液压成型机床设计毕业论文机械液压动力学

液压成型机床设计设计任务1.对整机的液压系统进行设计和优化2.对整机及其部件进行结构设计，如床身，工作动力部件等3.对各机床的各零件进行计算、设计和校核4.绘制出整套零部件的工程图和装配图 5.编写设计说明书 6.完成一篇相关英文资料的中文翻译 7.对完成的工作进答辩1 绪论1.1 课题的来源和背景随着现代工业快速的发展和人们的生活水平的不断的提升, 在生活和工作中 人们不仅对产品的质量有一定要求,也要求产品节能环保,造型美观,包装漂亮等。因此现代社会中产品的型状多式多样的，产品成型机在现代的工业的中被广泛应用，如塑料成型机、橡胶成型机、金属成型机等。因此对现代化的成型机床进行研发和设计具有一定的价值和意义。笔者在邵阳维克液压有限公司生产实习时候，发现公司接到不少的不同型号和不同工况要求的产品成型机床的订单。在此选取一个项目作自己的毕业课题，对产品成型机床进行整机设计，这样不但可以为公司对产品的成型机床研发和设计出一份薄力，同时也是对自己这大学期间所学的专业知识进行一次大的总结。1.2 国内外研究的现状 目前市场上产品成型机各式各样的，但是根据其动力装置可以大概分为以下几类产品成型机：机械式产品成型机，液压式产品成型机，电动式产品成型机和气动式产品成型机。其中液压式产品成型机在市场上居多，因为其能很方便实现高压力和不同工作速的要求且传动平稳，噪声小等储多优点。根据其自动化控制程度又可分为：手动控制、半自动控制和全自动控制。在国内的大多数为半自动控制机床，全自动大吨位精确度较高机床大多从国外进口，因此对机床的自动化控制的研究有待于提高。1.3 主要的研究的内容和方法1.3.1 根据客户具体要求对成型机工况进行分析在对产品成型机床进行设计时，首先对其具体的工况进行分析，要特别注意其工况是否有特殊要求。在充分了解到机床的工况后再进行产品设计。1.3.2 对机床进行运动学和动力学分析 只有要对机床在实际的运动动作和轨迹，工作时候作用力进行分析后才能确定其动力的大小，传动方式，动力头要实现的机能。1.3.3 对机床进行总体布局设计 在机床总体设计的时候，要充分利用空间，使其结构紧凑。1.3.4 对液压系统进行设计 对系统进行设计的时候，要对其进行优化，要求液体系统有较高的传动效率，使其能量损失最小。1.3.5 对机床进行机械设计和结构设计对机床的机械装置部分进行尺寸计算和结构设计，并校核其强度，保证机床安全性和可靠性。1.4 本章结论 在产品进行开发设计时，要充分了解市场的需求，再根据客户的具体要求对其具体的工作情况进分析，然后再进行详细设计，在保证其工作性能的前提下再进行整机性能进行优化，保证其安全性，可靠性和可操作性等。这样设计出来的产品才能赢得市场，才能被人们接受。2 设计任务、要求及方案设计2.1 设计任务1.对整机的液压系统进行设计和优化2.对整机及其部件进行结构设计，如床身，工作动力部件等3.对各机床的各零件进行计算、设计和校核4.绘制出整套零部件的工程图和装配图 5.编写设计说明书 6.完成一篇相关英文资料的中文翻译 7.对完成的工作进答辩2.2 系统的性能与技术要求技术要求：能实现工作头快速进给、工作进给和快速退回等动作；操作简单维修方便。运动平稳协调，能满足动力要求，保证工作精度。满足结构设计符合相关的标准和规范，满足强度、刚度、耐磨加工工和经济性要求。主要参数：1.液压缸行程160mm 2.工作压力20MPa 3.工称压力550KN 4.工作台的面400*400mm 5.工作台快速工作速度100mm.s 6.工作台快速下行速度100mm.s2.3 总体方案设计机床总体设计方案包括：工艺方案，主要参数，机床总体布局，传动系统，电气系统、液压系统和主要的结构草图，实验结果及技术分析报告。在此次设计中，此机床用于热固性塑料，塑性材料等进行冲压，全液压传动，控制要求实现快进，工进，快退等全过程。工作台：由一对模具座组成，其尺寸为400*400mm，它们为上下安装，上模座为固定的，下模座与执行元件液压缸相连，可沿四根滑柱滑动，这样布局主要是为了机床在进行产品冲压的时候，成品能以其重力自动脱模。液压系统：拟实现快进，工进，快退和行程的控制和过载等功能。机床总体拟采用立式布局（如图2.1所示），由电机为动力源，带动液压泵提供压力，由液压缸驱动滑台实现快进、工进、快退等功能。