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安徽建筑工业学院
液压传动
设计说明书
设计题目 压力机液压系统设计 机电工程学院
设 计 者
液压传动任务书
1. 液压系统用途（包括工作环境和工作条件）及主要参数：
单缸压力机液压系统，工作循环：低压下行→高压下行→保压→低压回程→上限停止。自动化程度为半自动，液压缸垂直安装。
最大压制力：20×106N ；最大回程力：4×104N ；低压下行速度：25mm/s；高压下行速度：1mm/s；低压回程速度：25mm/s；工作行程：300mm ；液压缸机械效率0.9。
2. 执行元件类型：液压缸
3. 液压系统名称：压力机液压系统。
设 计 内 容
1. 拟订液压系统原理图；
2. 选择系统所选用的液压元件及辅件；
3. 设计液压缸；
4. 验算液压系统性能；
5. 编写上述1、2、3和4的计算说明书。
压力机液压系统设计
1 压力机的功能
液压机是一种利用液体静压力来加工金属、塑料、橡胶、木材、粉末等制品的机械。它常用于压制工艺和压制成形工艺，如：锻压、冲压、冷挤、校直、弯曲、翻边、薄板拉
深、粉末冶金、压装等等。
液压机有多种型号规格，其压
制力从几十吨到上万吨。用乳化液
作介质的液压机，被称作水压机，
产生的压制力很大，多用于重型机
械厂和造船厂等。用石油型液压油
做介质的液压机被称作油压机，产
生的压制力较水压机小，在许多工
业部门得到广泛应用。
液压机多为立式，其中以四柱
式液压机的结构布局最为典型，应
用也最广泛。图1.1所示为液压机
外形图，它主要由充液筒、上横梁 2、上液压缸3、上滑块4、立柱5、
图1.1 液压机外形图 下滑块6、下液压缸7等零部件组
成。这种液压机有4个立柱，在41－充液筒；2－上横梁；3－上液压缸；4个立柱之间安置上、下两个液压缸－上滑块；5－立柱；6－下滑块；7－下液3和7。上液压缸驱动上滑块4，下压缸；8－电气操纵箱；9－动力机构 液压缸驱动下滑块6。为了满足大
多数压制工艺的要求，上滑块应能实现快速下行→慢速加压→保压延时→快速返回→原位停止的自动工作循环。下滑块应能实现向上顶出→停留→向下退回→原位停止的工作循环。上下滑块的运动依次进行，不能同时动作。
2 压力机液压系统设计要求
设计一台压制柴油机曲轴轴瓦的液压机的液压系统。
轴瓦毛坯为：长×宽×厚 = 365 mm×92 mm×7.5 mm的钢板，材料为08Al ，并涂有轴承合金；压制成内径为Φ220 mm的半圆形轴瓦。
液压机压头的上下运动由主液压缸驱动，顶出液压缸用来顶出工件。其工作循环为：主缸快速空程下行→慢速下压→快速回程→静止→顶出缸顶出→顶出缸回程。
液压机的结构形式为四柱单缸液压机。
3 压力机液压系统工况
液压机技术参数：
（1）主液压缸
（a ）负载
压制力：压制时工作负载可区分为两个阶段。第一阶段负载力缓慢地线性增加，达到最大压制力的10%左右，其上升规律也近似于线性，其行程为90 mm （压制总行程为110 mm ）第二阶段负载力迅速线性增加到最大压制力18×105 N ，其行程为20 mm。
回程力（压头离开工件时的力）：一般冲压液压机的压制力与回程力之比为5～10，本压力机取为5，故回程力为F h = 3.6×105 N 。
移动件（包括活塞、活动横梁及上模）质量＝3058 kg 。（在实际压力机液压系统的设计之前，应该已经完成压力机的结构设计，这里假设已经设计完成压力机的机械结构，移动件的质量已经得到。）
（b ）行程及速度
