畢業(yè)設計---單片機控制四柱液壓機設計

1、<p><b>　　摘 要</b></p><p>　　本設計為中型四柱式液壓機，主機最大工作負載設計為2500KN。主機主要由上梁、導柱、工作臺、移動橫梁、主缸、頂出缸等組成。通過具體的參數(shù)計算及工況分析，制定總體的控制方案。經(jīng)方案對比之后，主機部分采用“三梁四柱”式的結構形式,擬定液壓控制系統(tǒng)原理圖。液壓系統(tǒng)液壓缸采用雙作用活塞缸，采用恒功率變量泵供油。經(jīng)方案對比之后，擬定液

2、壓控制系統(tǒng)原理圖。為解決主缸快進時供油不足的問題，主機頂部設置補油油箱進行補油。主缸的速度換接與安全行程限制通過行程開關來控制；為了保證工件的成型質量，液壓系統(tǒng)中設置保壓回路，通過保壓使工件穩(wěn)定成型；為了防止產(chǎn)生液壓沖擊，系統(tǒng)中設有泄壓回路，確保設備安全穩(wěn)定的工作。詳細設計了主機機械部分和液壓部分對電氣控制系統(tǒng)進行了簡要設計。</p><p>　　通過液壓系統(tǒng)壓力損失和溫升的驗算，本文液壓系統(tǒng)的設計可以滿足液壓機

3、順序循環(huán)的動作要求，能夠實現(xiàn)塑性材料的鍛壓、沖壓、冷擠、校直、彎曲等成型加工工藝。</p><p>　　關鍵詞：液壓系統(tǒng)；液壓機；四柱式；單片機控制</p><p><b>　　ABSTRACT</b></p><p>　　This paper design for the medium frame of hydraulic machines,

4、 the mainframe’s largest work load design for 2500KN. Mainframe mainly by the beam、guided、worktable、mobile beams、master cylinder、cylinder head out of components etc. This paper focuses on the hydraulic system design. Thr

5、ough specific parameters and hydraulic mechanic situation analyzes, formulation of a master control program. By contrast, developed hydraulic control system diagram To solve the master cylinder express entered the short&

6、lt;/p><p>　　By the loss of hydraulic system pressure and temperature checked. Hydraulic system is designed to meet the hydraulic action sequence and cycle requirements can be achieved by forging plastic materia

7、ls, stamping, cold extrusion, straightening, bending, and other molding processes. </p><p>　　Keywords: Hydraulic System ；Hydraulic Pressure machine；four-guideds</p><p><b>　　目 錄</b>&

8、lt;/p><p><b>　　第1章 緒論1</b></p><p>　　1.1 液壓機現(xiàn)狀概要1</p><p>　　1.2 發(fā)展趨勢2</p><p>　　第2章 四柱液壓機總體設計5</p><p>　　2.1 四柱液壓機主要設計參數(shù)5</p><p&g

9、t;　　2.2 四柱液壓機總體布局方案設計5</p><p>　　第3章 液壓系統(tǒng)設計8</p><p>　　3.1 液壓機主缸工況分析8</p><p>　　3.1.1 主缸速度循環(huán)圖8</p><p>　　3.1.2 主缸負載分析8</p><p>　　3.1.3 主缸負載循環(huán)圖9</

10、p><p>　　3.2 液壓機頂出缸工況分析10</p><p>　　3.2.1 頂出缸速度循環(huán)圖10</p><p>　　3.2.2 頂出缸負載分析11</p><p>　　3.2.3 頂出缸負載循環(huán)圖11</p><p>　　3.3 液壓系統(tǒng)方案的設計12</p><p>　

11、　3.3.1 液壓油缸的選擇12</p><p>　　3.3.2 供油方式的確定12</p><p>　　3.3.3 基本回路的選擇12</p><p>　　3.3.4 控制系統(tǒng)的選擇13</p><p>　　3.3.5 液壓原理圖的擬定13</p><p>　　3.4 液壓系統(tǒng)的計算和選擇液壓元

12、件17</p><p>　　3.4.1 液壓機主缸和頂出缸主要尺寸的確定17</p><p>　　3.4.2 液壓系統(tǒng)流量計算19</p><p>　　3.4.3 電動機的選擇21</p><p>　　3.4.4 液壓元件的選擇23</p><p>　　第4章 液壓機零部件設計24</p&g

13、t;<p>　　4.1 立柱設計24</p><p>　　4.2 上橫梁設計25</p><p>　　4.3 主機工作臺設計27</p><p>　　4.4 活動橫梁設計28</p><p>　　4.5 控制臺設計28</p><p>　　4.6 液壓機主缸的設計28</p&

14、gt;<p>　　4.6.1 主缸缸體材料的選擇28</p><p>　　4.6.2 主缸壁厚的確定29</p><p>　　4.7 液壓機頂出缸設計32</p><p>　　4.7.1 頂出缸缸體材料的選擇32</p><p>　　4.7.1 主缸缸體材料的選擇33</p><p>

15、　　4.8 液壓油管設計34</p><p>　　4.9 液壓油箱設計34</p><p>　　第5章 液壓系統(tǒng)安全、穩(wěn)定性驗算37</p><p>　　5.1 液壓系統(tǒng)壓力損失的驗算37</p><p>　　5.2 液壓系統(tǒng)溫升的驗算40</p><p>　　第6章 單片機控制系統(tǒng)設計42&l

16、t;/p><p>　　6.1 單片機控制要求與總體控制方案42</p><p>　　6.1.1 單片機控制系統(tǒng)擬達到的控制要求42</p><p>　　6.1.2 單片機系統(tǒng)總體控制方案42</p><p>　　6.2 單片機芯片的選擇42</p><p>　　6.2.1 CPU42</p>

17、<p>　　6.2.2 擴展芯片42</p><p>　　6.3 單片機控制電路設計43</p><p>　　6.3.1 四柱液壓機主電路設計43</p><p>　　6.3.2 四柱液壓機控制電路設計43</p><p>　　6.3.3 單片機流程圖44</p><p>　　第7章

18、 結論50</p><p><b>　　參考文獻51</b></p><p><b>　　致謝52</b></p><p><b>　　1 緒論</b></p><p>　　1.1 液壓機現(xiàn)狀概要</p><p>　　國內(nèi)液壓機行業(yè)的現(xiàn)狀：<

19、;/p><p>　　（1）在生產(chǎn)能力及市場方面，國內(nèi)液壓機的產(chǎn)量每年都有很大的增長率，其中2004年，國內(nèi)液壓機的銷售額大約在10億元人名幣，2005年達到13億元，到2006年第一季度，各液壓機生產(chǎn)企業(yè)的全年訂單額已基本飽和。2004年在銷售收入上，國內(nèi)突破億元的企業(yè)已超過3家，如合肥鍛壓機床有限公司、天津市天鍛壓力機有限公司、徐州壓力機械股份有限公司，其中合肥鍛壓機床有限公司、天津市天鍛壓力機有限公司在2005年

