混凝土破碎液壓鉗設計

混凝土破碎液壓鉗設計,混凝土,破碎,液壓,設計 西南科技大學本科畢業(yè)設計（論文）任務書 題目名稱 混凝土破碎液壓鉗設計CAD2004版本 學生姓名 辜建強 √ 專業(yè)班級 機械0906 學號 20097118 題目來源 □教師科研 □社會實踐□實驗室建設 □其它 √ 題 目 類 型 □理論研究 □應用研究 □設計開發(fā) □其它 選題背景及目的 CAD200版本 混泥土破碎鉗液壓系統(tǒng)的動作循環(huán)為：快進—工進—快退—原位停止。液壓鉗最大破碎厚度450 mm,油缸最大油壓80 MPa,最大破碎力560kN,鉗體質(zhì)量60 kg。 (2)電動泵站的技術參數(shù):油泵油壓80 MPa,油泵流量2.6 L/min,油箱容量30 L,電機功率3 kW,電壓380 V。 動作要求：啟動—左右兩壓緊缸分別向外伸出—液壓鉗兩鉗口鉗緊，破碎混凝土—換向閥換向—液壓鉗松開—液壓缸回到原始位置—停機 這個是動作要求，需要注意的是它要求是兩個壓緊缸哦 你先付500，?然后我們弄原理圖，?截圖你滿意后，再付500元，收到錢后發(fā)原稿，再接著弄下面的。 楓葉飄??22:38:16 行 工作任務及要求 設計要求: 1. 了解國內(nèi)外混凝土破碎液壓鉗設計的發(fā)展最新情況，查詢有關混凝土破碎液壓鉗設計控制技術的最新動態(tài)，并收集有關部分的相關資料 2. 微機控制系統(tǒng)總體方案的擬定和選擇：要求有幾種方案比較。 3. 設計計算與元件選取。 4. 結構設計：要求用計算機畫出液壓系統(tǒng)原理圖，結構裝配圖， 集成塊零件圖。 5. 程序框圖及程序清單一份。 6. 設計文檔∶實習報告，設計說明書不少于12000字，其中包含300字以上中文摘要和3—5個關鍵詞及相對應的外文摘要和關鍵詞，程序設計框圖，系統(tǒng)使用說明書，演講文稿。 時間安排 1. 開題報告: 2013 年3月 5 日 至 2013 年 3 月 22 日。 2. 完成初稿： 2013年 3 月22 日 至 2013 年 5 月 30 日。 3．答 辯： 2013年 6 月 10 日 至 2013 年 6 月 10 日。 以上內(nèi)容由指導教師填寫 指導教師 簽 字 教師姓名：張俊俊 2013年1 月5日 學院 審核 審核意見： 組長簽字： 年 月 日 學生接受任務簽字 接受任務時間：2013年1月5日 學生簽名： 學 院 制造科學與工程學院 專業(yè)班級 姓 名 學 號 題 目 混凝土破碎液壓鉗設計 題目類型 一、選題背景及依據(jù)（簡述國內(nèi)外研究現(xiàn)狀、生產(chǎn)需求狀況，說明選題目的、意義，列出主要參考文獻） 1. 國內(nèi)外液壓鉗的現(xiàn)狀及生產(chǎn)需求狀況 隨著社會的不斷發(fā)展與進步，城市發(fā)展建設的速度越來越快，同時需要多樣化的建筑物來美化人們的生活環(huán)境。特別是近年來的經(jīng)濟高速發(fā)展，帶動著城市規(guī)模建設的不斷擴大，為了提高城市的占地的使用率，舊的建筑物必須拆除，新的建筑物才能建設。為此，拆除工作成為了城市建設與發(fā)展的一項重要任務。在道路工程中，雖然瀝青路面易于修復，而我國的石油資源相對較為匱乏，水泥自愿卻十分豐富，尤其是成本較低，發(fā)展水泥路面成為了公路建設的重要方向。無論何種材料的公路在長期的使用也必須經(jīng)常進行維修，將破損的公路地段拆除，加固或補充新的路面。 長期以來，混凝土工程的拆除工作大部分是依靠人工進行完成的，或者使用空氣壓縮機帶動鑿巖機進行輔助破碎作業(yè)。這種方法不但浪費大量的人力物力，拆除速度低下，而工作強度和繁重之大，工作環(huán)境之惡劣是可想而知的。同時，給周圍環(huán)境帶來了極大的危害及噪音，對作業(yè)區(qū)周圍環(huán)境的正常生活也帶來了極大影響。所以，隨著人類經(jīng)濟社會的快速發(fā)展，僅僅依靠人工或半人工作業(yè)的方法已經(jīng)遠遠不能滿足社會發(fā)展速度的要求。 自20世紀60年代以后，隨著液壓技術的不斷發(fā)展，特別是液壓挖掘機的崛起，大大地推動了建筑拆除工程機械化的進展，液壓破碎錘，液壓破碎剪，液壓破碎鉗，及自落式帶路破碎裝置等大批的拆除設備生產(chǎn)，為減輕拆除混泥土建筑物中的勞動強度等作業(yè)起到了良好的促進作用。 液壓破碎設備在歐洲應用較為廣泛，特別是在芬蘭，德國，挪威，西班牙及美國等國家都有各自的產(chǎn)品，并且形成了系列。近年來，隨著亞洲經(jīng)濟的崛起，以日本，韓國為代表的國家也形成了各自系列產(chǎn)品。目前已經(jīng)有許多廠商進入我國市場，而過虐目前還處于吸收國外技術，仿造生產(chǎn)階段。 2. 選題目的及意義 （1）.混凝土破碎的基本方法、 在建筑物的新建或改建過程中, 經(jīng)常遇到混凝土構筑物需要全部或局部破碎, 現(xiàn)階段我國混凝土構筑物破碎的方法主要有兩種, 現(xiàn)簡述如下 1. 1.控制爆破破碎法 這種方法是利用炸藥爆炸產(chǎn)生的巨大能量作用于混凝土構筑物上, 使混凝土破碎, 這種方法具有效率高、成本低、施工工期短的優(yōu)點。缺點是技術要求很高, 周圍環(huán)境復雜時, 必須嚴格控制。爆破產(chǎn)生的地震波、空氣沖擊波及飛石等有害效應。機械鉆孔時產(chǎn)生噪音、粉塵及爆破的炮煙形成嚴重的環(huán)境污染。 （2）.機械破碎法 這種方法是利用液壓或氣壓為能源, 破碎設備的破碎頭直接作用于混凝土上, 利用沖擊作功將其破碎。這種設備破碎效率高, 但是施工時伴有巨大的沖擊振動和噪聲, 而且當構筑物要求局部破碎時, 對保留部分損傷嚴重。 另外還有靜態(tài)破碎劑法, 這種方法效率很低, 同時鉆孔時也伴有噪聲、粉塵; 等離子破碎及其它光電物理效應方面的破碎方法亦未進入工業(yè)實用階段 以上破碎方法存在的共同問題是作業(yè)時造成不同程度的環(huán)境污染, 而社會對施工中的環(huán)保要求越來越高; 在混凝土構筑物局部破碎時, 如果要求保留部分不能造成任何損傷, 上述方法也不能適用。基于此, 我們研制出一種無噪聲、無振動、無粉塵等有害效應的靜態(tài)破碎設備—小型液壓鉗。 3.主要參考文獻 [1]陳宜通、盛春芳、陳潤余 混泥土機械 中國建材工業(yè)出版社 [2]張利平 現(xiàn)代液壓技術應用220例 化學工業(yè)出版社 [3]宋殿蘭 TGY系列鋼筋混凝土液壓破碎鉗的研制 北京探礦工程研究所 北京100083（期刊） [4]胡秀蘭、孫慶信 開發(fā)液壓錘和液壓鉗的近況（期刊） [5]朱建公、唐應華、劉轉(zhuǎn)華 液壓與氣壓傳動 西南交通大學出版社 [6]李建彬、葛　懷、袁硯池 小型液壓鉗的研制及應用 北京礦冶研究總院, 北京 100044（期刊） 二、主要研究（設計）內(nèi)容、研究（設計）思想及工作方法或工作流程 1.液壓鉗功能和結構認識 液壓鉗拆除是利用高壓油做動力，通過油缸推動夾板鉗碎混凝土，液壓鉗采用剪式支架，配備液壓動力裝置，液壓油缸推動剪式支架，通過杠桿作用原理，將其推力轉(zhuǎn)化為鉗口上的夾持力，如果鉗口的夾持力超過被夾混凝土的抗壓強度，混凝土構筑物被夾碎解體。液壓鉗的結構及工作原理如圖1. 2.