快速空程下行：行程S l = 200 mm，速度v 1＝60 mm/s；
工作下压：行程S 2 = 110 mm，速度v 2＝6 mm/s。
快速回程：行程S 3 = 310 mm，速度v 3＝53 mm/s。
（2）顶出液压缸
（a ）负载：顶出力（顶出开始阶段）F d ＝3.6×105 N ，回程力F dh = 2×105 N 。
（b ）行程及速度；行程L 4 = 120 mm，顶出行程速度v 4＝55 mm/s，回程速度v 5＝120 mm/s。
液压缸采用V 型密封圈，其机械效率ηcm ＝0.91。压头起动、制动时间：0.2 s。
设计要求。本机属于中小型柱式液压机，有较广泛的通用性，除了能进行本例所述的压制工作外，还能进行冲孔、弯曲、较正、压装及冲压成型等工作。对该机有如下性能要求：
（a ）为了适应批量生产的需要应具有较高的生产率，故要求本机有较高的空程和回程速度。
（b ）除上液压缸外还有顶出缸。顶出缸除用以顶出工件外，还在其他工艺过程中应用。主缸和顶出缸应不能同时动作，以防出现该动作事故。
（c ）为了降低液压泵的容量，主缸空程下行的快速行程方式采用自重快速下行。因此本机设有高位充液筒（高位油箱），在移动件快速空程下行时，主缸上部形成负压，充液筒中的油液能吸入主缸，以补充液压泵流量之不足。
（d ）主缸和顶出缸的压力能够调节，压力能方便地进行测量。 （e ）能进行保压压制。
（f ）主缸回程时应有顶泄压措施，以消除或减小换向卸压时的液压冲击。
（g ）系统上应有适当的安全保护措施。
4 确定压力机液压缸的主要参数
（1）初选液压缸的工作压力
（a ）主缸负载分析及绘制负载图和速度图
液压机的液压缸和压头垂直放置，其重量较大，为防止因自重而下滑；系统中设有平衡回路。因此在对压头向下运动作负载分析时，压头自重所产生的向下作用力不再计入。另外，为简化问题，压头导轨上的摩擦力不计。
惯性力；快速下降时起动
Δv 0.060F az = m = 917 N Δt 0.2
快速回程时起动与制动
Δv 0.053F as = m = 810 N Δt 0.2
压制力：初压阶段由零上升到F 1 = 1.8×106 N×0.10 = 1.8×105 N
终压阶段上升到F 2 = 1.8×106 N
循环中各阶段负载见表1.1，其负载图见图1.2a 。
注：表1.1中的液压缸工作压力的计算利用了后续液压缸的结构尺寸。
运动分析：根据给定条件，空载快速下降行程200 mm ，速度60 mm/s。压制行程110 mm，在开始的90 mm内等速运动。速度为6 mm/s，最后的20 mm内速度均匀地减至零，回程以53 mm/s的速度上升。利用以上数据可绘制出速度图，见图1.2b 。
a 压力机液压系统负载图 b 压力机液压缸运动速度图
图1.2 液压机主液压缸负载和速度图
（2）确定液压缸的主要结构参数
根据有关资料，液压机的压力范围为20~30 MPa，现有标准液压泵、液压阀的最高工作压力为32 MPa，如选此压力为系统工作压力，液压元件的工作性能会不够稳定，对密封装置的要求以较高，泄漏较大。参考系列中现已生产的其它规格同类液压机（如63、100、200、300吨液压机）所采用的工作压力，本机选用工作压力为25×106Pa 。液压缸内径D 和活塞杆直径d 可根据最大总负载和选取的工作压力来确定。
（a ）主缸的内径D
4F 4×1.8×10D = = = 0.317m = 317 mm ηcm πp 0.91×π×25×10按标准取D =320mm
