毕业设计(论文)-200T四柱式液压机结构及控制系统设计(全套图纸)

XX学院XX UNIVERSITY 本科生毕业设计
及控制系统设计
XX学院教务处
二○一三年六月制
（2015届）
本科生毕业设计说明书200T四柱式液压机结构及控制系统设计
2015年6月
摘要
本次毕业设计的主要任务为200T三梁四柱式液压机的结构设计及控制系统设计。

液压机的应用较广泛，在日常生活中到处可以见到，其基本工作原理为根据帕斯卡原理。

以液体作为传递介质，达到实现能量的转换的效果，从而实现各种锻压的成型工艺。

这种液压机适用于各种可塑性工件的压制工艺，如冲压、拉伸薄板、压制、翻边、弯曲等，也适用于砂轮成型、工件的校正、压装和各种冷挤金属零件成型、塑胶制品及粉末制品的压制成型工艺。

液压机是由主机和液压控制系统、电气控制系统组成。

液压机主机走成包括工作台、上横梁、导柱、滑块、顶出缸、主缸、安装地基等，动力机构包括泵、油箱、电机、电气控制系统、各种液压控制阀等。

动力机构在电气控制系统控制下，通过液压系统，实现能量的转换、传递和调节，完成各种工艺循环。

关键词：四柱式液压机，液压系统，电气系统，PLC控制
全套图纸，加153893706
ABSTRACT
The graduation design task for 200T the structure design of three beam four-column type hydraulic press machine control system design. Hydraulic press application more widely, can be seen everywhere in our daily life, its basic working principle is according to the driving principle of the liquid to liquid as PASCAL transfer media, achieve the result of realization of energy conversion, so as to realize all kinds of forging press molding process. The hydraulic press suppression techniques are suitable for all kinds of plastic parts, such as stamping, stretching, pressing plate, flanging and bending etc., can also be applied to wheel molding, artifacts of calibration, pressure equipment and a variety of cold extrusion molding metal parts, plastic products and powder products of pressure molding process. Hydraulic press is controlled by the host and hydraulic system, electrical control system. Hydraulic press host go into workbench, beams, guide pin, slide block, ejection cylinder, master cylinder, such as installation of foundation, motivation mechanism including pumps, tanks, motor, electric control system, all kinds of hydraulic control valves, etc. Dynamic mechanism under control in the electric control system, through the hydraulic system, realization of energy conversion, transfer and adjustment, finish all kinds of process cycle.
Keywords:four column hydraulic machine, hydraulic system, electrical control system, PLC
目录
摘要 (I)
ABSTRACT (II)
第1章绪论 (1)
1.1研究本课题的意义 (1)
1.2液压机的简介及发展现状 (1)
1.3设计内容要求 (2)
1.4给定的液压机参数 (2)
1.5本章小结 (2)
第2章液压机设计总体方案分析 (3)
2.1 四柱液压机的组成 (3)
(4)
(4)
2.2.2四柱式液压机的动作顺序分析 (4)
2.2.3四柱式液压机的工作循环初步分析 (4)
2.2.4液压机主要参数的拟定 (5)
第3章四柱式液压机主机结构设计 (6)
3.1 液压缸的设计 (6)
(6)
(7)
(8)
(8)
(9)
3.3 顶出缸计算 (13)
(13)
(15)
(15)
(16)
(16)
(17)
第4章四柱式液压机强度计算与校核 (18)
(18)
(18)
(18)
(19)
(20)
(21)
(22)
(22)
(24)
(24)
(25)
(26)
(26)
(29)
(29)
(31)
第5章液压控制系统设计 (32)
5.1 液压系统流量计算 (33)
(33)
(33)
(35)
(36)
(36)
(37)
(37)
5.6 液压系统原理图拟定 (41)
5.7 液压系统油路控制分析 (43)
(44)
(45)
5.10 液压元器件 (46)
5.11 液压系统温升的验算 (46)
第6章液压机PLC控制系统设计............ 错误!未定义书签。

6.1液压机控制电路设计........................... 错误!未定义书签。

6.1.1液压机控制电路设计 (48)
6.1.2液压机控制电路设计 (48)
6.2 PLC控制部分 (49)
6.2.1 液压机控制系统概述 (49)
6.2.3 PLC的选型 (50)
6.3 PLC程序设计 (50)
6.3.1 液压系统动作流程框图 (50)
现场器件与PLC内部等效继电器地址编号对照表 (51)
(52)
6.5 PLC程序模拟仿真 (53)
结论................................... 错误!未定义书签。