20、銷售收入已突破2億元。過被液壓機從產(chǎn)值和銷售收入上和國外發(fā)達國家比較，還不具有優(yōu)勢，但從生產(chǎn)的臺數(shù)和總噸位上比較，在國際上，我國的液壓機生產(chǎn)產(chǎn)量處于領先地位。</p><p>　?。?）在產(chǎn)品的技術水平上，國內(nèi)液壓機單機的技術水平達到了國際中等或較先進水平。一些液壓機生產(chǎn)企業(yè)通過技術引進或國內(nèi)外同行業(yè)的合作，技術發(fā)展很快。但在一些技術含量較高的液壓機中，某些關鍵技術，如液壓和電控部分，還要通過與國內(nèi)外的企業(yè)或研究

21、單位合作，高檔的液壓元件和電控元件還主要依賴進口。目前，國內(nèi)液壓機產(chǎn)品還是以單機或單機組成的無關聯(lián)的生產(chǎn)線為主，主要還是靠人工上下料。帶自動上下料的液壓機臺數(shù)還不足3%,由多臺機器組成的自動線基本還處于起步階段。從產(chǎn)品分布上看，低檔的液壓機主要集中在小噸位上，其臺數(shù)占有量超過總數(shù)的70%，但產(chǎn)值不超過30%，一般為小噸位的四柱或單柱液壓機。具有一定技術含量的中檔框架液壓機的產(chǎn)值超過50%。用于特殊場合的在控制上比較先進的高檔產(chǎn)品產(chǎn)值占有

22、率約在15%左右，這類液壓機一般采用先進的電業(yè)比例技術，來提高和達到一定的特殊功能。</p><p>　　（3）在質量水平上，隨著用戶對產(chǎn)品質量要求的不斷提高，國內(nèi)各液壓機生產(chǎn)企業(yè)越來越重視產(chǎn)品的質量問題。由于國內(nèi)液壓機的技術最早是從前蘇聯(lián)引進和吸收的，國內(nèi)生產(chǎn)的液壓機在剛度和強度上遠遠優(yōu)于日本和韓國的產(chǎn)品，與歐美的產(chǎn)品相當。和國外產(chǎn)品比較，我國的產(chǎn)品在質量反面還存在以下不足：在可靠性方面，故障率還比較大，主要集

23、中在液壓系統(tǒng)方面，多是應為液壓和電器元件的可靠性低引起的；漏油問題在國產(chǎn)液壓機中比較普遍；關鍵件的加工質量還需提高；在外觀和美學方面和國外公司的產(chǎn)品比較還有一定差距?？傮w上講，國產(chǎn)液壓機在質量上和國外一些較知名的產(chǎn)品還有一定的差距，但隨著國內(nèi)制造商對質量的不斷重視和管理水平的提高，國產(chǎn)液壓機的質量會接近和趕上國際水平。</p><p>　　液壓機是一種利用液體壓力來傳遞能量，以實現(xiàn)各種壓力加工工藝的機床。隨著新工

24、藝及新技術的應用，液壓機在金屬加工及非金屬成型方面的應用也越來越廣泛，在機床行業(yè)中的占有份額正在大幅度攀升。</p><p>　　由于液壓機的液壓系統(tǒng)和整機結構方面，已經(jīng)比較成熟，國內(nèi)外液壓機的發(fā)展主要體現(xiàn)在控制系統(tǒng)方面。微電子技術的飛速發(fā)展，圍改進液壓機的性能、提高穩(wěn)定性、加工效率等方面提供了可能。相比來講，國內(nèi)機型雖種類齊全，但技術含量相對較低，缺乏技術含量高的高檔機型，這與機電液一體化，中小批量柔性生產(chǎn)的發(fā)

25、展趨勢不相適應。</p><p>　　圖1-1四柱式萬能液壓機外觀圖</p><p>　　在國內(nèi)外液壓機產(chǎn)品中，按照控制系統(tǒng)，液壓機課分為三種類型：一種是以繼電器為主控元件的傳統(tǒng)型液壓機；一種是采用可編程控制器控制的液壓機；第三種是應用高級微處理器（或工業(yè)控制計算機）的高性能液壓機。三種類型功能各有差異，應用范圍也不盡相同。但總分的發(fā)展趨勢是高速化、智能化。</p><

26、p>　　作為液壓機的兩大組成部分的主機和液壓機系統(tǒng)，由于技術發(fā)展趨于成熟，國內(nèi)外機型無較大差距。主要差別在于加工工藝和安裝方面。良好的工藝使機器在過濾、冷卻及防止沖擊和震動方面，有較明顯改善。</p><p>　　在油路結構設計方面，國內(nèi)外液壓機都趨向于集成化、封閉式設計。插裝閥、疊加閥和復合化元件及系統(tǒng)在液壓系統(tǒng)中得到較廣泛的應用。國外已開始廣泛采用封閉式循環(huán)油路設計。這種油路設計有效地防止泄油和污染。更

27、重要的防止灰塵、污物、空氣、化學物質侵入系統(tǒng)，延長了機器的使用壽命。由于加工工藝等方面的原因，國內(nèi)采用封閉式循環(huán)油路設計的系統(tǒng)還不多見。在安全性方面，國外某些采用微處理器控制的高性能液壓機利用軟件進行故障的檢測和維護，如BROWNBOGGS產(chǎn)品可實現(xiàn)負載檢測、自動模具保護以及錯誤診斷等功能。</p><p>　　圖1-2四柱液壓機實物圖</p><p>　　丹麥新推出一種IN-VERSEN

28、HC6油壓增壓器。其內(nèi)藏式雙向增壓功能是它的顯著特點。它適合作油壓沖床、油壓剪床、油壓吊車、塑料射出成型機、工程車輛及救助設施等高低壓混合的油壓系統(tǒng)之用。該IN-VERSENHC6油壓增壓器最高增壓比為8.2倍，最大輸出壓力達80MPa。它可連續(xù)工作，直到輸出的壓力達到設定值為止，其內(nèi)藏止逆閥可保持高壓端的壓力不會降低，這是它與同類產(chǎn)品的不同之處。</p><p>　　展望未來，重型裝備制造對大壓力和大尺寸參數(shù)液