（b ）主缸无杆腔的有效工作面积A 1
ππA 1=D 0.322=0.0804m2=804 cm2 44
（c ）主缸活塞杆直径d
4×3.6×1024F 2d =D -=0.32-=0.287 m=287 mm ηcm πp 0.91×π×25×10按标准值取d = 280 mm
D -d ＝320–280＝40 mm＞允许值12.5 mm
（据有关资料，（D –d ）小于允许值时，液压缸会处于单向自锁状态。）
（4）主缸有杆腔的有效工作面积A 2
ππA 2 = D 2–d 2）= ×（0.322–0.282）= 0.01885 m2 = 188.5 cm2 44
（d ）主缸的工作压力
F 917 = = 12533 Pa ηcm A 10.91×0.0804
F 1.8×105
初压阶段末 p 1 = = = 2.46×106 Pa ηcm A 10.91×0.0804
F 1.8×106
终压阶段末 p 1 = = = 24.6×106 Pa ηcm A 10.91×0.0804
F 3.6×105
活塞回程起动时 p 2 = = = 21×106 Pa ηcm A 20.91×0.01885
F 30000活塞等速运动时 p 2 = = = 1.75×106 Pa ηcm A 20.91×0.01885
F 29190回程制动时 p 2 = = = 1.7×106 Pa ηcm A 20.91×0.01885活塞快速下行起动时 p 1 =
（e ）液压缸缸筒长度
液压缸缸筒长度由活塞最大行程、活塞长度、活塞杆导向套长度、活塞杆密封长度和特殊要求的其他长度确定。其中活塞长度 B =（0.6~1.0）D ；导向套长度A =（0.6~1.5）d 。为了减少加工难度，一般液压缸缸筒长度不应大于内径的20～30倍。
（3）计算液压缸的工作压力、流量和功率
（a ）主缸的流量
快速下行时q 1 = A 1v 1 = 804×6 = 4824cm3/s = 289.4 L/min
工作行程时q 2 = A 2v 2 = 804×0.6 = 482cm3/s = 28.9 L/min
快速回程时q 3 = A 3v 3 = 183.5×5.3 = 999cm3/s = 59.9 L/min
（b ）主缸的功率计算
快速下行时（起动）：P 1 = p 1q 1 = 12533×4824×10-6 = 60.46 W
工作行程初压阶段末：P 2 = p 2q 2 = 2.46×106×482×10-6 = 1186 W
终压阶段：此过程中压力和流量都在变化，情况比较复杂。压力p 在最后20 mm行程内由2.46 MPa增加到24.6 MPa，其变化规律为
p = 2.46+24.6-2.46S = 2.46+1.11S （MPa ） 20
式中S ——行程（mm ），由压头开始进入终压阶段算起。
流量q 在20 mm内由482 cm3/s降到零，其变化规律为q = 482（1－S ）（cm 3/s） 20
功率为P = pq = 482×（2.46+1.11S ）×（1－
求其极值，S 20∂P = 0得S = 8.9（mm ）此时功率P 最大 ∂S
8.9P max = 482×（2.46+1.11×8.9）×（1－）= 3300.8 W = 3.3 kW 20
快速回程时；等速阶段P = pq = 1.75×106×999×10-6 = 1.748 kW
起动阶段：此过程中压力和流量都在变化，情况也比较复杂。设启动时间0.2秒内作等加速运动，起动阶段活塞行程为
