毕业设计(论文)-单片机控制四柱液压机设计(全套图纸).doc

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1、【精品文档】如有侵权，请联系网站删除，仅供学习与交流毕业设计(论文)-单片机控制四柱液压机设计(全套图纸).精品文档.摘 要本设计为中型四柱式液压机，主机最大工作负载设计为2500KN。主机主要由上梁、导柱、工作台、移动横梁、主缸、顶出缸等组成。通过具体的参数计算及工况分析，制定总体的控制方案。经方案对比之后，主机部分采用“三梁四柱”式的结构形式,拟定液压控制系统原理图。液压系统液压缸采用双作用活塞缸，采用恒功率变量泵供油。经方案对比之后，拟定液压控制系统原理图。为解决主缸快进时供油不足的问题，主机顶部设置补油油箱进行补油。主缸的速度换接与安全行程限制通过行程开关来控制；为了保证工件的成型质量

2、，液压系统中设置保压回路，通过保压使工件稳定成型；为了防止产生液压冲击，系统中设有泄压回路，确保设备安全稳定的工作。详细设计了主机机械部分和液压部分对电气控制系统进行了简要设计。通过液压系统压力损失和温升的验算，本文液压系统的设计可以满足液压机顺序循环的动作要求，能够实现塑性材料的锻压、冲压、冷挤、校直、弯曲等成型加工工艺。关键词：液压系统；液压机；四柱式；单片机控制全套CAD图纸，联系1076648750ABSTRACTThis paper design for the medium frame of hydraulic machines, the mainframes largest wo

3、rk 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. Through specific parameters and hydraulic mechanic situation analyzes, formulation of a master control program

4、. By contrast, developed hydraulic control system diagram To solve the master cylinder express entered the shortage of oil supply in the top of the mainframe installed oil tank. Master cylinder for the speed of access restrictions and security through the trip exchanging to control switches.To ensur

5、e the quality of the work-piece molding, in the hydraulic system installed packing loop through packing work-piece stability molding; To prevent hydraulic shocks, pressure relief system with a loop to ensure that this equipment can be a safe and stable work. In addition, the paper hydraulic station

6、on the overall layout of the key components of the hydraulic structure、shape、technique for a specific design.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

7、materials, stamping, cold extrusion, straightening, bending, and other molding processes. Keywords: Hydraulic System ；Hydraulic Pressure machine；four-guideds目 录第1章 绪论11.1 液压机现状概要11.2 发展趋势2第2章 四柱液压机总体设计52.1 四柱液压机主要设计参数52.2 四柱液压机总体布局方案设计5第3章 液压系统设计83.1 液压机主缸工况分析83.1.1 主缸速度循环图83.1.2 主缸负载分析83.1.3 主缸负载循环

8、图93.2 液压机顶出缸工况分析103.2.1 顶出缸速度循环图103.2.2 顶出缸负载分析113.2.3 顶出缸负载循环图113.3 液压系统方案的设计123.3.1 液压油缸的选择123.3.2 供油方式的确定123.3.3 基本回路的选择123.3.4 控制系统的选择133.3.5 液压原理图的拟定133.4 液压系统的计算和选择液压元件173.4.1 液压机主缸和顶出缸主要尺寸的确定173.4.2 液压系统流量计算193.4.3 电动机的选择213.4.4 液压元件的选择23第4章 液压机零部件设计244.1 立柱设计244.2 上横梁设计254.3 主机工作台设计274.4 活动横

9、梁设计284.5 控制台设计284.6 液压机主缸的设计284.6.1 主缸缸体材料的选择284.6.2 主缸壁厚的确定294.7 液压机顶出缸设计324.7.1 顶出缸缸体材料的选择324.7.1 主缸缸体材料的选择334.8 液压油管设计344.9 液压油箱设计34第5章 液压系统安全、稳定性验算375.1 液压系统压力损失的验算375.2 液压系统温升的验算40第6章 单片机控制系统设计426.1 单片机控制要求与总体控制方案426.1.1 单片机控制系统拟达到的控制要求426.1.2 单片机系统总体控制方案426.2 单片机芯片的选择426.2.1 CPU426.2.2 扩展芯片426