工艺方案和主要部件的结构图在后面将进详细的介绍。图2.1机床总体布局图3. 液压系统的设计和计算液压系统作为液压机床设计的重要部份,设计时必须满足主机工作所需要的全部技术要求,且要求静动态性能好，传动平稳，效率高，结构简单，工作安全可靠，经济性好，使用维护方便。因此，液压系统和机床总体设计综合考虑，做到机械结构，电气系统计，液压系统的相互配合，保证整机的综合性能最高。3.1工况的分析 此液压成型机床主要完成的是塑性材料产品的成型。在前面的对其总体结构进行设计时，压力头部份采用了立式，即两模座上下布置，且下模座为压力头。因此，在动力头快进过程中，液压缸承受的力为下模座的重量和下模座和四滑柱间的磨擦力，在快退过程中承受的也只有下模座和四滑柱间的磨擦力，动力头进行产品冲压的时候，要求有55T（约550KN）的工作压力。由经验数据可知往复运动加速、减速的惯性 ,静磨擦阻力 ，动磨擦阻力 ，快进速度为100mm/s,工进速度为7mm/s，快退速度为100mm/s。表3.1 液压缸在各阶段负载值工况负载组成负载F/N推力 /N启动10001111加速11001222快进F= 500550工进F=F+670750快退F=600667注：1.液压缸的机械效率=0.9； 2.G为模具和产品的重量, 为模座与四滑柱间的磨擦力。3.2 液压缸主要参数的确定3.2.1 活塞内径D的计算由上面的分析可得此成型机床最大的负载约为550000N,查表3.2和表3.3取工作取最大工作压力19MPa。在液压系统总体方案设计的时候,选用开式系统，即返回时执行元件油直接回油箱，因此P2为0。在液压缸工作的时候,油体是回路中循环运动,油管中是有压降存在的, 在快进和快退时回油腔中是有背压的,由于系统简单,其背压值也非常小。 由工进时推力可根下列公式计算出液压缸的面积 = (3.1)由于3.2.1 活塞杆直径d的计算(1)速比的计算1 速比是指液压缸活塞杆往复运动时的速度比。(3.2)=100/7=14.28因此活塞直径d根据公式 d=D = 因此，将其圆整为D=190mm,d=180mm。表3.2 按负载选执行文件的工作压力负载/N50005001000010000200002000030000300005000050000工作压力/MPa0.811.522.5334455 表3.3 按机械类型选执行文件的工作压力机械类型机 床农业机械工程机械磨床组合机床龙门刨床拉床工作压力/MPaa235881010162032根据上述的D与值，可估算液压缸在各个工作阶段中的压力，流量和功率，如表3.4所示表3.4 液压在不同阶段的压力,流量和功率值工况负载F/N回油腔压力进油腔压力输入流量输入功率快进启动1111=0-加速1222-快进667较小-工进7600快退起动1111=0-加速1222较小-快退6673.3 液压系统方案设计拟订液压系统原理图是整个设计工作中最主要的步骤，他对系统性能以及设计方案的经济和合理性能具有决定性的影响。其一般方法是根据动作和性能的要求先分别选择和拟订基本回路，然后将各回路组合成完整的系统。最后将此系统进行归纳和整理。增添必要的元件和辅助油路，使之成为完整的系统。3.3.液压系统的设计要求本液压系统的设计具体要求如下：(1) 系统各零件要有较高的强度和耐磨性。(2)油缸运动要平稳,运动过程中不能卡的现象。(3) 本液压系统控制各油缸正确动作。(4) 系统结构设计紧凑、操作方便、性能可靠、实现自动操作。3.3.2回路方式的选择液压系统按油液的循环的方式不同,开式系统和闭式系统。开式系统即从执行元件排出来的油回油箱，冷却后再进入液压泵的进口，其结构简单；闭式系统即工作液体在系管中封闭循环，其结构紧凑，空气不容易进入到系统，传动较为平稳。本设计中由于其液压系统比较简单，因此选用开式系统。3.3.3执行元件的选择由于此液压成型面床动动力装置是沿立柱滑动，因此为这种运动为直线运动，其要求有三种控制速度，分别是为动力头快进，动力头工进和动力头快退三种速度，能实现刚开始速度快，然后再慢速，再快速的有增速缸，因此选用双作用活塞增速缸。3.3.调速方式的选择在选择执行元件时，选用了增速缸，它能实三种速度工作速度，因此它有三个进油口。选用顺序阀与之配合使用，能实现调速（如图3.1）。开始时，压力比较小油液从底端进入，由于面积较小，所以速度就较快，这样就实现快进。