壓力機設計說明書

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1、 本科畢業(yè)設計說明書 單缸液壓壓力機 SINGLE-CYLINDER HYDRAULIC PRESS 學院（部）： 機械工程學院 專業(yè)班級： 機設07-8班 學生姓名： 奚 康 指導教師： 侯波副教授 2011 年 6 月 4日 單缸液壓壓力機淺談 摘要 本次設計主要內(nèi)容有：做了液壓壓力機的總體結(jié)構(gòu)設計和液壓系統(tǒng)的設計，選擇了液壓元件的型號，分析了系統(tǒng)的工作原理，設計了液壓

2、缸，完成了液壓缸的總體設計，繪制了壓力機的總體裝配圖，液壓系統(tǒng)圖和液壓缸的裝配圖。 關鍵詞：液壓壓力機，液壓缸，液壓系統(tǒng) DESIGN OF SINGLE-CYLINDER HYDRAULIC PRESS ABSTRACT The main elements of this design are: finish the structural design of the overall design and hydraulic system of the hydraulic

3、 press, and select models of hydraulic components, analysis the working principle, design a hydraulic cylinder and hydraulic cylinder completed overall design, rendering the overall assembly drawing presses, hydraulic system and hydraulic cylinder map of the assembly drawing. KEYWORDS：Hydraulic

4、 Press，Hydraulic cylinder，Hydraulic System， 前 言 畢業(yè)論文是對畢業(yè)生所學的專業(yè)基礎知識和研究能力、自學能力以及各種綜合能力的檢驗。通過做畢業(yè)論文，可以使學生在綜合能力、治學方法等方面得到鍛煉，使之進一步理解所學專業(yè)知識，擴大知識面。 畢業(yè)設計是學生即將完成學業(yè)的最后一個重要環(huán)節(jié)，它既是對學校所學知識的全面總結(jié)和綜合應用，又為今后走向社會的實際操作應用鑄就了一個良好的開端。畢業(yè)設計是作者對所學知識理論的檢驗與總結(jié)，能夠培養(yǎng)和提高設計者獨立分析問題和解決問題的能力，

5、使學生學習并掌握科學研究、工程設計和撰寫技術報告的基本方法。 畢業(yè)論文具有學術論文性質(zhì)，應能表明作者在科學研究工作中取得的新成果或提出的新見解，是作者的科研能力與學術水平的標志。畢業(yè)論文具有學術論文所共有的一般屬性，應按照學術論文的格式寫作。 在畢業(yè)論文的選題與寫作中，要注意適應經(jīng)濟、社會發(fā)展需要，注意理論結(jié)合實際，特別強調(diào)對培養(yǎng)學生的創(chuàng)新精神科研能力水平。 本次畢業(yè)設計涉及的知識面有液壓傳動，零件設計，加工工藝，金屬材料，公差配合，CAD制圖等多方面知識，設計過程中要求具備清晰的設計思路，具體的設計方案和步驟，準確的設計參數(shù)和計算分析。 通過畢業(yè)設計，提高、鞏固、擴大了自己所

6、學到的理論知識和技能，提高自己設計計算、制圖、編寫技術文件的能力，培養(yǎng)了我對機械設計獨立分析問題和解決問題的能力，幫助我初步樹立了正確的實際思想，掌握了一定的機械設計方法步驟和思路為以后的學習和設計工作打下良好的基礎。 由于本人水平有限，設計中尚有許多不足之處，還望審閱老師給予批評和指正。 目錄 摘要(中文) I 摘要（英文） II 前 言 III 1壓力機概述 3 1.1壓力機發(fā)展的概況 3 1.2壓力機工作原理 4 1.2.1壓力機功能簡介 4 1.2.2壓力機的工作原理簡介 6 2液壓機總體結(jié)構(gòu)設計 8 2.1

7、壓力機總體設計結(jié)構(gòu)及要求 8 2.2 立柱的強度計算 8 2.3 橫梁的強度計算 9 2.4油箱的設計 9 3壓力機的液壓系統(tǒng)設計 10 3.1設計參數(shù)和應滿足的條件 10 3.1.1設計參數(shù) 10 3.1.2設計要求分析 10 3.2工況分析并確定初步液壓缸直徑 10 3.2.1負載分析初步確定各工況的負載和速度 10 3.2.2初步確定液壓缸的直徑 11 3.3液壓系統(tǒng)的擬定 12 3.4液壓系統(tǒng)的工作原理 14 3.4.1液壓缸的工作分析 14 3.4.2液壓系統(tǒng)的特點 15 3.5液壓元件的計算和選擇 16 3.5.1液壓缸的計算和選擇 16 3.5.

8、2液壓泵和電動機的選擇 16 3.5.3油箱的選擇 17 3.5.4管路內(nèi)徑的選擇 18 3.5.5濾油器 19 3.5.6閥類元件的選擇 20 3.6液壓系統(tǒng)主要性能的驗算 21 4液壓缸的設計 23 4.1基本參數(shù) 23 4.2缸筒的計算 23 4.2.1材料的選擇 23 4.2.2缸筒厚度的計算 23 4.2.3油口直徑的選擇 24 4.2.4缸底厚度的計算與選擇 25 4.2.5中間法蘭的設計 25 4.2.6缸體的技術要求 27 4.3活塞 27 4.3.1活塞桿的計算 27 4.3.2活塞的材料及要求 29 4.4活塞桿的設計與計算 29 4.

9、4.1活塞桿設計 29 4.4.2活塞桿材料及技術要求 30 4.5導向套的設計與計算 31 4.6油口的設計與計算 33 5安裝使用與維修 35 結(jié)論 36 參考文獻 37 致謝 38 1壓力機概述 1.1壓力機發(fā)展的概況 壓力機的發(fā)展歷史只有100年。壓力機是伴隨著工業(yè)革命的的進行而開始發(fā)展的，蒸汽機的出現(xiàn)開創(chuàng)了工業(yè)革命的時代，傳統(tǒng)的鍛造工藝和設備逐漸不能滿足當時的要求。因此在1839年，第一臺蒸汽錘出現(xiàn)了。此后伴隨著機械制造業(yè)的迅速發(fā)展，鍛件的尺寸也越來越越大，鍛錘做到百噸以上，即笨重又不方便。在1859-1861年維也納鐵路工廠就有了第一

10、批用于金屬加工的7000KN、10000KN和12000KN的液壓機，1884年英國羅切斯特首先使用了鍛造鋼錘用的鍛造液壓機，它與鍛錘相比具有很好的優(yōu)點，因此發(fā)展很快，在1887-1888年制造了一系列鍛造液壓機，其中包括一臺40000KN的大型水壓機，1893年建造了當時最大的12000KN的鍛造水壓機。 在第二次世界大戰(zhàn)后，為了迅速發(fā)展航空業(yè)。美國在1955年左右先后制造了兩臺31500KN和45000KN大型模鍛水壓機。 近二十年來，世界各國在鍛造操作機與鍛造液壓機聯(lián)動機組，大型模鍛液壓機，擠壓機等各種液壓機方面又有了許多新的發(fā)展，自動測量和自動控制的新技術在液壓機上得到了廣泛的應用