参考文献................................. 错误!未定义书签。

致谢................................... 错误!未定义书签。

第1章绪论
液压机的控制采用液压控制系统与电气控制系统相结合控制的方式。

[1]是一种常见的以液体介质传递能量的无屑加工机器。

与传统的机械传动系统相比具有相对较强的灵活性，并且液压机操作起来也方便很多。

通过液压传动，将能量传动到液压缸，推动活塞杆的运动，实现直线方向来回移动。

由于电气控制系统的反馈调节，自身具有过载保护的功能。

液压机机在很多机械加工方面得到应用，作为一种工件锻造压制成型加工机械设备，始终是工业机械发展不可或缺的一种液压制造技术设备。

随着中国经济社会的高速发展，对液压传动的技术有了更高的技术要求和精度要求。

液压机加工是指一种相对于传统机械加工而言比较成熟的无屑加工工艺，应用范围非常广泛，发展迅速，品种繁多，能实现可塑性材料的冷挤，工件校直、弯曲、冲裁、拉伸等。

液压机能对工艺复杂的工件进行加工，能加工不对称的工件，工作可靠，质量过关，次品率低。

对于不同的工件有不同的加工要求，通过对其压力行程合理调整，达到产品所需的加工工艺要求。

液压机主要由包括主机、液压控制系统、PLC电气控制系统等三个部分组成[3]。

液压机由电气系统对液压系统控制，实现液压机自动或者非自动工作，由液压系统控制主机主缸和顶出缸的顺序动作实现整个工作过程。

总的来说，液压机系统性能可靠，结构简单，维修、维护方便。

随着我国经济的快速发展，国内液压机的产量速度明显呈增长趋势。

但是我国的液压机从产值和销售上和发达国家相比较还有很大的差距。

，纵观全球液压机的发展形势和产能来说，我国是液压机生产大国，液压机的生产产量一直领先于其他国家。

但是在专用性能的液压机选择方面，还是选择进口其他国家的液压机；总的来说，在生产之中技术水平方面，可以说已经达到了国际先进水准。

随着全球经济的飞速发展以及加快国际间的经济合作，我国液压机制造技术已经取得很大的成功发展。

但是对于一些技术含金量较高的液压机中，有些核心技术还要通过与国内外的企业合作，尤其是一些高档的电控元件和液压元件主要还是要依靠进口来完成。

和国外产品比较，我国的液压机还是曾在这很大的不足与差距，比如质量、
加工精度、专用性能、可靠性等，由于液压和电器元件的可靠性低，造成液压系统经常发生故障；另外在液压机关键部件的加工要求方面，还有很大的提高。

总的来讲，国内的液压机在质量上和国外的液压机还是还有一定的差距，但是伴随着对液压机的要求提高和质量的改善以及功能的完善，国产液压机的产品质量正在越来越接近国际水平。

（1）了解液压机发展历程，熟悉所设计液压机的构造。

（2）掌握四柱式液压机结构、液压及控制系统的各种计算方法，能正确选择各个部件。

（3）主机系统设计，包括主机的结构工艺设计、各个零部件的结构设计并且了解其铸造工艺。

（4）液压系统的设计合理，按所需液压环境选择合适的液压元器件
（5）结构设计合理性，操作简单、安装方便合理
（6）了解常用的设计软件，能熟练运用CAD、机电液仿真调试类软件。

（7）液压机设计的工作步骤要求：工作主缸的保压延时、活动横梁快速回程、快速下行、慢速下行，以及顶出缸的将模具或者工件快速顶出，副缸快速回程工作，必须设计合理。

本次毕业设计的课题为：200T液压机结构设计及其控制系统设计
设计参数要求如表1.2所示：
表1.2 200T液压机部分已知部分参数
最高工作压力最高压力最大行程顶锻速度
20MPa 200T 710mm 0-40mm/s 要求:驱动方式为油压驱动
控制方式为PLC控制
通过上网搜索以及到图书馆查找相关资料，与老师探讨并且参观实验室的液压机之后，对液压机的作用以及其工作原理也有了初步了解和认识，对给定设计参数有了大致的设计方案。

对接下来整机毕业设计有了初步的方向。

第2章液压机设计总体方案分析
2.1 四柱液压机的组成
图2.1为四柱通用式液压机结构原理图。

图2.1 四柱通用式液压机
可以通过此图了解到三梁四柱式液压机的基本组成：主要由上横梁，上下活动梁、工作台、导柱、安装地基、主缸油箱、工作主缸、顶出缸、液压总站、油箱、各种液压控制阀等组成，四柱式液压机通过液压泵将机械能通过液压系统装换成压力能，通过利用帕斯卡原理，传递工作所需的能量。

