6t液压机毕业设计说明书

目录
摘要：
Abstract:I
第1章绪论0
1.1概述0
1.2发展趋势1
第2章液压机参数确定2
2.1 液压机基本技术参数2
2.2 工况分析2
2.2.1 外负载2
2.2.2 移动部件自重为：2
2.2.3 惯性阻力
F：3
a
2.2.4 密封阻力
F：3
密
2.2.5 背压阻力：3
2.3 绘制主缸的负载图和速度图4
第3章液压机系统原理图设计5
3.1 拟定液压系统原理图5
3.2 电磁铁动作顺序表7
第4章液压缸结构设计与校核8
4.1 液压缸的基本结构设计8
4.1.1 液压缸的类型8
4.1.2 钢筒的连接结构8
4.1.3 缸口部分结构8
4.1.4 缸底结构8
4.2 液压缸结构设计及参数确定9
4.2.1 液压缸的设计9
4.2.2 各缸动作时的流量：12
4.2.3 上缸的设计计算13
4.2.4 下缸的设计计算：17
第5章液压机柱塞油泵及电机的选择21
5.1 快速空程时的供油方式21
5.2 确定液压泵流量和规格型号21
5.3 确定电机的型号22
5.4 泵的构造与工作原理22
第6章液压机立柱、横梁设计计算23
6.1 立柱结构设计23
6.1.1 立柱设计计算23
6.1.2 连结形式24
6.1.3 立柱的螺母及预紧26
6.1.4 立柱的导向装置26
6.1.5 底座27
6.2 横梁参数的确定27
6.2.1 上横梁结构设计27
6.2.2 活动横梁结构设计28
6.2.3 下横梁结构设计28
6.2.4 各横梁参数的确定29
第7章液压元件的计算、选型29
7.1 管道及管接头29
7.1.1 管道29
7.1.2 管子的内径和壁厚的确定30
7.1.3 管接头31
7.2 液压控制阀的选择32
7.2.1 先导式溢流阀32
7.2.2 节流阀32
7.2.3 单向阀32
7.2.4 电磁换向阀32
7.2.5 顺序阀33
7.2.6 背压阀33
7.2.7 确定油箱容量33
7.2.8 过滤器的选用34
第8章液压系统主要性能验算36
8.1 系统压力损失计算36
8.2 液压回路的效率39
8.3 液压系统的温升验算39
8.4 液压冲击估算40
结论40
参考文献41
致谢42
电机转子硅钢片压紧液压机装置及
液压系统设计
摘要：本次设计为电机转子硅钢片压紧液压机装置及液压系统，主要对液压机各零部件进行设计计算，以及系统原理图的设计分析。

该液压机为三梁四柱液压机，零部件主要包括液压机主缸，滑块，横梁，立柱，充液阀，以及油箱。

液压机的主机主要由横梁、滑块、立柱、工作台、导柱、主缸和顶出缸组成。

通过对液压机参数计算分析，对横梁、滑块、工作台和导柱及其主要零件设计，进而可以完成总体方案设计。

总体设计方案完成后进行液压缸的设计计算并校核，电机及泵的选择一系列的过程。

确定液压缸参数后对液压元件进行选型，选择合适的液压元件从而保证液压系统运行稳定。

最后对液压系统性能进行简单验算。

本设计的液压系统主缸能顺利实现快速下行，缓慢加压，保压延时，释压，快速上行。

顶出缸可以实现上顶，顶出杆回位等工作步骤。

关键词：液压机；液压泵；液压系统；充液阀
Motor rotor of silicon steel pressure hydraulic press device and Hydraulic system design
Abstract:The design of motor rotor for silicon steel pressure hydraulic press system and hydraulic system mainly to the hydraulic press design and calculate various spare parts and system diagram design analysis . The hydraulic press for three beam four pillars hydraulic press Parts mainly includes hydraulic press main cylinder, the slider, beam, support, filling valve, and tank. Hydraulic press host mainly by the beam, the slider, pole, working platform, guide pin, main cylinder and the top of the cylinder. Through the analysis of hydraulic parameters are calculated, the beams, the slider, table and the guide pin and its main parts design, and can be completed the overall design. The overall design scheme after completing the design of hydraulic cylinder is calculated and checked, motor and pump selection of a series of process. Determine the parameters of hydraulic cylinder after selection of hydraulic components, select the appropriate hydraulic components to ensure the stable operation of the hydraulic system. The last of the hydraulic system performance checking the simple. The design of the hydraulic system main cylinder can realize smoothly fast descending, slow compression, the rolling, discharging, rapid upward. Ejector cylinder can realize on top, ejector bar and steps back.
Key word: Hydraulic press；Hydraulic pump；Hydraulic system；prefill valve
第1章绪论
1.1概述
本次设计题目是电机转子硅钢片压紧液压机装置及液压系统设计，液压机是利用液体来传递压力的液压设备，液体在密闭的容器中传递压力时是遵循帕斯卡定律。