11、，機械化和自動化程度有了很大的提高。 再來看一下我國的情況，在解放前，我國屬于半殖民地半封建社會的國家，沒有獨立的工業(yè)體系，也根本沒有液壓機的制造工業(yè)，只有一些修配用的小型液壓機。 解放后我國迅速建立獨立自主的完整的工業(yè)體系，同時仿造并自行設計各種液壓機，同時也建立了一批這方面的科研隊伍。到了六十年代，我國先后成套設計并制造了一些重型液壓機，其中有300000KN的有色金屬模鍛水壓機，120000KN有色金屬擠壓水壓機等。特別是近十年來，又有了一些新的發(fā)展。比如，設計并制造了一批較先進的鍛造水壓機，并已向國外出口，與此相應的，我國也陸續(xù)制造了各種液壓機的系列及零部件標準。 但是，我們也應

12、清楚地意識到我們與發(fā)達國家相比還有很大的差距，還不能滿足國民經(jīng)濟和國防建設的需要。許多先進的設備和大型機仍需進口，目前應充分發(fā)揮我們的優(yōu)勢，加強我國在這方面的競爭力，這不僅是有助于我們從制造業(yè)大國向制造業(yè)強國的轉(zhuǎn)變也是國家安全的需要。 1.2壓力機工作原理 1.2.1壓力機功能簡介 壓力機是利用液壓傳動技術進行壓力加工的設備，廣泛用于金屬鍛壓、冷擠壓、粉末冶金以及金屬、橡膠和塑料等成型制品加工的壓力機械，也是最早應用液壓技術的機械之一。與其他壓力機相比，它具有壓力和速度可在大范圍內(nèi)無極調(diào)整，可在任意位置輸出全部功率和保持所需壓力、結(jié)構(gòu)布置靈活，各執(zhí)行結(jié)構(gòu)可很方便地達到所希望的動作配合

13、等優(yōu)點。 壓力機有多種型號規(guī)格，其壓制力從幾十噸到上萬噸。按工作介質(zhì)可分為水壓機和油壓機兩種。用乳化液做介質(zhì)的液壓機，稱為水壓機，其壓制力很大，多用于重型機械廠和造船廠等。用礦物油型液壓有做介質(zhì)的液壓機成為油壓機，產(chǎn)生的壓智力較水壓機小，在許多工業(yè)部門得到廣泛的應用。 圖1-1壓力機 圖1－2 壓力機基本結(jié)構(gòu) 液壓機的類型很多，多為立式,其中四柱式液壓機最為典型，應用也最為廣泛。其基本結(jié)構(gòu)如圖1-1，圖1－2。 1.2.2壓力機的工作原理簡介 該機的四根立柱上安裝有驅(qū)動上滑

14、塊的液壓缸。液壓機的壓制工藝要求液壓缸的工作循環(huán)為：快速下行→慢速加壓→保壓延時→快速返回→原位停止;并且壓力速度和保壓時間可調(diào)節(jié)。工藝循環(huán)圖如圖1-2所示。 圖1-3 壓力機工藝循環(huán)圖 2液壓機總體結(jié)構(gòu)設計 2.1壓力機總體設計結(jié)構(gòu)及要求 液壓機本體結(jié)構(gòu)設計應考慮以下三個基本原則： 1 盡可能地滿足工藝要求，便于操作。 2 具有合理的強度與剛度，使用可靠，不易損壞。 3 具有很好的經(jīng)濟性，重量輕，制造維修方便。 其中，工藝要求是最主要的影響因素，由于在液壓機上進行的工藝是多種多樣的，因此液壓機的本體

15、結(jié)構(gòu)型式也必然是看，有立柱式單臂式，和框架式，立柱式中又分四柱，雙柱，三柱及多柱等。從工作缸的數(shù)量看，有單缸，雙缸及多缸。 本液壓機采用的結(jié)果為三梁四柱式，它由上橫梁﹑下橫梁﹑ 四個立柱和螺母組成的一個封閉起來框架。 框架承受主要工作載荷。工作缸固定在上橫梁相連，活動橫梁以四根立柱為導向，在上下橫梁之間往復運動，活動橫梁下面固定有上工作臺，下工作臺則固定于下橫梁上，立柱之間的距離可根據(jù)下橫梁的尺寸，和工作要求確定，活動橫梁的上下移動距離根據(jù)設計給定的工作行程確定，本次設計給定的工作行程為500mm，考慮到加工過程中需要安裝夾具等設備，因此確定為600mm。當高壓液體進入工作缸后，對活塞

16、桿施加很大的壓力。推動活塞桿。活動桿與活動橫梁連接在一塊，因此在推動活動橫梁及工作臺向下運動，使兩工作臺間的物體產(chǎn)生塑性變形或保持一定時間的壓力，達到工作要求，實現(xiàn)加工目的。 2.2 立柱的強度計算 液壓機的立柱與上﹑下橫梁組成一個封閉的受力框架，偏心加載時，立柱不但受軸向拉力還承受橫向側(cè)推力和彎矩，使受力情況惡化，由于多次超靜定問題，在有些液壓機中，如中小型鍛壓，液壓機由于經(jīng)常受多次快速反復加載及在缷載時能量的突然釋放，都會引起機架劇烈的推動，在立柱的強度計算時，應當考慮到這些因素，因此比較復雜，困難較多。本液壓機采用近似計算來設計立柱的尺寸及校核立柱的強度。 本立柱選用4

17、5號鋼。δb = 600MPa，取安全系數(shù) n=5 則 【δ】 = 600/5 = 120 MPa 每根立柱所受的軸向力為 F= 2*105/4 = 0.5*106 N 由4F/ 得 D56.47mm 因此考慮到有些地方需要加工螺紋，因此D=65mm。 2.3 橫梁的強度計算 由于橫梁是三個方向上尺寸相差不太多的箱形另件。用材料力學的強度分析方法不能全面的反映它的應力狀況，目前在進行一般的設計計算時，而將許用應力取得最低。按管支梁計算出的橫梁中間，截面的應力值和該處實側(cè)值還比較低接近。因此，作為粗略計算，這種方法目前還是可行的，但無法精確計算應力集中區(qū)的應力。空間有限