当有负载时系统压力就增大了，顺序阀打开，这样同样的流量而有效面积增大了，因此速度就降下来了。当油液从B进入，液压缸快退。图3.1 增速缸与顺序阀连接3.3.5 调压方式的选择 在液压系统中选用两个溢流阀，分别安装在两个进油油路上，以之来调定系的压力以保持系统或回路中的压力恒定。3.3.6 换向回路的选择在液压系统中一般使用换向阀，在这里选用三位四通的电磁换向阀，其结构简单，使用和维护方便。3.3.7 动作转换控制方式 在本液压系统中动作控制中,采用了压力继电器来控制电机,当系统压力达到压力继电器的调定值,发出电信号,使电机停止运行,从而对系统起到保护的的作用。3.3.8 拟定液压系统图 图3.2 液压系统原理图综合上述分析和所拟的方案,将各种回路合理组合成些机床液压系统原理图如3.2所示。3.4 液压元件的选择3.4.1 液压泵液压在整个工作循环中的最大的工作压力为20MPa,查表液压设计手册得各种阀的压力损失值如下：单向阀为0.30.5，换向阀为1.53，顺序阀为1.533，其单位均为 。根据上面拟定液压系统图，油液从液压泵的出经过三位四通换向阀，再过液控间向阀，再经过顺序阀，最后到液压缸的入口，因此其有多重压力的损失。另外在用压力继电器调时候，其调定压力要比最大的工作压力高出0.5MPa 则泵的最大的工作压力计算如下 pB=p1+p1 (3.3)=19.44MPa液压泵应该向液压缸提供的最大的流量，若回路泄漏按液压缸输入流量的10%估计，则泵的流量为 =根据以上求得的pp和qp值，按系统中拟定的液压泵的形式，从产品样本或本手册中选择相应的液压泵。为使液压泵有一定的压力储备，所选泵的额定压力一般要比最大工作压力大25%60%1。根据以上计算，选取CY1414-B型液压泵,其排量为2.5400,压力31.5MPa,转速10003000。3.4.2 电动机的选择电动机的选用的一般原则如下：在选择电动机的类型时要根据工作机的要求来选取；负荷平稳且无特殊要求的长期工人制机械，应首先采用鼠笼型异步电动机；电动机结构有开启式、防护式和防爆式，应该根据防护要求及环条件进生选择；选用电动机的类型，除了满足工作机械的要求外，还需要满足电网的要求，如启动时能维持电网电压水准，保持功率因数在合理范围内等；电动机功能应有适当的备用容量。通常对在变载荷作用下，长期稳定连继动行的机械，所选用的电动机的额定功率应稍大于工作机的功率。由公式3.4计算出工作机的总功率 (3.4) =20.44 0.198=3.8kW本设计中选用Y123M-4电动机,其机功率为7.5kW,转速1440 。3.4.3 液压阀的选择液压阀的规格，根据系统的工作压力和实际通过该阀的最大流量，选择有定型产品的阀件。溢流阀按液压泵的最大流量选取；选择节流阀和调速阀时，要考虑最小稳定流量应满足执行机构最低稳定速度的要求。(1)溢流阀的选择在阀类元件中一种叠加阀,它可直接得用阀体本身的叠加而无需另外油道连元件而组成液压系统的特定的结构的液压阀。叠加阀安装在板式换向阀和底板之间，每个叠加阀除了具有某种控制功能外，还起到了油道作用。叠加阀的工作原理和一般阀的工作原理基本相同，但是在结构和连接上它自成体系。由叠加阀构成的液压系统，结构紧凑，体积小，重量轻，占地面积小；叠加阀安装简便，装配周期短，系统有变动需增减元件时，重新安装比较方便，使用叠加阀，元件间无管件连接，消除了因管接头等引起的漏油、震动和噪声。因此，在本设计中根据系统中的压力和流量选用了Z2DB6C240B-315叠加式双流阀。 （2）液控单向阀和电磁换向阀的选择在选择方向控制阀时候，其的流量一般要选得比实际通过的流量稍大一些，必要时也允许有20%以内的短时间过流量。根据上面的计算，并且通过查液压设计手册电磁换向阀可以得出换向阀的型号为：34D2H10-C电磁换向阀。其中为四通路，通径为10mm, 流量为20L/min。液控单向阀选取用AY-F6D-A(B)-1。(3)压力继电器的选择压呼继电器调整压力要比系统的工作压力要高出0.5MPa,所以在本设计中用HED40A10/350，其调整压最高可达35MPa。(5)其它辅助液压元件的选择根据系统的工作压力和系统中最大的流量，可选出这些元件的型号及规格，如表3-7所选出的一种方案。3.5 液压系统的性能验算3.5.1 回路压力损失验算液压系统初步设计是在某些估计参数情况下进行的，当各回路形式、液压元件及联接管路等完全确定后，针对实际情况对所设计的系统进行各项性能分析。