主要設計內(nèi)容 （1）泵站的選擇 為了使液壓鉗有較高的工作效率，油泵的額定壓力和額定流量可能大一些,為此,選用了油壓及流量均較大的ZB5- A 型柱塞式高壓泵站,油泵油壓80MPa,油流量 2.6L/min。 （2）液壓鉗技術參數(shù)及具體方案 混泥土破碎鉗液壓系統(tǒng)的動作循環(huán)為：快進—工進—快退—原位停止。液壓鉗最大破碎厚度450 mm,油缸最大油壓80 MPa,最大破碎力560kN,鉗體質(zhì)量60 kg。 液壓系統(tǒng)圖方案一： 4YA 1YA 2YA 3YA 進 4YA 1YA 2YA 3YA 進 方案一 1YA 2YA 3YA 4YA 快進 + - - - 工進 + - + - 快退 - + - - 停止 - - - + 液壓系統(tǒng)特點：先導型溢流閥卸荷回路壓力小，沖擊小，回油節(jié)流調(diào)速回路速度平穩(wěn)性好，發(fā)熱、泄露節(jié)流調(diào)速影響小，用電磁換向易實現(xiàn)自動控制，但能量運用不太合理。 液壓系統(tǒng)圖方案二 1YA 2YA 3YA 進 1YA 2YA 3YA 進 方案二 液壓系統(tǒng)特點：采用進油節(jié)流調(diào)速回路保證穩(wěn)定的低速運動，較好的速度剛度，采用背閥提高了運動的平穩(wěn)性，啟動沖擊小，采用差動連接實現(xiàn)快進，能量利用經(jīng)濟合理。 1YA 2YA 3YA 快進 + - - 工進 + - + 快退 - + - 停止 - - - 液壓系統(tǒng)圖方案三： 2YA 1YA 3YA 方案三 液壓系統(tǒng)特點：采用回油節(jié)流調(diào)速回路保證穩(wěn)定的低速運動，較好的速度剛性，提高了運動的平穩(wěn)性，啟動沖擊小，采用差動連接實現(xiàn)快進，能量利用經(jīng)濟合理，同時液壓缸采用雙活塞桿雙作用液壓缸，結構緊湊，用材少，成本更低，且更利于液壓鉗的布局。 1YA 2YA 3YA 快進 + - + 工進 + - - 快退 - + - 停止 - - - 綜上所訴，方案一雖能滿足要求，但是其能量利用不太合理，故放棄。因方案二跟方案三性質(zhì)基本相同，，但方案三采用雙作用液壓缸，考慮方案三結構相對緊湊，成本低，更利于液壓鉗的分布，故選擇方案三。 3.設計思想及工作流程 根據(jù)已知數(shù)據(jù)，設計計算，通過力學分析計算油缸推力及體積大小，選擇好輔助元件。同時，在滿足功能和強度的情況下，盡可能簡化結構，降低成本。 工作流程： （1） 了解和學習混凝土液壓破碎鉗構造及工作原理，分析其工作裝置。 （2） 學習和鞏固液壓相關知識及可能涉及的軟件 （3） 根據(jù)所給數(shù)據(jù)，設計多個方案，比較權衡個方案的優(yōu)缺點，確定最終設計方案 （4） 按最終方案設計計算 （5） 繪制液壓工作原理圖，裝配圖，寫畢業(yè)論文 指 導 教 師 意 見 指導教師簽字___________ 年 月 日 院 系 畢 業(yè) 設 計 領 導 小 組 審 核 意 見 難 度 綜合訓 練程度 是否隸屬科研項目 教學院長（公章）___________ 年 月 日 備注：1、題目類型分為： 理論研究、應用研究、設計開發(fā)和其它。 2、題目難度分為： A、B、C、D四個等級。 3、綜合訓練程度分為： A、B、C三個等級。 寧西南科技大學 畢業(yè)設計(論文) 混凝土破碎液壓鉗設計液壓系統(tǒng)設計 所在學院 專 業(yè) 班 級 姓 名 學 號 指導老師 年 月 日 目 錄 目 錄 2 1 緒論 5 1.1液壓概況 5 1.2液壓工作原理 5 1.3 液壓系統(tǒng)的設計步驟與設計要求 8 2 液壓鉗液壓原理方案分析與比較 9 2.1 液壓工作原理方案一 9 2.2 液壓工作原理方案二 10 2.3 液壓工作原理方案三 11 2.4液壓原理圖方案確定 11 3 主要計算 12 3.1技術要求 12 3.2工況分析 13 3.2.1 負載分析 13 3.2.2 初步確定液壓缸參數(shù) 13 3.2.3 活塞桿的設計與計算 15 3.2.4 液壓缸工作行程的確定 16 3.2.5 活塞的設計 17 3.2.6 導向套的設計與計算 17 3.2.7 端蓋和缸底的設計與計算 19 3.2.8 缸體長度的確定 20 3.2.9 緩沖裝置的設計 20 3.2.10 排氣裝置 21 3.2.11 密封件的選用 23 3.2.12 防塵圈 24 3.2.13 液壓缸的安裝連接結構 25 3.2.14計算液壓缸各工作階段的工作壓力、流量和功率 26 4 液壓缸主要零件的材料和技術要求 27 4.1 缸體 27 4.2 活塞 28 4.3 活塞桿 29 4.4 缸蓋 30 4.5 導向套 31 第5章 液壓集成塊的設計 33 5.1塊式集成的結構 35 5.2塊式集成的特點 35 5.3塊式集成液壓控制裝置的設計 35 6、電動泵站的參數(shù)計算 39 7、電動機的選擇 40 8、液壓元件的選擇 40 8.1 液壓閥及過濾器的選擇 40 8.2 油管的選擇 41 8.3 油箱容積的確定 41 9、驗算液壓系統(tǒng)性能 41 9.1 壓力損失的驗算及泵壓力的調(diào)整 41 9.2 液壓系統(tǒng)的發(fā)熱和溫升驗算 44 10 混凝土破碎液壓鉗程序框圖及程序清單設計 45 10.1動作要求 45 10.2 程序框圖 45 10.3 程序清單 47 10.4安裝與調(diào)試的注意事項 58 總結 59 參考文獻 60 致謝 61 62 第1章 緒論 1.1液壓概況 當前，液壓技術在實現(xiàn)高壓、高速、大功率、高效率、低噪聲、經(jīng)久耐用、高度集成化等各項要求方面都取得了重大的進展，在完善比例控制、數(shù)字控制等技術上也有許多新成就。此外，在液壓元件和液壓系統(tǒng)的計算機輔助設計、計算機仿真和優(yōu)化以及微機控制等開發(fā)性工作方面，更日益顯示出顯著的成績。從17世紀中葉巴斯卡提出靜壓傳遞原理、18世紀末英國制成世界上第一臺水壓機算起，也已有二三百年歷史了。近代液壓傳動在工業(yè)上的真正推廣使用只是本世紀中葉以后的事，至于它和微電子技術密切結合，得以在盡可能小的空間內(nèi)傳遞出盡可能大的功率并加以精確控制，更是近10年內(nèi)出現(xiàn)的新事物。 我國的液壓工業(yè)開始于本世紀50年代，其產(chǎn)品最初只用于機床和鍛壓設備，后來才用到拖拉機和工程機械上。自1964年從國外引進一些液壓元件生產(chǎn)技術、同時進行自行設計液壓產(chǎn)品以來，我國的液壓件生產(chǎn)已從低壓到高壓形成系列，并在各種機械設備上得到了廣泛的使用。80年代起更加速了對西方先進液壓產(chǎn)品和技術的有計劃引進、消化、吸收和國產(chǎn)化工作，以確保我國的液壓技術能在產(chǎn)品質(zhì)量、經(jīng)濟效益、人才培訓、研究開發(fā)等各個方面全方位地趕上世界水平。 1.2液壓工作原理 驅(qū)動的液壓系統(tǒng)，它由油箱、濾油器、液壓泵、溢流閥、開停閥、節(jié)流閥、換向閥、液壓缸以及連接這些元件的油管組成。它的工作原理：液壓泵由電動機帶動旋轉(zhuǎn)后，從油箱中吸油。