液压机的液压传动系统由动力机构、控制机构、执行机构、辅助机构和工作介质组成。

本机器采用三梁四柱结构形式，机身由工作台、滑块、上横梁、立柱、锁母和调节螺母等组成。

四柱式结构为液压机最常见的结构形式之一。

四柱式结构最显著的特点是工作空间宽敞、便于四面观察和接近模具。

整机结构简单，工艺性较好，但立柱需要大型圆钢或锻件。

液压机在一定的机械、电子系统内，依靠液体介质的静压力，完成能量的积压、传递、放大，实现机械功能的轻巧化、科学化、最大化。

液压机械具有重量轻、功率大、结构简单、布局灵活、控制方便等特点，速度、扭矩、功率均可做无级调节，能迅速换向和变速，调速范围宽，快速性能好，工作平稳、噪音小. 适用于金属材料压制工艺,如冲压、弯曲、翻边、薄板拉伸等。

也可从事于校正、压装、砂轮成型、冷热挤压金属等同样适应于非金属材料，如塑料、玻璃钢、粉末冶金、绝缘材料等压制成型，以及有关压制方面的新工艺、新技术的实验研究等。

已经广泛应用到医疗、科技、军事、工业、自动化生产、运输、矿山、建筑、航空等领域。

本次设计尽量做到按照液压系统规定的动作图表驱动电机、选择规定的工作方式，在发讯元件的指令下，使有关电磁铁的动作以完成点动和半自动循环指定的工艺动作。

设电气控制箱，除依据机器部分的需要必须分散安装于各处的电器元件<如：电动机、电磁铁、接近开关、压力继电器）外，其它电器均集中安装在电气控制箱内，操作人员只需操纵相应的开关按扭，即可对机器进行操作。

图1.1四柱液压机
1.2发展趋势
1.高速化，高效化，低能耗，提高液压机的工作效率，降低生产成本。

2.机电液一体化。

充分合理利用机械和电子方面的先进技术促进整个液压系统的完善。

3．自动化、智能化。

微电子技术的高速发展为液压机的自动化和智能化提供了充分的条件。

自动化不仅仅体现的在加工，应能够实现对系统的自动诊断和调整，具有故障预处理的功能。

4．液压元件集成化，标准化。

集成的液压系统减少了管路连接，有效地防止泄漏和污染，标准化的元件为机器的维修带来方便。

5.采用静压技术，新型密封材料，减少磨擦损失。

发展小型化、轻量化、复合化、广泛发展3通径、4通径电磁阀以及低功率电磁阀。

6.改善液压系统性能，采用负荷传感系统，二次调节系统和采用蓄能器回路。

第2章液压机参数确定
2.1液压机基本技术参数
160吨液压机设计要求
1．主缸公称压力
1
F 1600KN
2．主缸回程力
2
F 320KN
3．顶出缸公称压力
3
F 200KN
4．顶出缸回程力
4
F 120KN
5．滑块距工作台最大距离 1150mm
6．滑块行程 600mm
7．顶出行程 200mm
8．主缸工作压力 25Mpa
9．滑块速度空程速度
1
V 80mm/s
挤压速度
2
V 8 mm/s
回程
3
V 60mm/s
10．顶出速度顶出
4
V 70mm/s
回程
5
V80m/s
2.2工况分析
液压缸的负载主要包括：外负载、惯性阻力、重力、密封力和背压阀阻力。

2.2.1外负载
压制时外负载：1L F=160KN
快速回程时外负载：2L F=32KN
摩擦负载
静摩擦阻力：
0.25009.8980
fs
F N
=⨯⨯=
动摩擦阻力：
0.15009.8490
fd
F N
=⨯⨯=
2.2.2移动部件自重为：
5000
=
G N
2.2.3 惯性阻力a F ：
N t g v G t m F a 27215
.08.9108050003
=⨯⨯⨯=∆⋅∆⋅=∆∆⋅=-υ
式中： g —— 重力加速度。