对一般液压传动系统来说，主要是进一步确切地计算液压回路各段压力损失、容积损失及系统效率，压力冲击和发热温升等。根据分析计算发现问题，对某些不合理的设计要进行重新调整，或采取其他必要的措施。(1)管路系统压力损失的验算液压系统压力损失油液在进油管的流速根据下列公式： v= (3.5) =0.94 压力损失只要包括沿程压力损失，局部压力损失和阀类元件的局部损失。因此损失压力的总和： p=p1+p2+p3。 (3.6)表3-7 元件的型号和规格序 号元件名称估计通过流量 型 号规 格调节压力/MPa1液压泵14CY1414-B31.5MPa2电磁换向阀1334D2H-10B-C31.5MPa3双溢流阀叠加式4Z2DB6C240B-35125MPa6，204液控单向阀12AY-F6D-A（B）-132MPa5顺序阀12X2F-B10H36-21MPa6压力继电器12HED40A10/350MPa7过滤器14WU-25*180-J31.5MPa8空滤器-QUQ2-10*1.0-9耐震压力表-YN60-3-10压力表开关-KF-L8H- 沿程压力损失首先，要判别管中的流态，设系统采用46#抗磨液压油，精度等级不低于NAS8级，其工作环境温度为20-50时，查机械设计手册常用液压油的牌号和黏度表取其运动粘度=50，根据公式可以求出雷诺系数所以有： Re= 1 (3.7) = =300其临界雷诺数为3000，而实际流动时的雷诺数为300，小于3000，则管中应为层流，则阻力系数 ： =80/Re (3.8) =80/300 =0.27若取油管长度均为1m，油液的密度为=890kg/m，则进油路上的沿程压力损根据公式可以求出: p1= (3.9) =0.27 =6635.3局部压力损失液体流经如阀口、弯管、通流截面变化等局部阻力处所引起的压力损失。液流经过这些局部阻力处时，由于液流方向和流速均发生变化，在这里形成了旋涡，使液体的指点之间互相撞击，从而产生能量的损耗。局部压力损失包括管道安装和管接头的压力损失和通过液压阀的局部压力损失，前者视管道的具体结构而定，一般取沿程压力损失的10%，而后者与通过阀的流量大小有关，若阀的额定流量和额定压力损失为qn和，则当通过阀的流量为q时的阀的压力损失为。(3.10) (3.10) 在该系统中主要有电磁换向阀和顺序流阀，根据各个产品的参数可知，再根据公式（3.6）确定各个阀的压力损失如下： = (3.11) =0.01 Mpa=0.0046MPa= =0.01 Mpa=0.0015 Mpa液压缸回油路上的流量为: (3.12)L/min=1.24L/min 回油路管中的流速为: (3.13) =0.257 m/s因此 Re= (3.14)=0.2571610-3/6010-6=68.5=80/Re =80/68.5 =1.17 所以回油了路上的沿程压力损失为: (3.15) =2132.6Pa总的压力损失：由上面的计算所得可求出: (3.16)=（6635.3+4600+1500+2132.6）MPa=14867.9Pa=14867.9Pa，计算出来的结果小于估计的值，因此不必更改。3.5.2 液压系统的发热温升计算1系统在工作时，有压力损失、容积损失和机械损失，这些损失所消耗的能量多数转化为热能。特别是液压系统，系统发热使油温升高，导致油的粘度下降、油液变质，影响正常的工作。为此，必须控制温升在许可的范围内，如工程机械和机车车辆应控制在T=35-40。该系统中产生热量的元件主要有液压缸、液压泵、溢流阀和单向阀，散热的元件主要有油箱，系统经一段时间后，发热与散热会相等，即达到热平衡。液压泵输入的有效功率为 (3.17)液压缸工进时的有效功率为 (3.18)由此可得液压系统单位时间的发热量为Q= (3.19)系统的温升，等于系统热平衡事的温度和环境温度之差，取油液的最高工作温度为60，工作的环境温度为30，则t为 t=（60-30） (3.20)=30计算出油箱最小的有效容积 (3.21) = 4 液压缸的设计4.1 液压缸主要参数液压缸一般来说是标准件，但是在本设计中的液压缸为非标液压缸，因此需要自行设计。压缸的设计是在对所设计的液压系统进行工况分析、负载计算和确定了其工作压力的基础上进行的。