YZJ壓裝機整機液壓系統設計說明書

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1、 第一章 緒論 第一節(jié) 課題背景 課題來源：課題來自柳州歐維姆機械有限公司，是該公司正在著手進行的總裝車間改造項目之一，進行裝機的設計，提高裝配過程的機械化和自動化水平。 柳州歐維姆機械股份有限公司是柳州的重量級企業(yè)之一，是2002年10月由柳州市建筑機械總廠（成立于1966年）、深圳華強集團景豐投資有限公司、同濟大學和東南大學共同出資成立，注冊資本9000萬元，是國家建設部定點生產預應力機具的最大生產企業(yè)，是集科研、設計、生產以及預應力施工于一體的中型企業(yè)。在生產經營管理上已采用基于國際工業(yè)流行

2、的MRP-II原理的軟件CAPMS，建立并實現了計算機網絡化管理。公司工藝先進，設備齊全，擁有各類數控機床、加工中心、計算機控制的熱處理設備、大型精密加工設備，實現了產品的半自動化生產。產品已形成4大類、30多個系列、400多個品種，OVM錨固體系、張拉機具、纜索制品、橡膠支座和伸縮縫等產品暢銷海內外，體外預應力材料、鋼絞線拉索體系、液壓提升、頂推及轉體系統、新型吊桿、系桿、懸索橋產品（錨碇等）、真空輔助灌漿（含塑料波紋管）系統等新產品為企業(yè)注入了新的活力。企業(yè)總資產達3億多元，擁有專業(yè)技術人員300名，占員工總數的35%，2005年銷售收入達5億元人民幣。 企業(yè)于1995年和1996年分別

3、通過了中國CQC和英國BSI學會的ISO9001：1994雙重認證，并于2001年3月6日正式采用ISO9001：2000標準，成為同行最早轉換質量體系標準的企業(yè)。產品質量和各項性能指標達到了GB/T14370-2000、JT/4-93、JT3141-90、JT329.1-1997、JT329.1-1997等標準，并經國際預應力混凝土協會（FIP）、英聯邦政府認可的檢測機構、日本、新加坡、香港等國家及地區(qū)的質量權威檢測機構的嚴格檢定，證實公司產品性能指標達到了國際推薦的FIP標準、英國BSI標準、日本JIS標準，總體技術水平居國內領先，部分產品達世界同行先進水平。 截止目前，企業(yè)已獲專利授

4、權180多項，其中2002年新增專利為26項。2001年“夾片式拉索群錨及安裝方法”專利榮獲第七屆中國專利金獎。 1996年12月企業(yè)建立了國家級企業(yè)技術中心，下設有開發(fā)、試驗檢測、計算機、信息四大中心，建立了有效的激勵約束機制，具有了較強的預應力產品和技術的科研設計、試制能力，能夠承擔近、中和遠期項目開發(fā)，技術創(chuàng)新機制靈活、技術全面、實力雄厚。2001年8月成立了同濟OVM預應力研究中心，與同濟大學合作進行預應力新結構的研究。2002年12月，國家人事部正式批準OVM公司設立博士后科研工作站，以此為平臺，采用流動管理的方式，將所有參與OVM公司開發(fā)及研制的高級人才整合在站內，使我們既可利

5、用現有的開發(fā)成果，又為國際化的競爭儲備了高精尖人才。 該公司在北京、上海、廣州、武漢、西安、重慶等設立了辦事處，在其它省區(qū)和重要城市均設立了聯絡處，并在越南、新加坡、香港特區(qū)設立了辦事機構，銷售網絡遍布全國及東南亞地區(qū)。 生產率是制約企業(yè)經營狀況的重要指標，直接關系到企業(yè)的生存，柳州歐維姆機械股份有限公司正在進行總裝車間的改造，以提高生產率、降低成本。 進行進行千斤頂壓裝的時間稱為工序時間，它主要由裝配工件所需的機動時間和裝卸工件等所需的輔助時間組成。要提高生產率，就必須降低工序時間。使千斤頂方便的裝配起來，因此可以大大縮短輔助時間，另外，采用壓裝機可降低對操作工人的技術水平等，工序時

6、間的縮短，生產率的提高及產品質量的穩(wěn)定，必有利于企業(yè)的發(fā)展。擴大壓裝機的裝配千斤頂范圍，做到一機多能，對于該企業(yè)，由于千斤頂的品種、規(guī)格和數量不一，為了適應發(fā)展的需要，設計新的產品達到到一機多用的目的。 第二節(jié) 國內外研究的歷史和現狀 壓裝機是對機械零部件進行安裝以及拆卸為目的的設備，在機械加工以及維修行業(yè)中具有廣泛的用途。目前國內的壓裝機，在技術上還是50年代沿用至今的樣式和功能，屬通用型油壓機。這種壓裝機主要由鄂城重型機械廠和天津重型機械廠等廠家生產制造。這些產品結構簡單，控制系統落后，功能單一，全部人工手動操作，沒有自動測量和控制系統。在壓裝輪對時靠人工用尺測量，用眼觀測壓裝油

7、缸的行進位置;接近停止位置時，操作工人手動或腳踏開關，使油缸停止前進。這種全部人工操作的壓裝方式己延續(xù)了幾十年，毫無大的改進。這種輪對壓裝機最主要的缺點是人工操作，同時生產效率低，一次壓裝合格率低，壓裝質量受人為因素影響大。 壓裝機的類型非常之多，用途不一，就他們的系統而言，有液壓控制系統和液壓傳動系統。液壓控制系統，是閉環(huán)系統，可對被控制量進行檢測并加以反饋，系統按偏差調節(jié)原理工作，并控偏差信號的方向和大小進行自動調整控制系統有反饋，具有抗干擾能力，因而控制精度高。液壓傳動系統是開環(huán)系統，被控制量與控制量之間無聯系，控制量是流量控制閥的開度或變量泵的調節(jié)參數，被控制量是執(zhí)行機構的速度對被控