单位为()
2s m 。

G —— 移动部件自重力。

单位为()N 。

υ∆—— 在t 时间内速度变化值。

单位为()s m 。

t ∆—— 启动加速段或减速制动段时间。

单位为()s 。

2.2.4 密封阻力密F ：
一般按经验取F F 1.0=密<F 为总负载）
在未完成液压系统设计之前，不知道密封装置的系数，密F 无法计算。

一般用液压缸的机械效率cm η加以考虑，97.0~90.0=cm η。

2.2.5 背压阻力：
背压阻力位液压缸回油路上的阻力，初算时，其数值待系数确定后才能定下来。

其中：0.9m η=m η——液压缸的机械效率，一般取m η=0.9-0.97。

根据以上分析，可计算出液压缸各动作阶段中负载，见表2.1
表2.1 各运动阶段负载表
2.3绘制主缸的负载图和速度图
图2.1主缸负载图
图2.2 主缸速度图
第3章液压机系统原理图设计
3.1拟定液压系统原理图
图2.3 液压系统原理图
1、油箱
2、斜盘式轴向柱塞泵<恒功率输出液压泵），
3、三相异步电动机，
4、20单向阀，
5、减压阀，
6、8、9、13、14、23、溢流阀，
7、15、16、22、电磁换向阀，10节流阀， 11、26、压力表，12、顶出缸，17、27、液控单向阀，1
8、顺序阀，19行程开关，21、可调节流阀，20、主液压缸，25、压力继电器，26、补油油箱
1．启动：电磁铁全断电，主泵卸荷。

主泵<恒功率输出）→电磁换向阀15的M型中位→电磁换向阀7的K型中位→油箱
2．液压缸24活塞快速下行： 1YA、5YA通电，电磁换向阀15右位工作，道通控制油路经电磁换向阀16，打开液控单向阀17，接通液压缸24下腔与液控单向阀17的通道。

进油路：主泵<恒功率输出）→电磁换向阀15→单向阀20→液压缸24上腔
回油路：液压缸24下腔→液控单向阀17→电磁换向阀15右位→电磁换向阀7的K型中位→油箱
液压缸活塞依靠重力快速下行：大气压油→吸入阀27→液压缸24上腔的负压空腔。

3.液压缸24活塞接触工件，开始慢速下行<增压下行）。

液压缸活塞碰行程开关2ST使5YA断电，切断液压缸24下腔经液控单向阀17快速回油通路，上腔压力升高，同时切断<大气压油→充液阀27→上液压缸24上腔）吸油路。

进油路：主泵<恒功率输出）→电磁换向阀15右位→单向阀20→液压缸24上腔
回油路：液压缸24下腔→顺序阀18→电磁换向阀15→电磁换向阀7的K 型中位→油箱
4．保压：
液压缸24上腔压力升高达到预调压力，电接触压力表26发出信息，1YA 断电，液压缸16进口油路切断，当液压缸16上腔压力降低到低于电接触压力表26调定压力，压力继电器25会使1YA通电，动力系统又会再次向液压缸24上腔供应压力油……。

主泵<恒功率输出）→电磁换向阀15的M型中位→电磁换向阀7的K型中位→油箱，主泵卸荷
5．保压结束、液压缸24上腔卸荷：
保压时间到位，时间继电器发出信息， 2YA通电<2ST断电），主泵1→电磁换向阀15的大部分油液经溢流阀23流回油箱，压力不足以立即打开充液阀27通油箱的通道，只能先卸荷，实现液压缸24上腔<只有极小部分油液经卸荷阀口回油箱）先卸荷，后通油箱的顺序动作，电磁换向阀6YA通电，对主缸上腔压力进行卸荷，此时：
主泵1大部分油液→电磁换向阀15→可调节流阀21→油箱
6．液压缸16活塞快速上行：
液压缸24上腔卸压达到充液阀27开启的压力值时，电磁换向阀22复位，实现：
进油路：主泵1→电磁换向阀15→液控单向阀17→液压缸24下腔
回油路：液压缸24上腔→充液阀27→副油箱
7．顶出工件：
液压缸24活塞快速上行到位，碰行程开关1ST，2YA断电，电磁换向阀15复位，3YA通电，电磁换向阀7左位工作
进油路：主泵1→电磁换向阀15的M型中位→电磁换向阀7→液压缸12下腔
回油路：液压缸12上腔→电磁换向阀7→油箱
8．顶出活塞退回：4YA通电，3YA断电，电磁换向阀7右位工作
进油路：主泵1→电磁换向阀15的M型中位→电磁换向阀7→液压缸12有杆腔
回油路：液压缸12无杆腔→电磁换向阀7→油箱
3.2电磁铁动作顺序表
表2.1电磁铁动作顺序表
第4章液压缸结构设计与校核
4.1液压缸的基本结构设计
4.1.1液压缸的类型
图3.1 双作用单活塞杆液压缸
液压缸选用双作用单活塞杆液压缸，活塞在行程终了时缓冲。