29、壓機的需求會越來越迫切。新近建造的3臺150MN級液壓機最多可滿足越20年的需求。正在研發(fā)的第四代核電主容器直徑已超過8m；壓水堆機組功率的進一步提高也期待壓力殼直徑的增大；百萬千瓦核電機組常規(guī)島汽輪機轉子所需鋼錠已達600t；5.5m寬厚半軋機支撐輥所需鋼錠也達500t；百萬噸乙烯裝置的直徑已達6.8m，重達400t。如果新一代大壓力機的壓力超過250MN，橫向開檔超過9m，目前這種梁—柱式框架結構就可能面臨挑戰(zhàn)，全新的框架結構也可能

30、應運而生。</p><p><b>　　1.2 發(fā)展趨勢</b></p><p>　　配有自動上下料裝置的液壓機或自動生產(chǎn)線會成為未來液壓機發(fā)展的方向。</p><p>　　多工位液壓機的需求將會大幅度增加。</p><p>　　快速、高速液壓機在批量生產(chǎn)中能成倍的提高效率。</p><p>　

31、　依托電液比例技術、傳感器、電子、計算機、網(wǎng)絡等提升液壓機的性能。</p><p>　　在環(huán)保、節(jié)能方面，今后在液壓機的設計及制造中應引起各制造企業(yè)的足夠重視。</p><p>　　高速化，高效化，低能耗。提高液壓機的工作效率，降低生產(chǎn)成本。</p><p>　　機電液一體化。充分合理利用機械和電子方面的先進技術促進整個液壓系統(tǒng)的完善。</p><

32、;p>　　自動化、智能化。微電子技術的高速發(fā)展為液壓機的自動化和智能化提供了充分的條件。自動化不僅僅體現(xiàn)在加工，應能夠實現(xiàn)對系統(tǒng)的自動診斷和調整，具有故障預處理的功能。</p><p>　　液壓元件集成化，標準化。集成的液壓系統(tǒng)減少了管路連接，有效的防止泄漏和污染。標準化的元件為機器的維修帶來方便。</p><p>　　2 四柱液壓機總體設計 </p><p>

33、;　　液壓機是一種廣泛使用的壓力加工設備，具有多種型號，系列產(chǎn)品。本設計的液壓機主要用于可塑性材料的壓制工藝，如沖壓、彎曲、翻邊、薄板拉伸等，也用于校正、壓裝、塑料及粉末制品的壓制成型工藝。</p><p>　　2.1 四柱液壓機主要技術參數(shù) </p><p>　　根據(jù)任務書給定的技術參數(shù)及查閱的資料，確定了四柱液壓機主要技術參數(shù)，見</p><p>　　表2-1

34、 液壓機主要技術參數(shù)</p><p>　　2.2 總體布局方案的擬定 </p><p>　　設計如圖2-1所示總體布局方案，液壓機總體包括主機、液壓系統(tǒng)、電氣控制系統(tǒng)三大部分。液壓系統(tǒng)中的液壓泵和電機放在油箱的右側，其它所有部件都集中安裝在液壓油箱上。電氣控制元件設置在電氣柜中。為了方便及時的操作，設置一個控制臺，按鈕設置在控制臺面板上。</p><p>　　圖2-

35、1液壓機總體布置圖</p><p><b>　　(1) 主機結構 </b></p><p>　　主機部分采用“三梁四柱”式的結構形式?！叭骸奔礊樯蠙M梁、活動橫梁、工作臺?！八闹奔礊樗膫€立柱。三個橫梁是通過四個立柱來聯(lián)接的，如圖2-1所示。 </p><p><b>　　(2) 主缸 </b></p>&l

36、t;p>　　主缸缸體采用法蘭連接方式與上橫梁連接?；钊麠U頭部與活動橫梁通過法蘭連接，通過主缸活塞的運動帶動活動橫梁運動。 </p><p><b>　　(3) 頂出缸 </b></p><p>　　頂出缸安裝于工作臺中心孔內(nèi)，用圓螺母固定。 </p><p><b>　　(4) 活動橫梁 </b></p>

37、<p>　　活動橫梁的上部用法蘭與主缸活塞桿連接。下平面可以安裝模具。</p><p><b>　　(5) 工作臺 </b></p><p>　　將工作臺通過地腳螺釘固定在安裝地基上。 </p><p><b>　　(6) 立柱</b></p><p>　　立柱與上橫梁、工作臺的聯(lián)接方

38、式：上橫梁用立柱調節(jié)螺母支撐，立柱肩臺支持在工作臺面上，兩端用鎖緊螺母鎖緊。</p><p><b>　　(7) 液壓站 </b></p><p>　　液壓站是由液壓油箱、液壓泵裝置及液壓控制裝置三部分組成。液壓油箱裝有空氣濾清器、過濾器、液面指示器和清洗孔等。液壓泵裝置包括不同類型的液壓泵、驅動電機以及它們之間的聯(lián)軸器等；液壓控制裝置是指組成液壓系統(tǒng)的各閥類元件及其

39、聯(lián)接體。 </p><p>　　液壓站的結構形式有分散式、集中式兩種。集中式是指將液壓系統(tǒng)的供油裝置、控制調節(jié)裝置獨立于機床之外，單獨設置一個液壓站。分散式是指將機床液壓系統(tǒng)的供油裝置、控制調節(jié)裝置分散在機床的各處。選用集中式的結構形式。這種結構的優(yōu)點是安裝維修方便，液壓裝置的振動、發(fā)熱都與機床隔開；缺點是液壓站增加了占地面積。</p><p><b>　　3 液壓系統(tǒng)設計 &l

40、t;/b></p><p>　　3.1 液壓機主缸工況分析</p><p>　　3.1.1 主缸速度循環(huán)圖 </p><p>　　根據(jù)液壓機系統(tǒng)設計參數(shù)及表2-1中主缸滑塊行程為700mm，可以得到主缸的速度循環(huán)圖如下：</p><p>　　圖3-1主缸速度分析圖</p><p>　　3.1.2 主缸負載分析&l

41、t;/p><p>　　液壓機啟動時，主缸上腔充油主缸快速下行，慣性負載隨之產(chǎn)生。此外，還存在靜摩擦力、動摩擦力負載。由于滑塊不是正壓在導柱上，不會產(chǎn)生正壓力，因而滑塊在運動過程中所產(chǎn)生的摩擦力會遠遠小于工作負載，計算最大負載時可以忽略不計。液壓機的最大負載為工進時的工作負載。通過各工礦的負載分析，液壓機主缸所受外負載包括工作負載、慣性負載、摩擦阻力負載，即：</p><p>　　F = Fw

42、+ Ff + Fa ( 3-1 )</p><p><b>　　式中：</b></p><p>　　F —液壓缸所受外負載；</p><p><b>　　Fw —工作負載；</b></p><p>　　Ff —滑塊與導柱、活塞與缸筒之間的摩擦阻