8、制量不進行檢測，系統沒有修正執(zhí)行機構偏差的能力?？刂凭热Q于元件的性能和系統整體的精度，控制精度較差，但調整簡單性能指標側重于靜態(tài)特性，主要性能指標有調速范圍，低速平穩(wěn)性，速度剛度和效率。 壓裝機工作裝置的液壓系統目前有以幾種類型: （1）按液壓泵的類型分為定量系統和變量系統。 （2）按液壓泵的數目可分為單泵操縱回路和雙泵操縱回路，后者一般用雙液壓回路。 （3）按液壓回路的數目可分為單液壓回路和雙液壓回路。 （4）按工作裝置液壓回路與轉向液壓回路之間關系可分為獨立式液壓回路和復合式液壓回路。 近二十年來，許多工業(yè)部門和技術領域對高響應、高精度、高功率—重量比和大功率的液壓控制系統

9、的需要不斷擴大，促使液壓控制技術迅速發(fā)展。特別是反饋控制技術在液壓系統只中的應用，電子技術與液壓技術的結合，使這門技術不論在元件和系統方面、理論與應用方而都口趨完善和成熟，并形成為一門學科，成為液壓技術的重要發(fā)展方向之一。目前液壓控制技術已經企許多部門得到廣泛應用，諸如冶金、機械等工業(yè)部門，飛機、船舶交通部門，航空航天技術，海洋技術近代科學試驗裝愛好武器控制等。 我國于五十年代開始液壓伺服元件和系統的研究工作，現在已生產幾種系列電掖伺服閥產品，液壓控制系統也在越來越多的部門得到了成功的應用。隨著國民經濟的發(fā)展，液壓控制技術會在史多的部門為實現我國四個現代化的宏偉日標而發(fā)揮更大的作用。 隨著

10、技術的不斷進步，目前國外液壓系統己采用了節(jié)能效果極佳的壓力一流量補償負載傳感閉式系統，國內有些公司也采用這套技術。其特點是:可以實現壓力一流量控制。泵輸出的流量即執(zhí)行元件的速度只與操縱閥桿行程大小有關，而與負載大小無關，因此該系統具有良好的速度控制特性。該液壓系統所提供功率與執(zhí)行元件所要求的功率相差甚小，因而具有良好的功率控制特性，功率浪費損失小。由于系統的無用功率小，而且在系統不工作時，系統可以近似地實現“0”流量輸出，因而發(fā)熱小，不會產生過熱現象，提高了整個液壓系統的工作壽命。 第三節(jié) 設計本壓裝機的目的 通過在工廠里的實習、調研，我們了解到在與本壓裝機最接近的常規(guī)加工方法及其存在的

11、不足：千斤頂通常由油缸、活塞、穿心套、堵頭、前后壓板等零部件組成，在常規(guī)裝配工藝過程中，需用鐵錘裝配千斤頂活塞、堵頭等，且在裝配前后壓板等零部件時，裝好一邊以后，需用桁吊設備將待裝配的千斤頂油缸偏心擺置進行翻轉調頭，翻轉后，使用絎車吊下來，在進行另一邊的裝配。因此，在千斤頂的裝配過程中易損傷千斤頂零部件，而且工人勞動強度很大。在裝配千斤頂的過程中使用本壓裝機，可以提高裝配過程的機械化和自動化水平，避免對零部件的損傷，提高裝配質量，降低工人的勞動強度。 第四節(jié) 本課題研究內容及思路 本課題目的在于根據YZJ壓裝機整機要求，設計出與整機相匹配的液壓系統。本課題將以YZJ壓裝機為研究對象，以

12、液壓傳動系統設計為手段，設計出符合YZJ壓裝機整機性能要求的液壓系統。 （一）本課題主要研究內容有以下幾方面 （1）國內外壓裝機發(fā)展概況。 （2）液壓系統的設計。 （3）液壓缸的設計。 （4）液壓集成塊設計。 （5）液壓站設計。 （6）液壓油箱的計算。 在本次的控制系統設計中，從工廠的角度出發(fā)，要求以低成本來實現壓裝機的各個功能，設計中，主要進行液壓傳動系統的設計。液壓傳動系統是以液體為工作介質進行能量傳遞和控制的一種傳動方式。按其工作原理的不同又可分為液力傳動和液壓傳動。液壓傳動是基于流體力學的帕斯卡原理，主要利用液體靜壓能來傳遞動力，故也稱容積式液體傳動或靜液傳動。液壓傳動

13、的基本特征是:以液體為工作介質，靠處于密閉容器內的液體靜壓力來傳遞動力，其靜壓力的大小取決于外負載;負載速度的傳遞是按液體容積變化相等的原則進行的，其速度大小取決于流量。 在液壓系統的設計中，主要包括液壓元件的設計計算與選擇，液壓輔助裝置的計算、設計或選擇；液壓傳動系統的驗算與校核。 （二）設計步驟 一臺機器究竟采用什么樣的傳動方式，必須根據機器的工作要求，對機械、電力、液壓和氣壓等各種傳動方案進行全面的方案論證，正確估計應用液壓傳動的必要性。當確定采用液壓傳動后，其設計內容和步驟大體如圖1—1所示*這里所述的設計內容和步驟只是一般的系統設計流程，在實際設計過程中不是一成不變的，對于較簡單

14、的液壓系統，可以簡化其設計程序；對于重大工程的復雜液壓系統，往往還需在初步設計的基礎上進行計算機仿真實驗，或者局部地進行實物實驗，反復修改，才能確定設計方案。另外，這些步驟又是相互關聯，彼此影響的，因此常需穿插交叉進行。 1．全面了解主機的結構和總體布局，這是合理確定液壓執(zhí)行元件的類型、工作范圍、安裝位置及空間尺寸所必需的，現代液壓機械的工作機構越來越復雜。對于工作機構運動形式比較復雜的情況，如能采用經濟適用的液壓執(zhí)行元件，并巧妙地使之與其它機構相配合，不僅能簡化液壓系統，降低設備造價，而且能改善液壓執(zhí)行元件的負載狀況和運動機構的性能。 2. 壓力相流量是液壓系統的主要參數。根據這兩個參數