首先根据使用要求确定液压缸的类型，再按负载和运动要求确定液压缸的主要结构尺寸，必要时需进行强度验算，最后进行结构设计。液压缸的主要尺寸包括液压缸的内径D、缸的长度L、活塞杆直径d。主要根据液压缸的负载、活塞运动速度和行程等因素来确定上述参数。在进行液压设计的时候已经计算出了液压缸的内径D=190mm,液压杆d=180mm,液压缸行程S=160mm。因为此液压系统中的液压缸能实现快进、工进、快退的增速液缸，因此，在这个液压缸上应该有一个小的面积，当流量一定时，而面积很小，活塞运动的速度就快，因此这个小面积能够实现机床的快进。根据其工况对其面积进行计算如下：(4.1)因此 液压活塞的行程，在初步设计时一般按工作所需要的长度来确定，但是实际工作所需要的行程并不一定是液压缸稳定性所允的行程。为了计算其行程，那首先必须计算出活塞最大的允许的长度。(4.2)式中d为活塞杆的直径单位为cm； P为活塞杆纵向负载单位为KN； n为末端条件数； 安全系数，。按照此机床中液压缸的安装形式，确定端条件数为n=4 =20.21cm 由上面的计算可得，最大的允许的长度大于液压缸工作所需要的行程，因此上面液压缸的行程可用。4.2 液压缸的结构设计此液压缸为增速缸，它是由缸底、缸筒、缸盖兼导向套、活塞、和活塞杆、组成。又由于活塞和活塞杆的尺寸相差不大，因此将活塞和活塞杆做成一体。缸头和缸体是通过螺纹连接的。其具体结构如图4.1。1.活塞杆 2.缸头 3缸筒 4缸底 5缸头主密封 6活塞主密封图4.1 液压缸结构图4.3活塞的杆设计和强度的计算由上面的设计可以知道此活塞和活塞杆做成一体的, 活塞杆在稳定的工况下面,只受到轴向的拉力和压力,那么就可以将其近似于杆件的受拉压的强度计算公式进行计算。2(4.3) 活塞杆的材料选项用40Cr其许用应力许用应力大约为490MPa，因此其的远远小于许用应力。活塞杆在工作的时候力很大，因此进行材料选择的时候一般选取用高强度材料如45钢，40Cr等，为了提高其抗拉强度一般要进行调质处理。活塞经常进行往复运动，也与密封件紧相接触进行密封，因此要求其表面有一定的强度、耐磨性和光滑。在活塞杆进行制造的时一般要求有表面镀铬和高频淬火。活塞在液压力的作用下，沿缸体滑动。因此必须配合得适当，不能过紧，也不能过间隙太大。配合过紧会使启动的静压力过大，降低了机械效率，如果过间隙太大，那么会造成内部泄漏，降低容积效率，而达不到设计的要求。在这个设计中，采用双支承圈活塞，即在活塞的外圆上套上两个尼龙的或聚四氟乙烯材料的开口环。这种不起密封作用，起密封作为活塞上面的主密封。由于尼龙的或聚四氟乙烯材料耐磨性和自润滑性非常好，所以摩擦小，使用寿命要长。4.4 液压缸缸体的设计4.4.1 液压缸缸筒内径的确定根据分析，缸筒单活塞式液压缸，由上面设计可知缸筒直径d=190mm。4.4.2 液压缸缸筒的有效面积根据公式可以求出缸筒内的面积： 有杆腔面积 (4.4)=0.0029m2无杆腔面积 (4.3) =0.0283液压缸缸筒的结构参数，主要包括缸筒壁厚，油口直径、缸底厚度、缸头厚度等。4.4.3 缸筒壁厚的计算和校核(1)壁厚的设计查机械设计手册第五卷第七章表 377-64，由上求得缸体内径标准值190mm，得外径240mm 根据公式（4.4）可以确定壁厚： 可知 =（240-190）/2 (4.4)=50/2mm =25mm(2)液压缸的缸筒壁厚的校核液压缸缸的额定压力pn=20Mpa,取py=1.25,pn=1.2520Mpa=25Mpa。液压缸缸壁的材料选35号钢，得其材料抗拉强度b=520Mpa。取安全系数为n=5，=b/5=520/5MPa=104MPaD/=240/25 =9.610(4.5)-1）mm =24.7525mm壁厚合适。4.4.4 液压缸油口直径的计算 根据公式 (4.6)式中为液压缸油口直径 ;d为液压缸内径0.190m 设液压缸最大输出速度为0.0250 m/s,查表得油口液流速度 4.8m/s。 =0.0012m=12mm4.4.5 缸底厚度h的计算该液压缸为平形缸底且有油孔 (4.7)式中 h为缸底厚度 d为液压缸内径 为试验压力 缸底材料的许用应力，取安全系数n=4，则= =550/4=137.5Mpa。由于缸的额定压力=25Mpa大于16Mpa。所以根据公式(4.7) =0.035m=35mm 本设计为了方便安装和设计，采用标准件，采用球头法兰进行缸底连接，具体可见液压杠的球头法兰零件图。