10、.3 单片机控制电路设计436.3.1 四柱液压机主电路设计436.3.2 四柱液压机控制电路设计436.3.3 单片机流程图44第7章 结论50参考文献51致谢521 绪论1.1 液压机现状概要国内液压机行业的现状：（1）在生产能力及市场方面，国内液压机的产量每年都有很大的增长率，其中2004年，国内液压机的销售额大约在10亿元人名币，2005年达到13亿元，到2006年第一季度，各液压机生产企业的全年订单额已基本饱和。2004年在销售收入上，国内突破亿元的企业已超过3家，如合肥锻压机床有限公司、天津市天锻压力机有限公司、徐州压力机械股份有限公司，其中合肥锻压机床有限公司、天津市天锻压力机有

11、限公司在2005年销售收入已突破2亿元。过被液压机从产值和销售收入上和国外发达国家比较，还不具有优势，但从生产的台数和总吨位上比较，在国际上，我国的液压机生产产量处于领先地位。（2）在产品的技术水平上，国内液压机单机的技术水平达到了国际中等或较先进水平。一些液压机生产企业通过技术引进或国内外同行业的合作，技术发展很快。但在一些技术含量较高的液压机中，某些关键技术，如液压和电控部分，还要通过与国内外的企业或研究单位合作，高档的液压元件和电控元件还主要依赖进口。目前，国内液压机产品还是以单机或单机组成的无关联的生产线为主，主要还是靠人工上下料。带自动上下料的液压机台数还不足3%,由多台机器组成的自

12、动线基本还处于起步阶段。从产品分布上看，低档的液压机主要集中在小吨位上，其台数占有量超过总数的70%，但产值不超过30%，一般为小吨位的四柱或单柱液压机。具有一定技术含量的中档框架液压机的产值超过50%。用于特殊场合的在控制上比较先进的高档产品产值占有率约在15%左右，这类液压机一般采用先进的电业比例技术，来提高和达到一定的特殊功能。（3）在质量水平上，随着用户对产品质量要求的不断提高，国内各液压机生产企业越来越重视产品的质量问题。由于国内液压机的技术最早是从前苏联引进和吸收的，国内生产的液压机在刚度和强度上远远优于日本和韩国的产品，与欧美的产品相当。和国外产品比较，我国的产品在质量反面还存在

13、以下不足：在可靠性方面，故障率还比较大，主要集中在液压系统方面，多是应为液压和电器元件的可靠性低引起的；漏油问题在国产液压机中比较普遍；关键件的加工质量还需提高；在外观和美学方面和国外公司的产品比较还有一定差距。总体上讲，国产液压机在质量上和国外一些较知名的产品还有一定的差距，但随着国内制造商对质量的不断重视和管理水平的提高，国产液压机的质量会接近和赶上国际水平。液压机是一种利用液体压力来传递能量，以实现各种压力加工工艺的机床。随着新工艺及新技术的应用，液压机在金属加工及非金属成型方面的应用也越来越广泛，在机床行业中的占有份额正在大幅度攀升。由于液压机的液压系统和整机结构方面，已经比较成熟，国

14、内外液压机的发展主要体现在控制系统方面。微电子技术的飞速发展，围改进液压机的性能、提高稳定性、加工效率等方面提供了可能。相比来讲，国内机型虽种类齐全，但技术含量相对较低，缺乏技术含量高的高档机型，这与机电液一体化，中小批量柔性生产的发展趋势不相适应。图1-1四柱式万能液压机外观图在国内外液压机产品中，按照控制系统，液压机课分为三种类型：一种是以继电器为主控元件的传统型液压机；一种是采用可编程控制器控制的液压机；第三种是应用高级微处理器（或工业控制计算机）的高性能液压机。三种类型功能各有差异，应用范围也不尽相同。但总分的发展趋势是高速化、智能化。作为液压机的两大组成部分的主机和液压机系统，由于技