因为工作过程中需要往复运动，从图可见，油缸被活塞头分隔为两腔，侧面有两个进油口，因此，可以获得往复的运动。

实质上起到两个柱塞缸的作用。

此种结构形式的油缸，在中小型液压机上应用最广。

4.1.2钢筒的连接结构
在设计中由于缸筒壁厚较厚所以上、下缸都选择螺钉法兰连接的方式。

这种结构简单，易加工，易装卸。

4.1.3缸口部分结构
缸口部分采用了Y形密封圈、导向套、O形防尘圈和锁紧装置等组成，用来密封和引导活塞杆。

由于在设计中缸孔和活塞杆直径的差值不同，故缸口部分的结构也有所不同。

4.1.4缸底结构
缸底结构常应用有平底、圆底形式的整体和可拆结构形式。

平底结构具有易加工、轴向长度短、结构简单等优点。

所以目前整体结构中大多采用平底结构。

圆底整体结构相对于平底来说受力情况较好，因此，在相同应力，重量较轻。

另外，在整体铸造的结构中，圆形缸底有助于消除过渡处的铸造缺陷。

但是，在液压机上所使用的油缸一般壁厚均较大，而缸底的受力总是较缸壁小。

因此，上述优点就显得不太突出，这也是目前在整体结构中大多采用平底结构的一个原因。

然而整体结构的共同缺点为缸孔加工工艺性差，更换密封圈时，活塞不能从缸底方向拆出，但由于较可拆式缸底结构受力情况好、结构简单、可靠，因此在中小型液压机中使用也较广。

在设计中选用的是圆底结构。

4.2液压缸结构设计及参数确定
4.2.1液压缸的设计
4.2.1.1计算液压缸尺寸
选用液压缸，应综合考虑以下两个方面：
1．应从占用空间的大小、重量、刚度、成本和密封性等方面，比较各种液压缸的缸筒、缸盖、缸底、活塞、活塞杆等零部件的结构形式、各零部件的连接方式，以及油口连接方式，密封结构、排气和缓冲装置等。

2．应根据负载特性和运动方式综合考虑液压缸的安装方式，使液压缸只受运动方向的负载而不受径向负载。

液压缸的安装方式有法兰型、销轴型、耳环型、拉杆型等安装方式，在选定时，应使液压缸不受复合力的作用并应考虑易找正性、刚度、成本和可维护性等。

综合考虑液压缸的结构和安装方式后，即可确定所需液压缸的规格。

液压缸由缸筒、活塞、活塞杆、端盖和密封件等主要部件构成。

液压缸可作成缸筒固定活塞杆运动形式和活塞杆固定缸筒运动形式。

本设计所采用的是缸筒固定活塞杆运动形式。

为满足各种机械的不同用途，液压缸种类繁多，其分类根据结构作用特点，活塞杆形式、用途和安装支撑形式来确定。

按供油方式可分为单作用缸和双作用缸。

单作用缸只往缸的一侧输入压力油，活塞仅作单向出力运动，靠外力使活塞杆返回。

双作用缸则分别向缸的两侧输入压力油，活塞的正反向运动均靠液压力来完成。

所以本液压系统选用双作用单活塞杆液压缸，如图3.2
液压执行元件实质上是一种能量转换装置，液压缸把输入液体的液压能转换成活塞直线移动或叶片回转摆动的机械能予以输出。

所谓输入的液压能是指输入工作液体所具有的流量Q和液力P，输出的机械能对活塞杆缸是指叶片轴摆动时所具有的速度V和扭矩M。

这些所有参数都是靠工作容积的变化来实现的，所以说，液压缸也是一种容积式的执行元件，它具有容积液压元件的共性。

图3.2 液压缸计算简图
本设计采用双作用单活塞杆油缸。

当无杆腔为工作腔时
cm
F
A p A p η=
-2211<3.1）
有杆腔为工作腔时
cm
F
A p A p η=
-2221 <3.2）
当用以上公式确定液压缸尺寸时，需要先选取回油腔压力，即背压P 2和杆径比d/D.表3.2所列为根据回路特点选取背压的经验数据。