18、單元法的發(fā)展提供了較精確地計算橫梁各部分應力的可能性，如可按板系組合結(jié)構(gòu)來編制計算行程。 2.4油箱的設計 油箱體一般用4mm左右的鋼板焊接而成，也可鑄造。本油箱由于要兼作液壓元件 安裝臺，可將所用鋼板加厚。選箱底和側(cè)壁厚為10mm，蓋板厚為12mm 根據(jù)容積的要求，及油面高度為箱體高度80%的條件并考慮到油箱散熱，沉淀雜質(zhì)的功能。 油箱內(nèi)裝有隔板，將泵的吸油管和回油管隔開，側(cè)板裝有油位計和注油口，其中油位計和注油口應距離較近。似便于注油者的觀察。油箱蓋板上裝有空氣濾消器。以防止泵在吸油時，空氣中的雜質(zhì)微粒進入油液中，泵和電機安裝在板上并固定。吸油管路和回油管路隔開，吸油腔與回油腔用濾

19、網(wǎng)隔開，過濾系統(tǒng)回油。油箱側(cè)管應設置清掃窗孔，在油箱清洗時打開，便于擦試，油箱內(nèi)部。油箱底部距地面有一定距離，且有1：30的斜度，卸油口設在最底處，以便在換油時將舊油全部排出，隔板底部開一缸口，以便在換舊油液時，從缷油口排出。 油箱密封要好，防止油箱滲漏到箱外，避免外界粉塵物侵入箱內(nèi)。油箱內(nèi)壁涂耐油的防銹漆。 3壓力機的液壓系統(tǒng)設計 液壓系統(tǒng)是液壓壓力機的動力控制系統(tǒng)，液壓系統(tǒng)設計的先進性、合理性是液壓壓力機技術先進性的重要標志，也是液壓壓力機運行穩(wěn)定性、可靠性的關鍵。一個完整的液壓系統(tǒng)由五個部分組成，即能源裝置、執(zhí)行元件、調(diào)節(jié)控制元件、輔助元件和液壓油

20、。 1.能源裝置。它是將電機輸入的機械能轉(zhuǎn)換為油液的壓力能（壓力和流量）輸出的能量轉(zhuǎn)換裝置，一般最常見的形式是液壓泵。 2.執(zhí)行元件。它是將油液的壓力能轉(zhuǎn)換成直線式或回轉(zhuǎn)式機械能輸出的能量轉(zhuǎn)換裝置，一般做直線運動的是液壓缸，做回轉(zhuǎn)運動的是液壓馬達。 3.調(diào)節(jié)控制元件。它是控制液壓系統(tǒng)中油液的流量、壓力和流動方向的裝置，包括方向控制閥、壓力控制閥、流量控制閥、比例閥和邏輯閥。這些元件是保證系統(tǒng)正常工作不可缺少的組成部分。 4.輔助元件。是除上述三項以外的其它裝置，如油箱、濾油器、蓄能器、油管等，這些元件對保證液壓系統(tǒng)的可靠、穩(wěn)定持久的工作，有重大作用。 3.1設計參數(shù)和應滿足的條件

21、3.1.1設計參數(shù) （1） 壓力：F=200KN （2） 行程：500MM （3） 速度：工進 10MM/S 快進 100MM/S 3.1.2設計要求分析 結(jié)合生產(chǎn)實際，考慮多方面原因，得出以下應滿足的條件： （1） 要產(chǎn)生大的壓制力（200KN）。 （2） 要有良好的密封性。壓力機在工作過程中有保壓延時的要求，要求不會因為泄露而降低工作的壓制力，達不到工作要求。 （3） 結(jié)構(gòu)盡量簡單，合理選擇使成本盡量降低。 （4） 盡量避免零件加工過程中及設備使用中污染環(huán)境的因素。 3.2工況分析并確定初步液壓缸直徑 3.2.1負載分析初步確定各工況的負載和速度 液壓缸負載主要包括

22、：壓制力﹑摩擦阻力慣性阻力重力密封阻力和背壓阻力的等。 （1） 壓制力：根據(jù)油缸和活塞桿的連接形式可知： F=200KN （2） 摩擦阻力﹑重力： 由于液壓缸的摩擦阻力和重力相對于壓制力很小，故可忽略不計。 （3） 慣性阻力： 由于液壓缸工作運動時速度很小，不屬于快速往復運動型，故慣性阻力可忽略不計 （4） 密封阻力和背壓阻力： 將密封阻力考慮在液壓缸的機械效率中去，取液壓缸的機械效率為0.9 背壓阻力是液壓缸回油路上的阻力，初算時可不考慮，其數(shù)值在系統(tǒng)確定后才能定下來。 （5） 由于液壓缸的工況階段在壓制階段，因此其快退時的速度的范圍沒有限制，所以在設計過程中主要考慮壓制

23、階段。這里液壓缸的負載圖速度圖也不再列出。 3.2.2初步確定液壓缸的直徑 （1）液壓缸的內(nèi)徑和活塞桿的內(nèi)徑 ①初選系統(tǒng)壓力P=20Mpa ②由于液壓缸的機械效率為n=0.9，所以FL ===222KN ③由于FL =P1S 得S===11.110-3（M3） 因為缸的橫截面積S= 所以D==CM=11.89cm 查機械手冊根據(jù)國標GB2348-1993,取標準直徑D=110MM ④根據(jù)下表3-1： 表3-1 公稱壓力/Mpa 12.5-20 1.33 1.462 2 取速比=2 ④查機械設計手冊可知d=D=0.707D 代入計算并取標準直得d

24、=70mm 根據(jù)已取得的缸徑和活塞桿直徑，計算液壓缸的實際有效面積，無桿腔面積A1和有桿腔的面積A2分別為：A1 =9498.5mm2，A2=5652mm2 3.3液壓系統(tǒng)的擬定 （1）調(diào)壓回路： （2）液壓缸換向回路： 綜合考慮各個支路的情況，設置了一個壓力繼電器1XJ，三個擋鐵行程開關XK1、XK2、 XK3，其中壓力繼電器1XJ控制整個系統(tǒng)的壓力，當液壓缸工作壓力達到預定值時，壓力繼電器1XJ發(fā)出電氣控制信號，電磁鐵2DT斷電，電液換向閥6復中位，液壓缸進回液腔封閉，液壓系統(tǒng)卸荷。合成后的液壓系統(tǒng)如圖3-2所示：

25、 圖3-2 單缸液壓壓力機液壓系統(tǒng)原理圖 1—主液壓泵 ； 2—定量泵 ；3、4—溢流閥 ；5—遠程調(diào)壓閥 ；6—電液換向閥 ；7—壓力表 ；8—電磁換向閥；9—液控單向閥 ；10—順序閥 ；11—卸荷閥（帶阻尼孔） ；12—壓力繼電器 ；13—單向閥 ；14—充液閥 ；15—充液箱 ；16—液壓缸； 17—滑塊；18－擋鐵。 3.4液壓系統(tǒng)的工作原理 3.4.1液壓缸的工作分析 液壓缸的工作循環(huán)為：快速下行→慢速加壓→保壓延時→快速返回→原位停止，現(xiàn)對各個狀態(tài)進行分析。 1)快速下行 電磁鐵2DT和3DT通電，電液換向閥6