15、术发展趋于成熟，国内外机型无较大差距。主要差别在于加工工艺和安装方面。良好的工艺使机器在过滤、冷却及防止冲击和震动方面，有较明显改善。在油路结构设计方面，国内外液压机都趋向于集成化、封闭式设计。插装阀、叠加阀和复合化元件及系统在液压系统中得到较广泛的应用。国外已开始广泛采用封闭式循环油路设计。这种油路设计有效地防止泄油和污染。更重要的防止灰尘、污物、空气、化学物质侵入系统，延长了机器的使用寿命。由于加工工艺等方面的原因，国内采用封闭式循环油路设计的系统还不多见。在安全性方面，国外某些采用微处理器控制的高性能液压机利用软件进行故障的检测和维护，如BROWNBOGGS产品可实现负载检测、自动模具保

16、护以及错误诊断等功能。图1-2四柱液压机实物图丹麦新推出一种IN-VERSENHC6油压增压器。其内藏式双向增压功能是它的显著特点。它适合作油压冲床、油压剪床、油压吊车、塑料射出成型机、工程车辆及救助设施等高低压混合的油压系统之用。该IN-VERSENHC6油压增压器最高增压比为8.2倍，最大输出压力达80MPa。它可连续工作，直到输出的压力达到设定值为止，其内藏止逆阀可保持高压端的压力不会降低，这是它与同类产品的不同之处。 展望未来，重型装备制造对大压力和大尺寸参数液压机的需求会越来越迫切。新近建造的3台150MN级液压机最多可满足越20年的需求。正在研发的第四代核电主容器直径已超过8m；压

17、水堆机组功率的进一步提高也期待压力壳直径的增大；百万千瓦核电机组常规岛汽轮机转子所需钢锭已达600t；5.5m宽厚半轧机支撑辊所需钢锭也达500t；百万吨乙烯装置的直径已达6.8m，重达400t。如果新一代大压力机的压力超过250MN，横向开档超过9m，目前这种梁柱式框架结构就可能面临挑战，全新的框架结构也可能应运而生。1.2 发展趋势（1） 配有自动上下料装置的液压机或自动生产线会成为未来液压机发展的方向。（2） 多工位液压机的需求将会大幅度增加。（3） 快速、高速液压机在批量生产中能成倍的提高效率。（4） 依托电液比例技术、传感器、电子、计算机、网络等提升液压机的性能。（5） 在环保、节能

18、方面，今后在液压机的设计及制造中应引起各制造企业的足够重视。（6） 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。（7） 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。（8） 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。（9） 液压元件集成化，标准化。集成的液压系统减少了管路连接，有效的防止泄漏和污染。标准化的元件为机器的维修带来方便。2 四柱液压机总体设计 液压机是一种广泛使用的压力加工设备，具有多种型号，系列产品。本设计的液压机主要用于

19、可塑性材料的压制工艺，如冲压、弯曲、翻边、薄板拉伸等，也用于校正、压装、塑料及粉末制品的压制成型工艺。2.1 四柱液压机主要技术参数 参数名称数值 公称压力2500KN 最大工作压力25MPa 主缸回程力500KN 顶出缸顶出力400KN 主缸滑块行程700mm 顶出活塞行程250mm 主缸滑块下平面距工作台最大距离1100mm 主缸快进速度0.08m/s 主缸滑块工进最大速度0.006m/s 主缸快退速度0.03m/s 顶出缸顶出速度0.02m/s 顶出缸退回速度0.05m/s 根据任务书给定的技术参数及查阅的资料，确定了四柱液压机主要技术参数，见表2-1 液压机主要技术参数2.2 总体布局

20、方案的拟定 设计如图2-1所示总体布局方案，液压机总体包括主机、液压系统、电气控制系统三大部分。液压系统中的液压泵和电机放在油箱的右侧，其它所有部件都集中安装在液压油箱上。电气控制元件设置在电气柜中。为了方便及时的操作，设置一个控制台，按钮设置在控制台面板上。图2-1液压机总体布置图(1) 主机结构 主机部分采用“三梁四柱”式的结构形式。“三梁”即为上横梁、活动横梁、工作台。“四柱”即为四个立柱。三个横梁是通过四个立柱来联接的，如图2-1所示。 (2) 主缸 主缸缸体采用法兰连接方式与上横梁连接。活塞杆头部与活动横梁通过法兰连接，通过主缸活塞的运动带动活动横梁运动。 (3) 顶出缸 顶出缸安装