15、來計算和選擇液壓元、輔件和原動機的規(guī)格。系統壓力選定后，液壓缸主要尺寸即可確定，接著就可根據液壓缸的速度確定其流量。 3.擬定液壓系統圖是液壓系統設計中的一個重要步驟。這一步要做的主要工作：一是選擇基本回路，二是把選出的回路組成液壓系統。 4. 液壓元件的選擇主要有：液壓執(zhí)行元件的選擇、液壓泵的選擇、控制閥的選擇、確定油箱的容積、過濾器的選擇、液壓油的選用。 5.液壓系統性能驗算。 6.液壓裝置結構設計及編制技術文件 總體步驟如下： 第二章 壓裝機液壓系統總體設計 第一節(jié) 液壓系統的工作要求 一 液壓系統的組成 壓裝機的系統，采用液壓傳動系統，液壓系統若能

16、正常工作必須由以下五部分組成： (1)動力裝置 它是把原動機輸入的機械能轉換為液體壓力能的能量轉換裝 置，一般由電動機和液壓系組成，其作用是為液壓系統提供壓力油。 (2)執(zhí)行元件 它是將液體的壓力能轉換為機械能的能量轉換裝置，其作用 是在壓力油的推動下輸出力和速度(直線運動)，或力矩和轉速(回轉運動)。這 類元件包括各類液壓缸和液壓馬達。 (3)控制調節(jié)元件 它是能控制或調節(jié)液壓系統中油的壓力、流量或方向， 以保證執(zhí)行裝置完成預期工作的元件。這類元件主要包括各種液壓閥，如溢流 閥、節(jié)流閥以及換向閥等。 (4)輔助元件 輔助元件是指油箱、

17、蓄能器、油管、管接頭、濾油器、壓力 在以及流量計等。這些元件分別起散熱貯油、蓄能、輸油、連接、過濾、測量壓 力和測量流量等作用，以保證系統正常工作，是液壓系統不可缺少的組成部分o (5)工作介質 它在液壓傳功及控制今起傳遞運動、動力從信號的作用。工 作介質為液壓油或其它合成液體。 二 壓裝機的工作原理 壓裝機是對機械零部件進行安裝以及拆卸為目的的設備，在機械加工以及機械維修行業(yè)中具有廣泛的用途。該壓裝機各動作是由液壓傳動系統來實現。系統主要包括以下幾個部分：液壓動力元件、執(zhí)行元件、控制元件、輔助元件、工作液體。通過壓裝機的技術方案，我們了解到壓裝機的工作原理，在

18、控制系統設計中，要實現的有：機械手對千斤頂的夾持、提升、千斤頂翻轉180°，壓裝機對活塞的壓裝，這些動作，由液壓系統來實現,通過電磁換向閥來控制油缸的換向,在壓裝機中,主機對液壓系統執(zhí)行元件在位置布局和空間尺寸上的限制,要解決液壓執(zhí)行元件的動作順序，完成壓裝機的轉、提升、壓活塞等動作，要求在提升過程中，將機械手與千斤頂一起提升，機械手夾持牢固千斤頂，壓裝器能夠實現活塞的壓入。工人在操作臺前，使用不同按鈕實現本壓裝機的各個動作。(如圖1.1），機械手的液壓系統中的換向閥右邊通電時，機械手油缸的活塞頂出，機械手張開，松開夾持的千斤頂，當換向閥左邊通電時，機械手夾緊，夾持住千斤頂。為了使壓裝機工作平

19、穩(wěn)，便于實現自動化和簡化設計制造過程，壓裝機的機械手質量約3.5噸，當機械手被提升到一定高度后 ，手動使液壓提升缸停止。 為了便于自動化和產生足夠的夾緊力，千斤頂的夾緊也用液壓來實現。而工件的夾緊與提升，必須按照一定順序進行，也就是說，在整個千斤頂的壓裝過程中，夾緊——提升——翻轉——放下——壓裝。 圖1.1 三 系統達到的功能要求和技術指標 本壓裝機的技術要求如下： 1. 本壓裝機主要用途是將油缸作180°翻轉和將活塞壓入油缸。其中油缸的180°翻轉主要有機械手的夾持以及整個機械手部件的升降－機械手180°翻轉組成； 2. 本壓裝機適

20、用YCW100A~YCW500A型千斤頂，YDG400-400型千斤頂的安裝； 3. 機械手夾持油缸的范圍為Φ200～Φ530，翻轉油缸的最大長度為L=950mm； 4. 夾持翻轉的最大重量為m=700kg； 5. 機械手油缸工作額定壓力為P=6.3MP，最大工作拉力F=110KN； 6. 夾持油缸翻轉180°工作時間為t=15s； 7. 機械手部件提升行程為h=1020mm，從下提升到上所需時間為1min； 8. 壓裝機行走的行程為S=6250mm，所需時間為2min。 第二節(jié) 液壓系統參數計算 一 確定液壓缸負載 （一） 提升階段液壓缸負載 提升液壓缸負載F

21、，查文獻[2]表20-2-15中公式 F= （2.1） 式中 R——液壓缸外作用力，KN； η——液壓缸總效率 查參考文獻[2]表20-6-3，在額定壓力下的液壓缸，總效率為η=0.9~0.95 ，取η=0.93，提升液壓缸所受外作用力R=35.4KN，代入公式（2.1）得： F= ==3.81KN

22、 （二）壓裝液壓缸負載 壓裝液壓缸外作用力R=160 KN ，η=0.93，由公式（2.1）得： F== =172.04KN 對各個液壓缸的負載情況進行計算，列表如下： 表1 液壓缸 液壓缸外作用力R（KN） 力F=（KN） 提升液壓缸 35.4 39.33 壓裝液壓缸 160 172.04 機械手液壓缸 70 75.27 夾軌液壓缸 20 22.22 二