经过各种控制阀和液压管路，控制油缸。

[4]进而控制液压缸带动的活动横梁的来回工作移动，提供工作所需的压力。

待所需工件压制完成后，由顶出缸将锻压成型的工件顶出。

由于液压机操作的封闭性，故采用封闭式液压回路，动力单元、控制单元、系统辅助单元、工作媒介组成一个完整的液压控制系统。

1、动力单元（液压泵）：为液压机提供工作所需动力元器件。

[5]工作原理是将来自电动机旋转产生的机械能转化为液体的压力能。

能量损失小，效率高。

2、执行部件（液压油缸）：提供工作压力的直接部件，实现液压能到机械能变换。

3、控制单元：其中包含冲液阀、流量控制阀和控制压力的溢流阀阀等。

作用是根据液压机工作时工况不同，通过对各控制阀的控制，改变液压油的流向，以及压力的保持完成液压机的工作
4、系统辅助单元：除去上述以外的其它元器件。

5、工作介质：能量转换的介质，是以油、水介质为主。

图2.2 四柱液压机控制顺序图
液压缸的动作顺序由液压机中的液压系统、电气系统控制。

如下图2.3所示：
图2.3 四柱液压机工作循环图图2.3（a）为主缸动作图，图2.3（b）表示顶出缸工作图
拟设计的四柱式液压机主要技术如下表：
表2.1 技术参数设定
参数项参数最大工作压力(MAX 2000KN
主缸最大工作压力20MPa
主缸回程力400KN
顶出缸顶出力350KN
滑块最大行程710mm 顶出缸活塞最大行程250mm
滑块离工作台最大高度800mm 主缸快进下行速度
滑块最大工进速度
主缸回程速度
副缸顶出速度
副缸回程速度
第3章四柱式液压机主机结构设计
3.1 液压缸的设计
选择
（1）柱塞式液压缸
柱塞式液压缸的结构简图见下图。

图3.1 柱塞式液压缸的结构
图3.2 柱塞式油缸原理简图图
由上图结构所示，主要由缸筒、液压活塞杆、柱塞、密封圈、导向套圈等件构成。

利用缸体上的凸缘结构固定于上梁中。

特点：柱塞式油缸由于缸孔不需精加工，甚至可以不需加工，制造方便，维修简单。

在水压机上运用广泛，但缺点是只能在单方向上作用，且反向运动需要用回程缸来实现[6]。

（2）活塞式油缸
活塞式液压缸的结构简图见下图。

图3.3 活塞式油缸的结构
图3.4 活塞式油缸原理图
特点：能实现液压缸的左右运动，相当于两个柱塞式液压缸的结合体。

并且这种结构的液压缸广泛用于中小型的液压机中。

其结构相对简单，制造方便。

（3）复合式油缸
以活塞式液压缸和柱塞式液压缸为基本形式相组合而成的的复合式油缸。

[7]综上所述，本设计为200T液压机的设计，属中小型液压机，考虑到多个方面，选择活塞式液压缸较为合适。

（1）法兰支承
液压缸及其下部分的法兰支承安装在上横梁内，由缸外壁的两个环形面积与横梁相配合。

[8]
（2）缸底支承
a.通过缸底的特有结构，用螺柱将液压缸固定在上梁上表面，
c.横梁不用开设固定安装液压缸大孔。

通过上述两种方案比较，选择法兰支承较为合适。

方式选择
（1）刚性连接
优点：柱塞下端连接盘与横梁相连接，两者无相对运动。

在偏心加载时，柱塞随活动横粱的倾斜而倾斜。

[9]
缺点：液压缸的导向处受到活动横梁的影响，这样会使得导向钢套及密封垫加快磨损。

这种连接适用于单缸或三缸式液压机 （2）球面支承
优点：随着载荷偏心加载的增大，活动横梁随加载力的增大发生倾斜，此时球面支承上会产生相对移动，能够减少导套及密封垫之间的磨损。

缺点：安装和定位比较麻烦。

这种连接适用于多缸式结构的液压机。

综上所述：本设计为单缸液压机，选择刚性连接较为合适。

如下图3.5所示为液压缸的受力分析简图。

查表2.1中的设计参数可知，由于液压缸工作时压力载荷非常大，取P=20MPa 。

图3.5 液压缸受力简图
查阅相关资料、相关公式，由图可知： 计算主缸内径D ：
22212)(4
4
P d D F P D -+
=π
π
D=
]}
)(1[1{42121D
d
P P P F
cm --ηπ (3.1)
式中：P 1—液压缸最大工作压力；
P 2—产生的回路背压，在高压系统计算是可以忽略不计； F —最大负载；（1F =2000kN ）
ηcm —液压缸机械效率，一般ηcm = 0.9～0.95。

可求得液压缸内径 即：
D=
95
.0102014.310246
6⨯⨯⨯⨯⨯Pa N
≈358mm
查柱塞标准直径表[10]JB2001-76，将液压缸的直径D 圆整后，选取相近的标准系列直径，得1D =360mm 。

液压主缸活塞杆直径计算公式如下所示： p
F D d π2
214-
= （3.2） 式中：F 2为主缸回程时，最大压力，（2F =400kN ） 代入数据得d=0.245m ，按标准取整d=250mm 。