26、和電磁換向閥8均換至右工位，后者使液控單向閥9打開。此時液壓缸進回液路區(qū)暢通。 進油路：主液壓泵1 →電液換向閥6 → 單向閥13 → 液壓缸18上（無桿）腔； 回油路：液壓缸18下（有桿）腔 → 液控單向閥9 →電液換向閥6 → 油箱。此時液壓缸滑塊16因自重而快速下降，主液壓泵1全部流量尚不能滿足快速要求的流量，液壓缸18上腔形成局部真空，呈泵工況，油箱（置于液壓缸頂部）中油液在大氣壓力下經(jīng)液控充液閥（液控單向閥）14充入，避免了上述不利現(xiàn)象產(chǎn)生。 2)慢速接近工件和逐步加壓 擋鐵17壓下行程開關XK2時，電磁鐵3DT斷電，電磁換向閥8處于常態(tài)（圖示位置），液控單向閥9關閉，閥芯

27、緊閉。 進油路：主液壓泵1 →電液換向閥6 → 單向閥13 →液壓缸18上腔； 回油路：液壓缸18下腔 → 順序閥10 → 電液換向閥6 → 油箱。順序閥10使下腔建立起背壓，滑塊靠自重不能下降，主液壓泵1供給的壓力油使之下行。這時上腔壓力升高，充液閥（液控單向閥）14關閉，活塞速度降低。當滑塊慢速接觸工件時，阻力（負載）急劇增加，主液壓泵1工作壓力急劇升高，排量自動減小，液壓缸活塞速度進一步降低，以極慢的速度對工件加壓。 3)保壓延時 當液壓缸18工作壓力達到預定值時，壓力繼電器12發(fā)出電氣控制信號，電磁鐵2DT斷電，電液換向閥6復中位，液壓缸進回液腔封閉，主液壓泵1經(jīng)電液換向閥6中

28、位卸荷。保壓時間可由壓力繼電器12控制的時間繼電器調(diào)節(jié)。 4)快速回程 保壓結(jié)束后，時間繼電器發(fā)出信號使電磁鐵2DT斷電，1DT通電，電液換向閥6切至左位，同時進油路控制油液使充液閥（液控單向閥）14打開，為液壓缸18退回做好準備。這時： 進油路：主液壓泵1 → 電液換向閥6 → 液控單向閥9 → 液壓缸18下腔； 回油路：液壓缸18上腔 →充液閥（液控單向閥）14→ 油箱。 需要說明的是，電液換向閥6切至左位時，液壓缸18還未泄壓時，上腔壓力很高，卸荷閥11（帶阻尼孔）呈開放狀態(tài)，主液壓泵1的輸出油液經(jīng)此閥阻尼孔回油箱，這時主液壓泵1工作壓力較低，不足以使液壓缸回程，但可使充液閥（

29、液控單向閥）14開啟，使液壓缸18上腔泄壓；當液壓缸上腔壓力降到定值時，卸荷閥11關閉，此時主液壓泵1才開始向液壓缸18下腔供液，液壓缸快速回程。 5)停止 液壓缸位于其反向行程末端時，擋鐵下壓行程開關XK1，電磁鐵1DT斷電，電液換向閥6處于中位，液壓缸被鎖而停止。主液壓泵1此時處于卸荷狀態(tài)。在使用中，可隨時手動控制1DT斷電，使液壓缸隨時處于停止狀態(tài)。 其工作循環(huán)和電磁鐵動作順序表如表3-1所示。 表3-1單缸液壓壓力機工作循環(huán)和電磁鐵動作順序表 動作名稱 信號來源 換向滑閥工作狀態(tài) 電磁鐵動態(tài)狀態(tài) 電液換向閥6 電磁換向閥8

30、1DT 2DT 3DT 單缸 液 壓 缸 快速下行 2DT和3DT通電 右位 右位 + + 慢速加壓 擋鐵行程開關XK2，3DT斷電，4DT通電 右位 常態(tài) + 保壓延時 壓力繼電器12發(fā)出信號，2DT斷電 中位 — 快速回程 壓力繼電器12發(fā)出信號，1DT通電 左位 + 停止 行程開關XK1發(fā)出信號，1DT斷電 中位 — 3.4.2液壓系統(tǒng)的特點 液壓系統(tǒng)有如下特點： （1）此液壓系統(tǒng)使用了高壓大流量恒功率變量泵供液，既符合工作要求，又能充分發(fā)揮機器的效益。 （2）利用液壓缸

31、活塞快速下降使液壓缸自動充液，減少對液壓泵的流量要求。 （3）液壓缸利用單向閥保壓，為減少工藝轉(zhuǎn)換過程的液壓沖擊，設置了泄壓回路。 （4）采用專用液壓泵提供壓力控制油液?？刂茐毫Υ笮∮梢缌鏖y3調(diào)定。 3.5液壓元件的計算和選擇 3.5.1液壓缸的計算和選擇 前面已算出缸的活塞直徑D=110mm，活塞桿的直徑d=70mm 3.5.2液壓泵和電動機的選擇 （1）選擇液壓泵 前面選擇液壓系統(tǒng)的系統(tǒng)壓力為20Mpa，因此根據(jù)機械手冊中提供的公式計算泵的額定壓力 Pb=（1.25～1.6）P=（1.25～1.6）20Mpa=25～32Mpa 因此泵的額定壓力可取為Pb=31.5 Mp

32、a （2）系統(tǒng)流量的計算 液壓缸在工作時所需流量為Q= A1U=9498.5mm106010-6=5.7L/min A1——無桿腔的面積 U——液壓缸的工進速度 取泄露系數(shù)為1.2 Q=KQ=1.25.7 L/min=6.84 L/min （3）泵的選擇 A.恒功率變量泵 先取電動機的轉(zhuǎn)速為1500r/min 則要求泵的幾何流量為 qB===4.56ml/r 又因為系統(tǒng)要求壓力高且可變流量，故選用柱塞式恒功率變量泵 查機械設計手冊選用泵的型號為10YCY14-1B，斜盤式軸向柱塞泵，排量為10mL/r ,轉(zhuǎn)速1500r/min B.輔助泵 輔助泵2為低壓小流量定

33、量泵，提供壓力控制油液，一般的液壓泵均可滿足。 選取泵的型號為YB1-2.5 ，YB1定量葉片泵，排量為2.5mL/r ，轉(zhuǎn)速1450r/min （4）電動機的選擇 泵的輸入功率為 P=== =9.844 + 0.476 = 10.32（KW） 查機械設計手冊得電動機的型號為Y160M-4 其輸出功率為11kw轉(zhuǎn)速為1460r/min 3.5.3油箱的選擇 油箱的作用是提供給液壓系統(tǒng)足夠的油液（儲存油液）此外還起著散發(fā)油中的雜質(zhì)等作用。有時候還兼作液壓元件的安裝臺。 按油箱內(nèi)液面是否和大氣相通，油箱可分為開式油箱和加壓油箱開式油箱中的液面與大氣相通，液面壓力等于