43、力負載，啟動時為靜摩擦阻力負載，啟動后為動摩擦力負載；</p><p>　　Fa —運動執(zhí)行部件速度變化時的慣性負載。</p><p>　?。?）慣性負載Fa計算</p><p><b>　　計算公式：</b></p><p>　　Fa = ( 3-2 )&

44、lt;/p><p><b>　　式中：</b></p><p>　　G —運動部件重量；</p><p>　　g —重力加速度9.8m/；</p><p>　　—時間內(nèi)的速度變化量；</p><p>　　—加速或減速時間，一般情況取=0.01～0.5s。</p><p>　　查

45、閱相同型號的四柱液壓機資料，初步估算橫梁滑塊的重量為30KN。由液壓機所給設計參數(shù)可及：=0.08m/s ，取=0.05s，代入公式3.2中。</p><p><b>　　即：</b></p><p>　　Fa = = 4898N</p><p>　　（2）摩擦負載Ff計算</p><p>　　滑塊啟動時產(chǎn)生靜摩擦負載

46、，啟動過后產(chǎn)生動摩擦負載。通過所有作用在主缸上的負載可以看出，工作負載遠大于其它形式的負載。由于滑塊與導柱、活塞與缸體之間的摩擦力不是很大，因而在計算主缸最大負載時摩擦負載先忽略不計。</p><p>　?。?）主缸負載F計算</p><p>　　將上述參數(shù)Fa = 4898N 、Fw = 2500000N代入公式3.1中。</p><p><b>　　

47、即：</b></p><p>　　F = 2500000 + 4898 = 2504898N</p><p>　　3.1.3 主缸負載循環(huán)圖</p><p>　?。?）主缸工作循環(huán)各階段外負載如表3-1</p><p>　　表3-1 主缸工作循環(huán)負載</p><p>　　注：“f靜”表示啟動時的靜摩擦力，

48、“f動”表示啟動后的動摩擦力。</p><p>　?。?）主缸各階段負載循環(huán)如圖3-2</p><p>　　圖3-2 主缸負載循環(huán)圖</p><p>　　3.2 液壓機頂出缸工況分析</p><p>　　3.2.1 頂出缸速度循環(huán)圖 </p><p>　　根據(jù)液壓機系統(tǒng)設計參數(shù)和表2-1中頂出缸活塞行程為250mm，

49、得到頂出缸的速度循環(huán)圖如下：</p><p>　　圖3-3 頂出缸速度循環(huán)圖</p><p>　　3.2.2 頂出缸負載分析</p><p>　　主缸回程停止后，頂出缸下腔進油，活塞上行，這時會產(chǎn)生慣性、靜摩擦力、動摩擦力等負載。由于頂出缸工作時的壓力遠小于主缸的工況壓力，而且質量也比主缸滑塊小很多，慣性負載很小，計算時可以忽略不計；同理摩擦負載與頂出力相比也很小

50、，也可不計；工件頂出時的工作負載比較大，計算頂出缸的最大工作負載時可以近似等于頂出力。將參數(shù)代入公式3.1計算頂出缸的最大負載。</p><p><b>　　即：</b></p><p>　　F = Fw = 400000N</p><p><b>　　式中：</b></p><p><b&g

51、t;　　Fw —頂出力；</b></p><p>　　3.2.3 頂出缸負載循環(huán)圖</p><p>　?。?）頂出缸工作循環(huán)各階段外負載如表3-2</p><p>　　表3-2 頂出缸工作循環(huán)負載</p><p>　　注：“f靜”表示啟動時的靜摩擦力，“f動”表示啟動后的動摩擦力。</p><p>　?。?/p>

52、2）頂出缸各階段負載循環(huán)如圖3.4</p><p>　　圖3-4 頂出缸負載循環(huán)圖</p><p>　　3.3 液壓系統(tǒng)方案的設計 </p><p>　　3.3.1 液壓油缸的選擇 </p><p>　　液壓缸按其結構形式，可以分為活塞缸、柱塞缸和伸縮缸等。查閱相關的液壓機資料，液壓缸選用雙作用單桿活塞缸。該種活塞桿完全可以滿足液壓機的工作

53、要求，且安裝方便。 </p><p>　　3.3.2 供油方式的確定 </p><p>　　考慮到液壓機在工進時負載較大，速度較低。而在快進、快退時負載較小，速度較高。從節(jié)省能量、減少發(fā)熱考慮，泵源系統(tǒng)宜選用雙泵供油或變量泵供油。液壓機主油路采用變量泵供油。由于液壓機的負載壓力會隨著工作方式變化，為了使液壓機處于安全的工作狀態(tài)，采用恒功率變量泵。 </p><p>

54、　　3.3.3 基本回路的選擇 </p><p><b>　?。?）調壓回路 </b></p><p>　　調壓回路的功用是使液壓系統(tǒng)整體或部分的壓力保持恒定或不超過某個數(shù)值。在定量泵系統(tǒng)中，液壓泵的供油壓力可以通過溢流閥來調節(jié)。在變量泵系統(tǒng) </p><p>　　中，用安全閥來限定系統(tǒng)的最高壓力，防止系統(tǒng)過載。若系統(tǒng)中需要兩種以上的壓力，則可

55、采用多級調壓回路。液壓機采用二級調壓回路，如圖3-5所示。 </p><p>　　圖3-5液壓機調壓回路</p><p><b>　?。?）保壓回路 </b></p><p>　　由于液壓機主要進行壓制工藝，所以在行程終止時要求有一段保持壓力的時間，這時就必須采用保壓回路。常用的保壓回路有利用液壓泵的保壓回路、利用蓄能器的保壓回路、自動補油保壓

56、回路。選用蓄能器保壓。 </p><p><b>　?。?）卸壓回路 </b></p><p>　　液壓機由于保壓一段時間后，如果馬上進行快退會產(chǎn)生很大的液壓沖擊。選用液控單向閥進行控制。 </p><p>　?。?）速度換接回路 </p><p>　　液壓機主缸的工作循環(huán)為“快速下行→慢速加壓→保壓延時→快速返回→停止

57、”，頂出缸的工作循環(huán)為“向上頂出→向下返回→停止”的工作循環(huán)。速度的變化快，選擇用行程開關來進行速度的換接。這種回路的快慢速換接過程比較平穩(wěn)，換接點的位置比較準確。 </p><p><b>　?。?）平衡回路 </b></p><p>　　平衡回路的功用，在于執(zhí)行機構不工作時，不致因受負載重力作用而使執(zhí)行機構自行下落。選用單向順序閥的平衡回路。 </p>