23、 壓裝液壓缸主要尺寸的確定 （一） 初選液壓系統壓力 系統壓力選定得是否合理，直接關系到整個系統設計的合理程度。在液壓系統功率一定的情況下，若系統壓力選得過低，則液壓元、輔件的尺寸和重量就增加，系統造價也相應增加；若系統壓力選得較高，則液壓設備的重量、尺寸會相應降低，但制造精度等要求的提高。查參考文獻[2]，表20-2-11，初定系統壓力為6.5MPa。 （二） 液壓缸主要尺寸 查參考文獻[3]，P14，單活塞桿液壓缸無桿腔為工作腔時，計算公式為： （2.2） 式中， p1——液壓缸工作壓力，初算時可取系統工作壓力

24、，MPa； P2——液壓缸回油腿背壓力，MPa； d／D——活塞桿直徑與按壓缸內徑之比； F——液壓缸負載。 查文獻[2]表20-2-14，確定P2 =0.4MPa，d/D=0.65，P1 =6.5MPa代入公式（2.2）得 = =187.1mm 計算得D=187.1mm，查文獻[2]表20-6-2，選擇D=200mm。d=0.65×D=125mm。 各個液壓缸的內徑，查表標準化列表如下： 表2 液壓缸直徑 D（mm） d（mm） 提升液壓缸 160 110 壓裝液壓缸 200 125 機械手液壓缸

25、180 100 夾軌液壓缸 80 56 （三）計算在各工作階段所需的流量 1 確定液壓缸的流量 查參考文獻[1]，P18，液壓缸的流量計算， （2.3） 式中， ——液壓缸的流量，L/min； D——液壓缸內徑，m； V——活塞桿的運動速度，m/min。 計算得壓裝千斤頂所需流量：=π×D2 /4=3.14×0.22×0.95÷4=29.83L/min。 提升千斤頂所需流量： =π×D2 /4=3.14×0.162×1.1÷4=22.11 L/min。 三 確定液壓泵的流量、壓力和選擇泵的規(guī)格

26、 液壓泵在壓裝的工作過程中向液壓缸供油（每次只對一個液壓缸供油），選流量最大的液壓缸對泵進行計算。 （一）泵的工作壓力的確定。 考慮到正常工作中進油管路有一定的壓力損失，所以泵的工作壓力為： P＝P1+∑△P （2.4） 式中 P——液壓泵最大工作壓力，MPa； P1——執(zhí)行元件最大工作壓力，MPa； △P——進油管路中的壓力損失，初算時簡單系統可取0.2~0.5MPaa。 將P1=6.5 MPa ，△P =0.4 MPa 代入公式（

27、2.4）得： P＝P1+∑△P=6.5+0.4=6.9MPa。 上述計算得的是系統的靜壓力，考慮到系統在各種工況的過按階段出現的動態(tài)壓力往往超過靜態(tài)壓力，因此選泵的額定壓力Pn應滿足Pn≥(1.25～1.6)P。中低壓系統取小值，高壓系統取大值，壓裝液壓缸按中低壓系統取小值，則： Pn=1.25×6.9=8.6 MPa。 （二） 泵的流量確定 液壓泵的最大流量由文獻[1] P5得： Q≥(∑) （2.5） 式中 Q——液壓泵的最大流量，L/min； ∑——同時動作的各執(zhí)行元件所需流

28、量之和的最大值，L/min； ——系統泄漏系數，一般取=1.1~1.3，現取=1.2。 Q=1.2×29.83L/min =35.79 L/min。 （三）選擇液壓泵的規(guī)格 根據以上算得的P和Q再查閱文獻[2]，現選用CB-32型齒輪泵。該泵的參數為：排量32mL/r額定壓力為10 MPa，容積效率≥90%。 四 與液壓泵匹配的電動機的選定 選擇電動機的公式依據查參考文獻[2] P52（公式20-2-3）進行驗算，即： P= （ 2.6） 式中 P——

29、所選電動機額定功率，KW； PS——泵的額定壓力，MPa； Q——泵的額定流量，L/min； ψ——轉換系數； ηp——液壓泵的總效率。 查參考文獻[2]，P156，表20-5-9確定各個參數： ηp=0.81，ψ=0.7，CB-32型齒輪泵的輸出流量為32mL/r，額定壓力PS =10 MPa，代入公式3.4，得： P==6.01 KW 所需電動機功率為P=6.01KW。 查閱參考文獻[2]，電動機產品樣本，選擇Y132-M4型電動機，其功率為7.5KW，額定轉速為1440r/

30、min。 第三章 確定液壓系統方案、繪制液壓系統圖 第一節(jié) 確定液壓系統方案 擬定液壓系統圖是液壓系統設計中的一個重要步驟。這一步要做的主要工作：一是選擇基本回路，二是把選出的回路組成液壓系統。 一 液壓基本回路 （一）調壓回路 壓力調定回路是最基本的調壓回路。溢流閥的調定壓力應該大于液壓缸的最大工作壓力，其中包含液壓管路上各種壓力損失。 圖3.1 圖3.2 （二）調速回路 進油節(jié)流調速回路使用普遍，但由于執(zhí)行元件的回油不受限制，所以不宜用在超越負載(負載力方向與運

31、動方向相同)的場合。閥應安裝在液壓執(zhí)行元件的進油路上，多用于輕載、低速場合。對速度穩(wěn)定性要求不高時，可采用節(jié)流閥；對速度穩(wěn)定性要求較高時，應采用調速閥。該回路效率低，功率損失大。 （三）方向控制回路 換向回路一般都采用換向閥來換向。換向閥的控制方式和中位機能依據主機需要及系統組成的合理性等因素來選擇，當換向閥左邊工作時，液壓缸活塞向右方向的運動，當換向閥左邊不工作時，向左方向則可以運動。 二 選擇液壓回路 這臺壓裝機的液壓工作進給速度底，傳動功率也較小，很適宜選用節(jié)流調速方式。節(jié)流閥是通過改變節(jié)流口通流面積或通流通道的長短來改變局部阻力的大小，從而實現對流量的控制。從液壓缸工作循環(huán)圖