表3.2 背压经验数据
根据上表选P2为0.6 杆径比d/D 一般下述原则选取：
当活塞杆受拉时，一般取d/D=0.3~0.5,当活塞杆受压时，为保证活塞杆的稳定性，一般取d/D=0.5~0.7。

杆径比d/D 还常常用液压缸的往返速比i=12/v v <其中21,v v 分别为液压缸的正反行程速度）的要求来选取，其经验数据如表3.3所列。

表3.3 液压缸常用往返速比
产生冲击。

一般认为i ≤1.61较为合适。

如采用差动连接，并要求往返速度一致
时，应取2A =12
1
A ，即d=0.7D.即d/D=0.7,即i=2。

由表 2.1可知最大负载为工进阶段F=172767N ，有工进时的负载计算液压缸的面积
2
35
52121097.3510
610250217767272m p p F A -⨯=⨯-⨯⨯=-=
23211094.712m A A -⨯==
mm A D 7.3021014
.310154.744331
=⨯⨯⨯==-πmm D d 9.2117.0==
表3.4 液压缸内径尺寸系列
根据上表，将所得液压缸尺寸圆整到标准值为D=320
表3.5 活塞杆直径系列
由上表圆整到标准值为d=220
以上两表分别选自<GB2348-80），圆整到此标准值，是为制造时采用标准的密封件。

由此，液压缸内径与活塞杆直径变为已知，所以又可求出液压缸无
杆有效面积21A A 积和液压缸有杆腔工作面。

22
2
18.8034
324
cm D A =⨯=
=
ππ
2222229.4234
)
2232(4
)
(cm d D A =-⨯=
-=
ππ
4.2.1.2
主缸实际压力:
KN P D P 2010102532.04462211=⨯⨯⨯==π
π实 <3.3）
4.2.1.3
主缸实际回程力:
KN
P d D 10601025)02232.0(4)(4P 6222
1212=⨯⨯-⨯=-=ππ实
<3.4）
4.2.1.4 顶出缸的直径:
由于顶出缸工作负载比主缸小很多，所以在此取顶出缸压力为10Mpa
m P F D 16.010
2
.04432=⨯⨯==ππ
<3.5）
考虑到负载的力有时可能偏大，所以按标准取整2D =0.2m 4.2.1.5 顶出缸的活塞杆直径
d 2=0.7D 2=0.14 <3.6） 按标准取整2d =0.14m
4.2.1.6 顶出缸实际顶出力
KN P D P 31410102.04462223=⨯⨯⨯==π
π实 <3.7）
4.2.1.7 顶出缸实际回程力：
KN P d D 1601010)14.02.0(4
)(4P 6222
2224=⨯⨯-⨯=-=ππ实 <3.8）
4.2.2 各缸动作时的流量：
4.2.2.1 主缸进油流量与排油流量：
<1）快速空行程时的活塞腔进油流量1Q
=1Q 1214V D π=Min L /8.385608032.042=⨯⨯⨯π
<3.9）
<2）快速空行程时的活塞腔的排油流量,
1Q
,1Q =12121)(4V d D -π
=Min L /5.2036080)22.032.0(422=⨯⨯-⨯π <3.10）
(3>工作行程时的活塞腔进油流量2Q
2Q =2214V D π=Min L /6.3860832.04
2=⨯⨯⨯π
<3.11）
(4>工作行程时的活塞腔的排油流量,
2Q
,2Q =22121)(4V d D -π
=Min L /03.20608)22.032.0(422=⨯⨯-⨯π <3.12）
<5）回程时的活塞杆腔进油流量3Q
3Q =32
121)(4V d D -π=Min L /7.1526060)22.032.0(4
22=⨯⨯-⨯π <3.13）
<6）回程时的活塞腔的排油流量,
3Q
,
3
Q =3214
V D π=Min L /5.289606032.04
2=⨯⨯⨯π
<3.14）
4.2.2.2 顶出缸的进油流量与排油流量：
(1>顶出时的活塞腔进油流量4Q
=
4Q 42
24
V D π=
Min L /9.13160702.04
2=⨯⨯⨯π
<3.15）
<2）顶出时的活塞杆的排油流量4Q
,
4
Q =42222)(4
V d D -π=Min L /3.676070)14.02.0(4
22=⨯⨯-⨯π
<3.16）
<3）回程时的活塞杆腔进油流量5Q
5
Q =52
222)(4
V d D -π=Min L /9.766080)14.02.0(4
22=⨯⨯-⨯π
<3.17）
<4）回程时的活塞腔的排油流量,
5Q
,
5
Q =5224
V D π=
Min L /8.15060802.04
2=⨯⨯⨯π
<3.18）
4.2.3 上缸的设计计算
4.2.3.1 筒壁厚δ计算
表3.6上缸钢筒所选材料
锻钢：[σ]=110～120MPa ；铸钢：[σ]=100～110MPa ；高强度铸铁：
[σ]=60MPa ；灰铸铁：[σ]=25MPa ；无缝钢管：[σ]=100～110MPa 。