21、于工作台中心孔内，用圆螺母固定。 (4) 活动横梁 活动横梁的上部用法兰与主缸活塞杆连接。下平面可以安装模具。(5) 工作台 将工作台通过地脚螺钉固定在安装地基上。 (6) 立柱立柱与上横梁、工作台的联接方式：上横梁用立柱调节螺母支撑，立柱肩台支持在工作台面上，两端用锁紧螺母锁紧。(7) 液压站 液压站是由液压油箱、液压泵装置及液压控制装置三部分组成。液压油箱装有空气滤清器、过滤器、液面指示器和清洗孔等。液压泵装置包括不同类型的液压泵、驱动电机以及它们之间的联轴器等；液压控制装置是指组成液压系统的各阀类元件及其联接体。 液压站的结构形式有分散式、集中式两种。集中式是指将液压系统的供油装置、控制

22、调节装置独立于机床之外，单独设置一个液压站。分散式是指将机床液压系统的供油装置、控制调节装置分散在机床的各处。选用集中式的结构形式。这种结构的优点是安装维修方便，液压装置的振动、发热都与机床隔开；缺点是液压站增加了占地面积。3 液压系统设计 3.1 液压机主缸工况分析3.1.1 主缸速度循环图 根据液压机系统设计参数及表2-1中主缸滑块行程为700mm，可以得到主缸的速度循环图如下：图3-1主缸速度分析图3.1.2 主缸负载分析液压机启动时，主缸上腔充油主缸快速下行，惯性负载随之产生。此外，还存在静摩擦力、动摩擦力负载。由于滑块不是正压在导柱上，不会产生正压力，因而滑块在运动过程中所产生的摩擦

23、力会远远小于工作负载，计算最大负载时可以忽略不计。液压机的最大负载为工进时的工作负载。通过各工矿的负载分析，液压机主缸所受外负载包括工作负载、惯性负载、摩擦阻力负载，即：F = Fw + Ff + Fa ( 3-1 )式中：F 液压缸所受外负载；Fw 工作负载；Ff 滑块与导柱、活塞与缸筒之间的摩擦阻力负载，启动时为静摩擦阻力负载，启动后为动摩擦力负载；Fa 运动执行部件速度变化时的惯性负载。（1）惯性负载Fa计算计算公式：Fa = ( 3-2 )式中：G 运动部件重量；g 重力加速度9.8m/；时间内的速度变化量；加速或减速时间，一般情况取=0.010.5s。查阅相同型号的四柱液压机资料，初

24、步估算横梁滑块的重量为30KN。由液压机所给设计参数可及：=0.08m/s ，取=0.05s，代入公式3.2中。即：Fa = = 4898N（2）摩擦负载Ff计算滑块启动时产生静摩擦负载，启动过后产生动摩擦负载。通过所有作用在主缸上的负载可以看出，工作负载远大于其它形式的负载。由于滑块与导柱、活塞与缸体之间的摩擦力不是很大，因而在计算主缸最大负载时摩擦负载先忽略不计。（3）主缸负载F计算将上述参数Fa = 4898N 、Fw = 2500000N代入公式3.1中。即：F = 2500000 + 4898 = 2504898N3.1.3 主缸负载循环图（1）主缸工作循环各阶段外负载如表3-1表3

25、-1 主缸工作循环负载工 作 循 环外 负 载启 动F = f静 + Fa5 KN横梁滑块快速下行F = f动忽略不计工 进F = f动 + Fw2500 KN快速回程F = f 回+ F背500 KN注：“f静”表示启动时的静摩擦力，“f动”表示启动后的动摩擦力。（1）主缸各阶段负载循环如图3-2图3-2 主缸负载循环图3.2 液压机顶出缸工况分析3.2.1 顶出缸速度循环图 根据液压机系统设计参数和表2-1中顶出缸活塞行程为250mm，得到顶出缸的速度循环图如下：图3-3 顶出缸速度循环图3.2.2 顶出缸负载分析主缸回程停止后，顶出缸下腔进油，活塞上行，这时会产生惯性、静摩擦力、动摩擦力