32、可知，各工作進給時是中壓小流量，故可選用單泵供油回路。該系統的泵剛開始工作時，系統是空轉運行的，可以在主油路上接溢流閥，采用電磁換向閥進行空載與負載工作之間的轉換。 （一）壓裝系統回路 壓裝機在壓裝千斤頂的過程中，由于壓裝速度較慢，所以，回路中選用節(jié)流調速方式，當將活塞壓入千斤頂后，壓裝液壓缸壓桿往返運動，所以，在千斤頂的壓裝回路中，采用電磁換向閥進行換向，系統圖如圖（3.4）所示。 圖（3.3） 圖（3.4） （二）提升系統回路 提升缸在提升的過程中，采用的是壓力控制回路中的調壓回

33、路。調壓回路的作用是：使系統整體或某一部分的壓力保持恒定或不超過某個數值。提升回路，采用單級調壓回路就能滿足要求。在泵的出口處設置并聯的溢流閥來控制系統的最高壓力。在電磁換向閥的A、B口處，接上一個雙液控單向閥，液控單向閥允許油液從一個方面自由通過， 反方向控制壓力開啟單向閥使油液通過，控制壓力過低或消失時，單向閥關閉，油液 則不能通過。作用在閥油口的壓力使主閥開啟，油進入油缸中。當主閥芯關閉后，反向油液被阻止?？刂朴涂诘膲毫朔擞透子涂趬毫爸鏖y彈簧壓力后，再次將主閥芯打開，反向油流從油缸進入閥油口。對于雙液控單向閥，每個閥先導部分都與另一個閥的主油路相連，相互控制。如圖（3.4）所示

34、。 （三）機械手系統回路 壓裝機在夾緊千斤頂的過程中，由于夾持部份是機械手直接抓取和握緊工件，因此必須有足夠的夾緊力，為了行程較短，速度較慢，所以，回路中選用節(jié)流調速方式，當壓裝完成后，夾緊液壓缸壓桿往返運動，在，夾緊回路中，采用電磁換向閥進行換向，系統圖如圖（3.5）。 圖3.5 圖3.6 （四） 夾軌系統回路 夾軌部分的液壓系統，夾軌液壓缸行程最短，液壓系統如圖3.6所示。 （五） 選用單泵系統 液壓系統按應用的泵數分為單泵及多泵系統，單泵系統適用于功

35、率較小，工作不太頻繁的一些開式系統，外負載慣性較小的一些開式系統。在本次的控制系統設計中，從工廠的角度出發(fā)，要求以低成本來實現壓裝機的各個功能，因此，選用單泵系統。 圖3.7 第二節(jié) 繪制液壓系統圖 一 注意事項 在擬定液壓系統時，注意了以下幾方面向題： 1．防止回路間可能存在的相互干擾。 2. 確保系統安全可靠 液壓系統運行中的不安全因素是多種多樣的。例如異常的負載、停電，外部環(huán)境條件的急劇變化，操作人員的誤操作等，都必須有相應的安全回路或措施，確保人身似設備安全。例如，為了防止工作部件的漂移、下滑、超速

36、等，應有鎖緊、平衡、限速等回路；為了防止南于操作者的誤操作，或由干液壓元件失靈而產生誤動作，應有誤動作防止問路等。 將各個回路圖合成，整個壓裝機的液壓系統圖就初步繪制了，再檢查并加以補充完善，便可以繪制出正式的液壓系統原理圖。如圖3.8 圖3.8 二 液壓元件選擇 液壓閥的選擇依據是系統的最高壓力和通過閥的實際流量以及閥的操縱、安裝方式等，需要注意的問題是： 1．確定通過閥的實際流量 ，此時注意通過管路的流量與油路串、并聯的關系

37、：油路串聯時系統的流量即為油路中各處所通過的流量；油路并聯中各油路同時工作時系統的流量等于各條油路通過流量的和。 2．單活塞桿液壓缸兩腔回油的差異 活塞外伸扣內縮時的回油流量是不同的，內縮時無桿腔回油流量與外伸時有桿腔的回油流量之比，等于兩腔活塞面積之比。 3．控制閥的使用壓力、流量，不要超過其額定值 ，如控制閥的使用壓力、流量超過了其額定值，就易引起液壓卡緊和液動力，對控制閥工作品質產生的不良影響。 查閱參考文獻[2]，根據系統的要求，選擇液壓元件，列表如下。 表3： 序號 元件名稱 通過流量L/min 型號 1 溢流閥 40 YF-B10 2 三位四通電磁換

38、向閥 40 34BO-H10B 3 二位四通電磁換向閥 40 24 BO-H10B 4 液控單向閥 40 2AY-F10D 5 單向閥 40 S10P1 6 調速閥 40 LF-B10 第三節(jié) 液壓系統的驗算 在液壓系統設計計算過程中及設計終了，需要對它的技術性能進行驗算，以便從幾種設計方案中比較出最佳方案，或判斷其設計質量。 一 系統壓力損失計算 當系統元、輔件規(guī)格和管道尺寸確定后．并繪出管路裝配草圖，即可進行系統壓力損失△P的計算。它包括管路的沿程壓力損失、局部壓力損失及閥類元件的局部損失△P3，查參考文獻[3]，P38，公式：

39、 （3.1） （3.2） （3.3） （3.4） 式中 ——管道長度； ——管道內徑； ——液流平均速度； ——液壓油密度； ，——局部阻力和沿程阻力系數； ——閥的額定流量； ——通

40、過閥的實際流量； ——閥的額定壓力損失。 查參考文獻[2]，P20-65，系統中最長的管路，內徑d=0.01m，長=2.5m，通過流量Q=4.97×10-2m3/s，工作介質為20號機油，工作壓力下的粘度γ=20×10-6m2/s， 密度ρ=900Kg/m3。 管內流速由公式： ν= （3.5） ν===6.33m/s； 雷諾數由公式： Re= （3.6） Re===3165； 因 3000

41、＜Re＜100000 故沿程阻力系數===0.0422； =0.0422代入公式3.2 ，計算得沿程阻力損失： =0.0422=0.19 MPa。 查參考文獻[2]，閥類元件的局部損失△P3：單向閥的壓力損失為0.2 MPa，代入公式3.4，得： = =0.24 MPa； 查參考文獻[2]P20-65，管接頭、彎頭、相貫孔的局部壓力損失很小，可不計，所以，液壓系統的壓力損失 =0.19+0.24=0.43 MPa。 計算出的液壓系統的壓力損失與選系統工作壓力時選定的壓力損失大接近，故無須更正系統參數。 二