油液經(jīng)濾油器進入液壓泵，當它從泵中輸出進入壓力管后，將換向閥手柄、開停手柄方向往內(nèi)的狀態(tài)下，通過開停閥、節(jié)流閥、換向閥進入液壓缸左腔，推動活塞和工作臺向右移動。這時，液壓缸右腔的油經(jīng)換向閥和回油管排回油箱。為了克服移動工作臺時所受到的各種阻力，液壓缸必須產(chǎn)生一個足夠大的推力，這個推力是由液壓缸中的油液壓力產(chǎn)生的。要克服的阻力越大，缸中的油液壓力越高；反之壓力就越低。輸入液壓缸的油液是通過節(jié)流閥調(diào)節(jié)的，液壓泵輸出的多余的油液須經(jīng)溢流閥和回油管排回油箱，這只有在壓力支管中的油液壓力對溢流閥鋼球的作用力等于或略大于溢流閥中彈簧的預緊力時，油液才能頂開溢流閥中的鋼球流回油箱。所以，在系統(tǒng)中液壓泵出口處的油液壓力是由溢流閥決定的，它和缸中的油液壓力不一樣大。 液壓傳動有以下一些優(yōu)點： 1） 在同等的體積下，液壓裝置能比電氣裝置產(chǎn)生出更多的動力，因為 液壓系統(tǒng)中的壓力可以比電樞磁場中的磁力大出30~40倍。在同等的功率下，液壓裝置的體積小，重量輕，結構緊湊。液壓馬達的體積和重量只有同等功率電動機的12%左右。 2） 液壓裝置工作比較平穩(wěn)。由于重量輕、慣性小、反應快，液壓裝置 易于實現(xiàn)快速啟動、制動和頻繁的換向。液壓裝置的換向頻率，在實現(xiàn)往復回轉(zhuǎn)運動時可達500次/min，實現(xiàn)往復直線運動時可達1000次/min。 3） 液壓裝置能在大范圍內(nèi)實現(xiàn)無級調(diào)速（調(diào)速范圍可達2000），它還 可以在運行的過程中進行調(diào)速。 4） 液壓傳動易于自動化，這是因為它對液體壓力、流量或流動方向易 于進行調(diào)節(jié)或控制的緣故。當將液壓控制和電氣控制、電子控制或氣動控制結合起來使用時，整個傳動裝置能實現(xiàn)很復雜的順序動作，接受遠程控制。 5） 液壓裝置易于實現(xiàn)過載保護。液壓缸和液壓馬達都能長期在失速狀 態(tài)下工作而不會過熱，這是電氣傳動裝置和機械傳動裝置無法辦到的。液壓件能自行潤滑，使用壽命較長。 6） 由于液壓元件已實現(xiàn)了標準化、系列化和通用化，液壓系統(tǒng)的設計、 制造和使用都比較方便。液壓元件的排列布置也具有較大的機動性。 7） 用液壓傳動來實現(xiàn)直線運動遠比用機械傳動簡單。 液壓傳動的缺點是： 1） 液壓傳動不能保證嚴格的傳動化，這是由液壓油液的可壓縮性和泄 漏等原因造成的。 2） 液壓傳動在工作過程中常有較多的能量損失（摩擦損失、泄漏損失 等），長距離傳動時更是如此。 3） 液壓傳動對油溫變化比較敏感，它的工作穩(wěn)定性很易受到溫度的影 響，因此它不宜在很高或很低的溫度條件下工作。 4） 為了減少泄漏，液壓元件在制造精度上的要求較高，因此它的造價 較貴，而且對油液的污染比較敏感。 5） 液壓傳動要求有單獨的能源。 6） 液壓傳動出現(xiàn)故障時不易找出原因。 1.3 液壓系統(tǒng)的設計步驟與設計要求 液壓傳動系統(tǒng)是液壓機械的一個組成部分，液壓傳動系統(tǒng)的設計要同主機的總體設計同時進行。著手設計時，必須從實際情況出發(fā)，有機地結合各種傳動形式，充分發(fā)揮液壓傳動的優(yōu)點，力求設計出結構簡單、工作可靠、成本低、效率高、操作簡單、維修方便的液壓傳動系統(tǒng)。 第2章 液壓鉗液壓原理方案分析與比較 2.1 液壓工作原理方案一 液壓執(zhí)行元件工作時，要求系統(tǒng)保持一定的工作壓力或在一定壓力范圍內(nèi)工作。也有的需要多級或無級連續(xù)地調(diào)節(jié)壓力，一般在節(jié)流調(diào)速系統(tǒng)中，通常由定量泵供油，用溢流閥調(diào)節(jié)所需壓力，并保持恒定。容積節(jié)流調(diào)速采用變量泵供油。節(jié)流閥或調(diào)速閥控制流人(或流出)執(zhí)行元件的流量，使泵的流量與執(zhí)行元件所需的流量相適應。優(yōu)點是無溢流損失，速度負載特性好，效率高。在有些液壓系統(tǒng)中，有時需要流量不大的高壓油，這時可考慮用增壓回路得到高壓．而不用單設高壓泵。液壓執(zhí)行元件在工作循環(huán)中．某段時問不需要供油，而又不便停泵的情況下，需考慮選擇卸荷回路。在本系統(tǒng)中，采用泵供油，節(jié)流閥控制元件流量。 本方案采用的是溢流閥集中控制油路，沒有單獨控制每個液壓缸。油缸回路沒有采用差動連接，回程的速度相對比較慢。 2.2 液壓工作原理方案二 本方案采用的是溢流閥集中控制油路，沒有單獨控制每個液壓缸。油缸回路采用差動連接，回程的速度相對比較快。采用了2位3通的方向閥控制油缸的進油和出油口可以自行控制是否選擇差動。 2.3 液壓工作原理方案三 本方案采用的是溢流閥分散控制油路，單獨控制每個液壓缸。油缸回路采用差動連接，回程的速度相對比較快。采用了2位3通的方向閥控制油缸的進油和出油口可以自行控制是否選擇差動。該方案更具有一定的靈活性。 2.4液壓原理圖方案確定 根據(jù)上述介紹，為了使系統(tǒng)控制更具有靈活性，采用第3種方案設計。 第3章 主要計算 3.1技術要求 混泥土破碎鉗液壓系統(tǒng)的動作循環(huán)為：快進—工進—快退—原位停止。液壓鉗最大破碎厚度450 mm,油缸最大油壓80 MPa,最大破碎力560kN,鉗體質(zhì)量60 kg。 (2)電動泵站的技術參數(shù):油泵油壓80 MPa,油泵流量2.6 L/min,油箱容量30 L,電機功率3 kW,電壓380 V。 動作要求：啟動—左右兩壓緊缸分別向外伸出—液壓鉗兩鉗口鉗緊，破碎混凝土—換向閥換向—液壓鉗松開—液壓缸回到原始位置—停機 液壓原理圖分析與比較 3.2工況分析 3.2.1 負載分析 繪制工作循環(huán)圖 3.2.2 初步確定液壓缸參數(shù) 由題目要求可知，液壓系統(tǒng)的最大負載約為560KN（最大破碎力560kN）油缸最大油壓80 MPa，為了滿足工作臺快速進退速度相等，并減小液壓泵的流量，則液壓缸無桿腔與有桿腔的等效面積A1與A2應滿足A1=2A2（即液壓缸內(nèi)徑D和活塞桿直徑d應滿足：d=0.707D。為防止切削后工件突然前沖，液壓缸需保持一定的回油背壓，為暫取背壓為0.5MPa并取液壓缸機械效率。則液壓缸上的平衡方程 由于切削力有2個油缸共同提供，所以計算的一個油缸的時候取值為總的一半 故液壓缸無桿腔的有效面積： 液壓缸直徑 表1 液壓缸內(nèi)徑系列GB/T2348-1980 mm 8 10 12 16 20 25 32 40 50 63 80 100 125 160 200 250 320 400 500 按GB/T2348-1980，取標準值D=80mm； 1. 液壓缸缸體厚度計算 缸體是液壓缸中最重要的零件，當液壓缸的工作壓力較高和缸體內(nèi)經(jīng)較大時，必須進行強度校核。缸體的常用材料為20、25、35、45號鋼的無縫鋼管。在這幾種材料中45號鋼的性能最為優(yōu)良，所以這里選用45號鋼作為缸體的材料。 式中，——實驗壓力，MPa。當液壓缸額定壓力Pn5.1 MPa時，Py=1.5Pn，當Pn16MPa時，Py=1.25Pn。 []——缸筒材料許用應力，N/mm。[]=，為材料的抗拉強度。 注：1.