26、等负载。由于顶出缸工作时的压力远小于主缸的工况压力，而且质量也比主缸滑块小很多，惯性负载很小，计算时可以忽略不计；同理摩擦负载与顶出力相比也很小，也可不计；工件顶出时的工作负载比较大，计算顶出缸的最大工作负载时可以近似等于顶出力。将参数代入公式3.1计算顶出缸的最大负载。即：F = Fw = 400000N式中：Fw 顶出力；3.2.3 顶出缸负载循环图（1）顶出缸工作循环各阶段外负载如表3-2表3-2 顶出缸工作循环负载工 作 循 环外 负 载启 动F = F静 + Fa忽略不计顶出缸顶出F = = f 动 + Fw400 KN快速退回F = f 动 + F背8 KN注：“f静”表示启动时的

27、静摩擦力，“f动”表示启动后的动摩擦力。（2）顶出缸各阶段负载循环如图3.4图3-4 顶出缸负载循环图3.3 液压系统方案的设计 3.3.1 液压油缸的选择 液压缸按其结构形式，可以分为活塞缸、柱塞缸和伸缩缸等。查阅相关的液压机资料，液压缸选用双作用单杆活塞缸。该种活塞杆完全可以满足液压机的工作要求，且安装方便。 3.3.2 供油方式的确定 考虑到液压机在工进时负载较大，速度较低。而在快进、快退时负载较小，速度较高。从节省能量、减少发热考虑，泵源系统宜选用双泵供油或变量泵供油。液压机主油路采用变量泵供油。由于液压机的负载压力会随着工作方式变化，为了使液压机处于安全的工作状态，采用恒功率变量泵。

28、 3.3.3 基本回路的选择 （1）调压回路 调压回路的功用是使液压系统整体或部分的压力保持恒定或不超过某个数值。在定量泵系统中，液压泵的供油压力可以通过溢流阀来调节。在变量泵系统 中，用安全阀来限定系统的最高压力，防止系统过载。若系统中需要两种以上的压力，则可采用多级调压回路。液压机采用二级调压回路，如图3-5所示。 图3-5液压机调压回路（2）保压回路 由于液压机主要进行压制工艺，所以在行程终止时要求有一段保持压力的时间，这时就必须采用保压回路。常用的保压回路有利用液压泵的保压回路、利用蓄能器的保压回路、自动补油保压回路。选用蓄能器保压。 （3）卸压回路 液压机由于保压一段时间后，如果马上

29、进行快退会产生很大的液压冲击。选用液控单向阀进行控制。 （4）速度换接回路 液压机主缸的工作循环为“快速下行慢速加压保压延时快速返回停止”，顶出缸的工作循环为“向上顶出向下返回停止”的工作循环。速度的变化快，选择用行程开关来进行速度的换接。这种回路的快慢速换接过程比较平稳，换接点的位置比较准确。 （5）平衡回路 平衡回路的功用，在于执行机构不工作时，不致因受负载重力作用而使执行机构自行下落。选用单向顺序阀的平衡回路。 3.3.4控制系统的选择 采用低压齿轮泵来提供控制油压，具有恒定的功率损耗。 3.3.5 液压原理图的拟定 根据前面的内容，拟定液压机系统控制原理图，如图3-6所示。其中把前文中

30、提到的蓄能器改变为辅助油箱，由一个液控单向阀控制。图3-6液压机液压系统原理图液压系统控制过程分析 系统的油源为主液压泵1和辅助液压泵2。主泵为高压大流量压力补偿式恒功率变量泵，最高工作压力为32MPa，由远程调压阀5设定；辅泵为低压小流量定量泵，主要用作电液动换向阀6及18的控制油源，其工作压力由溢流阀3设定。系统的两个执行元件为主液压缸16和定出液压缸17，两液压缸的换向分别由电液动换向阀6和18控制；带卸荷阀芯的液控单向阀14用作充液阀，在主缸16快速下行时开启使副油箱向主缸充液；液控单向阀9用于主缸16的快速下行通路和快速回程通路；背压阀10为液压缸慢速下行时提供背压；单向阀13用于主