S = 0.5vt = 0.5×5.3×0.2 = 5.3mm
在这段行程中压力和流量均是线性变化，压力p 由21 MPa降为1.75 MPa 。其变化规律为
p = 21–21-1.75 = 21–3.6S （MPa ） 5.3
式中 S ——行程（mm ），由压头开始回程时算起。流量q 由零增为999 cm3/s，其变化规律为
999q = S = 188S （cm 3/s ） 5.3
功率为P = pq = 188S （21–3.6S ）
∂P 求其极值，= 0得S = 2.9（mm ），此时功率P 最大 ∂S
P max = 188×2.9×（21–3.6×2.9） = 5755 W = 5.76 kW
由以上数据可画出主液压缸的工况图（压力循环图、流量循环图和功率循环图）见图1.3。
（c ）顶出缸的内径D d
4F 4×3.6×10D d = = = 1419 m = 142 mm ηcm πp 0.91×π×25×10按标准取D d = 150 mm
a 压力循环图 b 流量循环图 c 功率循环图
图1.3 主液压缸工况图
5 拟订压力机液压系统原理图
（1）确定液压系统方案
液压机液压系统的特点是在行程中压力变化很大，所以在行程中不同阶段保证达到规定的压力是系统设计中首先要考虑的。
确定液压机的液压系统方案时要重点考虑下列问题：
（a ）快速行程方式
液压机液压缸的尺寸较大，在快速下行时速度也较大，从工况图看出，此时需要的流量较大（289.4 L/min），这样大流量的油液如果由液压泵供给；则泵的容量会很大。液压机常采用的快速行程方式可以有许多种，本机采用自重快速下行方式。因为压机的运动部件的运动方向在快速行程中是垂直向下，可以利用运动部件的重量快速下行；在压力机的最上部设计一个充液筒（高位油箱），当运动部件快速下行时高压泵的流量来不及补充液压缸容积的增加，这时会形成负压，上腔不足之油，可通过充液阀、充液筒吸取。高压泵的流量供慢速压制和回程之用。此方法的优点为不需要辅助泵和能源，结构简单；其缺点为下行速度不易控制，吸油不充分将使升压速度缓慢，改进的方法是使充液阀通油断面尽量加大，另外可在下腔排油路上串联单向节流阀，利用节流造成背压，以限制自重下行速度，提高升压速度。由于本例的液压机属于小型压机，下行速度的控制问题不如大型压机突出，所以本例采用的回路见图1.4。
图1.4 液压系统回路图
在主缸实现自重快速行程时，换向阀4切换到右边位置工作（下行位置），同时电磁换向阀5断电，控制油路K 使液控单向阀3打开，液压缸下腔通过阀3快速排油，上腔从充液筒及液压泵得到油液，实行滑块快速空程下行。
（b ）减速方式
液压机的运动部件在下行行程中快接近制件时，应该由快速变换为较慢的压制速度。减速方式主要有压力顺序控制和行程控制两种方式；压力顺序控制是利用运动部件接触制件后负荷增加使系统压力升高到一定值时自动变换速度；某些工艺过程要求在运动部件接触制件前就必须减速，本例压制轴瓦工艺就有这个要求，这时适合选用行程减速方式。本系统拟选用机动控制的伺服变量轴向柱塞泵（CCY 型）作动力源，液压泵的输出流量可由行程挡块来控制，在快速下行时，液压泵以全流量供油，当转换成工作行程（压制）时，行程挡块使液压泵的流量减小，在最后20 mm内挡块使液压泵流量减到零；当液压缸工作行程结束反向时，行程挡块又使液压泵的流里恢复到全流量。与液压泵的流量相配合（协调），在液压系统中，当转换为工作行程时，电气挡块碰到行程并关，发信号使电磁换向阀5的电磁铁3YA 得电，控制油路K 不能通至液控单向阀8，阀8关闭，此时单向顺序阀2不允许滑块等以自重下行。只能靠泵向液压缸上腔供油强制下行，速度因而减慢（见图1.4）。