額定壓力Pn 額定壓力又稱公稱壓力即系統(tǒng)壓力，Pn=80MPa 2.最高允許壓力Pmax Pmax1.5Pn=1.2580=100MPa 液壓缸缸筒材料采用45鋼，則抗拉強度：σb=600MPa 安全系數(shù)n按《液壓傳動與控制手冊》P243表2—10，取n=5。 則許用應力[]==120MPa = =33.33mm 液壓缸厚度取35mm。 則液壓缸缸體外徑為150mm。 3.缸筒結構設計 缸筒兩端分別與缸蓋和缸底鏈接，構成密封的壓力腔，因而它的結構形式往往和缸蓋及缸底密切相關[6]。因此，在設計缸筒結構時，應根據(jù)實際情況，選用結構便于裝配、拆卸和維修的鏈接形式，缸筒內(nèi)外徑應根據(jù)標準進行圓整。 3.2.3 活塞桿的設計與計算 活塞桿是液壓缸傳遞力的主要零件，它主要承受拉力、壓力、彎曲力及振動沖擊等多種作用，必須有足夠的強度和剛度。其材料取45鋼。 活塞桿直徑的計算[1] 查《液壓傳動與控制手冊》根據(jù)桿徑比d/D，一般的選取原則是：當活塞桿受拉時，一般選取d/D=0.3-0.5，當活塞桿受壓時，一般選取d/D=0.5-0.7。 查《液壓傳動與控制手冊》根據(jù)桿徑比d/D，一般的選取原則是：當活塞桿受拉時，一般選取d/D=0.3-0.5，當活塞桿受壓時，一般選取d/D=0.5-0.7。 因A1=2A，故活塞桿直徑d=0.707D=56.56mm 取d=56（標準直徑） 表2 活塞桿直徑系列 4 5 6 8 10 12 14 16 18 20 22 25 28 32 36 40 45 50 56 63 70 80 90 100 110 125 140 160 180 200 220 250 280 320 360 400 則液壓缸有效面積為： 2.活塞桿強度計算： <56mm 式中 ————許用應力；（45鋼的抗拉強度為600MPa,為安全系數(shù)取5，即活塞桿的強度適中） 3．活塞桿的結構設計 活塞桿的外端頭部與負載的拖動電機機構相連接，為了避免活塞桿在工作生產(chǎn)中偏心負載力，適應液壓缸的安裝要求，提高其作用效率，應根據(jù)負載的具體情況，選擇適當?shù)幕钊麠U端部結構。 4.活塞桿的密封與防塵 活塞桿的密封形式有Y形密封圈、U形夾織物密封圈、O形密封圈、V形密封圈等[6]。采用薄鋼片組合防塵圈時，防塵圈與活塞桿的配合可按H9/f9選取。薄鋼片厚度為0.5mm。為方便設計和維護，本方案選擇O型密封圈。 3.2.4 液壓缸工作行程的確定 液壓缸工作行程長度可以根據(jù)執(zhí)行機構實際工作的最大行程確定，并參照表4-4選取標準值。液壓缸活塞行程參數(shù)優(yōu)先次序按表4-4中的a、b、c選用。 表4-4（a）液壓缸行程系列（GB 2349-80）[6] 25 50 80 100 125 160 200 250 320 400 500 630 800 1000 1250 1600 2000 2500 3200 4000 表4-4（b） 液壓缸行程系列（GB 2349-80）[6] 40 63 90 110 140 180 220 280 360 450 550 700 900 1100 1400 1800 2200 2800 3600 表4-4（c） 液壓缸形成系列（GB 2349-80）[6] 240 260 300 340 380 420 480 530 600 650 750 850 950 1050 1200 1300 1500 1700 1900 2100 2400 2600 3000 3400 3800 根據(jù)設計要求液壓鉗最大破碎厚度450 mm,兩個油缸的行程之和要至少為450mm(即單獨一個油缸的行程為225MM),可選取液壓缸的工作行程為250mm。 3.2.5 活塞的設計 由于活塞在液壓力的作用下沿缸筒往復滑動，因此，它與缸筒的配合應適當，既不能過緊，也不能間隙過大。配合過緊，不僅使最低啟動壓力增大，降低機械效率，而且容易損壞缸筒和活塞的配合表面；間隙過大，會引起液壓缸內(nèi)部泄露，降低容積效率，使液壓缸達不到要求的設計性能。 活塞與缸體的密封形式分為：間隙密封（用于低壓系統(tǒng)中的液壓缸活塞的密封）、活塞環(huán)密封（適用于溫度變化范圍大、要求摩擦力小、壽命長的活塞密封）、密封圈密封三大類。其中密封圈密封又包括O形密封圈（密封性能好，摩擦因數(shù)小，安裝空間小）、Y形密封圈（用在20Mpa壓力下、往復運動速度較高的液壓缸密封）、形密封圈（耐高壓，耐磨性好，低溫性能好，逐漸取代Y形密封圈）、V形密封圈（可用于50Mpa壓力下，耐久性好，但摩擦阻力大）。綜合以上因素，考慮選用O型密封圈。 3.2.6 導向套的設計與計算 1.最小導向長度H的確定 當活塞桿全部伸出時，從活塞支承面中點到到導向套滑動面中點的距離稱為最小導向長度[1]。如果導向長度過短，將使液壓缸因間隙引起的初始撓度增大，影響液壓缸工作性能和穩(wěn)定性。因此，在設計時必須保證液壓缸有一定的最小導向長度。根據(jù)經(jīng)驗,當液壓缸最大行程為L,缸筒直徑為D時,最小導向長度為: （4-5） 一般導向套滑動面的長度A，在缸徑小于80mm時取A=(0.6~1.0)D，當缸徑大于80mm時取A=(0.6~1.0)d.。活塞寬度B取B=(0.6~1.0)D。若導向長度H不夠時,可在活塞桿上增加一個導向套K(見圖4-1)來增加H值。隔套K的寬度。 圖4-1 液壓缸最小導向長度[1] 因此:最小導向長度，取H=9cm； 導向套滑動面長度A= 活塞寬度B= 2.導向套的結構 導向套有普通導向套、易拆導向套、球面導向套和靜壓導向套等，可按工作情況適當選擇。 1）普通導向套 這種導向套安裝在支承座或端蓋上，油槽內(nèi)的壓力油起潤滑作用和張開密封圈唇邊而起密封作用[6]。 2）易拆導向套 這種導向套用螺釘或螺紋固定在端蓋上。當導向套和密封圈磨損而需要更換時，不必拆卸端蓋和活塞桿就能進行，維修十分方便。它適用于工作條件惡劣，需經(jīng)常更換導向套和密封圈而又不允許拆卸液壓缸的情況下。 3）球面導向套 這種導向套的外球面與端蓋接觸，當活塞桿受一偏心負載而引起方向傾斜時，導向套可以自動調(diào)位，使導向套軸線始終與運動方向一致，不產(chǎn)生“憋勁“現(xiàn)象。這樣，不僅保證了活塞桿的順利工作，而且導向套的內(nèi)孔磨損也比較均勻。 4）靜壓導向套 活塞桿往復運動頻率高、速度快、振動大的液壓缸，可以采用靜壓導向套。由于活塞桿與導向套之間有壓力油膜，它們之間不存在直接接觸，而是在壓力油中浮動，所以摩擦因數(shù)小、無磨損、剛性好、能吸收振動、同軸度高，但制造復雜，要有專用的靜壓系統(tǒng)。 3.2.7 端蓋和缸底的設計與計算 在單活塞液壓缸中，有活塞桿通過的端蓋叫端蓋，無活塞桿通過的缸蓋叫缸頭或缸底。端蓋、缸底與缸筒構成密封的壓力容腔，它不僅要有足夠的強度以承受液壓力，而且必須具有一定的連接強度。端蓋上有活塞桿導向孔（或裝導向套的孔）及防塵圈、密封圈槽，還有連接螺釘孔，受力情況比較復雜，設計的不好容易損壞。 1.端蓋的設計計算 端蓋厚h為： 式中 D1——螺釘孔分布直徑，cm； P——液壓力，； ——密封環(huán)形端面平均直徑，cm； ——材料的許用應力，。 2.缸底的設計 缸底分平底缸，橢圓缸底，半球形缸底。 3.