通过上述初步设计计算，得到缸体内径D 、活塞杆直径d 。

接下来对主缸其他参数进行设计计算。

1) 主缸缸体材料的选择及其工艺要求
液压缸的构造一般有厚壁圆筒、薄壁圆筒两种不同结构。

当满足D/δ≥10时则为薄壁圆筒液压缸，反之则为厚壁圆筒液压缸。

缸体材料较多，比如有高强度铸铁、灰铸铁、锻钢等。

本次设计的液压缸材料选用无缝45钢。

型号 b σ≥／MPa
s σ≥／MPa
s δ≥／%
45
610
360
14
2) 设计主缸壁厚 计算公式如下所示：
]
[2σδD p y ≥
（3.3）
式中：
δ—液压缸壁厚；
D —液压缸内径；
y P
—实验压力，最大工作压力的（1.25～1.5）倍；
[σ]—缸筒材料的许用应力。

无缝钢管：[σ]=100～110MPa 。

主缸壁厚δ计算，将D=0.36m ；[σ]= 110MPa ；P y =1.4×20.5MPa=28.7MPa 代入公式（3.3）中，
即：
m MPa
m
MPa 047.0110236.07.28=⨯⨯≥
δ
计算缸体的外径D ：
D 外≥D ＋2δ （3.4） 将参数代入式（）得：
D 外≥0.36m ＋2⨯
外径取标准直径系列，得主缸缸体外径 D 外＝460mm 。

4) 缸盖厚度计算
缸盖材料选用35钢，查资料，缸盖厚度计算公式如下：
]
[433.02
σy P D t ≥
（3.5）
式中：
t —缸盖的厚度(mm)；
2D —缸盖止口直径(mm)； [σ]—材料许用应力。

即：
m MPa
MPa
t 057.01007.28250433.0≈⨯
⨯≥
选取缸盖厚度t=60mm 。

4) 计算主缸最小导向长度
通常液压缸的最小导向长度符合如下计算公式：
2
20D L H +≥
（3.6）
如下图3.6所示：
式中：
L —主缸最大行程； D —液压缸的内径。

查表2.1 中参数可知，主缸的最大行程H=710mm ，液压缸内径D=360mm 代入公式（3.6）中，得主缸最小导向长度。

即：
mm mm
mm H 5.2152
36020710=+≥
查阅相关资料，不能过分增大l 1和B 的数值来保证最小导向长度。

计算隔套的长度C ，即：
)
(2
1
1B l H C +-=
（3.7）
式中：
B —活塞的宽度，取B=（0.6～1.0）D ；
l 1—缸盖滑动支承面的长度， 当D ＞80mm 时，取l 1=（0.6～1.0）d 。

代入公式：
mm
C 2)250360(7.121
5.215=+⨯⨯-=
5) 主缸活塞设计
主缸活塞材料选用HT200。

活塞宽度系数取0.8，则活塞的宽度为：
B=0.8D=0.8×360mm =288mm
取B=290mm 。

6) 计算主缸长度
缸体内部长度为活塞的行程长度加上活塞的长度。

缸体的长度L 小于或者等于内径D 的20～30倍，即：
L≤（20～30）D (3.8)
由于 L=710mm ，B=290mm ，t=60mm ，主缸的长度取L 缸=1200mm 。

主缸设计结构如图 3.7所示：
图3.7 主缸
3.3 顶出缸计算
查表2-1，选取顶出缸的工作压力为12MPa,
顶出缸的负载最大为350kN ，d/D 为0.7，取液压缸的机械效率ηcm = 0.95。

液压缸受力如图3.8所示。

图3.8 液压机顶出缸缸受力简图
将参数代入公式（3.10），求得液压缸内径D ：
D=
95
.0101214.31035.046
6⨯⨯⨯⨯⨯Pa N
mm ≈198mm （3.10） 查资料[10],将液压缸的内径圆整为标准系列直径，取D=200mm ； ，即：
d=0.7D=0.7x198≈138mm
同理查表2-5 [11]。

将活塞杆直径圆整为标准系列，取d=140mm 。

1) 顶出缸缸体材料选择
型号 b σ≥／MPa
s σ≥／MPa
s δ≥／% 45
610
360
14
2) 顶出缸壁厚的确定 将D=0.2m ；[σ]= 110MPa ；y
P =1.3×12.5MPa=16.25MPa 代入公式（3.6）
中，即：
m MPa
m
MPa 015.011022.025.16=⨯⨯≥
δ
圆整得D 外＝240mm 。

3) 顶出缸缸盖材料、厚度的确定
缸盖选用35钢。

缸盖厚度计算公式见式（3.12）： 即：
m MPa
MPa
t 025.010025.16145433.0≈⨯⨯≥ （3.12）
取缸盖厚度t=25mm 。

4) 顶出缸最小导向长度
由表2.1知顶出活塞行程L=250mm ，缸内径D=200mm ，代入公式(3.13)， 即：
mm mm mm H 5.112220020250=+≥ （3.13）
5) 顶出缸活塞方案拟定，技术要求 顶出缸活塞选用HT200。