（c ）压制速度的调整
制件的压制工艺一般要提出一定压制速度的要求，解决这一问题的方很多，例如可以用压力补偿变量泵来实现按一定规律变化的压制速度的要求。本例中采用机动伺服变量泵，故仍利用行程挡块（块挡的形状）来使液压泵按一定规模变化以达到规定的压制速度。
（d ）压制压力及保压
在压制行程中不同阶段的系统压力决定于负载，为了保证安全，应该限制液压系统的最高压力，本系统拟在变量泵的压油口与主油路间并联一只溢流阀作安全阀用。
有时压制工艺要求液压缸在压制行程结束后保压一定时间，保压方法有停液压泵保压与开液压泵保压两种，本系统根据压机的具体情况拟采用开液压泵保压；此法的能量消耗较前一种大。但系统较为简单。
（e ）泄压换向方法
液压机在压制行程完毕或进入保压状态后，主液压缸上腔压力很高，此时由于主机弹性变形和油液受到压缩，储存了相当大的能量。工作行程结束后反向行程开始之前液压缸上腔如何泄压（控制泄压速度）是必须考虑的问题，实践已证明，若泄压过快，将引起剧烈的冲击、振动和惊人的声音，甚至会因液压冲击而使元件损坏。此问题在大型液压机中愈加重要。
各种泄压方法的原理是在活塞回程之前，当液压缸下腔油压尚未升高时，先使上腔的高压油接通油箱，以一定速度使上腔高压逐步降低。本例采用带阻尼状的电液动换向阀，该阀中位机能是H 型，控制换向速度，延长换向时间，就可以使上腔高压降低到一定值后才将下腔接通压力油（见图1.5）。此法最为简单，适合于小型压机。
（f ）主缸与顶出缸的互锁控制回路 为保障顶出缸的安全，在主缸动作时，必须保证顶出缸的活塞下行到最下位置。本例采用两个换向阀适当串联的方法来实现两缸的互锁控制（见图1.5）。从图1.5中可见，只有在阀6处于右位工作时，即顶出缸活塞是下行状态时压力油才会通入换向阀4，主缸才能动作。当阀6处于左位工作，顶出缸为上行状态时，只有压力很低的回油通至阀4，主缸才不能动作。
液压系统电磁铁动作见表1.2，液压元件规格明细表见表1.3。
1.2 电磁铁动作循环表
（2）拟定液压系统原理图
在以上分析的基础上，拟定的液压系统原理图如图1.5所示。
图1.5 液压机液压系统原理图
系统的工作过程如下：
液压泵起动后，电液换向阀4及6处于中位，液压泵输出油液经背压阀7再经阀6的中位低压卸荷，此时主缸处于最上端位置而顶出缸在最下端位置，电磁铁2YA 得电，换向阀6在右位工作，此时5YA 得电，换向阀4也在右位工作，液压泵输出的压力油进入主缸上腔，此时3YA 也得电，控制油路经阀5通至液控单向阀3，使阀3打开，主缸下腔的油能经阀3很快排入油箱，主缸在自重作用下实现快速空程下行，由于活塞快速下行时液压泵进入主缸上腔的流量不足，上腔形成负压，充液筒中的油液经充液阀（液控单向阀）1吸入主缸。
当电气挡块碰到行程开关时3YA 失电，控制油路断开，阀3关闭，此时单向顺序阀（平衡阀）2使主缸下腔形成背压，与移动件的自重相平衡。自重快速下行结束。与此同时用行程挡块使液压泵的流量减小，主缸进入慢速下压行程，在此行程中可以用行程挡块控制液压泵的流量适应压制速度的要求。由压力表刻度指示达到压制行程的终点。
行程过程结束后，可由手动按钮控制使5YA 失电，4YA 得电，换向阀4换向，由于阀2带阻尼器，换向时间可以控制，而阀4的中位机能