端蓋的結構 端蓋在結構上除要解決與缸體的連接與密封外，還必須考慮活塞桿的導向，密封和防塵等問題[6]。缸體端部的連接形式有以下幾種： A．焊接 特點是結構簡單，尺寸小，質(zhì)量小，使用廣泛。缸體焊接后可能變形，且內(nèi)缸不易加工。主要用于柱塞式液壓缸。 B．螺紋連接（外螺紋、內(nèi)螺紋） 特點是徑向尺寸小，質(zhì)量較小，使用廣泛。缸體外徑需加工，且應與內(nèi)徑同軸；裝卸徐專用工具；安裝時應防止密封圈扭曲。 C．法蘭連接 特點是結構較簡單，易加工、易裝卸，使用廣泛。徑向尺寸較大，質(zhì)量比螺紋連接的大。非焊接式法蘭的端部應燉粗。 D．拉桿連接 特點是結構通用性好。缸體加工容易，裝卸方便，使用較廣。外形尺寸大，質(zhì)量大。用于載荷較大的雙作用缸。 E．半球連接，它又分為外半環(huán)和內(nèi)半環(huán)兩種。外半環(huán)連接的特點是質(zhì)量比拉桿連接小，缸體外徑需加工。半環(huán)槽消弱了缸體，為此缸體壁厚應加厚。內(nèi)半環(huán)連接的特點是結構緊湊，質(zhì)量小。安裝時端部進入缸體較深，密封圈有可能被進油口邊緣擦傷。 F．鋼絲連接 特點是結構簡單，尺寸小，質(zhì)量小。 3.2.8 缸體長度的確定 液壓缸缸體內(nèi)部長度應等于活塞的行程與活塞的寬度之和。缸體外形長度還需要考慮到兩端端蓋的厚度[1]。一般液壓缸缸體長度不應大于缸體內(nèi)經(jīng)的20~30倍。取系數(shù)為5,則液壓缸缸體長度：L=5*10cm=50cm。 3.2.9 緩沖裝置的設計 液壓缸的活塞桿（或柱塞桿）具有一定的質(zhì)量，在液壓力的驅(qū)動下運動時具有很大的動量。在它們的行程終端，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)生很大的沖擊和噪聲。采用緩沖裝置，就是為了避免這種機械撞擊，但沖擊壓力仍然存在，大約是額定工作壓力的兩倍，這就必然會嚴重影響液壓缸和整個液壓系統(tǒng)的強度及正常工作。緩沖裝置可以防止和減少液壓缸活塞及活塞桿等運動部件在運動時對缸底或端蓋的沖擊，在它們的行程終端能實現(xiàn)速度的遞減，直至為零。 當液壓缸中活塞活塞運動速度在6m/min以下時，一般不設緩沖裝置，而運動速度在12m/min以上時，不需設置緩沖裝置。在該組合機床液壓系統(tǒng)中，動力滑臺的最大速度為4m/min,因此沒有必要設計緩沖裝置。 3.2.10 排氣裝置 如果排氣裝置設置不當或者沒有設置排氣裝置，壓力油進入液壓缸后，缸內(nèi)仍會存在空氣[6]。由于空氣具有壓縮性和滯后擴張性,會造成液壓缸和整個液壓系統(tǒng)在工作中的顫振和爬行,影響液壓缸的正常工作。比如液壓導軌磨床在加工過程中，這不僅會影響被加工表面的光潔程度和精度，而且會損壞砂輪和磨頭等機構。為了避免這種現(xiàn)象的發(fā)生，除了防止空氣進入液壓系統(tǒng)外，還必須在液壓缸上設置排氣裝置。配氣裝置的位置要合理，由于空氣比壓力油輕，總是向上浮動，因此水平安裝的液壓缸，其位置應設在缸體兩腔端部的上方；垂直安裝的液壓缸，應設在端蓋的上方。 一般有整體排氣塞和組合排氣塞兩種。整體排氣塞如圖4-2（a）所示。 表4-5 排氣閥（塞）尺寸[6] d 閥座 閥桿 孔 c D M16 6 11 6 19.2 9 3 2 31 17 10 8.5 3 48 4~6 23 M20x2 8 14 7 25.4 11 4 3 39 22 13 11 4 59 4~8 28 圖4-2 (a) 整體排氣孔 圖4-2（b） 組合排氣孔 圖4-2（c） 整體排氣閥零件結構尺寸 由于螺紋與缸筒或端面連接，靠頭部錐面起密封作用。排氣時，擰松螺紋，缸內(nèi)空氣從錐面空隙中擠出來并經(jīng)過斜孔排除缸外。這種排氣裝置簡單、方便，但螺紋與錐面密封處同軸度要求較高，否則擰緊排氣塞后不能密封，造成外泄漏。組合排氣塞如圖4-2（b）所示，一般由絡螺塞和錐閥組成。螺塞擰松后，錐閥在壓力的推動下脫離密封面排出空氣。排氣裝置的零件圖及尺寸圖見4-2（c）以及表4-2（d）。 圖4-2（d） 組合排氣閥零件結構尺寸 3.2.11 密封件的選用 1.對密封件的要求 液壓缸工作中要求達到零泄漏、摩擦小和耐磨損的要求。在設計時，正確地選擇密封件、導向套（支承環(huán)）和防塵圈的結構形式和材料是很重要的。從現(xiàn)在密封技術來分析，液壓缸的活塞和活塞桿及密封、導向套和防塵等應作為一個綜合的密封系統(tǒng)來考慮，具有可靠的密封系統(tǒng)，才能式液壓缸具有良好的工作狀態(tài)和理想的使用壽命。 在液壓元件中，對液壓缸的密封要求是比較高的，特別是一些特殊材料液壓缸，如擺動液壓缸等。液壓缸中不僅有靜密封，更多的部位是動密封，而且工作壓力高，這就要求密封件的密封性能要好，耐磨損，對溫度適應范圍大，要求彈性好，永久變形小，有適當?shù)臋C械強度，摩擦阻力小，容易制造和裝卸，能隨壓力的升高而提高密封能力和利于自動補償磨損。 密封件一般以斷面形狀分類。有O形、U形、V形、J形、L形和Y形等。除O形外，其他都屬于唇形密封件。 2.O形密封圈的選用 液壓缸的靜密封部位主要是活塞內(nèi)孔與活塞桿、支承座外圓與缸筒內(nèi)孔、缸蓋與缸體端面等處[6]。這些部位雖然是靜密封，但因工作由液壓力大，稍有意外，就會引起過量的內(nèi)漏和外漏。 靜密封部位使用的密封件基本上都是O形密封圈。O形密封圈雖小，確實一種精密的橡膠制品，在復雜使用條件下，具有較好的尺寸穩(wěn)定性和保持自身的性能。在設計選用時，根據(jù)使用條件選擇適宜的材料和尺寸，并采取合理的安裝維護措施，才能達到較滿意的密封效果。 安裝O形圈的溝槽有多種形式，如矩形、三角形、V形、燕尾形、半圓形、斜底形等，可根據(jù)不同使用條件選擇，不能一概而論。使用最多的溝槽是矩形，其加工簡便，但容易引起密封圈咬邊、扭轉(zhuǎn)等現(xiàn)象。 3.動密封部位密封圈的選用 液壓缸動密封部位主要有活塞與缸筒內(nèi)孔的密封、活塞桿與支承座（導向套）的密封等。 形密封圈是我國液壓缸行業(yè)使用極其廣泛的往復運動密封圈。它是一種軸、孔互不通用的密封圈。一般，使用壓力低于16MPa時，可不用擋圈而單獨使用。當超過16MPa并用于活塞動密封裝置時，應使用擋圈，以防止間隙“擠出”。 3.2.12 防塵圈 防塵圈設置與活塞桿或柱塞密封外側(cè)，用于防止外界塵埃、沙粒等異物侵入液壓缸，從而可以防止液壓油被污染導致元件磨損。 1.防塵圈 A型防塵圈 是一種單唇無骨架橡膠密封圈，適于在A型密封結構形式內(nèi)安 裝，起防塵作用。 B型防塵密封圈 是一種單唇帶骨架橡膠密封圈，適于在B型密封結構形式 內(nèi)安裝，起防塵作用。 C型防塵圈 是一種雙唇密封橡膠圈，適于在C型結構形式內(nèi)安裝，起防塵 和輔助密封的作用。 2.防塵罩 防塵罩采用橡膠或尼龍、帆布等材料制作。在高溫工作時，可用氯丁橡膠，可在130℃以下工作。如果溫度再高時，可用耐火石棉材料。當選用防塵伸縮套時，要注意在高頻率動作時的耐久性，同時注意在高速運動時伸縮套透氣孔是否能及時導入足夠的空氣。但是，安裝伸縮套給液壓缸的裝配調(diào)整會帶來一些困難。 3.2.13 液壓缸的安裝連接結構 液壓缸的安裝連接結構包括液壓缸的安裝結構、液壓缸近處有口的連接等。1.液壓缸的安裝形式 液壓缸的安裝形式很多，但大致可以分為以下兩類。 