞桿密封處的摩擦阻力所造成的摩擦損失，
在額定壓力下，通常可?。?=0.9~0.95
這里?。?=0.93
4.6.2 容積效率
由各密封件的泄露所造成，當活塞密封為彈性材料時：
?。?0.98
4.6.3 反作用力效率:由排出口背壓差所產(chǎn)生的反向作用力。
活塞桿伸出時：
= 式（4.66）
=0.983MP
活塞桿縮回時：
= 式（4.67）
=0.963 MPa
-當活塞桿伸出是為進油壓力,當活塞桿縮回是為排油壓力
-當活塞桿伸出時為排油壓力,當活塞桿縮回時為進油壓力
主缸的總效率：
= 式（4.68）
=0.930.980.97
=0.884
說明：該系統(tǒng)背壓0.4 MPa
4.7 各油缸工作流量
4.7.1 主缸快速下行 :
V=100
=VA 式（4.69）
=
=228.1
= VA 式（4.70）
=
=39.6
V-速度; -工作流量; A-有效面積; -回油流量;(下式同)
4.7.2 主缸工進
V=10
=VA 式（4.71）
=
=22.8
= VA 式（4.72）
=
=3.6
4.7.3主缸回程 ：
V=80
=VA 式（4.73）
=
=28.8
= VA 式（4.74）
=
=182.4
4.7.4頂出缸工進 ：
V=80
=VA 式（4.75）
=
=38.35
= VA 式（4.76）
=
=19.87
4.7.5頂出缸回程 ：
V=120
=VA 式（4.77）
=
=29.81
= VA
==57.53
4.8液壓缸損壞情況及原因分析
液壓機中的工作缸往往由于設(shè)計、制造或使用不當，過早損壞。如某大型模鍛水壓機，使用十多年來，主工作缸損壞十四次，先后做過四個缸，每造一個缸約耗費數(shù)十萬元。因此對于液壓缸，特別是大型液壓缸，應(yīng)了解其損壞情況及原因，注意正確進行設(shè)計、制造與使用。
2、損壞的部位及特點
液壓缸損壞的部位多數(shù)在法藍與缸壁連接的圓弧部分，其次在缸壁向缸底過渡的圓弧部分，少數(shù)在圓筒筒壁產(chǎn)生裂紋，也各國氣蝕嚴重而破壞的。從液壓缸使用情況來看，一般在損壞時都已承受了很高的工作加載次數(shù)(20萬—150萬次)，裂紋是逐步形成和擴展的，用于疲勞損壞。
（1）圓筒簡壁 一般裂紋首先出現(xiàn)于內(nèi)壁。逐漸向外發(fā)展，裂紋多為縱向分布，或與缸壁母線成45。角。
（2）缸的法藍部分 首先在缸外部法藍過渡圓弧處出現(xiàn)裂紋，逐漸沿環(huán)向及向內(nèi)壁擴展，最后裂透，或者裂紋擴“展到螺釘孔，使法藍局部脫落，個別嚴重情況，甚至沿過渡圓角處法藍整圖開裂而脫落。
5液壓工作介質(zhì)
5.1 液壓油的選擇
根據(jù)YA32─1000KN四柱萬能液壓機的各項指標，選擇L-HL型液壓油。
表5-1 液壓油的選擇
項 目
質(zhì)量指標
按（GB/T7631.2）
L-HL
質(zhì)量等級
一等品
黏度等級（GB/T 3141）
32
運動黏度/mm·s 0C
40C
420
28.8～35.2
黏度指數(shù)
95
空氣釋放（50C）/min
7
密封適應(yīng)性能指數(shù)
10
抗乳化性（40-37-3）/ min 54C
30
泡沫化性/
150/10
說明 ：本產(chǎn)品具有良好的防銹及抗氧化安定性，使用壽命比機械油長1倍以上；并具有較好的空氣釋放性.抗泡性.分水性及橡膠密封相容性。主要應(yīng)用于機床、工程機械、采礦、冶金等中低壓場合。實用環(huán)境溫度為0度以上，最高使用溫度為80度。無本產(chǎn)品時可以用L-HM油。
6 液壓輔助件及液壓泵站
6.1 管件
6.1.1 高壓金屬油管內(nèi)徑d
d 式（6.1）
=4.61
=4.8mm
Q---流量；117.81 V---流速；5
6.1.2 高壓金屬油管壁厚
式（6.2）
=mm
P-工作壓力；16MPa -許用應(yīng)力；MPa
6.1.3 高壓軟管內(nèi)徑d
= 式（6.3）
A=
=166.6 MPa
==3.927cm
d=22.4 mm
-抗拉強度；MPa n-安全系數(shù)；6
6.1.4低壓軟管內(nèi)徑:d
A= 式（6.4）
V=6
==17.833 cm
d=47.5 mm
6.2 密封件
密封用來防止高壓液體的泄漏，如其質(zhì)量不好，會直接影響生產(chǎn)。對密封的基本要求是：密封性能好，能隨著液體壓力增高自動提高密封性能，摩擦阻力小，磨損小，
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