31、缸16的保压；阀11为带阻尼孔的卸荷阀，用于主缸保压结束后换向前主泵1的卸荷；压力继电器12用作保压起始的发信装置。 液压机执行部件动作过程分析 液压机主缸、顶出缸工作循环过程分析如下： （1）主缸工作循环分析 1）快速下行 按下启动按钮，电磁铁1YA、5YA通电使电液动换向阀6切换至右位，电磁换向阀8切换至右位，辅泵2的控制压力油经阀8将液控单向阀9打开。此时，主油路的流动路线如下。 进油路：主泵1经换向阀6（右位）单向阀13主缸16无杆腔。 回油路：主缸16有杆腔液控单向阀9换向阀6（右位）换向阀18中位油箱。此时，主缸及滑块19在自重作用下快速下降。但由于泵1的流量不足以补充主缸因快速下

32、降而上腔空出的容积，因而置于液压机顶部的副油箱15中的油液在大气压及液位高度作用下，经带卸荷阀芯的液控单向阀14进人主缸16无杆腔。 2）慢速接近工件、加压 当滑块19上的活动挡块20压下行程开关XK2时，电磁铁5YA断电使换向阀8复至左位，液控单向阀9关闭。此时主缸无杆腔压力升高，阀14关闭，且主泵1的排量自动减小，主缸转为慢速接进工件和加压阶段。系统的油液流动路线如下。 进油路：同快速下行。 回油路：主缸有杆腔背压（平衡阀）10换向阀6（右位）换向阀18（中位）油箱。 从而使滑块慢速接近工件，当滑块19接触工件后，阻力急剧增加，主缸无杆腔压力进一步提高，主泵1的排量自动减小，主缸驱动滑块以

33、极慢的速度对工件加压。 3）保压 当主缸上腔的压力达到设定值时，压力继电器12发信，使电磁铁lYA断电，电液动换向阀6复至中位，主缸上、下油腔封闭，系统保压。单向阀13保证了主缸上腔良好的密封性，主缸上腔保持高压。保压时间可由压力继电器12控制的时间继电器（图中未画出）调整。保压阶段，除了液压泵低压卸荷外，系统中无油液流动。油液流动路线如下。 主泵1换向阀6（中位）换向阀18（中位）油箱 4）泄压、快速回程 保压过程结束时，时间继电器发信，使电磁铁2YA通电（定程压制成形时，可由行程开关XK3发信），换向阀6切换至左位，主缸进入回程阶段。如果此时主缸上腔立即与回油相通，保压阶段缸内液体积蓄的能

34、量突然释放将产生液压冲击，引起振动和噪声。因此，系统保压后必须先泄压，然后回程。 当换向阀6切换至左位后，主缸上腔还未泄压，压力很高，带阻尼孔的卸荷阀11呈开启状态，因此有 主泵1换向阀6（左位）阀11油箱 此时主泵1在低压下运行，此压力不足以打开液控单向阀14的主阀芯，但能打开阀其内部的卸荷小阀芯，主缸上腔的高压油经此卸荷小阀芯的开口泄回副油箱15，压力逐渐降低（泄压）。泄压过程持续至主缸上腔压力降到使卸荷阀11关闭时为止。泄压结束后，主泵1的供油压力升高，顶开阀14的主阀芯。此时系统的油液流动路线如下。 进油路：主泵1换向阀6（左位） 液控单向阀9主缸有杆腔。 回油路：主缸无杆腔阀14副油

35、箱15。 主缸驱动滑块快速回程。 5）停止 当滑块上的挡块20压下行程开关XK1时，电磁铁2YA断电使换向阀6复至中位，主缸活塞被该阀的M形机能的中位锁紧而停止运动，回程结束。此时主液压泵1又处于卸荷状态（油液流动同保压阶段）。 （2）顶出缸工作循环分析 主缸和顶出缸的运动应实现互锁。当电液动换向阀6处于中位时，压力油经过电液动换向阀6中位进入控制顶出缸17运动的电液动换向阀18。 1）顶出 按下顶出按钮，电磁铁3YA通电，换向阀21切换至左位，系统的油液流动路线如下。 进油路：主泵1换向阀6（中位）换向阀18（左位）顶出缸17无杆腔。 回油路：顶出缸17无杆腔换向阀18（左位）油箱。 活塞上