4.4.6 缸头的联结方式内螺纹联结,是在缸筒端部加工出内螺纹和退刀槽,缸头直接通过螺纹连接如图4.1。 1为缸筒、2为缸头图4.1 缸体和缸头的连接方式4.4.7 缸盖的联结计算2缸盖和缸筒的连接采用内螺纹联结,即在缸筒的端部加工出螺纹和退刀槽然后由缸盖和缸筒直接连接。螺纹连接的强度的计算缸体螺纹处的拉应力为： (4.18)缸体螺纹处的切应力为： (4.19)缸体螺纹处的合成应力为： 10 式中 K-螺纹拧紧系数，动载荷，取K=1.5 F-缸体螺纹处所受的拉力 N，F=550000N -螺纹内径 mm -螺纹处的拉应力 Pa 螺纹材料的许用应力，= n安全系数，一般取1.5-2.5 由上面的计算可得本设计中的螺纹的强度是够用的。 4.5 液压缸主要零件的结构、材料及技术要求 4.5.1 油缸的密封次油缸设计充分考虑了其所处的环境恶劣，在密封件的造型上力求密封性能的可靠和寿命有可靠保证。4.5.2 油缸缸体本工程油缸的缸体材料为优质无缝钢管制作，强度高于ST5.2N，内径采用GB1184中的H8配合要求，表面粗糙度达Ra0.4，直线度要求达1000：0.1，圆柱度要求达0.02，孔口有导向角，粗糙度为Ra1.6，缸口采用内螺纹联结连接，并对焊缝进行100%超声波探伤，按JB4730-1级标准验收。活塞杆材料用优质45锻钢并正火处理，表面防腐采用镀铬工艺，镀0.040.06mm硬铬，杆头开有夹头及导向角，所有结构均符合国标要求，表面硬度达HRC58-64以上，圆度公差值达7级精度。活塞所用材料为45#锻件正火处理加支承环结构（材料为QA19-4），活塞外径公差达f8，内径采用基孔制，公差为H9，其密封面（槽）的加工精度为h9，粗糙度为Ra1.6，两端面对内孔的垂直度为0.04mm，外径对内径的同轴度为0.03mm，定位有导向角导入。缸底、缸盖均采用锻焊钢件，材料为45#并经正火处理，各配合处的圆柱度高于9级，同轴度公差为0.03mm，粗糙度为Ra1.6um。油缸设有排气测压装置，销轴部位设有防水防锈机构。 密封：选用O型密封圈，Y型密封圈，缓冲密封圈。防尘：防尘圈。5 液压辅助元件的选择与结构设计5.1 滤油器5.1.1 滤油器的种类和功能液压系统中工作介质有各种杂质,它的主要来源于液压系统中的未清洗干净的铸砂、铁屑，焊渣等。在液压系统中用滤油器来去除液压油中的各种杂质，这样促使液压元件和系统能够有效的工作。 按滤油器的滤芯不同，可将其的分为网式滤油器、线隙式滤油器、纸质滤油器、烧结式滤油器和磁性滤油器。5.1.2 滤油器在液压系统的安装位置(1)滤油器安装在液压泵的吸油管上（如图5.1a所示） 将液压滤油器安装在吸油管路上,主要是保护,防止吸油较大的颗粒吸入液压泵,而损坏液压泵。为了不影响泵的吸油能力，装在吸油管上的过滤器通油能力应该在大于液压泵流量的两倍。其压差也受到液压泵吸油特性的限制，使用压差不大于0.02MPa。 （a） (b) (c)图5.1 滤油器安装位置图(2)滤油器安装在供油管路上（如图5.1b所示） 滤油器安装在供油管路上，可以保护除液压泵以外的其它元件。在供油管路上的可以安各种型式的滤油器。过滤精度一般为3-20，最的压差一般为0.35-0.5MPa,并且过滤器要一定的强度。(3)滤油器安装在回油管路上（如图5.1c所示） 在系统的回路上安装过滤器是比较理想的。在液压回油箱之前，过滤器将外界浸入系统和系统内产生的污染滤除，从面可以使系统中液压油清洁，回路上的滤油器承受的压力为回油背压。一般不超过1MPa,因此可以加大其的结构尺寸，以提高纳垢容量。因此在这可以选用高精度的滤油器，最大的允许压差一般为0.35MPa。3滤油器选择 由于本次设计的液压系统非常简单，在系统中只选用吸油滤油器。因此对其要求有足够的流通能力。因为需要经常清洗过滤器，所以在油箱的安装结构上要考虑到其的安装方便。在本设计中选取用QUQ2-10*10滤油器，用于滤除液压泵口处的油液中的杂质，以保护液压泵和其它液压元件，有效地控制系统污染。此滤油器的吸油能力大，阻力小。可直接安装在油箱盖板上，筒体伸入油箱内。当滤芯清洗时需清洗或更换时，只需打开过滤器的上盖，即可取出滤芯进行清洗或更换，非常方便。 5.2 油管及管接头5.2.1 油管 油管用于液压系统中传送液体，油管的种类有无缝钢管、有缝钢管、橡胶软管、紫铜管、尼龙管、塑料管等。