58、<p>　　3.3.4控制系統(tǒng)的選擇 </p><p>　　采用低壓齒輪泵來提供控制油壓，具有恒定的功率損耗。 </p><p>　　3.3.5 液壓原理圖的擬定 </p><p>　　根據(jù)前面的內(nèi)容，擬定液壓機系統(tǒng)控制原理圖，如圖3-6所示。其中把前文中提到的蓄能器改變?yōu)檩o助油箱，由一個液控單向閥控制。</p><p>　　圖

59、3-6液壓機液壓系統(tǒng)原理圖</p><p>　　液壓系統(tǒng)控制過程分析 </p><p>　　系統(tǒng)的油源為主液壓泵1和輔助液壓泵2。主泵為高壓大流量壓力補償式恒功率變量泵，最高工作壓力為32MPa，由遠程調壓閥5設定；輔泵為低壓小流量定量泵，主要用作電液動換向閥6及18的控制油源，其工作壓力由溢流閥3設定。系統(tǒng)的兩個執(zhí)行元件為主液壓缸16和定出液壓缸17，兩液壓缸的換向分別由電液動換向閥6和

60、18控制；帶卸荷閥芯的液控單向閥14用作充液閥，在主缸16快速下行時開啟使副油箱向主缸充液；液控單向閥9用于主缸16的快速下行通路和快速回程通路；背壓閥10為液壓缸慢速下行時提供背壓；單向閥13用于主缸16的保壓；閥11為帶阻尼孔的卸荷閥，用于主缸保壓結束后換向前主泵1的卸荷；壓力繼電器12用作保壓起始的發(fā)信裝置。 </p><p>　　液壓機執(zhí)行部件動作過程分析 </p><p>　　液

61、壓機主缸、頂出缸工作循環(huán)過程分析如下： </p><p>　?。?）主缸工作循環(huán)分析 </p><p><b>　　1）快速下行 </b></p><p>　　按下啟動按鈕，電磁鐵1YA、5YA通電使電液動換向閥6切換至右位，電磁換向閥8切換至右位，輔泵2的控制壓力油經(jīng)閥8將液控單向閥9打開。此時，主油路的流動路線如下。 </p>

62、<p>　　進油路：主泵1→經(jīng)換向閥6（右位）→單向閥13→主缸16無桿腔。 </p><p>　　回油路：主缸16有桿腔→液控單向閥9→換向閥6（右位）→換向閥18中位→油箱。此時，主缸及滑塊19在自重作用下快速下降。但由于泵1的流量不足以補充主缸因快速下降而上腔空出的容積，因而置于液壓機頂部的副油箱15中的油液在大氣壓及液位高度作用下，經(jīng)帶卸荷閥芯的液控單向閥14進人主缸16無桿腔。 </p

63、><p>　　2）慢速接近工件、加壓 </p><p>　　當滑塊19上的活動擋塊20壓下行程開關XK2時，電磁鐵5YA斷電使換向閥8復至左位，液控單向閥9關閉。此時主缸無桿腔壓力升高，閥14關閉，且主泵1的排量自動減小，主缸轉為慢速接進工件和加壓階段。系統(tǒng)的油液流動路線如下。 </p><p>　　進油路：同快速下行。 </p><p>　　回

64、油路：主缸有桿腔→背壓（平衡閥）10→換向閥6（右位）→換向閥18（中位）→油箱。 </p><p>　　從而使滑塊慢速接近工件，當滑塊19接觸工件后，阻力急劇增加，主缸無桿腔壓力進一步提高，主泵1的排量自動減小，主缸驅動滑塊以極慢的速度對工件加壓。 </p><p><b>　　3）保壓 </b></p><p>　　當主缸上腔的壓力達到設定

65、值時，壓力繼電器12發(fā)信，使電磁鐵lYA斷電，電液動換向閥6復至中位，主缸上、下油腔封閉，系統(tǒng)保壓。單向閥13保證了主缸上腔良好的密封性，主缸上腔保持高壓。保壓時間可由壓力繼電器12控制的時間繼電器（圖中未畫出）調整。保壓階段，除了液壓泵低壓卸荷外，系統(tǒng)中無油液流動。油液流動路線如下。 </p><p>　　主泵1→換向閥6（中位）→換向閥18（中位）→油箱 </p><p>　　4）泄壓

66、、快速回程 </p><p>　　保壓過程結束時，時間繼電器發(fā)信，使電磁鐵2YA通電（定程壓制成形時，可由行程開關XK3發(fā)信），換向閥6切換至左位，主缸進入回程階段。如果此時主缸上腔立即與回油相通，保壓階段缸內(nèi)液體積蓄的能量突然釋放將產(chǎn)生液壓沖擊，引起振動和噪聲。因此，系統(tǒng)保壓后必須先泄壓，然后回程。 </p><p>　　當換向閥6切換至左位后，主缸上腔還未泄壓，壓力很高，帶阻尼孔的卸荷

67、閥11呈開啟狀態(tài)，因此有 </p><p>　　主泵1→換向閥6（左位）→閥11→油箱 </p><p>　　此時主泵1在低壓下運行，此壓力不足以打開液控單向閥14的主閥芯，但</p><p>　　能打開閥其內(nèi)部的卸荷小閥芯，主缸上腔的高壓油經(jīng)此卸荷小閥芯的開口泄回副油箱15，壓力逐漸降低（泄壓）。泄壓過程持續(xù)至主缸上腔壓力降到使卸荷閥11關閉時為止。泄壓結束后，主

68、泵1的供油壓力升高，頂開閥14的主閥芯。此時系統(tǒng)的油液流動路線如下。 </p><p>　　進油路：主泵1→換向閥6（左位） →液控單向閥9→主缸有桿腔。 </p><p>　　回油路：主缸無桿腔→閥14→副油箱15。 </p><p>　　主缸驅動滑塊快速回程。 </p><p><b>　　5）停止 </b><

69、/p><p>　　當滑塊上的擋塊20壓下行程開關XK1時，電磁鐵2YA斷電使換向閥6復至中位，主缸活塞被該閥的M形機能的中位鎖緊而停止運動，回程結束。此時主液壓泵1又處于卸荷狀態(tài)（油液流動同保壓階段）。 </p><p>　?。?）頂出缸工作循環(huán)分析 </p><p>　　主缸和頂出缸的運動應實現(xiàn)互鎖。當電液動換向閥6處于中位時，壓力油經(jīng)過電液動換向閥6中位進入控制頂出

70、缸17運動的電液動換向閥18。 </p><p><b>　　1）頂出 </b></p><p>　　按下頂出按鈕，電磁鐵3YA通電，換向閥21切換至左位，系統(tǒng)的油液流動路線如下。 </p><p>　　進油路：主泵1→換向閥6（中位）→換向閥18（左位）→頂出缸17無桿腔。 </p><p>　　回油路：頂出缸17無桿