1）軸線固定類 這類安裝形式的液壓缸在工作時，軸線位置固定不變。機床上的液壓缸絕大多數(shù)是采用這種安裝形式。 A 通用拉桿式。在兩端缸蓋上鉆出通孔，用雙頭螺釘將缸和安裝座連接拉緊。一般短行程、壓力低的液壓缸。 B 法蘭式。用液壓缸上的法蘭將其固定在機器上。 C 支座式。將液壓缸頭尾兩端的凸緣與支座固定在一起。支座可置于液壓缸左右的徑向、切向，也可置于軸向底部的前后端。 2）周線擺動類 液壓缸在往復運動時，由于機構的相互作用使其軸線產(chǎn)生擺動，達到調(diào)整位置和方向的要求。安裝這類液壓缸，安裝形式也只能采用使其能擺動的鉸接方式。工程機械、農(nóng)用機械、翻斗汽車和船舶甲板機械等所用的液壓缸多用這類安裝形式。 A 耳軸式。將固定在液壓缸上的鉸軸安裝在機械的軸座內(nèi)，使液壓缸軸線能在某個平面內(nèi)自由擺動。 B 耳環(huán)式。將液壓缸的耳環(huán)與機械上的耳環(huán)用銷軸連接在一起，使液壓缸能在某個平面內(nèi)自由擺動。耳環(huán)在液壓缸的尾部，可以是單耳環(huán)，也可以是雙耳環(huán)，還可以做成帶關節(jié)軸承的單耳環(huán)或雙耳環(huán)。 C 球頭式。將液壓缸尾部的球頭與機械上的球座連接在一起，使液壓缸能在一定的空間錐角范圍內(nèi)任意擺動。 2.液壓缸油口設計 油口孔是壓力油進入液壓缸的直接通道，雖然只是一個孔，但不能輕視其作用[6]。如果孔小了，不僅造成進油時流量供不應求，影響液壓缸的活塞運動速度，而且會造成回油時受阻，形成背壓，影響活塞的退回速度，減少液壓缸的負載能力。對液壓缸往復速度要求較嚴的設計，一定要計算孔徑的大小。 液壓缸的進出油口，可以布置在缸筒和前后端蓋上。對于活塞桿固定的液壓缸，進出油口可以設在活塞桿端部。如果液壓缸無專用排氣裝置，進出油口應設在液壓缸的最高處，以便空氣能首先從液壓缸排出。液壓缸進出油口的鏈接形式有螺紋、方形法蘭和矩形法蘭等。 3.2.14 計算液壓缸各工作階段的工作壓力、流量和功率 根據(jù)液壓缸的負載圖和速度圖以及液壓缸的有效面積，可以算出液壓缸工作過程各階段的壓力、流量和功率，在計算工進時背壓按代入，快退時背壓按代入計算公式和計算結果列于下表中。 表2-6 液壓缸所需的實際流量、壓力和功率[1] 工作 循環(huán) 計算公式 負載F 進油壓力 回油壓力 所需流量q N Pa L/min 差動 快進 1053 20.1 工進 560000 0.24 快退 1053 11.3 注：1.差動連接時，液壓缸的回油口到進油口之間的壓力損失，而。 2.快退時，液壓缸有桿腔進油，壓力為，無桿腔回油，壓力為。 4 液壓缸主要零件的材料和技術要求 4.1 缸體 1.缸體的材料 液壓缸缸體的常用材料為20鋼、35鋼、45鋼的無縫鋼管[6]。因20鋼的力學性能略低，且不能調(diào)質(zhì)，應用較少。當缸筒與缸底、缸頭、管接頭或耳軸等件焊接時，則應采用焊接性能較好的35鋼，粗加工后調(diào)質(zhì)。一般情況下均采用45鋼，并調(diào)質(zhì)到241~285HB。 缸體的毛坯也可采用鍛鋼、鑄鋼或鑄鐵件。鑄鋼一般采用ZG25、ZG35、ZG45等。鑄鐵可采用HT200~HT350之間的幾個牌號或球墨鑄鐵QT500-05、QY600-02等。特殊情況下，可采用鋁合金等材料。 2.主要表面粗糙度 液壓缸內(nèi)圓柱表面粗糙度為 3.技術要求（參見圖4-3） 圖4-3 缸筒的技術要求[6] 1）內(nèi)徑用H8~H9的配合； 2）內(nèi)徑圓度、圓柱度不大于直徑公差之半； 3）內(nèi)表面母線直線度在500mm長度上不大于0.03mm； 4）缸體端面對軸線的垂直度在直徑每100mm上不大于0.04mm； 5）缸體與端蓋采用螺紋連接時，螺紋采用6H級精度。 7）為防止腐蝕和提高壽命，內(nèi)徑表面可以鍍0.03~0.04mm厚的硬鉻，在進行拋光，剛體外涂耐蝕油漆。 4.2 活塞 1.活塞的材料 缸徑較小的整體式活塞一般采用35鋼、45鋼；其他常用耐磨鑄鐵、灰鑄鐵HT300、HT350（有外徑上套有尼龍66、尼龍1010或加布酚醛塑料的耐磨環(huán)）以及鋁合金等。 2.主要表面粗糙度 活塞外圓柱表面粗糙度為 3.技術要求（參見圖4-4） 圖4-4 活塞的技術要求[6] 1）外徑的圓度、圓柱度不大于外徑公差之半； 2）外徑D對內(nèi)徑d1的徑向圓跳動不大于外徑公差之半； 3）端面T對軸線垂直度在直徑100mm上不大于0.04mm； 4）活塞外徑用橡膠密封時可取f7~f9配合，內(nèi)孔與活塞的配合可取H8。 4.3 活塞桿 1.材料 實心活塞桿材料為35鋼、45鋼；空心活塞桿材料為35鋼、45鋼的無縫鋼管。 2.主要表面粗糙度 桿外圓柱粗糙度為 3.技術要求（參見圖4-5） 圖4-5 活塞桿的技術要求[6] 1）活塞桿的熱處理：粗加工后調(diào)質(zhì)到硬度為229~285HB，必要時，再經(jīng)高頻淬火，硬度達45~55HRC； 2）外徑d和d2的圓度、圓柱度不大于直徑公差之半； 3）外徑表面直線度在500mm長度上不大于0.03mm； 4）d2對d的徑向跳動不大于0.01mm； 5）活塞桿上與導向套采用H8/f7配合，與活塞的鏈接可采用H8/h8配合； 6）活塞桿上若有連接銷孔時，該孔徑應按H11級加工，該孔軸線與活塞桿軸線的垂直度公差值，按6級精度選??； 7）活塞桿上的螺紋一般按6級精度加工，如載荷較小，機械振動也較小時，允許按7級或8級精度制造。 4.4 缸蓋 1.缸蓋的材料 常用35、45鍛鋼或ZG35、ZG45鑄鋼或HT200、HT300、HT350鑄鐵等材料。當缸蓋本身又是活塞桿的導向套，缸蓋最好選用鑄鐵。同時，應在導向表面上熔堆黃銅、青銅或其他耐磨材料。 2.主要表面粗糙度 配合表面粗糙度為 3.技術要求（參見圖4-6） 圖4-6 缸蓋的技術要求[6] 1）配合表面的圓度、圓柱度不大于直徑公差之半； 2）d2、d3對D的同軸度不大于0.03mm； 3）端面A、B對孔軸線的垂直度在直徑100mm上不大于0.04mm。 4.5 導向套 1.導向套材料 常用青銅、耐磨鑄鐵、球墨鑄鐵、聚四氟乙烯。 2.主要表面粗糙度 導向表面粗糙度為 3.技術要求（參見圖4-7） 圖4-7 導向套的技術要求[6] 1）導向套的長度一般取活塞桿直徑的60%~100%； 2）外徑與內(nèi)徑的同軸度不大于內(nèi)控公差之半。 第5章 液壓集成塊的設計 液壓控制裝置的集成主要有板式集成、塊式集成和疊加閥式集成。 （1）板式集成液壓控制裝置，是把若干個標準板式液壓控制閥用螺釘固定在一塊公共底板（油路板，亦稱閥板）上，按系統(tǒng)要求，通過油路板中鉆、銑或鑄造出的孔道實現(xiàn)各閥之間的油路聯(lián)系，構成一個回路。對于較復雜的系統(tǒng)，則需將系統(tǒng)分解成若干個回路，用幾個油路板來安裝標準板式液壓元件，各個油路板之間通過管道來連接。通常將油路板上安裝閥的一面稱為正面，不安裝閥的一面稱為背面。 板式集成的特點是對于動作復雜的液壓系統(tǒng)，會因液壓元件數(shù)量的增加，導致所需油路板的尺寸和數(shù)量的增大，致使有些孔道甚至無法鉆出，而銑槽往往出現(xiàn)滲漏串腔現(xiàn)象。