34、大氣壓力。開式油箱又可分為整體式和分離式不兩種。 整體式油箱與詩詞主機連作一體，結(jié)構(gòu)緊湊但結(jié)構(gòu)復雜，維修不方便，散熱性不好，還會由于油溫過高使鄰近的構(gòu)件產(chǎn)生變形。而分離式油箱和主機分開，單獨設置一個油箱，克服了上述缺點，因此得到了廣泛應用，加力和壓縮氣體（以防止氣體溶解于油液中可用隔膜式將氣體與油隔開）或者用彈簧或重物使密封油箱液面上增加一定的壓力，以提高泵的吸油口壓力，防止泵產(chǎn)生吸空現(xiàn)象。 本系統(tǒng)中，由于油箱要作液壓元件的安裝臺，故選用開式油箱中的分離式。 油箱容積的大小，要考慮液壓系統(tǒng)工作時應保一定的油液量，而液壓系統(tǒng)不工作時，系統(tǒng)中的油箱主部油流回油箱中，應不超過油

35、箱高度的50%，并且能散發(fā)出一定的熱量，使油溫不超過允許值。 （1）上油箱的選擇 上油箱是在壓力機快速下行時充液，因此其所需的容積最大為當活塞桿完全伸出時所供的油液體積，雖然是由兩個油路同時供液，但由于由泵所提供的量比較少，可忽略不計。所以所需的油箱體積為 V= A1L=9498.5mm2500mm=4.75L L——為活塞桿的導程 A1同前 （2）下油箱的選擇 液壓箱的容積最小應為泵的流量的一倍或更大些，一般為5-7倍，這比采用熱變換的實際效果更好。 泵的排量為 QB=nqB=1500r/min10ml/r1000=15L 查機械設計手冊得油箱的計算公式為 V=（5

36、～7）QB==75～100L 此系統(tǒng)取V=100L 由于壓力機為非長時間使用機器。對于泵站電動機的冷卻直接采用空冷。 (3)油箱的設計 由于前面計算出下油箱的容積為100L，因此長、寬、高取為800mm400mm400mm。上油箱容積為6.3L,形狀為圓柱形，下面接一倒立圓臺形圓柱直徑取為200mm，高度為200mm，下面凸臺直徑為133mm，高度為40mm。 3.5.4管路內(nèi)徑的選擇 管道是連接液壓元件，輸出液壓油的裝置，管系元件選擇得當與否，對液壓系統(tǒng)工作可靠性，安裝合理性，維修方便都有影響。 油管和管接頭可選用標準件，其選擇原則是應使管中流速不要太高（使之為層流）盡量使整個

37、系統(tǒng)中的油管縮短，以便減小壓力損失提高系統(tǒng)效率，管材的選擇應根據(jù)壓力的高低，與泵閥等元件直接連接的管接頭，其管徑可根據(jù)所選泵閥來決定，選擇管道時，應盡可能使油流的能量損失小些，為此應有足夠的通油面積光滑的管壁最短的長度，及可能避免彎半徑過小，和截面密度。 （1）油管的選用和計算 常用的油箱有鋼管銅管，尼龍管，塑料管，橡膠軟管等多種它們應根據(jù)元件的安裝位置，使用環(huán)境和工作壓力進行選擇。 鋼管能承受高壓，價格低廉，耐油，抗腐和剛性都較好，但裝配中不能任意彎曲，常用于裝配方便的壓力管道處，中高壓系統(tǒng)用無縫鋼管，低壓系統(tǒng)中用焊接鋼管。 尼龍管是一種新型的乳白色透明管，受

38、壓能力因材料而異，自25*105 —80*105Pa不等。目前大都在低壓管路中使用。尼龍管加熱后便于彎曲成行，擴口冷卻后又可固定成形有著廣泛用途。 橡膠管適用于兩個相對運動件之間的連接，分高壓和低壓兩種。高壓橡膠軟管由夾有幾幾層鋼絲編織的耐油橡膠制成，鋼絲層好越多耐壓越高。 本系統(tǒng)中，主機到油箱之間的管道選用鋼管（無縫鋼管）吸油管和回油管選用鋼管，泵輸出管道選用高壓橡膠軟管，目的是為了避負在液壓元件中存過多的管道彎曲和管接頭。 （2）油管尺寸的計算 正確選用管的規(guī)格尺寸，對確保高效率的傳動具有重要的意義，壓力管路中流速應控制在4.5m/s以下對液壓驅(qū)動部件的工作壓力能比

39、6 m/s的流速有明顯的提高，發(fā)熱量也會下降。 查機械設計手冊得管路內(nèi)徑的計算公式為 d≥1130 V≤1～2m/s;吸油管 V≤3～6m/s;壓油管，壓力高時取大值 V≤1.5～2.5m/s;回油路 Q——通過該油路的液體流量，單位為L/s 回油路和壓油路的油液來自泵的供液所以 Q=1510-360=2.510-4 所以其直徑為 吸油管為：d≥1130=17.87mm 壓油路為：d≥1130=7.99mm 壓油路為：d≥1130=12.63mm 根據(jù)《機械設計手冊》表20－8－2，取公稱通徑d=20mm,外徑28mm。 3.5.5濾油器 1 液壓油的過濾要求

40、 在液壓系統(tǒng)中，由于工作油液中的雜質(zhì)（包括從系統(tǒng)外部進入的臟物顆粒和系統(tǒng)中液元件的磨損微粒）進入液壓系統(tǒng)。容易引起液壓件工作表面的破壞，而使液壓元件的壽命大大縮短。為了保證液壓系統(tǒng)的正常工作，提高液壓元件的壽命，進入液壓系統(tǒng)中的工作液體必須濾油器過濾。 濾油器的選取及安裝 1） 濾油器的選取原則 ① 過濾精度應能滿足液壓系統(tǒng)的要求 ②過濾能力應能滿足液壓系統(tǒng)的要求 ③濾芯及外殼應有足夠的強度，不致固油的壓力而破壞 ④有良好的抗腐蝕性 ⑤容易清洗和更換濾芯 對濾油器過濾能力的要求，應結(jié)合濾油器在液壓系統(tǒng)中的安裝位置來考慮，如濾油器的安裝在液壓泵的吸油泵路上其過濾能力