是H 型，阀处于中位时使主缸上腔的高压油泄压，然后阀4再换为左位，此时压力油经阀2的单向阀进入主缸下腔，由于下腔进油路中的油液具有一定压力；故控制油路可以使阀1打开，主缸上腔的油液大部分回到充液筒，一部分经阀4排回油箱，此时主缸实现快速回程。充液筒油液充满后，溢出的油液可经油管引至油箱。
回程结束后，阀4换至中位，主缸静止不动。
1YA 得电，2YA 失电，阀6换至左位，压力油进入顶出缸下腔，顶出缸顶出制件，然后1YA 失电，2YA 得电，阀6换至右位，顶出缸回程；回程结束后，2 YA失电，阀6换至中位，工作循环完成，系统回到原始状态。
6 选择液压元件
（1）液压系统计算与选择液压元件
（a ）选择液压泵和确定电动机功率
① 液压泵的最高工作压力就是液压缸慢速下压行程终了时的最大工作压力
F 1.8×106
p p = = = 24.6 MPa
ηcm A 10.91×0.0804因为行程终了时流量q ＝0，管路和阀均不产生压力损失；而此时液
压缸排油腔的背压已与运动部件的自重相平衡，所以背压的影响也可不计。
② 液压泵的最大流量
q p ≥K （∑q ）max 泄漏系数K = 1.1~1.3，此处取K = 1.1。由工况图（图1.3）知快速下降行程中q 为最大（q = 289.41 L/min），但此时已采用充液筒充液方法来补充流量，所以不按此数值计算，而按回程时的流量计算。 q max = q 3 = 59.9 L/min q p = 1.1q 3 = 1.1×59.9 = 65.9 L/min
③ 根据已算出的q P 和p P ，选轴向杜塞泵型号规格为63CCY14-1B ，其额定压力为32 MPa，满足25~60％压力储备的要求。排量为63m L/r，
电动机同步转速为1500 r/min，故额定流量为：q = q n =
63×1500
= 94.5 1000
L/min，额定流量比计算出的q P 大，能满足流量要求，此泵的容积效率ηv = 0.92。
④ 电动机功率 驱动泵的电动机的功率可以由工作循环中的最大功率来确定；由工况分析知，最大功率为5.76 kW，取泵的总效率为η泵 = 0.85。
P 5.76
则P = = = 6.78 kW
ηp 0.85选用功率为7.5 kW，额定转速为1440 r/min的电动机。电动机型号
为：Y132m-4（Y 系列三相异步电动机）。 （2）选择液压控制阀
阀2、4、6、7通过的最大流量均等于q P ，而阀1的允许通过流量为q 。q = q 1–q P ＝289.4–65.9＝223.5 L/min，阀3的允许通过流量为
A 188.5q = q 1 = 289.4 = 67.9 L/min
A 1804
阀8是安全阀，其通过流量也等于q P 。
以上各阀的工作压力均取p ＝32 MPa。 本系统所选用的液压元件见表1.4。
（3）选择辅助元件
（a ）确定油箱容量
由资料，中高压系统（p >6.3 MPa）油箱容量
V = （6~12）q P 。
本例取V = 8×q P = 8×94.5 = 756 L（q P 用液压泵的额定流量）. 取油箱容量为800 L。
充油筒容量V 1 = （2–3）V g = 3×25 = 75（L ） 式中 V g ——主液压缸的最大工作容积。
在本例中，V g = A 1S max = 804×31 = 24924cm3 ≈ 25（L ） （b ）油管的计算和选择
如参考元件接口尺寸，可选油管内径d = 20mm。
计算法确定：液压泵至液压缸上腔和下腔的油管
4Q
d = 取v = 4m/s，q = 65.9 L/min
π6v 4×65.9
d = = 1.87 cm，选d = 20 mm.