42、 系統效率計算 液壓系統效率η是系統的輸出功率(即執(zhí)行元件的輸出功率)N0與其輸入功率(即液壓泵的輸入功率)NP之比，查參考文獻[3] P39，得系統計算公式： （3.7） 式中 —— 液壓泵的總效率； ——執(zhí)行元件的效率； ——回路效率， 又由 （3.8） ——系統輸給同時動作的執(zhí)行元件的功率，KW； ——同時運轉的各液壓泵的輸出功率，KW。

43、 查參考文獻[2]，P285，得=0.9~0.95，取=0.91； 液壓泵的總效率=0.75，回路效率==0.954，則系統的總效率： =0.8×0.91×0.954=0.695 第四章 液壓缸的設計 第一節(jié) 液壓缸參數 一 液壓缸內徑D和活塞桿直徑d的確定 壓缸工作壓力主要報據液壓設備的類型來確定，對不同用途的按壓設備，由于工作條件不同，通常采用的壓力范圍也不同，前面的計算中，計算出液壓缸的工作壓力，在這次的壓裝機的設計中，提升液壓缸、壓裝液壓缸，都是做單向運動，選用雙作用液壓缸中的單活塞桿液壓缸，其簡化形式如圖4.1所示：

44、 圖4.1 通過公式： （4.1） 式中，p1——液壓缸工作壓力，初算時可取系統工作壓力； P2——液壓缸回油腿背壓力； d／D——活塞桿直徑與按壓缸內徑之比； F——液壓缸負載。 查《機械設計手冊》表20-2-14，確定P2 =0.4MPa，將d/D=0.65，P1 =6.5MPa代入（公式3.1 ） 計算得D=187.1mm，查參考文獻[2]表20-6-2，選擇D=200m。

45、 d=0.65×D=125mm。 二、液壓缸壁厚的計算 （一）液壓缸的壁厚 液壓缸的壁厚一般是指缸筒結構中最薄處的厚度。從材料力學可知，承受內壓力的圓筒，其內應力分布規(guī)律因壁厚的不同而各異。一般計算時可分為薄壁圓筒和厚壁圓筒。起重運輸機械和工程機械的液壓缸，一般用無縫鋼管材料，大多屬于薄壁圓筒結構，查參考文獻[2]表20-6-8，其壁厚按薄壁圓筒公式有為： （4.2） 式中 δ——液壓缸壁厚，m； D ——液壓缸內徑，m； Pv——試驗壓力，一般取最大工作壓力的(1．25—1．

46、5)倍； [σ]——缸筒材料的許用應力。其值為：鍛鋼：[σ]＝110~120 MPa，無縫鋼管[σ]＝100~110 MPa。 采用無縫鋼管，取[σ]＝110 MPa，Pv=1.25×10=12.5 MPa。代入公式4.2得： = =0.01136m。 （二） 缸筒壁厚的驗算 查參考文獻[2]表20-6-8， 液壓缸的額定壓力值應低于一定的極限值,保證工作安全。 （4.3） 或 （4.4） 為避免缸筒在工作時發(fā)生塑

47、性變形，液壓缸的額定壓力值應與塑性變形壓力有一定的比例范圍。 （4.5） （4.6） 式中： ————缸筒內徑（m）； ———— 缸筒外徑 (m)； ———— 液壓缸的額定壓力 (MPa)； ———— 缸筒發(fā)生完全塑性變形時的壓力 (MPa)； ———— 液壓缸的耐壓實驗壓力 (MPa)； ———— 液壓缸發(fā)生爆裂時的壓力 (MPa)； ————缸筒材料的屈

48、服點 (MPa)； 查參考文獻[4]表15-1，綱筒材料的=285MMPa，將代入公式4.3得： ≤=18.95 MPa 將代入公式4.6得：≤=29.99 MPa 取=0.42×29.99=12.60 MPa 液壓缸的額定壓力=10 MPa，所以缸筒厚度合格。 (三) 缸體兩端螺紋連接強度校核以及安全系數的計算 螺紋所受應力由下列式計算： (4.7) 其中： 彎曲應力： (4.8) 剪切應力：

49、 (4.9) 油缸的材料45 ,經過調制,σs≥355MPa。最大受力工況。 式中： 螺紋，寬40mm, 外螺紋小徑： 牙根寬度： 牙高： 載荷不均勻系數： 工作圈數： ,取Z=14; 代入得： 螺紋安全系數由下式計算： 式中: ———— 為螺紋處拉應力與剪力的合力； （三） 缸底厚度計算 設計缸筒底部為平面，其厚度可以按照四周嵌住的圓盤強度公式近似計算。查參考文獻[2]表20-6-8，由公式：

50、 （4.7） 式中： ———— 缸筒底部厚度（m）； ———— 缸筒底部內徑（m）； ———— 液壓缸的額定壓力 (MPa)； ———— 缸筒底部材料的許用應力 (MPa)，，取n=2，σs=285 MPa，算得σp=142.5 MPa；代入公式4.7得： 所以，≥0.433×0.2×=0.01919m。 三 活塞桿的強度計算 活塞桿在穩(wěn)定工況下，只受軸向推力的作用，其受力如下圖所示： 圖4.2 查參考文獻[2]P297，只受軸向推力的作用時，則可以近似地用直桿承受的簡單強度

51、計算公式進行計算： （4.8） 式中，F——活塞桿的作用力，N； d——活塞桿直徑，m； σp——材料的許用應力，無縫鋼管σp=100~110MPa； 壓裝液壓缸受軸向推力的作用，F=160KN，直徑d=125mm；帶入公式4.8，計算得： σ= =13.04 MPa〈σp。 所以活塞桿強度滿足要求。 第二節(jié) 液壓缸的結構設計 液壓缸主要尺寸確定以后，就進行各部分的結構設計。主要包括缸體與缸蓋的連接結構、活塞桿與活塞的連接結構、活塞桿導向部分結構、密封裝置及液