36、升，将工件顶出。 2）退回 电磁铁3YA断电，4YA通电时，油路换向，顶出缸的活塞下降，此时油液流动路线如下。 进油路：主泵1换向阀6(中位) 换向阀18(右位) 顶出缸17有杆腔。 回油路：顶出缸17无杆腔换向阀18(右位) 油箱。 （3）液压系统电磁铁动作顺序表 根据以上工作情况，可以作出系统的电磁铁动作顺序表：表3-3 液压机液压系统电磁铁动作顺序表执行部件工况1YA2YA3YA4YA5YA主缸快速下行+-+工进、加压+-保压-泄压回程-+-停止-顶出缸顶出-+-退回-+-注：“+”表示电磁铁处于得电状态，“-”表示电磁铁处于失电状态。3.4 液压系统的计算和选择液压元件 3.4.1 液

37、压机主缸和顶出缸主要尺寸的确定 工作压力的确定 查液压系统设计简明手册表2-1，液压机的工作压力的范围是2032MPa。由于液压机的工作负载比较大，为2500KN，则取主缸的工作压力为p=25MPa。计算主缸内径和活塞杆直径 主缸的最大负载为工进时的负载，即5000KN。查液压系统设计简明手册表2-2，可知液压机的背压在初算时可忽略不计。取液压缸的机械效率cm = 0.95。图3-7液压机主缸受力图由图3-7可知，D= (3-3)式中：P1液压缸工作压力；P2液压缸回路背压，对于高压系统初算时可以不计；F工作循环中最大负载；cm液压缸机械效率，一般cm = 0.90.95。将参数代入公式（3.

38、3），P2忽略不计，可求得液压缸内径即：D=mm336mm查表2-4 1,将液压缸的内径圆整为标准系列直径，取D=320mm那么由d/D=0.7可以求得活塞杆直径。即：d=0.7D=0.7x327229mm同理查表2-5 1,将活塞杆直径圆整为标准系列直径，取d=220mm。经过计算液压机主缸的内径、活塞杆直径分别为：D=320mm ；d=220mm。（2）顶出缸工作压力、内径、活塞杆直径的确定顶出缸工作负载与主缸相比要小很多，查表2-1 1,取顶出缸的工作压力P=12MPa,计算顶出缸内径和活塞杆直径。由顶出缸负载图3.4可知最大负载F=350KN。查表2-3 1，缸工作压力为12MPa，选

39、取d/D为0.7，取液压缸的机械效率cm = 0.95。将参数代入公式（3.3），P2忽略不计，可求得液压缸内径即：D=mm198mm查表2-4 1,将液压缸的内径圆整为标准系列直径，取D=200mm；那么由d/D=0.7可以求得活塞杆直径。即：d=0.7D=0.7x198138mm同理查表2-5 1,将活塞杆直径圆整为标准系列直径，取d=140mm。经过计算液压机顶出缸的内径、活塞杆直径分别为：D=200mm ；d=140mm。3.4.2 液压系统流量计算（1）主缸所需流量计算参考表2.1及主缸的尺寸，对主缸各个工况所需流量进行计算。已知主缸的快进速度为0.08m/s，工进速度为0.006m

40、/s，快速回程速度为0.03m/s，主缸内径为320mm，活塞杆直径为220mm。由流量计算公式： （3-4）快进时：385.8L/min工进时： 28.8L/min快退时： 76.2L/min（2）顶出缸所需流量计算参考表2.1及顶出缸的尺寸，对顶出缸各工况所需流量进行计算。已知顶出缸的顶出速度为0.02m/s，快退速度为0.05m/s，顶出缸内径为200mm，活塞杆直径为140mm，代入公式（3-4），即：顶出时： 37.8L/min快退时： =48L/min（3）液压泵额定压力、流量计算及泵的规格选择1）泵工作压力确定实际工作过程中，液压油在进油路中有一定的压力损失，因此在计算泵的工作时