壁厚计算公式如下：
公式:δ
=0δ+1C +2C
]
[2p 0σδD p y ≥
<3.19）
式中：
δ—液压缸壁厚<m ）； D —液压缸内径<m ）；
y P —实验压力，一般取最大工作压力的<1.25～1.5）倍；
[b σ]—钢筒材料的许用应力，M a P p σ=b σ/n
b σ--钢筒材料的抗拉强度，M a P n —安全系数，通常取n=5 当D
δ2.0>时,材料使用不够经济,应改用高屈服强度的材料。

主缸壁厚δ计算，将D=0.32m ；[σ]= 120MPa ；y P =1.5×
25MPa=37.5MPa 代入公式<2-20）中，即：
m MPa
m MPa 05.0120232.05.37=⨯⨯≥δ
液压缸缸体的外径D 外计算公式如下：
D 外≥D ＋2δ (3.20>
将参数代入公式<3.10），即：
D 外≥0.32m ＋0.10m ＝0.42m
外径圆整为标准直径系列后，取主缸缸体外径D 外＝430mm 。

4.2.3.2 筒壁厚校核
额定工作压力P , 应该低于一个极限值,以保证其安全。

P ()
2
122135.0D D D s -⨯
≤σMPa
=0.35()2
2243.032.043.0320-⨯⨯
=50MPa <3.21）
1D =外径 D=内径
同时额定工作压力也应该完全塑性变形的发生:
MPa D
D P s rl 3.94343.1lg 3203.2lg
3.21
=⨯⨯=≤σ <3.22） rl P --缸筒完全塑性的变形压力, s σ--材料屈服强度MPa r P --钢筒耐压实验压力MPa
()rl P P 42.0~35.0≤ =33.01
～
39.61
MPa
<3.23）
4.2.3.3 缸筒的暴裂压力r P
r P D
D lg
3.21
b σ= =2.3⨯610lg1.343⨯
=179.7MPa <3.24）
4.2.3.4 缸筒底部厚度
缸筒常用制造材料有35钢、45钢、铸钢，做导向作用时常用铸铁、耐磨铸铁。

缸盖材料选用35钢，缸盖厚度计算公式如下：
]
[433.02
σy P D t ≥<3.25）
式中：
t —缸盖的有效厚度(m>；
2D —缸盖止口直径； [σ]—缸盖材料许用应力。

1δ≥0.433P
D σp
2
⨯
≥0.433100
37.5
2
D ⨯≈0.057m <3-26） 4.2.3.5 缸筒连接螺钉：
表3.7 螺钉所选材料
(1>螺钉处的拉应力σ
σ=
62110z
d 4
kF
-⨯ MPa
=
623
1012
018.04
0116004-⨯⨯⨯⨯⨯
=2.1310-⨯MPa <3.27） z-螺钉数12根； k-拧紧螺纹的系数变载荷 取k=4； 1d -螺纹底径, m (2>螺纹处的剪应力:τ
τ
=
6
3
10110z
2d .0kFd K -⨯≈0.475MPa
<3.28）
n s
p σσ=
=725360=MPa <3.29）
s σ-屈服极限 0n -安全系数。

5
(3>合成应力:n σ
n σ=223τσ+3101.23.13.1-⨯⨯=≈σ
=31073.2-⨯MPa ≤P σ <3.30）
4.2.3.6 垫片与横梁间螺钉的校核：
(1>螺钉处的拉应力σ
σ=62
110z d 4kF -⨯π MPa
=
623
1012
030.04
0116004-⨯⨯⨯⨯⨯π
=0.8310-⨯MPa <3.31） z-螺钉数12根；k-拧紧螺纹的系数变载荷 取k=4；1d -螺纹底径, m (2>螺纹处的剪应力:
τ =
6
3
10110z
2d .0kFd K -⨯≈0.215MPa <3.32）
n s
p σσ=
=725360=MPa <3.33）
s σ-屈服极限 0n -安全系数。