活塞宽度系数为0.8，则
B=0.8D=0.8×200mm =160mm 取活塞B=160mm 。

查表2-10 [6]，液压机顶出缸工作压力远远小于主缸压力，故选用O 形密封圈。

6) 顶出缸长度的确定
液压缸缸体内部长度等于活塞的行程与活塞的宽度之和。

缸体的外形尺寸应考虑两端端盖的厚度，长度L 小于等于缸体内径D 的20～30倍，即：L≤（20～30）D 。

由主缸行程为250mm ，活塞宽度为160mm,缸盖厚度为25mm ， 通过计算取L=650mm 。

本设计最大的工作负载为200T （2000kN ），主缸回程力为400kN ，顶出缸顶出力为350kN 。

因为工作时的载荷远远超过其它工况时的负载，故在进行载荷的设计计算时，取负载200T 对液压机中导柱进行受力分析计算。

在“三梁四柱式结构”中，对导柱做如下受力分析，如下图3.10所示，当力作用在横梁和导柱上，此时横梁受压，由于反作用力，导柱受到相应的拉力。

F-最大受力负载 T-导柱拉力 图3.10横梁、导柱受力分析图
材料选择：由受力分析可知，在负载时，导柱受到较强的拉力，故在选择材
料是应具备较强的抗拉强度，故选择45号钢。

加工工艺：在工作时，导柱不仅仅有拉力的存在，还有与上下滑块之间的摩擦力，为了减少导柱表明的磨损程度，增加受用寿命，通过金属表明热处理能有效的增加导柱的耐磨性和表明硬度，表面淬火和表明热处理。

导柱设计计算：
液压机最大受到2000kN 的负载，作用在4根导柱上，这每根导柱受到500kN 的拉力，由许用拉应力公式(3.14)，计算出导柱的安全直径D 。

A
F
=
][σ (3.14） 式中：][σ—许用应力；45钢][σ=80～100MPa ；
F —导柱轴向拉力；
A —导柱横截面积。

即：
m Pa N F D 089.0108014.3105.04][46
6=⨯⨯⨯⨯==σπ
取D=90mm ，为防止液压机工作时导柱受力断裂，为了液压机安全性、可靠性，选取导柱直径时，可以适当加大导柱直径，取D=110mm 。

如图所示，通常连接形式有如下三种：
图3.11 立柱与横梁的连接形式
（1）双螺母式
特点：加工较方便。

但螺母必须有良好的预紧，否则会造成螺母的松动，从而导致机架的不稳定。

一般应用在小型液压机。

（2）锥台式
特点：刚性较好，但加工相对复杂，一旦装配完成不能做相应的调整。

（3）锥套式
特点：可以消除立柱与横梁之间的间隙，有利于安装与配合。

但长期使用会使锥套松动，影响机架刚性。

[12]
综上所述，本次设计选择锥台式立柱联结。

活动横梁的结构如下所示
作用：通过与主缸活塞缸联结传递工作压力，四角开有导向孔，可以沿导向柱方向运动。

横梁下面开有凹槽，可以安装上模具，所以需要有较强的刚度和导向性能。

初步设计横梁的长为1310mm，宽1050mm，高350mm。

材料选用铸钢45。

设计工艺要求：为了在加工时，能很好的将所需加工的模具固定在工作台上，可以选择将工作台表面设计成T形槽的样式
图3.13 工作台T形槽
第4章 四柱式液压机强度计算与校核
选用45钢作缸体材料，对缸筒做初步受力分析，最大应力应该出现在缸内壁，应用第四强度理论进行计算。

图4.1 缸体
MPa p D D 120~100][D 32
212
1max =≤-=σσ （4.1）
式中 D 1=0.36m ， D 0=0.46 m ；P=20MPa 带入数据得：
2036
.046.046.032
2
2max ⨯-⨯=
σ
[]σσ≤
经上述计算，故强度小于缸筒材料的许用应力，设计合理，满足要求。

支承台肩接触面挤压压力计算公式如下：
[]σσ≤+--=
]
)2()2[(785.02322S D S D P
（4.2）
式中 [σ]——材料许用应力
S ——支承台肩倒角或圆角半径 D 2 ——主缸体上螺纹外径
a 45.202036.0785.02
MP P =⨯⨯=主
[σ]=100MPa
图4.2 油缸支承台肩尺寸
式中：P=2000kN ， 3D =460mm S=2mm 由上式可得
[]
()S S D P D ⨯+⨯++⨯≥
22785.02
22σ主 （4.3）
代入数据
()m
498.0002.02002.0246.0100
785.045.202
2=⨯+⨯++⨯≥
D
取 D3=50 cm
按圆形平板弯曲计算，公式如下：
[]σϕσ≤=22
1875.0B
pD =100MPa （4.4）
式中：D=360mm B=110mm P=20MPa
图4.3 缸底简图
D
D D i
∑-＝φ （4.5）
756.036
.0088
.036.0=-=
φ
将数据代入公式，得：2
2
011
.0756.036.0201875.0⨯⨯⨯=σ=98.6MPa<[]σ，强度满足要求。