此外，油路板是根據(jù)特定的液壓系統(tǒng)專門設計制造的，不易實現(xiàn)標準化和通用化，不易組織專業(yè)生產(chǎn)。特別是當需要更改回路或追加元件時，油路板就要重新設計加工，而其中的差錯可能會使整塊油路板報廢。 總之，板式集成液壓控制裝置適合不太復雜的低壓液壓系統(tǒng)采用。 （2）塊式集成是按典型液壓系統(tǒng)的各種基本回路，做成通用化的6面體油路塊（集成塊），通常其四周除1面安裝通向液壓執(zhí)行器（液壓缸或液壓馬達）的管接頭外，其余3面安裝標準的板式液壓閥及少量疊加閥或插裝閥，這些液壓閥之間的油路聯(lián)系由油路塊內(nèi)部的通道孔實現(xiàn)，塊的上下兩面為塊間疊積結合面，布有由下向上貫穿通道體的公用壓力油孔P、回油孔O（T）、泄油孔L及塊間連接螺栓孔，多個回路塊疊積在一起，同過4只長螺栓固緊后，各塊之間的油路聯(lián)系通過公用油孔來實現(xiàn)。 塊式集成有以下幾個特點：1）可簡化設計；2）設計靈活，更改方便；3）易于加工，專業(yè)化程度高；4）結構緊湊，裝配維護方便；5）系統(tǒng)運行效率較高。 塊式集成的主要缺點是集成塊的孔系設計和加工容易出錯，需要一定的設計和制造經(jīng)驗。 （3）疊加閥是在集成塊的基礎上發(fā)展起來的,液壓元件間的連接不需要另外的連接塊,而是以特殊設計的疊加閥的閥體作為連接體,通過螺栓將液壓閥等元件直接疊積并固定在最底層的基塊(底板)上.基塊側(cè)面開有螺紋孔,通過管接頭作為通向執(zhí)行器、液壓泵或油箱的孔道,并可以根據(jù)需要用螺塞封堵打開,只要把同一規(guī)格的疊加閥按一定順序疊加起來,再將板式換向閥直接安裝于這些疊加閥的上面,即可構成各種典型液壓回路. 疊加閥的特點為：結構緊湊,體積小,重量輕,占地面積小。疊加閥安裝簡便，裝配周期短，系統(tǒng)有變動增減元件時，重新組裝較為方便。使用疊加閥，元件間無管連接，消除了因管接頭引起的漏油、振動和噪聲。使用疊加閥系統(tǒng)配置簡單，元件規(guī)格統(tǒng)一，外行整齊美觀，維修保養(yǎng)容易。采用我過疊加閥組成的集中供油系統(tǒng) 節(jié)電顯著。 由于規(guī)定尺寸限制，由疊加閥組成的回路形式少，通徑較小，一般使用于工作壓力小于20Mpa，流量小于200L/min的機床，輕工機械，工程機械等行業(yè)。綜上比較可以得出此液壓系統(tǒng)適用的塊式集成為疊加式。 ③動力源裝置確定 液壓動力源一般由液壓泵組、油箱組件、控溫組件和過濾器組件等相對獨立的部分組成。盡管這幾個部分相對獨立，但設計者在液壓動力源裝置設計中，除了根據(jù)機器設備的工況特點和使用的具體要求合理進行取舍外，經(jīng)常需要將它們進行適當?shù)慕M合，合理構成一個部件。例如，油箱上常需將控溫組件中的油溫計、過濾器組件作為油箱附件而組合在一起構成液壓油箱等等。 按液壓泵組布置的方式分上置式液壓動力源、非上置式液壓動力源和柜式液壓動力源三種方式。本設計采用上置式液壓動力源設計。當電動機臥式安裝，液壓泵置于油箱之上時，稱為臥式液壓動力源。當電動機立式安裝于油箱之上時，稱為立式液壓動力源。上置式液壓動力源占地面積小，結構緊湊，液壓泵置于油箱內(nèi)的立式安裝動力源，躁聲低且便于收集漏油。綜合考慮本設計決定采用臥式液壓動力源布置?！?6】 3.1塊式集成的結構 塊式集成是按典型液壓系統(tǒng)的各種基本回路，做成通用化的6面體油路塊（集成塊），通常其四周除1面安裝通向液壓執(zhí)行器（液壓缸或液壓馬達）的管接頭外，其余3面安裝標準的板式液壓閥及少量疊加閥或插裝閥，這些液壓閥之間的油路聯(lián)系由油路塊內(nèi)部的通道孔實現(xiàn)，塊的上下兩面為塊間疊積結合面，布有由下向上貫穿通道體的公用壓力油孔P、回油孔O（T）、泄漏油孔L及塊間連接螺栓孔，多個回路塊疊積在一起，通過4只長螺栓固緊后，各塊之間的油路聯(lián)系通過公用油孔來實現(xiàn)。 3.2塊式集成的特點 可簡化設計； 設計靈活、更改方便； 易于加工、專業(yè)化程度高； 結構緊湊、裝配維護方便； 系統(tǒng)運行效率較高 塊式集成的主要缺點是集成塊的孔系設計和加工容易出錯，需要一定的設計和制造經(jīng)驗。 3.3塊式集成液壓控制裝置的設計 1）分解液壓系統(tǒng)并繪制集成塊單元回路圖 集成塊單元回路實質(zhì)上是液壓系統(tǒng)原理圖的一個等效轉(zhuǎn)換。 分解集成塊單元回路時，應優(yōu)先采用現(xiàn)有系列集成塊單元回路，以減少設計工作量。集成塊上液壓閥的安排應緊湊，塊樹應盡量曬，以減少整個液壓控制裝置的結構尺寸和重量。集成塊的數(shù)量與液壓系統(tǒng)的復雜程度有關，一摞集成塊組中，除基塊和頂塊外，中間塊一般1-7塊。當所需中間塊多于7塊時，可按系統(tǒng)工作特點和性質(zhì)，分組多摞疊加，否則集成簡單回路合用一個集成塊；液壓 泵的出口竄接單向閥時，可采用管式連接的單向閥（竄接在泵與集成塊組的基塊之間）；采用少量疊加閥、插裝閥及集成塊專用嵌入式插裝閥；集成塊側(cè)面加裝過渡板與閥連接；基塊與頂塊上布置適當?shù)脑鹊取? 塊的設計 （1）確定公用油道孔的數(shù)目 集成塊體的公用油道孔，有二孔、三孔、四孔、五孔等多種設計方案，應用較廣的為二孔式和三孔式。 二孔式 在集成塊上分別設置壓力油孔P和回油孔O各一個，用4個螺栓孔與塊組連接螺栓間的環(huán)形孔來作為泄漏油通道。二孔式集成塊的優(yōu)點是結構簡單，公用通道少，便于布置元件；泄漏油道孔的通流面積大，泄漏油的壓力損失小。缺點是：在基塊上需將4個螺栓孔相互鉆通，所以須堵塞的工藝孔較多，加工麻煩，為防止油液外漏，集成塊間相互疊加面的粗糙度要求較高，一般應小于Ra0.8μm。 三孔式 在集成塊上分別設置壓力油孔P、回油孔O和泄油孔L共3個公用通道三孔式集成塊的優(yōu)點是結構簡單，公用油道孔數(shù)較少，缺點是因泄漏油孔L要與各元件的泄漏油口相通，故其連通孔道一般細而長，加工較困難，且工藝孔較多。 （2）液壓元件樣板 （3）確定孔道直徑及通油孔間的壁厚 a.確定通油孔道的直徑 與閥的油口相通孔道的直徑，應與液壓閥的油口直徑相同； 與管接頭相連接的孔道，其直徑一般應按通過的流量和允許流速，用式 計算，但孔口須按管接頭螺紋小徑鉆崆并攻絲； 工藝孔應用螺塞或球漲堵死； 對于公用孔道，壓力油孔和回油孔的直徑可以類比同壓力等級的系列集成塊中的孔道直徑確定，也可通過式計算得到；泄油孔的直徑一般由經(jīng)驗確定。 b.連接孔的直徑 固定液壓閥的定位銷孔的直徑和螺釘孔的直徑，應與所選定的液壓閥的定位銷直徑及配合要求與螺釘孔的螺紋直徑相同； 連接集成塊組的螺栓規(guī)格可類比相同壓力等級的系列集成塊的連接螺栓確定，也可以通過強度計算得到。單個螺栓的螺紋小徑d的計算公式為： 式中；P-塊體內(nèi)部最大受壓面上的推力； n-螺栓個數(shù)； -擔擱螺栓的材料許用應力。 螺栓直徑確定后，其螺栓孔（光孔）的直徑也就隨之而定，系列集成塊的螺栓直徑為M8-M12，其相應的連接孔直徑為?9-?12（mm）。 c.起吊螺釘?shù)闹睆健? 單個集成塊重量在30以上時，應按重量和強度確定螺釘孔的直徑。 d.油孔間的壁厚及其校核。 通油孔間的最小壁厚的推薦值不小于5 mm。