41、應為泵流量的兩倍以上。 不同的液壓系統(tǒng)，以濾油器過濾精度的要求不同。本系統(tǒng)選用為WU-40180 其工作壓力為31.5MPa流量40L/min.過濾精度為180um 由本液壓系統(tǒng)中泵的過濾精度要求所決定，把它安裝在油泵的吸油管上，這種安裝方式能保證液壓系統(tǒng)中的有設備不受雜質(zhì)的影響，但增大了吸油阻力。不過由于液壓機為非頻繁使用，且使用時間不長，再加上濾油器流量足夠大，所以不易使濾油器堵塞就不易使泵工作條件息化，濾油器安裝以后，可以定期取出清洗。 3.5.6閥類元件的選擇 根據(jù)系統(tǒng)的最高壓力和最大流量查機械設計手冊選用各類閥型號如下 表3-2液壓元件表 序號 元件名稱

42、 通過閥的最大流量 Q（L/min） 規(guī)格 型號 額定流量（L/min） 額定壓力 Mpa 1 斜盤式軸向柱塞泵 — 10YCY14-1B 15 20 2 葉片泵 — YB1-2.5 2.5 20 3 溢流閥 2.5 DBDA10P10/20 120 20 4 先導式溢流閥 15 DBW10A 200 20 5 遠程調(diào)壓閥 15 YTF3-E10B 40 20 6 三位四通電液換向閥 15 WEH10 40 20 7 壓力表 — K-10B — — 8 二位四通電磁

43、換向閥 2.5 24DF3B 60 16 9 液控單向閥 15 SV10 60 20 10 順序閥 9 HG03B122 50 20 11 卸荷閥 15 HY-10d10 40 20 12 壓力繼電器 — HED20 — — 13 單向閥 15 S10P2 30 20 14 充液閥 56.52 SV10 60 20 3.6液壓系統(tǒng)主要性能的驗算 液壓系統(tǒng)性能的驗算包括壓力損失驗算、系統(tǒng)溫升驗算等，但其都應根據(jù)系統(tǒng)的結(jié)構(gòu)、管路的長度及布置等進行，由于系統(tǒng)以及整個裝置的整體布置未定，這里省略

44、。 (1)由于此處選用恒功率液壓泵，因此泵的輸入功率不變，近似為電動機的輸出功率，電動機的輸出功率為11kW。 由于壓力機做功時只有在下行和上行時，且時間非常短，絕大多數(shù)時間處于保壓狀態(tài)，而此時不做功，因此可認為總的發(fā)熱功率即是泵的輸入功率。 (2)計算散熱功率 前面初步求的油箱的有效容積為130L，按V=0.8abh，求的求的油箱各邊之積： abh==0.1625m3 油箱的散熱面積為： A=1.8h（a+b）+1.5ab=1.80.4（0.4+0.8）+1.50.80.4m2=1.344m2 油箱的散熱功率為： 式中

45、 ——油箱的散熱系數(shù)，查表43.4-2，取16W/(m2) ——油溫與環(huán)境之差，取=35 =161.34435kW=0.75264 可見油箱的散熱遠遠滿足不了系統(tǒng)散熱的要求，管道散熱是極小的，需要另設冷卻器。 (3)冷卻器所需冷卻面積的計算 冷卻面積為： A= 式中 K——傳熱系數(shù)，用管式冷卻器時，取K=116W/()； ——平均溫升，=。 進油進入冷卻器的溫度T1=60,油流出冷卻器的溫度T2=50,冷卻水入口溫度t1=25冷卻水出口的溫度t2=30。則： ==27.5 所需冷卻器的散熱面積為： A=m2=3.2 m2

46、 考慮到冷卻器長期使用時設備腐蝕和油垢，水垢對傳熱的影響，冷卻面積應比計算值大30﹪，實際選用冷卻器散熱面積為： A=1.33.2 m2=4.68 m2 由于系統(tǒng)的具體結(jié)構(gòu)尚未確定，因此系統(tǒng)的壓力損失和功率損失不便于驗算，因此此處簡略。 4液壓缸的設計 4.1基本參數(shù) 工作載荷 F=200kN 液壓缸內(nèi)徑D=110mm 活塞桿的直徑d=70mm 工作壓力為 P=20MPa 4.2缸筒的計算 4.2.1材料的選擇 根據(jù)工作要求選用45號鋼，其=610MPa，安全系數(shù)為n=5 ===122MPa 4.2.

47、2缸筒厚度的計算 （1）根據(jù)材料的強度極限的下列計算公式 代入數(shù)據(jù)的 計算的=4.56mm 由于 因此必須滿足按薄壁筒計算的最小壁厚即 =＝9.02mm 所以 D 〉110+9.022mm ＝128.04mm 取標準值的外徑AL=133mm （2）缸筒厚度驗算 ①為避免發(fā)生塑性 變型額定壓力滿足 Pn ＜ (0.35—0.42)Pη Pη =2.3δslg(D’/D) 式中δs = 600---650 MPa Pη = 109MPa Pη＜(0.35—0.42)*109 =38.15---45.78 MPa滿足要求

48、 ②缸筒徑向變形量△D 應滿足 △D = D*PT「(D21+D2/ D21- D2)-r」/E 式中 PT -- 缸筒耐壓試驗壓力 PT = 31.25 MPa E – 彈性模量 E = 2.06 *105 r –泊松比 為0.3 △D = 250 *31.25/2.06*105(1332 +1102/1332-1102 +0.3) = 0.68 mm ③缸筒的爆裂壓力 PE PE = 2.3 δb lg(D‘/D) = 2.3* 700 lg(133/110) = 132.7Mpa≥PT = 31.25滿足要求 圖3-1 缸筒

49、 4.2.3油口直徑的選擇 油口直徑的選用按照油管的內(nèi)徑選取，前面已計算得出內(nèi)徑為20mm，因此油口的直徑也為20mm。油口離最近一段的距離不可太近，以防止與導向套產(chǎn)生干涉，且在總體圖中與頂梁干涉，同時不可太遠，防止在活塞桿下行到最下端時，活塞將油口堵住，阻礙油的進出，因此L=60mm。 4.2.4缸底厚度的計算與選擇 （1）缸底厚度應滿足的條件為： 其中——計算處的壁厚，此處取110mm Py ——試驗壓力，Py=1.2P=1.225MPa。 所以 =23.62mm （2）缸筒端都焊接處的強度計算。 缸筒與后端蓋用焊接，其焊縫應力為δ = 4F/∏(D12-d12)

50、 * 10-6 式中F—液壓缸 最大推力 F== 200 * 103 N D1 — 缸筒的外徑 D1 = 133 mm d1—焊縫底徑 取 d1 == 115 mm η — 焊縫效率 取η = 0.8 δ = 4*200*103/∏(0.1332-0.1152) = 179.2MPa 圖3-2 焊條型號取E 5016 開型 藥皮類型 紙氫鉀型 δb = 490 MPa 民、取安全系數(shù)n = 2 則δ =δb / n = 245 MPa 故焊縫合格可靠 4.2.5中間法蘭的設計 筒的兩端分別和缸蓋和缸底相連，構(gòu)成密閉的壓力腔，為便于液