（1）作用在缸口导套上的力，缸口导套材料HT200：
p d D P
)(785.0211-= （4.6） 式中：1D =360mm d=250mm
代入数据，得：1P =KN 5221005.120)25.036.0(785.0⨯=⨯- （2）螺栓计算
选择12个M24的螺栓，螺栓材料选为45钢，M24螺纹内径为20.45mm ，则拉伸应力公式：
[]σσ≤=
1
1
nF P （4.7） 式中：n —螺栓数量，n=12
1F —螺栓横截面积（2cm ），2213.345.20785.0cm F =⨯= []σ—许用拉伸应力，[]120≤σ 将数据代入得：3
.312105000
⨯=
σ=26.5MPa<[]σ，故安全。

（3）缸口导套挤压计算
缸口导套材料选用HT20-40，导套挤压应力的计算公式如下：
[]σσ≤-=
)
(785.02
2211
D D P =100MPa （4.8） 式中：1D =360mm 2D =280mm 代入数据，得：σ=92MPa<[]σ，安全。

螺纹剪切应力计算公式如下：
[]τπτ≤=
bK
d P 内回
=60MPa （4.9） []弯内回弯σπσ≤=
23btk
d ht P =120MPa （4.10） 式中：螺纹选取 M15⨯40， 螺纹内径内
d =14.48 ，螺纹高度h=
2
内
外d d -
代入数据，得：τ=19MPa<[]τ，弯σ=46MPa<[]弯σ，故安全。

母螺纹所受的力
(
)
kgf
P d D P ⨯-⨯=2
120785.0锁 （4.11）
其中D 0=14cm d 1=4.5cm 代入式（4.11）中
()
kgf
P 93.344902505.414785.022=⨯-⨯=锁
螺纹剪切应力
[]2
/600cm kgf K
b d P
=≤⨯⨯⨯=
τπτ内 （4.12）
螺纹弯曲应力
()[]2
2
'/12003cm kgf K t b d t h P =≤⨯⨯⨯⨯⨯⨯⨯=弯
内弯σπσ （4.13）
式中 螺纹选为M30╳4
P 回——回程压力 （kN ） P 回=400kN 带入式中：
[]τπτ≤=⨯⨯⨯=2/75.2981
.01553.5240000
cm kgf ()
[]弯弯σπσ≤=⨯⨯⨯⨯⨯⨯⨯=2
2
/24.4281.06.01553.526.023.0400003cm kgf
故强度满足要求。

横梁需要较强的弯曲力和弯曲疲劳强度，故选用45钢，毛坯采用锻钢并且
表明需调质处理。

理论设计：
设计横梁的长、宽、高尺寸分别为1310mm 、1050mm 、580mm ，矩形截面。

即：在负载作用下的受力分析图如下所示：
图4.5 (a) 剪力图 (b) 弯矩图
图4.5 受力分析图
由上弯矩图4.5(b)看出，滑块所受弯矩最大的点位于横梁中间C 点1—1截面处，该截面为危险截面。

为防止发生横梁断裂或者达不到应有的疲劳强度，故对横梁截面进行强度校核。

正应力公式为：
W
M max
max =
σ （4.14） 式中：
max σ—最大弯曲应力；
max M —最大弯矩；
W —抗弯截面系数(3m )。

矩形截面抗弯系数W 计算公式为：
6
2
bh W = （4.15）
式中：
b —矩形截面的宽； h —矩形截面的高。

即：
32
053.06
580.005.1m W ≈⨯=
MPa m m
kN 3.9053.0.4753
max ≈=
σ
许用应力[σ]=100MPa ，然而横梁的最大弯曲应力σmax
为，结果小于材料的
许用应力，设计合理。

截 面1-1
剪切应力
][23max ττ≤⨯=
h
b F s
（4.16） MPa 46.258
.005.1101000233
≈⨯⨯⨯
= 查表得45钢的剪切应力MPa 60][=τ，满足要求。