5
(3>合成应力:n σ
n σ=223τσ+3108.03.13.1-⨯⨯=≈σ
=31004.1-⨯MPa ≤P σ <3.34）
4.2.3.7 活塞杆直径d 的校核：
表3.8 活塞杆所选材料
]
[4σπF
d ≥
4
.110306
.14⨯⨯≥
π
M 09.0≥ <3.35）
d=0.22M 满足要求
F —活塞杆上的作用力 ][σ—活塞杆材料的许用应力，
][σ=b σ/1.4
4.2.4 下缸的设计计算：
4.2.4.1 下缸筒壁厚δ
表3.9 钢筒所选材料
公式: δ=0δ+1C +2C
当D δ08.0≤～0.3时，用使用公式
:
≥
0σmax
max 32P D P p -σ=12.53-1222.32
.012.5⨯⨯⨯ =0.012m (3.36> 取 δ=0.02m
0σ--为缸筒材料强度要求的最小M 1C --为钢筒外径公差余量M
2C --为腐蚀余量M max P --实验压力，〉P 16M a P 时，取
ma x P =1.25P
P —管内最大工作压力为25 M a P p σ--钢筒材料的许用应力，M a P p σ=b σ/n
b σ--钢筒材料的抗拉强度，M a P n —安全系数，通常取n=5
当D
δ2.0>时,材料使用不够经济,应改用高屈服强度的材料。

4.2.4.2 下缸筒壁厚校核
额定工作压力P , 应该低于一个极限值,以保证其安全。

P ()
21
22135.0D
D D P -⨯
≤σMPa
=0.35()2
2224
.020.024.0320-⨯⨯ =34.2MPa <3.37）
1D =外径 D=内径
同时额定工作压力也应该完全塑性变形的发生:
rl P D
D lg
3.21
s σ≤ =2.3⨯320lg1.2⨯=58.2MPa <3.38）
rl P --缸筒完全塑性的变形压力, s σ--材料屈服强度MPa r P --钢筒耐压实验压力，MPa
()rl P P 42.0~35.0≤ =20.37～24.45 MPa
4.2.4.3 下缸筒的暴裂压力r P
r P D
D lg
3.21
b σ= =2.3⨯610lg1.2⨯
=110.1MPa <3.39）
4.2.4.4 下缸筒底部厚度
缸筒底部为平面:
1δ≥0.433P
D σp
2
⨯
≥0.433122
10
2D ⨯ 2124.0D ⨯≥
8.24200124.0=⨯≥mm <3.40）
取 401=δmm 1δ--筒底厚，mm
4.2.4.5 下缸筒连接螺钉：
表3.10 螺钉所选材料
(1>螺栓处的拉应力σ
σ=
62110z
d 4
kF
-⨯π
MPa
=
623
1012
012.04
012004-⨯⨯⨯⨯⨯π
=0.59310-⨯MPa (3.41> z-螺栓数12根； k-拧紧螺纹的系数变载荷 取k=4； 1d -螺纹底径, m (2>螺纹处的剪应力:τ
τ =
63
10110z
2d .0kFd K -⨯≈0.075MPa 0
n s
p σσ=
=725360=MPa
s σ-屈服极限 0n -安全系数； 5
(3>合成应力:n σ
n σ=223τσ+31059.03.13.1-⨯⨯=≈σ
=31077.0-⨯MPa ≤P σ (3.42>
4.2.4.6 下活塞杆直径d 的校核：
表3.11 活塞杆所选材料
]
[4σπF
d ≥
4
.110302
.04⨯⨯≥
π
m 018.0≥ (3.43>
d=0.2m 满足要求 F —活塞杆上的作用力
][σ—活塞杆材料的许用应力，][σ=b σ/1.4
第5章 液压机柱塞油泵及电机的选择
5.1 快速空程时的供油方式
主缸快速空程下行活塞腔的进油量1Q 为Min L /8.385.该流量数值较大，只采用油泵来满足很不经济，故决定用活动件自重快速下行的方式，使用充液阀从充液油箱吸油。