71、腔→換向閥18（左位）→油箱。 </p><p>　　活塞上升，將工件頂出。 </p><p><b>　　2）退回 </b></p><p>　　電磁鐵3YA斷電，4YA通電時，油路換向，頂出缸的活塞下降，此時油液流動路線如下。 </p><p>　　進油路：主泵1→換向閥6(中位) →換向閥18(右位) →頂出缸17

72、有桿腔。 </p><p>　　回油路：頂出缸17無桿腔→換向閥18(右位) →油箱。 </p><p>　?。?）液壓系統(tǒng)電磁鐵動作順序表 </p><p>　　根據(jù)以上工作情況，可以作出系統(tǒng)的電磁鐵動作順序表：</p><p>　　表3-3 液壓機液壓系統(tǒng)電磁鐵動作順序表</p><p>　　注：“+”表示電磁鐵處

73、于得電狀態(tài)，“-”表示電磁鐵處于失電狀態(tài)。</p><p>　　3.4 液壓系統(tǒng)的計算和選擇液壓元件 </p><p>　　3.4.1 液壓機主缸和頂出缸主要尺寸的確定 </p><p><b>　　工作壓力的確定 </b></p><p>　　查《液壓系統(tǒng)設計簡明手冊》表2-1，液壓機的工作壓力的范圍是20~32MPa

74、。由于液壓機的工作負載比較大，為2500KN，則取主缸的工作壓力為p=25MPa。</p><p>　　計算主缸內(nèi)徑和活塞桿直徑 </p><p>　　主缸的最大負載為工進時的負載，即5000KN。查《液壓系統(tǒng)設計簡明手冊》表2-2，可知液壓機的背壓在初算時可忽略不計。取液壓缸的機械效率cmη = 0.95。</p><p>　　圖3-7液壓機主缸受力圖</p

75、><p><b>　　由圖3-7可知，</b></p><p>　　D= (3-3)</p><p><b>　　式中：</b></p><p>　　P1—液壓缸工作壓力；</p><p>　　P2—液壓缸回路背壓，對于高壓系統(tǒng)初算時可以不計；</p

76、><p>　　F—工作循環(huán)中最大負載；</p><p>　　ηcm—液壓缸機械效率，一般ηcm = 0.9～0.95。</p><p>　　將參數(shù)代入公式（3.3），P2忽略不計，可求得液壓缸內(nèi)徑</p><p><b>　　即：</b></p><p><b>　　D=mm</b&g

77、t;</p><p><b>　　≈336mm</b></p><p>　　查表2-4 [1],將液壓缸的內(nèi)徑圓整為標準系列直徑，取D=320mm那么由d/D=0.7可以求得活塞桿直徑。</p><p><b>　　即：</b></p><p>　　d=0.7D=0.7x327</p>

78、<p><b>　　≈229mm</b></p><p>　　同理查表2-5 [1],將活塞桿直徑圓整為標準系列直徑，取d=220mm。</p><p>　　經(jīng)過計算液壓機主缸的內(nèi)徑、活塞桿直徑分別為：D=320mm ；d=220mm。</p><p>　?。?）頂出缸工作壓力、內(nèi)徑、活塞桿直徑的確定</p><

79、p>　　頂出缸工作負載與主缸相比要小很多，查表2-1 [1],取頂出缸的工作壓力P=12MPa,</p><p>　　計算頂出缸內(nèi)徑和活塞桿直徑。由頂出缸負載圖3.4可知最大負載F=350KN。查表2-3 [1]，缸工作壓力為12MPa，選取d/D為0.7，取液壓缸的機械效率ηcm = 0.95。</p><p>　　將參數(shù)代入公式（3.3），P2忽略不計，可求得液壓缸內(nèi)徑</

80、p><p><b>　　即：</b></p><p><b>　　D=mm</b></p><p><b>　　≈198mm</b></p><p>　　查表2-4 [1],將液壓缸的內(nèi)徑圓整為標準系列直徑，取D=200mm；那么由d/D=0.7可以求得活塞桿直徑。</p&g

81、t;<p><b>　　即：</b></p><p>　　d=0.7D=0.7x198</p><p><b>　　≈138mm</b></p><p>　　同理查表2-5 [1],將活塞桿直徑圓整為標準系列直徑，取d=140mm。</p><p>　　經(jīng)過計算液壓機頂出缸的內(nèi)徑、活塞

82、桿直徑分別為：D=200mm ；d=140mm。3.4.2 液壓系統(tǒng)流量計算</p><p>　　（1）主缸所需流量計算</p><p>　　參考表2.1及主缸的尺寸，對主缸各個工況所需流量進行計算。已知主缸的快進速度為0.08m/s，工進速度為0.006m/s，快速回程速度為0.03m/s，主缸內(nèi)徑為320mm，活塞桿直徑為220mm。</p><p><b

83、>　　由流量計算公式：</b></p><p><b>　?。?-4）</b></p><p><b>　　快進時：</b></p><p><b>　　=</b></p><p>　　≈385.8L/min</p><p><b

84、>　　工進時：</b></p><p><b>　　=</b></p><p>　　≈28.8L/min</p><p><b>　　快退時：</b></p><p><b>　　=</b></p><p>　　≈76.2L/min&l

85、t;/p><p>　?。?）頂出缸所需流量計算</p><p>　　參考表2.1及頂出缸的尺寸，對頂出缸各工況所需流量進行計算。已知頂出缸的頂出速度為0.02m/s，快退速度為0.05m/s，頂出缸內(nèi)徑為200mm，活塞桿直徑為140mm，代入公式（3-4），即：</p><p><b>　　頂出時：</b></p><p>

86、;<b>　　=</b></p><p>　　≈37.8L/min</p><p><b>　　快退時：</b></p><p><b>　　=</b></p><p><b>　　=48L/min</b></p><p>　?。?