挠度计算公式如下：
⎥
⎥⎦⎤⎢⎢⎣⎡
⎪⎭⎫ ⎝⎛-⨯
+-=
22
222296)2(πππ
D D B B EJ D
B P f 弯 （4.17）1
4)
2(2.1DF D
B P f π
-
⨯
=剪 （4.18）
式中：P-公称吨位(kgf) P=200000 kgf
D-油缸与上横梁联接处台肩尺寸(cm) D=58 cm
J-上横梁主截面惯性矩(4cm ) J=818818.477 4
cm
S-受剪立板面积(2cm ) S=25⨯48=1200 (2
cm )
E-材料弹性模量(2/cm kgf ⨯106 2
/cm kgf
G-剪切弹性模量(2/cm kgf ) 铸铁 G=6⨯105 2/cm kgf
代入数据，得：
⎥
⎥⎦⎤⎢⎢⎣⎡
⎪⎭⎫ ⎝⎛⨯-⨯⨯⨯+⨯⨯⨯⨯⨯-
⨯=225
582582105210528188181005.196)58
25.106(200000πππ弯f 1200
584)
58
25.106(2000002.1⨯⨯⨯-
⨯⨯
=π
剪f
上横梁最大变形量为：
0.0262cm =0.0136+0.01261=+=剪弯f f f
模具垫板设计：
工作台中心有直径为14cm 一中心孔。

材料为HT20-40，[]a MP 100=σ。

计
算模具垫板最小尺寸：
[]
σπ
P
A ≥
⨯-
2144
（4.19）
式中：A —垫板面积 代入数据，得：
2
9.353cm A ≥
按圆直径,则垫板直径d=21.22cm ，取垫板宽带b=25cm 。

主截面上弯矩计算如下：
)21(411B
b
PB M -=
（4.20） 代入数据，得1M ⋅m 最大剪力为：P Q 2
1
=
=1000kN
由前面计算结果可得主截面尺寸如下：
图4.6 受力分析图
J=4710cm 1h =33cm 2h =32cm
MPa J
h M 952.133243600002
1=⨯==
压σ 在受拉截面上的弯曲应力为：
剪力图
（
弯矩图（
M
M 1M 2
MPa J
h M 388.143343600001
1=⨯==
拉σ 所以，在主截面上弯曲应力均满足要求。

根据工作台受力状况分析，工作台弯曲变形量计算：
⎥⎦
⎤⎢⎣⎡+⎪⎪⎭⎫ ⎝⎛--=
64421463222b b B B B EJ
P f 弯=340974976B EJ P ⋅ （4.21） 剪切变形量计算:
⎰
=2
2
.12
212.1b
dx GF qx
GF
B
P
f 剪=GF PB ⨯
8021 （4.22）
式中：J —工作台截面惯性矩 J=7104
cm
F —工作台立板面积 F=10202
cm 代入上式得
cm f 0160.05.1064097497818.10419741005.162000003
6
=⨯⨯⨯⨯⨯=弯 cm GF PB f 0189.010********
200000802180215=⨯⨯⨯⨯==
剪
所以，工作台最大变形量为：
=
+=剪弯f f f 2
又因为允许工作台弯曲变形量为：
[]()
()1000
1400
20.0~12.0100020.0~12.0==B f 故设计满足工作台所需刚度要求。

立柱强度计算。

有两种情况：第一，立柱预紧状态下的受力分析和强度计算。

然后，中心载荷下立柱的受力分析和强度计算[13]。

（1）中心载荷时应力：
2)
2
(d n F
πσ=
（4.23）
式中：P-公称压力(KN)
a-方形截面的边长(cm)
n-立柱个数 n=4
[σ]-材料许用拉伸应力45号钢：[σ]≤50~80 MPa 取[σ]=60MPa 可得 []
σn P a ≥
（4.24）
cm
a 46.10600
4200000
=⨯≥
取 a=11 cm
（2）偏心载荷的立柱强度校核
图4.7 受力分析
结构尺寸如下
(a)水平力作用
下 H计算图形
(b)左立柱
(c)右立柱
()上横梁
(e）合成弯矩图
P=2000KN L=185 cm B=140 cm e=3%⨯B=4.2 cm (YL)max=119 cm (YL)min =39 cm Y min =0.211 Y max =0.644 (ZL)max =102cm (ZL)min =22cm Z min =0.118 Z max =0.551 Y+Z= Y max + Z min
方便公式计算，以及对修正、计算误差又合理的理解，取e =e 0, 立柱插入上横梁部分
d 1=13 cm, F 1=134 cm 2 ,W 1=219 cm 3 立柱插入工作台部分 d 2m
F 2=118cm 2 W 2=185 cm 3
简化结构，受力分析如图4.8所示： 立柱插入上横梁截面：
[]221
11/180015004cm kgf m W M m F P
k -=≤+=
σσ （4.25）
式中
044
.1762.0644.05.011404.2215.01212
2
1=⎪⎪⎭
⎫
⎝⎛⨯-⨯⨯+=⎪⎪⎭⎫ ⎝⎛+-
+=Z Y Y B e m ()()()151.0762
.08644.02644.0822=⨯-⨯=+-=
Z Y Y Y m cm kg Pe M k ⋅⨯=⨯==610325.12.4315000 所以
2
651/1523909614151.021910325.1044.1134410200cm kgf =+=⨯⨯+⨯⨯⨯=σ 立柱插入工作台截面
[]222
122/180015004cm kgf m W M m F P
k -=≤+=
σσ （4.26）
式中
044
.1762.0644.05.011404.2215.01212
21=⎪⎪⎭
⎫
⎝⎛⨯-⨯⨯+=⎪⎪⎭⎫ ⎝⎛+-+=Z Y Y B e m ()068.0762
.08644.082
22=⨯=+=Z Y Y m
所以 []σσ≤=⨯⨯+⨯⨯⨯=
26
52/1185068.0185
10325.1044.11184102cm kgf
σ1≤[σ] ， σ2≤[σ]
故立柱强度满足要求。