(1)管道面积： A= (5.1) 式中 Q通过管道内的流量（）； 管内允许流速（m/s）见表5.1。表5.1 液压管内油液流速推介值管道推荐流速/（m/s）液压吸油管道0.51.5 液压系统压油管道36，压力高，管道短，粘度小取大值液压系统回油管道1.52.6 吸油管道的面积A1 = 其中流速取0.8 m/s吸油管的内径d1 =16mm压油管的面积A2 = 其中流速取5 m/s压油管的内径r2 =7mm回油管的面积A3 = 其中流速取2.5 m/s回油管的内径r3 =10mm因此，选用吸油管选用内径公称直径为22mm软管，压油管也选用内径公称直径为16 mm软管，回油管选用内径公称直径为10mm的软管。5.2.2 管接头的选择 管接头是油管与液压元件、油管与油管之间可拆卸的连接件。管接头必须在足够的前提下，在压力冲击的振动下要保持管路的密封性、连接可靠、外形尺寸小、加工工艺好、压力损失小等要求。 常用的管接头有焊接管接头、卡套管接头、扩口管接头、扣压式胶管接头和快速管接头。在本设计中分别选取的软管接头A-10*3W和A-4*3W两种接头，其它装配中需要的接头见装配图。5.3 油箱 液压系统中的油箱的主要用途就是储油和散热，也起着分离油液中的气体及沉淀物的作用。因此从上面的角度来看，油箱的容积越大越好，但是如果容积越大，会导致体积大，重量也有增在，操作不方便等。对于固定设备上面的油箱一般有效容积V为液压泵的每分钟流量的3倍以上。通常根据系的压力来确定油箱的有效容积V： 低压系统：V=（2-4）60q() (5.2) 中压系统：V=（5-7）60q() (5.3)自然冷却（没有冷却装置 ）的情况下，一般对长、宽、高之比为1:（1-2）:(1-3)的油箱。且油面高度为油箱高度的80%时，其有效容积可以近似按下列公式确定： (5.4) Q=P（1-） (5.5)式中为油液温升值；Q为系统单位时间的总发热量；P为液压泵的输入功率。根据前面对液压系统进行热平衡验算计算出来数值，在本设计中根据机床的工况和空间布置采用尺寸较大的油箱其尺寸为：l=1120mm,d=995mm,h=585mm。油箱结构的具体要求如下：油箱的底部应做成适当的斜度，并在其最低位置安置放油口，以便换油时油液和污物能从油口顺利地流出。箱盖上应该安放空气滤清器，其通气量不小泵的流量的1.5倍。5.4 空气滤清器 液压系统对油液的清洁度要求比较高，因此净化油液是非常重的环节。空气滤清器能够防止空气的中的污染颗粒进入油箱，从而保证液压系统能够正常工作。它也能维持箱内的箱力和外部大气压的平衡，以避免产生空穴现象。本次设计中选取用QUQ2-10*10空气滤清器。5.5 压力表及其附件液压系统中的压力一般都用压力表进行观测，以调整达到要求的工作压力。一般工程机械采用1.5-4精度等级的压力表。在选择压力表时应选用其量程比系统最高压力高出1.5倍左右的压力表。压力表应安装在调整系统压力时能很容易观看到的位置，当其接入系统管道时应接压力表开关，以防系统的压力的突变和脉动而损坏压力表。在这里选用YN60-111（0-40MPa）压力表和 KF-L8H型压力表开关。5.6 集成块设计5.6.1 块体结构 集成块的材料一般为铸铁或锻钢，低压固定设备可用铸铁，高压强振场合要用锻钢。块体加工成正方体或长方体。对于较简单的液压系统，其阀件较少，可安装在同一个集成块上。如果液压系统复杂，控制阀较多，就要采取多个集成块叠积的形式。相互叠积的集成块，上下面一般为叠积接合面，钻有公共压力油孔P，公用回油孔T，泄漏油孔L和4个用以叠积紧固的螺栓孔。P孔，液压泵输出的压力油经调压后进入公用压力油孔P，作为供给各单元回路压力油的公用油源。T孔，各单元回路的回油均通到公用回油孔T，流回到油箱。L孔，各液压阀的泄漏油，统一通过公用泄漏油孔流回油箱。集成块的其余四个表面，一般后面接通液压执行元件的油管，另三个面用以安装液压阀。块体内部按系统图的要求，钻有沟通各阀的孔道。5.6.2 集成块结构尺寸的确定 外形尺寸要求满足阀件的安装，孔道布置及他工艺要求为减少工艺孔，缩短孔道长度，阀的安装位置要仔细考虑，使相通油孔尽量在同一水平面或是同一竖直面上。对于复杂的液压系统，需要多个集成块叠积时，一定要保证三个公用油孔的坐标相同，使之叠积起来后形成三个主通道。各通油孔的内径要满足允许流速的要求。