87、）液壓泵額定壓力、流量計算及泵的規(guī)格選擇</p><p><b>　　1）泵工作壓力確定</b></p><p>　　實際工作過程中，液壓油在進油路中有一定的壓力損失，因此在計算泵的工作時必須考慮壓力損失。泵的工作壓力計算公式為：</p><p><b>　?。?-5）</b></p><p>&l

88、t;b>　　式中：</b></p><p>　　Pp—液壓泵最大工作壓力；</p><p>　　P1—執(zhí)行部件的最大工作壓力；</p><p>　　—進油路中的壓力損失，對于簡單的系統(tǒng)，取0.2～0.5MPa，對于復雜系統(tǒng)，取0.5～1.5MPa。</p><p>　　本液壓機執(zhí)行部件的最大工作壓力P1=25MPa，進油路中

89、的壓力損失，取=0.5MPa。代入公式（3.5）可求得泵的工作壓力。</p><p><b>　　即：</b></p><p>　　通過計算，泵的工作壓力Pp=25.5MPa。該壓力是系統(tǒng)的靜壓力，而系統(tǒng)在各種工礦的過渡階段出現(xiàn)的動態(tài)壓力有時會超過靜壓力。此外，為了延長設備的使用壽命，設備在設計時必須有一定的壓力儲備量，并確保泵的壽命，因此在選取泵的額定工作壓力Pn時

90、，應滿足，取Pp=1.25。</p><p><b>　　即：</b></p><p>　　Pn = 1.25Pp=1.25x25.5MPa≈31.9MPa</p><p>　　2）液壓泵最大流量計算</p><p>　　通過對液壓缸所需流量的計算，以及各自的運動循環(huán)原理，泵的最大流量可由公式(3-6)計算得到。<

91、/p><p><b>　　(3-6)</b></p><p><b>　　式中：</b></p><p>　　—液壓泵的最大流量；</p><p>　　KL—液壓系統(tǒng)泄漏系數(shù)，一般取KL=1.1～1.3，取KL=1.2；</p><p>　　—同時動作的各執(zhí)行元件所需流量之和的最

92、大值。如果這時溢流閥正處于溢流狀態(tài)，還應加上溢流閥的最小溢流量。</p><p>　　將參數(shù)代入公式（3-6）中，即：</p><p><b>　　≈463L/min</b></p><p><b>　　3）液壓泵規(guī)格選擇</b></p><p>　　查表5-17 [1]，根據(jù)泵的額定壓力，選取液壓

93、泵的型號為：250YCY14-1B。</p><p><b>　　基本參數(shù)如下：</b></p><p>　　排量：250mm/r ； 額定壓力：32MPa ；</p><p>　　額定轉速：1000r/min ； 容積效率：92% ；</p><p><b>　　4）泵的流量驗算：

94、</b></p><p>　　由液壓泵的基本參數(shù)可知泵每分鐘排量=160ml/r×1000r/min=250L/min，而泵實際所需的最大流量=463L/min，液壓機出現(xiàn)供油不足，快進無法實現(xiàn)。為了滿足液壓機的正?？爝M，必須在液壓系統(tǒng)中設置補油油箱。</p><p>　　3.4.3 電動機的選擇</p><p>　　液壓機的執(zhí)行件有兩個，即：

95、主缸和頂出缸。主缸和頂出缸各自工況的快進、工進、回程速度又不盡相同，這樣對功率的消耗也不同。電動機額定功率的確定必須根據(jù)消耗功率最大的工況來確定，因此要分別計算主缸、頂出缸各工況消耗的功率。功率計算公式如下：</p><p>　　P= (3-7)</p><p><b>　　式中：</b></p><p

96、>　　P-電動機額定功率；</p><p>　　Pp-液壓泵的工作壓力；</p><p><b>　　-液壓泵的流量；</b></p><p>　　η-液壓泵的總效率，取η=0.7。</p><p>　?。?）主缸各工況功率計算</p><p><b>　　1）快進功率</b

97、></p><p>　　主缸滑塊快進時，在自重作用下速度比較快，而液壓泵此時的輸出油量不能滿足滑塊的快速下行?？爝M時的負載很小，只有活塞與缸筒、導柱與滑塊之間的摩擦負載，這樣泵的出口壓力也很小，消耗的功率不會很大。</p><p><b>　　2）工進功率</b></p><p>　　由主缸負載循環(huán)圖3.2可及，工進時主缸最大負載為250

98、0KN，無桿腔面積A=≈0.08㎡，進油回路壓力損失取P=0.5MPa，則液壓泵的壓力Pp由公式（3-8）計算。</p><p><b>　?。?-8）</b></p><p><b>　　即：</b></p><p>　　將、=28.8L/min、η=0.7代入公式（3-7）中，求得工進功率為：</p>&

99、lt;p><b>　　3）快退功率</b></p><p>　　由圖3.2可知，快退負載為500KN,，取進油回路壓力損失取P=0.5MPa，代入公式（3-8），求得泵的壓力。</p><p><b>　　即：</b></p><p>　　將、=76.2L/min、η=0.7代入公式（3-7）中，求得快退功率即為：&

100、lt;/p><p>　?。?）頂出缸各工況功率計算</p><p><b>　　1）頂出功率</b></p><p>　　由頂出缸負載循環(huán)圖3.4可及，頂出時主缸最大負載為400KN，無桿腔面積A=≈0.032㎡，進油回路壓力損失取P=0.5MPa，那么液壓泵的壓力Pp可由公式（3-8）計算。</p><p><b&g

101、t;　　即：</b></p><p>　　將、=37.8L/min、η=0.7代入公式（3.、-7）中，求得工進功率即為：</p><p><b>　　2）回程功率</b></p><p>　　頂出缸回程時，負載只有活塞與缸筒間的摩擦負載。負載大小應該比頂出時的負載要小很多，這樣回程消耗的功率也比頂出時消耗的功率要小，因此，回程功率

102、計算從略。</p><p>　?。?）電動機額定功率及型號的確定</p><p>　　電動機額定功率的確定，應依據(jù)消耗功率最大的工況。比較主缸、頂出缸各工況所需要的功率，主缸快退時的功率最大，為17.6KW。</p><p>　　查表12-1 [2]，選取電動機型號為：Y180M-4。</p><p>　　其它技術參數(shù)為：額定功率：18.5K

103、W ； 滿載轉速：1470r/min 。</p><p>　　3.4.4 液壓元件的選擇</p><p>　　表3-4 液壓元件明細</p><p>　　液壓泵裝置包括不同類型的液壓泵、驅動電機和聯(lián)軸器。液壓機的液壓泵裝置采用旁置式的安裝方式。 </p><p>　　電動機與液壓泵的聯(lián)接方式有法蘭式、支架式、支架法蘭式。電動機與液壓泵的聯(lián)接

104、方式采用支架式。為了防止安裝時同軸度誤差的影響，聯(lián)軸器選用彈性聯(lián)軸器。</p><p>　　4 液壓機零部件設計 </p><p><b>　　4.1 立柱設計 </b></p><p>　　液壓機的最大負載約為2500kN，通過力傳遞后，最后由四根立柱承受2500kN的拉力，作用在每根立柱上的拉力為負載的1/4，即625kN。 </p&

105、gt;<p>　　F-負載 T-導柱拉力</p><p>　　圖4-1 橫梁、導柱受力圖</p><p>　　立柱的安全直徑D，可由許用拉應力公式(4-1)計算。</p><p><b>　　(4-1)</b></p><p><b>　　式中：</b></p>&l