51、壓缸安裝特在缸筒的外壁焊接一法蘭，以便于安裝。 （1） 法蘭尺寸的計算 ①中間法蘭的厚度的計算 由于中間法蘭的受力比較復雜，必須借助計算機才可有效地求出，因此本次設計可根據(jù)經(jīng)驗選取一定值，選用厚度為35mm ②螺紋直徑的選擇 由于液壓缸受力為200kn，因此根據(jù)螺紋的強度要求可知 危險截面處的拉應力為 切應力為 合成應力為： 式中 F1——液壓缸的工作載荷 d——螺栓直徑 ——材料的需用應力，選用Q235，查機械設計手冊的 = n一般取2 ==225MPa

52、 K——螺紋的預緊力系數(shù) 因此選用36mm的螺紋 圖3-3 中間法蘭 焊接強度的計算： 根據(jù)《機械零件設計手冊》發(fā)蘭焊接強度要滿足： 其中： 取整,即一般焊接即可滿足發(fā)蘭要求 4.2.6缸體的技術要求 ① 缸體的內(nèi)徑采用H8配合，由于活塞選用橡膠密封圈密封，因此，Ra 值為0.1～0.4，并經(jīng)過研磨。 ② 缸筒的圓度公差等級選為按10級精度選取，，圓柱度公差值應按8級精度選取。 ③ 缸體斷面的垂直度公差應按7級精度選取。 ④ 為防止腐蝕和提高壽命，缸體內(nèi)表面應鍍以厚度為30～40的鎘層，鍍后經(jīng)行拋光。 4.3活塞

53、 4.3.1活塞桿的計算 （1） 活塞的寬度 活塞的寬度一般為活塞外徑的0.6～1.0倍，但也要根據(jù)密封件的型式和數(shù)量及導向長度確定。 圖3-5 活塞 （2） 密封圈的選擇 圖3-4 孔用密封圈 壓力機對于密封性的要求很高，由于系統(tǒng)的壓力較高，要求密封性能好，耐磨性好，使用時間較長，故選用孔用型密封圈。選用密封圈的規(guī)格為D=110mm，H=14mm，H1=12.5mm，材料：聚氨酯—4. 活塞內(nèi)側(cè)與活塞桿之間的密封屬于靜密封，查手冊（根據(jù)GB3452.1—92）取O形密封圈尺寸為：，密封圈材料為J晴橡膠。 （3）具體尺寸的選擇 由于缸體的內(nèi)徑D1為110mm，由于活塞與缸

54、之間有一定的空隙，應控制在1mm左右此處取為1mm，所以活塞的外徑D=109mm。 所以活塞寬度約為L=65.4～109mm，所以L取為80mm。 d2，d1和L2的尺寸由密封圈確定，本次設計選用Yx型密封圈，因此查表的其尺寸 d2=98mm d1=108mm L2=16mm l1=5mm L1＝14mm D的尺寸根據(jù)活塞桿確定。 4.3.2活塞的材料及要求 （1）液壓缸活塞的常用材料為灰鑄鐵、耐磨鑄鐵，此處選用HT300 （2）活塞的技術要求 ①活塞外徑對內(nèi)徑的徑向跳動公差值按7級精度選取。 ②外徑的圓柱度公差按10級精度公差選取。 4.4活塞桿的設計與計算 4

55、.4.1活塞桿設計 （1）由前面的計算可知，活塞桿的直徑為d=70mm （2）活塞桿的具體長度的確定根據(jù)裝配圖上零件的尺寸和行程，經(jīng)過設計畫圖，初步選取總長度為800mm。 d1處與活塞接觸，由于此處受力不大，但考慮到尺寸取太小時結(jié)構(gòu)不合理，可取為40mm，此時要檢驗軸肩處能否承受工作載荷。 活塞桿與活塞肩部表面的壓應力為 P為系統(tǒng)最高壓力，取25Mpa。 D為液壓缸的內(nèi)徑，為110mm。 d為活塞桿與軸肩接觸處的直徑，為70mm。 d1為活塞桿與活塞接觸處的直徑，為40mm。 C為活塞與活塞桿接觸處的倒角，此處為1mm。 為需用強度，為120Mpa。 105.77M

56、pa 經(jīng)檢驗滿足強度要求。 （3）活塞桿與活塞的連接形式有多種，一般用螺紋連接，如活塞設計圖中所示，但 考慮到本設計中其受力較小，僅在返回行程中受活塞桿和中間滑塊的重力，因此可用卡環(huán)固定，使結(jié)構(gòu)更加簡單合理，且可以增加滑塊的行程，現(xiàn)將結(jié)構(gòu)設計如下圖，其中具體尺寸為 L1=5mm L2的尺寸可根據(jù)卡環(huán)的寬度確定，卡環(huán)的寬度定為4mm，因此L2=4mm 溝槽的深度同樣根據(jù)卡環(huán)和機械強度確定，因此溝槽處直徑為36mm。 與活塞接觸處的長度與活塞長度相同以保證卡環(huán)能卡進且卡環(huán)固定后不晃動，因此其長度取為70mm 活塞桿的右端為輸出端，為使中間滑塊受力更加均勻，此處選擇與球頭分離的結(jié)構(gòu)以

57、便于連接一個大直徑的球頭，并通過螺紋把它們連接起來，查機械設計手冊選用M64的螺紋連接，配合長度可取為25mm。 螺紋退刀槽寬度取為3mm，直徑取為60mm。 圖3-6 活塞桿 4.4.2活塞桿材料及技術要求 取活塞桿的形式為：實心活塞桿，材料為45號鋼。 活塞桿的技術要求： ①活塞桿的熱處理：措加工后調(diào)質(zhì)到硬度為229～285HB， ②活塞桿d和d1的圓度公差按10級精度選取。 活塞桿的圓柱度公差應按8級精度選取。 ③活塞桿d對d1的徑向跳動公差值應為0.01mm。 ④斷面T的垂直度公差，則應按7級精度選取。 ⑤活塞桿上的螺紋，一般應按6級精度加工。 ⑥活塞

58、桿上表面的粗糙度為Ra0.63m，并且鍍鉻，鍍層厚度約為0.05mm，鍍后拋 光。 4.5導向套的設計與計算 導向套在活塞往復運動中啟導向支承作用，導向套的性能的好壞對液壓缸的性能有很大的影響。 （1）最小導向長度及中隔圈長度的確定 當活塞桿全部伸出時，從活塞支承面中點到導向套滑動面中點的距離稱為最小導向長度H ，如圖所示 圖3-7 導向長度 一般情況， 最小導向長度應滿足下面要求： 式中：L ——最大工作行程 D ——缸筒內(nèi)徑 H——