一般来说与阀直接相通的孔径应等于所装阀的油孔通径。油孔之间的壁厚不能太小，一方面防止使用过程中，由于油的压力而击穿，另一方面避免加工时，因油孔的偏斜而误通。对于中低压系统，不得小于5mm，高压系统应更大些。6 液压成型机机械部分设计6.1 机床立柱的设计6.1.1 立柱的工况与受力分析此机床主要是进行材料的成型冲压，而冲压模的上模固定在四根立柱上的，下模是与液压缸连接在一起，工作的时候，是液压缸推动下模，沿四根立柱，与上模压合。在这个过程中，四根立柱既具有导向作用又具有支撑作用，其在工作中受力最大，因此立柱需要足够的强度和强度在对产品进行设计的时候，对立柱进行强度的设计也是本次设计工作的关键。由上面的工况分析可知，立柱在工作过程中主要的受的是拉的，受力情况如图6.1所示，其值从前面设计中得F=550KN。因此可得每一根立柱受力的大小为： =550/4=137.5KN (6.1)图6.1 立柱受力分析示意图6.1.2 立柱的尺寸的计算 在确定立柱尺寸之前首先要对它的材料进行选择,由上面的分析可知其在工作过程中是受拉的,因此在这里选用45钢，查询机械设计手册，查得其抗拉强度为=353MPa。当立柱丧失正常工作能力的现象称为失效。通常当塑性材料构件截面上的应力达到屈服极限时，由于产生较大塑性变形，影响构件正常使用，认为构件失效。将立柱失效时的应力称为材料的极限应力,其值为。立柱工作时，其最大工作应力应小于许用应力。许用应力与极限应力的关系为 （MPa） (6.2) 式中为许用应力； 为屈服强度； 为安全系数，其值大于1。 取1.2,因此其许应力为= MPa根据强度条件 所以 实际上d的值为计算出的1.25倍 从上面的计算可得立柱的最小部分实际直径d不得小于61.3mm,在本次设计中出安全性，可靠性因素方面考虑，将其实际直径圆整为d=65mm，这样一定能够满足机床的强度要求。6.1.3 立柱的结构设计 四根立柱的上端要支撑上模，并且受压，下端与机床底座相连，因此两均用螺纹连接。根据总体设计的的布局和尺寸和对其强度进行计算的数据，对立柱进行结构设计如下：图6.2 立柱结构图6.2 模座与机座的设计 因为要求本机床重量小，移动方便，因此机座用的45钢板，其下面的用槽钢支撑。模座的是用来安放模具的,因此其需要一定的强度,在本次设计中选用45号钢,当设计中选适当厚度，其强度能够满足机床强度和刚度的要求。在本设计中选择mm因为其要沿四立柱移动，因此其上要有四个孔，其能让四个立柱通过，还要有装模具的T型槽。 图6.3 下模座基本结构示意图结 论本文针对500吨液压成型机进行液压系统设计和机械设计,我国的液压压力机的设计技术已经很成熟了，本人的设计步骤基本上跟厂里专业人员的一样，唯一不同的就是自已缺乏实际的工作经验,为了凝补这一缺陷,本人经常向指导老师姜宏阳请教并多次下工厂与有经验的老师傅们学习和交流。作为一名本科学生，毕业设计是对所学知识运用的一次很好的考验，在设计的过程中本人充分运用本科四年所学的知识。翻译外文用到英语知识；在设计时用到工程材料、工程力学、机械设计、液压与气压传动等知识；在计算选择元件时用到了一些物理知识和机械学基础知识，还用到了一些专业技巧。由这次毕业设计本人学会了怎样对一项从没见过的课题进行设计。从分析课题，搜集相关材料，阅读并综述相关资料以及设计计算等过程有了清晰的思路。这次设计培养了本人的设计能力，为将来工作奠定了一定的基础。 参考文献1 姜继海主编.液压与气压传动M.北京：机械工业出版社，2002:97-127.2 吴宗泽.机械设计M. 北京:高等教育出版社,2004:349-375.3 成大先.机械设计手册M.北京:机械工业出版社,1993:19,196-4974 马永辉等主编.工程机械液压系统的设计计算M. 北京:机械工业出版社,1985:225-2435 吴宗泽等主编.机械设计基础课程设计手册M.北京:高等教育出版社,1992:33-366 何德誉主编.专用压力机M.北京:机械工业出版社,1989:7-10 7 徐学林主编.互换性与测量技术基础M.长沙:湖南大学出版社,2005:36-438 何存兴主编.液压与气压传动M.浙江：华中科技大学出版社，2000:269-278.9 刘朝儒等 机械制图M. 北京:高等教育出版社,2000:9-19.10 刘鸿文等 材料力学M. 北京:高等教育出版社,2004:29,30.33