106、t;p>　　—許用應力；取45鋼=80～100MPa；</p><p><b>　　F—軸向拉力；</b></p><p><b>　　A—橫截面積。</b></p><p>　　即： </p><p>　　圓整后取導柱直徑D=100mm，為了防止四根導柱因

107、瞬間的受力不均而被破壞，導柱直徑可適當加大，取D=110mm。</p><p>　　由工作臺有效尺寸已知：左右1100×前后1100mm, 取立柱中心距（左右）B=1310mm。</p><p>　　立柱在工作過程中的主要受力如圖4-1所示。因此材料必須具備較高的抗拉強度。立柱材料選擇45鋼。立柱除了承受拉力之外，外圓柱表面與滑塊之間還存在摩擦力。為了減少立柱表面的磨損，通過表面

108、熱處理提高表面硬度增加表面耐摩性。總的熱處理工藝為調質和表面淬火。</p><p>　　4.2 上橫梁設計 </p><p>　　上橫梁位于立柱上部，用于安裝主缸，承受主缸的反作用力。 </p><p>　　材料選擇：采用ZG270-500鑄鋼件。 </p><p>　　熱處理要求：必須進行必要的內(nèi)處理，消除其內(nèi)應力。 </p>

109、<p>　　由《中小型液壓機設計計算——主機的設計計算》可知： </p><p>　　上橫梁的高度=（0.4~0.7）B=524~917(mm) </p><p>　　確定上橫梁的長、寬、高尺寸分別為1600、1400、600mm，截面為矩形。 </p><p><b>　　理論計算校核： </b></p><p

110、>　　橫梁受力可以簡化為簡支梁,中間受載的情形，如圖4-2所示。</p><p>　　圖4-2 橫梁滑塊受力簡圖</p><p>　　由《中小型液壓機設計計算——主機的設計計算》可知：</p><p><b>　　(4-2)</b></p><p><b>　　其中： </b></p&

111、gt;<p>　　P—公稱壓力（N） </p><p>　　B—立柱中心距（m）</p><p>　　將P=N，B=1.31m代入公式4-2，</p><p>　　初步確定橫梁的長、寬、高尺寸分別為1600、1400、600mm，截面為矩形。即：在負載作用下的剪力和彎矩如4-3所示。</p><p>　　圖4-3 (a) 剪力圖

112、 (b) 彎矩圖</p><p>　　由彎矩圖4-3(b)可知，橫梁C點1—1截面彎矩最大，該截面是危險截面。為了保證橫梁能夠正常工作，必須對該截面進行強度校核。正應力計算公式為：</p><p><b>　　(4-3)</b></p><p><b>　　式中：</b></p><p><

113、b>　　—最大彎曲正應力；</b></p><p><b>　　—最大彎矩；</b></p><p>　　—抗彎截面系數(shù)()。</p><p>　　矩形截面抗彎系數(shù)W計算公式為：</p><p><b>　　(4.4)</b></p><p><b&g

114、t;　　式中：</b></p><p><b>　　—矩形截面的寬；</b></p><p><b>　　—矩形截面的高。</b></p><p><b>　　即：</b></p><p>　　鑄鋼ZG270-500的彎曲許用應力[]=60MPa，而橫梁的最大彎曲應

115、力=9.7MPa，遠小于材料的許用應力，經(jīng)過校核，設計尺寸滿足要求。</p><p>　　4.3 主機工作臺設計</p><p>　　工作臺承受液壓機總噸位。工作時壓力通過模具作用于制件，由于大多數(shù)的制件和模具有對稱的形狀，并且模具應居中安裝，因此可以認為工作臺是一個中間部分承受均布載荷的梁，如圖4-4。</p><p>　　圖4-4工作臺受力分析與彎矩圖</

116、p><p>　　材料選擇：工作臺主要受壓，材料選用鑄鋼ZG270-500。 </p><p>　　由《中小型液壓機設計計算——主機的設計計算》可知： </p><p>　　工作臺的高度=（0.4~0.7）B=545~917(mm) </p><p>　　確定上橫梁的長、寬、高尺寸分別為1600、1400、700mm。其中心截面處地彎矩為最大彎矩是

117、：</p><p>　　(4-5) </p><p><b>　　其中： </b></p><p>　　P—公稱壓力（N） </p><p>　　B—立柱中心距（m） </p><p>　　—下模與工作臺接觸面左右寬度，受分布載荷長度（m），一般取=（0.35~0.6）B。這里取=0.6B

118、。 </p><p>　　將P=N，B=1.31m代入公式4-5，</p><p><b>　　代入公式4-3， </b></p><p><b>　　得，</b></p><p>　　鑄鋼ZG270-500的彎曲許用應力[]=60MPa，而橫梁的最大彎曲應力=5MPa，遠小于材料的許用應力，

119、經(jīng)過校核，設計尺寸滿足要求。</p><p>　　為了固定模具，一般在工作臺臺面上設有T形槽。由于工作臺尺寸較大，采用平行布置。</p><p>　　4.4 活動橫梁設計 </p><p>　　活動橫梁的主要作用為：與主缸活塞桿聯(lián)接傳遞液壓機的壓力；通過導向套沿立柱導向面上下往復運動；安裝與固定模具及工具等。因此需要有較好的強度、剛度及導向結構。 </p>

120、;<p>　　由《中小型液壓機設計計算——主機的設計計算》可知： </p><p>　　上橫梁的高度=（0.3~0.6）B=393~786(mm) </p><p>　　確定上橫梁的長、寬、高尺寸分別為1600、1400、400mm，截面為矩形。 </p><p>　　活動橫梁僅受擠壓及較小的彎曲，因此對活動橫梁的計算可從略。 </p>

121、<p>　　活動橫梁下平面同工作臺臺面相同，設有T形槽。對T形槽的要求及其尺寸與工作臺要求相同。 </p><p>　　采用ZG270-500鑄鋼件。</p><p>　　4.5 控制臺設計 </p><p>　　材料選擇：控制臺主要用于安裝控制按鈕，強度要求不是很高，滿足使用要求即可，控制臺底座和支柱材料選用碳素鋼Q235A，其它采用不銹鋼面板。 <

122、;/p><p>　　加工工藝：控制臺采用焊接方式。 </p><p>　　外形設計：應考慮操作方便及美觀。</p><p>　　4.6 液壓機主缸的設計 </p><p>　　4.6.1 主缸缸體材料的選擇 </p><p>　　液壓缸的制造材料一般有鍛鋼、鑄鋼、高強度鑄鐵、灰鑄鐵、無縫鋼管等。對于負載大的機械設備缸體材料