5.2 确定液压泵流量和规格型号
系统工作时所需高压液体最大流量是主缸工作行程活塞腔的进油流量2Q ，为Min L /8.385，主缸活塞回程时所需流量3Q ，为Min L /5.379，顶出缸顶出时所需进油流量4Q ，为Min L /9.131.主缸回程和顶出缸顶出时，他们只是在开始时需要高压a MP P 25=而其他情况则不需要高压.根据工况分析，决定选用一台ZB 型斜轴式轴向柱塞泵公称流量为1/4.481-∙r ml ，转速为1min /970-∙r ，功率为130.2/KW ，型号72ZXB740。

图2-3 轴向柱塞泵
5.3确定电机的型号
电机选用三相异步电机，型号Y315L2-6，额定功率132/KW ，转速为1
∙
r，电流246/A，效率93.8%，功率因数0.87，重量1210千克。

/
min
990-
5.4泵的构造与工作原理
1.工作原理
如图所示，当传动轴带动柱塞缸体旋转时，柱塞也一起转动。

由于柱塞总是压紧在斜盘上，且斜盘相对刚体是倾斜的。

因此，柱塞在随缸体旋转运动的同时，还要在柱塞缸体内的柱塞孔中往复直线运动。

当柱塞从缸体柱塞塞孔中向外拉出时，缸体柱塞孔中的密闭容积便增大，通过配流盘的进油口将液压油吸进缸体柱塞孔中；当柱塞被斜盘压入缸体柱塞孔时，缸体柱塞孔内的容积便减小，液压油在一定的压力下，经配油盘的出油口排出。

如此循环，连续工作，PVH泵的控制系统能调节液压泵的工况，使排出液压油满足工作装置需要。

2．控制系统
PVH泵的控制系统分为两种：压力补偿控制系统和载荷感应压力限定控制系统。

压力补偿控制系统是通过改变液压泵的流量，保持设定的工作压力来满足工作要求的一种控制方式；
载荷感应压力限定控制系统，是通过对工作载荷的压力变化进行感应，自动调节液压泵的工作状态，以满足特定系统工况的要求。

第6章 液压机立柱、横梁设计计算
6.1 立柱结构设计
6.1.1 立柱设计计算
1. 先按照中心载荷进行初步核算，许用应力[σ]不应大于55a MP ，并参照同类型液压机的立柱，初步定出立柱直径。

2. 按标准选取立柱螺纹。

3. 立柱螺纹区到光滑区过渡圆角应尽可能取大些，最好在30~50mm 之间。

原设计主要参数为： F=1600KN H=296cm
B=184cm(宽边立柱中心距> d=16cm(立柱光滑部分直径> e=1cm(允许偏心距> n=4<立柱的根数）
立柱材料为45#钢，中频淬火b σ≥620MPa ，s σ≥375MPa ； （1） 中心载荷时的应力：
σ=22）π（d n F = 2
2
16.046
.1）
π（=19.9a MP <3-44） （2） 偏心载荷静载荷合成应力 由于小型液压机，可将立柱考虑为插入
端的悬臂梁，m=0.25
1σ=
2
2
）
π（d n F +
3
1.0d mFe
=22
16.046
.1）
π（+3
16.01.01.06.125.0⨯⨯⨯
=19.9+97.7=117.6a MP <3-45）
1σ<150a MP ,因此是安全的。

对于截面的45#钢，s σ≥375MPa ，尺寸系数已考虑在内，立柱表面为精车，对于正火的45#钢，表面质量系数为0.9，因此[0σ]可取为300MPa 。

过渡圆角半径为30mm 。

从文献【10】中查出t K =1.58
K=1=0.70<1.58-1）=1.41 <3-46）
t σ=K σ=1.41×96.3=104.4MPa<300MPa <3-47）
[0σ]为200MPa, 因此是安全的。

立柱是四柱液压机重要的支承件和受力件，同时又是活动横梁的导向基准。

因此，立柱应有足够的强度与刚度，导向表面应有足够的精度，光洁度和必要的硬度。

6.1.2 连结形式
立柱式机架是常见的机架形式，一般由4根立柱通过螺母将上、下横梁紧固地连结在一起，组成一个刚性的空间框架。

在这个框架中，既安装了液压机本体的主要零部件，又在液压机工作时，承受液压机的全部工作载荷，并作为液压机运动部分的导向。

整个机架的刚度与精度，在很大程度上取决于立柱与上、下横梁的连接形式与连接的紧固程度。