52、壓缸的安裝連接結構等。由于工作條件不同，結構形式也各不相同。設計時報據具體情況進行選擇。 一 缸體與缸蓋的連接形式 缸體端部與缸蓋的連接形式與工作壓力、缸體材料以及工作條件有關。常見的有法蘭連接、螺紋連接、外半環(huán)連接、內半環(huán)連接。通過參考文獻[1] P14表2-7選擇螺紋連接，其優(yōu)點是：（1） 外形尺寸小 （2）較輕。缺點是：端部工藝要求較高，裝卸時要用專用工具。 圖4.3 圖4.4 二 活塞桿與活塞的連接結構 活塞桿與活塞的連接結構，分整體式結構和組合式結構。

53、通過參考文獻[1] P15表2-8，確定液壓缸采用整體式結構，這種連接結構簡單，適用于缸徑較小的液壓壓缸，如圖3.3和圖3.4。 圖4.5 圖4.6 后來考慮到這種結構，活塞的直徑為200mm，活塞桿直徑為125mm，加工中，先車出活塞外徑，再車出活塞桿直徑125mm，會造成很大的材料浪費，現在改為圖3.2所示結構，采用螺紋連接結構，結構簡單，便于活塞、活塞桿的加工。 三 活塞桿導向部分的結構 活塞扦導向部分的結構，包括活塞扦與端蓋、導向套的結構，以及密封、防塵和鎖緊裝置等。導向套的結構可以

54、做成端蓋整體式直接導向，也可做成與端蓋分開的導向套結構。后者導向套磨損后便于更換，所以應用較普迫。導向變的位置可安裝在密封圈的內姻，也叮以續(xù)在外伽。機床和工程機械中一般采用裝在內側的結構，有利于導向套的潤滑；而油壓機常采用裝在外伽助結椒在高壓下工作時，使密封固有足夠的油壓將唇邊張開，以提高密封性能。 參照參考文獻[1]P15表2-9，活塞桿導向部分的結構如圖3.3 圖4.7 其特點是：（1）端部與活塞杠直接觸導向，結構簡單，但磨損后只能更換整個端蓋。 （2）蓋與桿的密封常用O型、Y型密封圈。 （3）防塵圈用無骨架的防塵圈。 四 密封圈選用 密封的分類：可分為靜密封和動密

55、封兩種。 （1）靜密封 在正常工作的時候，無相對運動的零件的配合表面之間的密封叫靜密封。 （2）動密封 在正常工作的時候，具有相對運動的零件配合表面之間的密封叫動密封。 靜密封和動密封都可以達到完全密封，但某些動密封部位有一定的泄漏量，可以起到潤滑作用，減小摩擦和磨損。 活塞及活塞桿處的密封圈的選用，應根據密封的部位、使用的壓力、溫度、運動速度的范圍不同而選擇不同類型的密封圈，通過參考文獻[1] P17，選用O型圈加擋圈的形式。 第五章 集成塊設計 第一節(jié) 集成塊組的結構與特點 一 集成塊結構 集成塊這種結構是液壓集成的最早形

56、式，在我國已經廣泛的應用在各種系統中。更由于板式標準元件較為定型，給廣泛使用集成塊式連接裝置提供了有利的條件。雖然廣州機床研究所設計的JK系列、大連組合機床研究所設計的EJMH系列和上海機電設計院設計的YJ系列都有較為完整的通用回路塊組圖紙，但在這次的設計中，集成塊是參照一些集成塊的結構和設計方面的有關知識設計的。 集成塊組，是按通用的液壓回路設計成的通用組件。它由集成塊、底塊和頂塊按一定的順序疊積（如圖5.1），用四只長螺釘垂直固緊而成。 圖5.1 底座的作用：—是通過它將若干中間塊組件固定在油箱面板或其它機體上，二是通過它引進壓力油和引出回油。 中間塊是一六面體通道塊

57、，其體內不僅有構成該塊單元回路所需的各種起管路作用的泊孔通道和安裝控制元件的螺釘孔，而且設有公用壓油孔P、回油孔o、泄漏油孔L，用以聯系每塊上的各單元回路；其三個側面安裝板式控制元件，另一例面安裝執(zhí)行元件管接頭，其上、下面即頂面和底面為塊與塊的疊積結合面（如圖5.2）。中間塊的疊積塊數決定于液壓系統的復雜程度，一般為1—7塊。液壓系統所需單元回路塊多于7塊時，可采用分組疊積。中間塊的疊積次序除特殊情況外，一船可以互換，但由于o形密封圈的鉤孔均在塊體的上接合面，所以塊體本身具有方向性，不能倒置。 圖5.2 為了操縱

58、方便，通常把需要經常調節(jié)的元件，如調速閥、溢流閥、減壓閥等，布置在右側面或前面。 元件之間的聯系借助于塊體內部的油孔道。根據單元回路塊在系統中的作用可分為調壓、調速、減壓等若干種回路塊。每塊的上下兩面為疊和面，步有公用的壓力油孔P、回油孔O和連接螺栓孔。 二 集成塊的特點 從集成塊的組成原理圖可以看出，集成塊由板式元件與通道體組成，元件可以根據設計要求任意選擇，與其他連接方式相比，有以下特點： （1） 可以采用現有的板式標準元件，很方便地組成各種功能的單元集成回路，且回路的更換很方便。 （2） 便于檢查和及時發(fā)現毛病，如果加工中出了問題，僅報廢其中一小塊通道體，而不至于整個系統報

59、廢。 （3）系統的泄漏減少，提高了系統的穩(wěn)定性，并且結構緊湊，站地面積小，裝配和維修方便。 （4）系統中管路壓力損失小，系統的發(fā)熱量小。 （5）有利于實現液壓裝置的標準化、通用化、系列化，由于組成裝置的靈活性大，故設計和制造周期大為縮短。 第二節(jié) 液壓集成塊設計 一 液壓集成塊設計要點 1 設計原則 （1）塊體內油路通道應盡量簡捷，盡量減少深孔、斜孔和工藝孔。 （2）對于有垂直或水平安裝要求的元件，必須按其安裝要求設計集成塊。 （3）集成塊體的外形尺寸，應根據所安裝元件的外形尺寸，并保證塊體內油道孔的最小允許壁厚，力求結構緊湊、體積小、