41、必须考虑压力损失。泵的工作压力计算公式为： （3-5）式中：Pp液压泵最大工作压力； P1执行部件的最大工作压力； 进油路中的压力损失，对于简单的系统，取0.20.5MPa，对于复杂系统，取0.51.5MPa。本液压机执行部件的最大工作压力P1=25MPa，进油路中的压力损失，取=0.5MPa。代入公式（3.5）可求得泵的工作压力。即：通过计算，泵的工作压力Pp=25.5MPa。该压力是系统的静压力，而系统在各种工矿的过渡阶段出现的动态压力有时会超过静压力。此外，为了延长设备的使用寿命，设备在设计时必须有一定的压力储备量，并确保泵的寿命，因此在选取泵的额定工作压力Pn时，应满足，取Pp=1.2

42、5。即：Pn = 1.25Pp=1.25x25.5MPa31.9MPa2）液压泵最大流量计算通过对液压缸所需流量的计算，以及各自的运动循环原理，泵的最大流量可由公式(3-6)计算得到。 (3-6)式中：液压泵的最大流量；KL液压系统泄漏系数，一般取KL=1.11.3，取KL=1.2；同时动作的各执行元件所需流量之和的最大值。如果这时溢流阀正处于溢流状态，还应加上溢流阀的最小溢流量。将参数代入公式（3-6）中，即：463L/min3）液压泵规格选择查表5-17 1，根据泵的额定压力，选取液压泵的型号为：250YCY14-1B。基本参数如下：排量：250mm/r ； 额定压力：32MPa ；额定转

43、速：1000r/min ； 容积效率：92% ；4）泵的流量验算：由液压泵的基本参数可知泵每分钟排量=160ml/r1000r/min=250L/min，而泵实际所需的最大流量=463L/min，液压机出现供油不足，快进无法实现。为了满足液压机的正常快进，必须在液压系统中设置补油油箱。3.4.3 电动机的选择液压机的执行件有两个，即：主缸和顶出缸。主缸和顶出缸各自工况的快进、工进、回程速度又不尽相同，这样对功率的消耗也不同。电动机额定功率的确定必须根据消耗功率最大的工况来确定，因此要分别计算主缸、顶出缸各工况消耗的功率。功率计算公式如下：P= (3-7)式中： P-电动机额定功率； Pp-液压

44、泵的工作压力； -液压泵的流量； -液压泵的总效率，取=0.7。（1）主缸各工况功率计算1）快进功率主缸滑块快进时，在自重作用下速度比较快，而液压泵此时的输出油量不能满足滑块的快速下行。快进时的负载很小，只有活塞与缸筒、导柱与滑块之间的摩擦负载，这样泵的出口压力也很小，消耗的功率不会很大。2）工进功率由主缸负载循环图3.2可及，工进时主缸最大负载为2500KN，无杆腔面积A=0.08，进油回路压力损失取P=0.5MPa，则液压泵的压力Pp由公式（3-8）计算。 （3-8）即：将、=28.8L/min、=0.7代入公式（3-7）中，求得工进功率为：3）快退功率由图3.2可知，快退负载为500KN

45、,，取进油回路压力损失取P=0.5MPa，代入公式（3-8），求得泵的压力。即：将、=76.2L/min、=0.7代入公式（3-7）中，求得快退功率即为：（2）顶出缸各工况功率计算1）顶出功率由顶出缸负载循环图3.4可及，顶出时主缸最大负载为400KN，无杆腔面积A=0.032，进油回路压力损失取P=0.5MPa，那么液压泵的压力Pp可由公式（3-8）计算。即：将、=37.8L/min、=0.7代入公式（3.、-7）中，求得工进功率即为：2）回程功率顶出缸回程时，负载只有活塞与缸筒间的摩擦负载。负载大小应该比顶出时的负载要小很多，这样回程消耗的功率也比顶出时消耗的功率要小，因此，回程功率计算从略。（3）电动机额定功率及型号的确定电动机额定功率的确定，应依据消耗功率最大的工况。比较主缸、顶出缸各工况所需要的功率，主缸快