59、導向長度 即 因此導向套的長度為A=802-80=80mm。 所以選用A為100mm。 （2）密封圈的選擇 導向套與活塞桿的配合為動配合，為防止油液的泄露，選用密封性能好一點的密封圈，因此選用軸用Yx型密封圈由于活塞桿的直徑為70mm，因此查手冊（根據(jù)JB/ZQ4265 圖3-8 軸用密封圈 —86）選擇，密封圈 代號：Yx形密封圈d70（d =70㎜、H =14㎜、H1 =12.5㎜）材料：聚氨酯—3； （3）防塵圈的選擇 為防止外界塵埃進入系統(tǒng)選用一定的防塵圈，本次選用J型圈，防塵圈代號：J形防塵圈=56，d1 =710.6㎜、D1 =780.6mm、H

60、 =10mm（允許公差-0.5㎜）、h=5mm（允許公差-0.3㎜）,材料：聚氨酯橡膠。 圖3-9 防塵圈 （4）導向套的具體設計 3-10 導向套 總體長度L=100mm D處于液壓缸的內(nèi)徑接觸，因此D=110mm。 D2處安裝Yx型密封圈，因此根據(jù)密封圈的要求D2=82mm D1處的尺寸不能大于110mm不能比密封圈的尺寸小，因此D1可取為90mm L3的尺寸根據(jù)密封圈確定，因此L3=16mm。 L1的尺寸根據(jù)總長度確定，L1=35mm。 d處于活塞桿配合，活塞桿的直徑為70mm，他與活塞桿的直徑距離為接近1mm，此處取0.8mm

61、，因此d=71.6mm。 d1處安裝支撐環(huán)，因此d1=80mm。 L4為支撐環(huán)的長度，L4=15mm。 導向套安裝兩個支撐環(huán)，為了便于設計和制造，兩處選用相同的尺寸。 D3的尺寸根據(jù)J型防塵圈的尺寸確定，由于安裝防塵圈的空的直徑為93mm，故D3=100mm。 4.6油口的設計與計算 （1）油口的主要尺寸在機械設計手冊中都有明確的規(guī)定，由前面計算可知，油路的直徑選用20mm，因此查機械手冊可取d處的螺紋直徑為20mm，加工的螺紋為201.5,螺紋精度等級為6H。其他尺寸如下 D=32.0mm，此處的厚度b為2mm，表面粗糙度為3.2。 k=2.4mm，傾斜角度為15度 l處的

62、厚度為1mm，角度為45度。 圖3-11 油口 整個油口的直徑L可取為50mm。 （2）技術要求： B與k相交處的圓中心線相對于螺紋d的中心線的垂直度為為0.2，同心度為0.1。 D圓底部的表面粗糙度應為3.2 k處斜面的表面粗糙度為3.2 錐面上，不得有縱向的或螺紋形的刀痕，允許有小于1.6環(huán)形刀痕。 5安裝使用與維修 主機的四根立柱安裝在下橫梁上固定起來，下橫梁用地腳螺栓固定在混凝土上，安裝時，要注意思使立柱的軸線相對于水平面的垂直度不低于0.08mm（見<機械設計手冊>第一巻）立柱上安裝有橫梁，安裝時要注意，用水平儀來測量是否處于

63、水平位置，棟梁為板狀 液壓機安裝在穩(wěn)固的基礎上，環(huán)境應干燥，空氣中無腐蝕性氣體，機器應有足夠的空間，便于操作和維修保養(yǎng)。 主體安裝時一般采用精度為0.1/1000 mm 的水平儀度在油缸的側(cè)面或油缸的端面上，水平儀找到1格即可，不符時，加墊鐵片調(diào)正。 壓力機采用優(yōu)質(zhì)中等精度的粘度的礦物油，油內(nèi)不要含雜質(zhì)以免進入油缸后損壞油缸及油塞，影響壓力機的準確性。 壓制前，可根據(jù)工件的最大屈服強度，合理的選擇壓制范圍。 壓制過程中，如油泵突然停止工作，應立即將所加之負載缷掉。使油壓降低，檢查后重新開動油泵，進行壓制，不要在高壓下起動油泵或檢查事故原因。

64、 壓制暫停時，應停轉(zhuǎn)油泵，以避免無故磨損和耗電。 壓制時，如果電器發(fā)生故障，啟動或停止按鈕不起作用時，應立即切斷電源，使壓力機停止工作。 要經(jīng)常保持機器的清洗衛(wèi)生，壓制后要用棉紗擦試干凈。以防生銹，腐蝕。 定期更換液壓用油，所用油應選過慮，再灌入機器油箱中，在灌入液壓油之前，應通過清掃窗口，把油箱底部排出沉淀雜質(zhì)清洗干凈。 結(jié)論 畢業(yè)設計是對大學生所學知識的一次綜合運用與檢驗，是對學生進行工程師基本訓練的重要一節(jié)，具有很重要的意義與地位。它是大學生走向工作崗位的最后一課，也是非常重要的一課。它不僅是四年來的所學理論知識的綜合運用，而且提高和培養(yǎng)

65、了個人的創(chuàng)造力，我們從中獲得的設計經(jīng)驗，為今后走向社會發(fā)揮專業(yè)知識提供了可靠的保障。同時它是鍛煉自己檢測自身能力的最好方法。 本次設計題目是單缸液壓壓力機，是基于四年所學知識，并在侯老師精心指導下完成的，通過這次畢業(yè)設計，我對四年所學的理論知識進行系統(tǒng)的整理，實現(xiàn)了理論與實踐相結(jié)合，并在實踐中加深了對理論知識的理解。同時再次提高自己獨立思考問題，分析問題，解決問題的能力，掌握了查閱各種資料手冊進行設計的方法。這期間侯老師傾注了極大熱情和精力，使我在設計中遇到的問題得到了及時解決。 兩個月的畢業(yè)設計已經(jīng)結(jié)束了，在理論知識和實踐相結(jié)合的同時認識到自己知識結(jié)構(gòu)的缺陷，這使我更加堅定了終身學習的決

66、心，由于缺乏實際設計經(jīng)驗，設計中難免存在錯誤與不足，希望各位老師和同學批評指正。 參考文獻 [1] 成大先．機械設計手冊（第四版第二、三卷）．北京：化學工業(yè)出版社，2002.1 [2] 徐灝．機械設計手冊（第四、五卷）．北京：機械工業(yè)出版社，1991.9. [3] 成大先，機械設計手冊單行本液壓傳動.化學工業(yè)出版社,2004.2. [4] 姜繼海.液壓與氣壓傳動.北京：高等教育出版社.2002.1. [5] 許賢良，王傳禮.液壓與氣壓傳動.北京：國防工業(yè)出版社.2002.1. [6] 濮良貴，紀名剛.機械設計—6版.北京：高等教育出版社，1996. [7]陸玉. 機械設計課程設計手冊.北京：高等教育出版社.2006.12. [8] 徐灝．機械設計手冊（第二版第五卷）．北京：機械工業(yè)出版社，2006.9. [9]江洪.sorlidWorks 2006 基礎教程-2版