60、重量輕。 （4）要把工作中需要經常調整的元件(如隘流閥、調速閥等)，安裝在便于操作和觀察的位置上。 （5）塊體上要設置足夠數量的測壓點，以便在作其功能、耐壓等調試試驗時使用。 （6）集成塊與外界連接的油口，如連接液壓泵的油口、通油箱的回油口、通各種傳感器的油口等，要留有安裝法蘭盤和管接頭的足夠空間。 （7）對于重30kg以上的集成塊，應設置起吊螺釘孔。 （8）考慮鉆頭剛性及加工偏移，深孔流道的孔深與孔徑之比，一般不大于10。 （9）兩邊對鉆的深孔，其交接處的過流斷面，必須不小于其中—個孔的橫斷面積。 二 集成塊初步設計 液壓集成塊的設計過

61、程可以分為裝配關系設計和連通關系設計兩個階段。設計的初始條件即連通要求是從原理圖得到的。裝配關系設計即液壓元件布局(Layout)設計，它是確定閥塊體的總體尺寸、液壓閥的安裝面/安裝位置/安裝角度、公共油口/管接口/控制油口以及其它特殊油口的設計過程。 （一） 繪制集成塊的單元回路圖 將液壓系統圖分解，并繪制成圖5.3所示的集成塊單元回路圖，圖中示出集成塊的數量，以及閥之間的油路連通情況，在其三個側面安裝板式控制元件數一般為三個，當多于三個時，可以采用過渡板的形式。在該液壓系統中，系統的空載遠行時，用了一個電磁換向閥和一個溢流閥，將它們放在一個集成塊上，壓裝液壓回路上的閥，放到一個塊上；將

62、提升液壓缸的五個閥分別放到兩個塊上，夾軌液壓回路上的閥放在相同一個塊上（圖5.4）。 圖5.4 （二） 孔道的布置 1 孔道確定 查閱參考文獻[2]，找出所需要的各個液壓閥的油口位置尺寸和安裝尺寸，以便在集成塊上合理布置液壓元件和正確安排通右孔（如圖5.4）。 圖5.5 2 孔道關系 壓元件的布置應以在集成塊上加工的孔最少為好，液壓元件在水平面上的孔道若與公共油孔相通，則應盡可能地布置在同一垂直位置或在直徑d范圍內（如圖

63、5.5a.b）, 否則要鉆中間孔道（如圖5.5c） 圖5.5 三 集成塊設計 (一) 中間塊 按單元回路的通路要求在集成塊上鉆孔（如圖5.6）,在集成塊的三個側面安裝所需的板式控制元件,左側面安裝通往執(zhí)行元件的管接頭。鉆孔的布置要保證百分之百實現液壓原理圖的連通關系，盡量減少工藝孔數目，連通路徑長度盡量短，否則孔道間很容易發(fā)生干涉，工藝孔數目多，甚至無法保證正確連通，此時需要調整布線順序或者重新進行布局方案設計。布局方案為孔道連通創(chuàng)造初始條件，同時連通設計也對布局方案給出量化評價，為布局方案調改提供依據。液壓集成塊設計中，布

64、局設計和布孔設計是相互影響、不可分割的兩個階段。設計的幾塊集成塊中，第一塊的結構較簡單，因其上面只布置了兩個閥，其余的集成塊上孔道比第一塊的多。 圖5.6 （二） 底塊設計 通過它底塊將若干中間塊組件固定在油箱面板或其它機體上，并由它引進壓力油和引出回油。因此底塊上的垂直壓油孔P為盲孔，通過橫孔將壓油孔P在底塊后側面引出，由管接頭與泵相關，回油孔直接通油箱。 （三） 頂蓋 頂蓋的作用是封閉主油路，連接集成塊，并在上面安裝壓力表以便測壓。 （四） 過渡板

65、 在夾軌系統的回路中，四個閥安裝在一個集成塊上，為了避免閥的安裝螺孔或通油孔與集成塊的安裝螺紋孔相碰，采用過渡板，將相鄰的油路與過渡板的進油孔P1、出油孔P2預先在過渡板上鉆通（如圖5.7）。然后把過渡板安裝在集成塊的前面（如圖5.8）。為避免相碰，過渡板的高度比集成塊的高度小2mm，過渡板的長度超過集成塊的長度。 圖5.7 圖 5.8 四 繪制集成塊的加工圖 1 繪制集成塊四個側面和頂面的視圖，如圖5.3所示。 圖5.6

66、 2 根據各層孔道布局繪出各層剖視圖，如圖5.7所示。 圖5.7 3 為加工方便，將各孔編號列表，并注明孔徑、孔深和與之連通的空號，如圖5.8所示。 圖5.8 圖5.9 4 繪制集成塊裝配外型圖，集成塊上各閥安裝后的外形圖表示各閥的安裝位置和方向，如圖5.9所示。 5 尺寸標注 尺寸標注可以來用基面式、坐標式兩種尺寸標注方法中的一種。結構較復雜的集成塊宜采用坐標式，即在塊體上選一角（通常以主視圖左下角)作為坐標原點，以坐標形式標出各孔的中心坐標，其安裝面上只用坐標法標出基準螺釘孔的位置，其余相關的尺寸以基準螺釘孔為基準標注。這樣，既便于實現CAD、CAM，也便手工繪圖，粘貼元件樣板圖樣(對所選元件，按其產品樣本，繪出它頂視圖輪廓尺寸和其底面上各蝕口位置尺寸的圖樣)和孔道位置。 6 材料選擇 材料選擇中，承受低壓的集成塊，一般選用球墨鑄鐵為好，因為它的可加工性好，尤其對深孔加工有利。但鑄鐵塊的厚度不宜過大，因隨著厚度的增加，其內部組織硫松的傾向較大，在壓力油的作用下易發(fā)生滲漏，故不