校核
计算插入横梁中的立柱部分的拉应力
[]21
2
/4cm kgf S P σσ≤=
（4.27）
式中 [σ]-许用拉应力
S 1-立柱插入部分的截面积 P 2 -总拉力（预紧力+工作载荷）
立柱插入部分的挤压应力
[]
挤压压σπσ≤⨯-=
2
2
2
4
d a P （4.28）
式中：a-立柱方形截面的边长 (cm)
d-立柱插入孔直径 (cm)
[σ] 挤压-许用挤压应力，[σ]挤压 ≤100MPa 其中各数据为：⨯105kgf
Z=1.5
2
61/101.2cm kgf E ⨯=
带入式中得 ： 22211182.124
1
41cm d S =⨯⨯=⨯⨯=
ππ 262/1006.1cm kgf E ⨯=
505.0101.21006.16
6
12=⨯⨯==E E Ke
预紧力P 1为
kgf
P S KeS ZKeS P 55
12211046.11015.311824.104505.024
.104505.05.1⨯=⨯⨯+⨯⨯⨯=⨯+=
（4.29）
液压机加载时下，立柱所受最大拉应力为
kgf
P S KeS S ZKeS P 55
121221064.31015.311824.104505.0118
24.104505.05.1⨯=⨯⨯+⨯+⨯⨯=⨯++=
∴插入部分立柱拉应力：
[]σσ≤=⨯⨯==25
12/18.771118
41064.34cm kgf S P
螺纹退刀槽处拉应力为：
[]σππσ≤=⨯⨯=⨯⨯⨯=2
2522
/10009.101064.34
14cm kgf d
P 支承台肩部分的挤压应力为：
[
]
[
]
[]
挤压压σππσ≤=⨯-⨯⨯=
⨯-⨯=
22
2
5
2
2
2
/16.3504.124
1541046.14
4cm kgf d a P
得 σ≤[σ] ， σ挤压≤[σ] 挤压 故强度满足要求。

对于立柱螺母的强度校核，由经验公式可得，计算出每一圈螺纹上的力，公式如下4.30所示：
nZ
P P 2
1=
（4.30） 式中：
2P —立柱所受拉力 n —立柱数目，n=4 Z —工作螺纹圈数 S
h Z =
h —螺纹高度，h=7.5cm S —螺距，S=0.3cm
代入数据，得，
1P =2493kN
计算螺母螺纹处剪切应力如下：
()
211
/cm kgf a
d P πτ=
（4.31） 式中：
a —螺纹牙根部宽度， K —
得 a ⨯
()
[]挤挤σσ≤-⨯=
21
2
785.0d d P i
[]弯弯σπσ≤=
2
13a d t
P i
()cm d d t 2.021
1=-⨯=
式中：t-螺纹牙高(cm)
d , d 1- 螺纹外径和内径 (cm) 将数据代入可得
2/36.441243
.01.113740
cm kgf =⨯⨯=
πτ
()
2
2
2/03.5271
.115.11785.03740cm kgf =-⨯=
挤σ 2
2
/53.1062243
.01.11195.037403cm kgf =⨯⨯⨯⨯=
πσ弯 对应的许用应力：
[τ]≤600 2/cm kgf ， []挤σ
≤ 1200 2/cm kgf
[]弯
σ≤ 1000--1200 2
/cm
kgf
由上 [][][]弯弯挤挤，，σσσσττ≤≤≤ 故强度满足要求
挤压应力计算如公式4.32所示：
)
(785.02121
d d P -=
挤σ （4.32）
21121
36
2a
d t P da t
P W M ππσ===弯 （4-29） 式中：t ——螺纹牙高 ()12
1
d d t -=
d 、1d ——螺纹外径和内径 代入数据，得
[]挤
σ=1123MPa ，[]弯
σ=865MPa
许用应力选择：[]MPa 600≤τ，[]MPa 1200≤挤σ，[]MPa 1000≤弯σ，均安全。