當系統(tǒng)壓力高于6.3Mpa時，或孔間壁厚較小時，應進行強度校核，以防止系統(tǒng)在使用中被擊穿。 (4) 中間塊外形尺寸的確定 中間塊用來安裝液壓閥，其高度H取決于所安裝元件的高度。H通常應大于所安裝的液壓閥的高度。在確定中間塊的長度和寬度尺寸時，在已確定共有油道孔基礎上，應首先確定公有油道孔位置應與標準通道塊上的孔一致。中間塊的長度和寬度尺寸均應大于安放元件的尺寸，以便于設計集成塊內(nèi)的通油孔道時調(diào)整元件的位置。一般長度方向的調(diào)整尺寸為40-50 mm，寬度方向為20-30 mm。調(diào)整尺寸留的較大，孔道布置方便，但將加大塊的外形尺寸和重量，反之，則結構緊湊、體積小、重量輕，但孔道布置困難。最后確定的中間塊長度和寬度應與標準系列塊的一致。 (5)布置集成塊上的液壓元件 液壓元件在通道塊上的安裝位置合理與否，直接影響集成塊體內(nèi)孔道結構的復雜程度、加工工藝性的好壞及壓力損失大小。元件安放位置不僅與典型單元回路的合理性有關，還要受到元件結構、操縱調(diào)整的方便性等因素的影響。 a.中間塊 中間塊的側(cè)面安裝各種液壓控制元件。當需與執(zhí)行裝置連接時，3個側(cè)面安裝元件，一個側(cè)面安裝管接頭。注意事項如下： 應給安裝液壓閥、管接頭、傳感器及其他元件的各面留有足夠的空間； 集成塊體上要設置足夠的測壓點，以便于調(diào)試和工作中使用； 需經(jīng)常調(diào)節(jié)的控制閥如各種壓力閥和流量閥等應安放在便于調(diào)節(jié)和觀察的位置，應避免相鄰側(cè)面的元件發(fā)生干涉； 應使與各元件相通的油孔盡量安排在同一水平面，并在公用通油道的直徑范圍內(nèi)，以減少中間連接孔、深孔和斜孔的數(shù)量?；ゲ幌嗤ǖ目组g應保持一定壁厚，以防工作時擊穿； 集成塊的工藝孔均應封堵，封堵有螺塞、焊接和球漲等三種方式； 在集成塊間的疊加面上，公用油道孔出口處要安裝O形密封圈，以實現(xiàn)塊間的密封。應在公用油道孔出口處按選用的O形密封圈的規(guī)格加工出深孔，O型圈溝槽尺寸應滿足相關標準的規(guī)定； b.基塊（底版） 基塊的作用是將集成塊組件固定在油箱頂蓋或?qū)Ｓ玫鬃希⒐猛ㄓ涂椎劳ㄟ^管接頭與液壓 泵和油箱相連接，有時需在基塊側(cè)面上安裝壓力表開關。設計時要留有安裝法蘭、壓力表開關和管接頭等的足夠空間。當液壓泵出油口經(jīng)單向閥進入主油路板時，可采用管式單向閥，并將其裝在基塊外。 c.頂塊（蓋板） 頂塊的作用是封閉公用通油孔道，并在其側(cè)面安裝壓力表開關以便測壓，有時也可在頂塊上安裝一些控制閥，以減少中間塊數(shù)量。 (6)集成塊油路的壓力損失 集成塊組的壓力損失，是指貫通全部集成塊的進油、回油孔道的壓力損失。在孔道布置一定后，壓力損失隨流量增加而增加。通常，經(jīng)過一個塊的壓力損失值約為0.01Mpa. (7)集成塊的材料和主要技術要求 制造集成塊的材料因液壓系統(tǒng)壓力高低和主機類型不同而異。通常，對于固定機械，低壓系統(tǒng)的集成塊，宜選用HT250或球墨鑄鐵；高壓系統(tǒng)的集成塊宜選用20鋼和35鋼鍛件。對于有重量限制要求的行走機械等設備的液壓系統(tǒng)，其集成塊可采用鋁合金鍛件，但要注意強度計算。 集成塊的毛坯不得有砂眼、氣孔、縮孔和夾層等缺陷，必要時需對其進行探傷檢查。毛坯在切削加工前應進行時效處理或退火處理，以消除內(nèi)應力。 集成塊各部位的粗糙度要求不同：集成塊各表面和安裝嵌入式液壓閥的孔的粗糙度不大于Ra0.8μm，末端管接頭的密封面和O形圈溝槽的粗糙度不大于Ra3.2μm，一般通油孔道的粗糙度不大于Ra12.5μm。塊間結合面不得有明顯劃痕。 形位公差要求為：塊間結合面的平行度公差一般為0.03μm，其余4個側(cè)面與結合面的垂直度公差為0.1 mm。為了美觀，機械加工后的鑄鐵和鋼質(zhì)集成塊表面可鍍鋅。 6、電動泵站的參數(shù)計算 根據(jù)題設要求：電動泵站的技術參數(shù):油泵油壓80MPa,油泵流量2.6 L/min 7、電動機的選擇 系統(tǒng)為泵供油系統(tǒng)，差動快進、快退時泵向系統(tǒng)供油 據(jù)此查樣本選用Y132M-8異步電動機,電動機功率為3KW,額定轉(zhuǎn)速750r/min。電機功率3 kW,電壓380V。 8、液壓元件的選擇 8.1 液壓閥及過濾器的選擇 根據(jù)液壓閥在系統(tǒng)中的最高工作壓力與通過該閥的最大流量，可選出這些元件的型號及規(guī)格[1]。本例所有閥的額定壓力都為，額定流量根據(jù)各閥通過的流量，確定為10L/min，25L/min和63L/min三種規(guī)格，所有元件的規(guī)格型號列于表5-1中，過濾器按液壓泵額定流量的兩倍選取吸油用線隙式過濾器。 表5-1 液壓元件明細表 序號 元件名稱 最大通過流量 型號 1 電動泵站 2.6 2 單向閥 12 I-25B 3 三位五通電磁閥 10 35-63BY 4 二位三通電磁閥 32 22-63BH 5 調(diào)速閥 0.32 Q-10B 6 溢流閥 4 Y-10B 8.2 油管的選擇 根據(jù)選定的液壓閥的連接油口尺寸確定管道尺寸。液壓缸的進、出油管按輸入、排出的最大流量來計算。油管內(nèi)通油量最大，其實際流量為泵的額定流量的兩倍達45L/min，則液壓缸進、出油管直徑d按產(chǎn)品樣本，選用內(nèi)徑為10mm，外徑為18mm的冷拔鋼管。 8.3 油箱容積的確定 油箱容積為: 30L 9、驗算液壓系統(tǒng)性能 9.1 壓力損失的驗算及泵壓力的調(diào)整 1.工進時的壓力損失的驗算及泵壓力的調(diào)整 工進時管路中的流量僅為0.24L/min，因此流速很小，所以沿程壓力損失和局部損失都非常小，可以忽略不計[1]。這時進油路上僅考慮調(diào)速閥的壓力損失，回油路上只有背壓閥的壓力損失，小流量泵的調(diào)整壓力應等于工進時液壓缸的工作壓力加上進油路壓差，并考慮壓力繼電器動作需要，則： 即小流量泵的溢流閥12應按此壓力調(diào)整。 2．快退時的壓力損失驗算及大流量泵卸載壓力的調(diào)整 因快退時，液壓缸無桿腔的回游量是進油量的兩倍，其壓力損失比快進時要大，因此必須計算快退時的進油路與回油路的壓力損失，以便于確定大流量泵的卸載壓力。 已知：快退時進油管和回油管長度均為l=1.8m，油管直徑d=25m，通過的流量為進油路=22.5L/min=， 回油路=45L/min=。液壓系統(tǒng)選用N32號液壓油，考慮最低工作溫度為15攝氏度，由手冊查出此時油的運動粘度v=1.5st=1.5，油的密度，液壓系統(tǒng)元件采用集成塊式的配置形式。 （1）確定油流的流動狀態(tài) 按式經(jīng)單位換算為： （6-1） 式中 v————平均流速（m/s） d————油管內(nèi)徑（m） ————油的運動粘度（） q————通過的流量（） 則進油路中液流的雷諾數(shù)為： 回油路中液流的雷諾數(shù)為： 由上可知，進回油路中的流動都是層流。 （2）沿程壓力損失的計算： （6-2） 在進油路上，流速則壓力損失為： 在回油路上，流速為進油路流速的兩倍即v=4.24m/s，則壓力損失為： （3）局部壓力損失 由于采用了集成塊式的液壓裝置，所以只考慮閥類元件和集成塊內(nèi)油路的