π×6×4
与参考元件接口尺寸所选的规格相同。
充液筒至液压缸的油管应稍加大，可参考阀1的接口尺寸确定
pd
选d = 32 mm的油管，油管壁厚：δ≥ 。
2[σ]
σ选用钢管：[σ] = n ≈ 83.25MPa ，取n = 4， σb = 333MPa （10＃
钢）。
σ =
pd 32×20
= = 3.84 mm，取σ = 4 mm 2[σ]2×83.25
（4）选择液压油
本系统是高压系统，油液的泄漏是主要矛盾。为了减少泄漏应选择粘度较大的油，本系统选用68号抗磨液压油。
7 液压系统性能的验算
（1）油路压力的计算
本系统是容积调速，系统在各运动阶段的压力由负载决定。本系统在开始设计时已经说明，运动部件在导轨上的摩擦和自重的影响均忽略不计（对实际计算产生的影响很小），因此要考虑的仅仅是阀和管路的压力损失，而本系统对压力的要求主要是工作行程终了时能达到的最大压力值，由于此时速度已接近于零，阀门和管路的损失也接近于零，所以本例不详细计算压力损失值。
（2）确定安全阀、平衡阀和顺序阀的调整压力 安全阀调整压力p s = 1.1p 泵 = 1.1×25×106 = 27.5 MPa
mg 3104
平衡阀调整压力p X = = = 1.59 MPa
A 2188.5×10顺序阀7的调整压力：该阀的作用是使液压泵在卸荷时泵的出口油
压不致降为零，出口油压应满足液控单向阀和电液换向阀所需控制油压的要求。由资料查的SV10型液控单向阀的控制压力≥5×105 Pa ，另外WEH10型电液换向阀所需的控制油压不得低于10×105 Pa ，故取顺序阀的调整压力为（10~12）×105 Pa 。
（3）验算电机功率
由工况图知主缸在快速起动阶段中S = 2.9 mm处功率为最大，P max = 5.76 kW
在P max 时液压泵的流量较小，管路和阀的损失不大。在选择电机时也已考虑功率留有一定量的储备，所以电机功率不必再进行验算，此处
对液压泵卸荷状态下的功率再作一下计算，此时卸荷压力p 卸等于阀7的调整压力
p 卸＝18×105 Pa
q 泵取泵的额定流量q P = 94.5 L/min。 p 卸 = p 卸q P = （18×105×94.5）/60×10-3 = 2835W = 2.835 kW
将液压机在工作循环中的功率进行比较后得知主缸快速回程起动阶段的功率为最大，所以用这个功率来计算电机功率是合理的。
（4）绘制正式液压系统图 通过上述验算表明；所拟定的液压系统原理图是可行的，可以以此原理图为基础经修改完善后，绘制出正式的液压系统原理图。绘制时注意下列几点：
（l ）液压元件职能符号按国家标准（GB/T786.1-93）； （2）各元件按常态位置绘制；
（3）执行元件附近画出工作循环图；
（4）绘出测压点的位置并绘出压力表开关； （6）绘出行程开关的位置； （6）绘出电磁铁动作循环表；
（7）绘出按工程实际使用的标题栏，填清各元件的名称、图号、规格及必要的调整值等。
8 液压控制装置集成设计
对于机床等固定式的液压设备，常将液压系统的动力源、阀类元件（包括某些辅助元件）集中安装在主机外的液压站上。这样能使安装与维修方便，并消除了动力源振动与油温变化对主机工作精度的影响。而阀类元件在液压站上的配置也有多种形式可供选择。配置形式不同，液压系统元件的连接安装结构和压力损失也有所不同。阀类元件的配置形式目前广泛采用集成化配置，具体形式有油路板式、叠加阀式、集成块式、插入式和复合式集成。根据所设计的系统，选择合适的集成方式。
本系统采用块式集成方式，它是将液压阀安装在六面体集成块上，集成块一方面起安装地板的作用，另一方面起内部油路通道作用，故集成块又称为油路块或通道块。
当液压控制装置决定采用块式集成时，首先要对已经设计好的液压系统原理图进行分解，并绘制集成块单元回路图。集成块单元回路图实质上是液压系统原理图的一个等效转换，它是设计块式集成液压控制装置的基础，也是设计集成块的依据。具体设计要点可参考张利平编写的《液压站》。如下图1.5所示为本液压机系统的集成块单元回路图。
单元回路确定之后，可进行集成块设计。由于集成块的孔系结构复杂，因此设计者经验的多寡对于设计质量的优劣乃至成败有很大影响。对于初次涉足集成块的设计者而言，建议研究和参考现有通用集成块系列的结构和特点，还可借助于solidworks 等软件进行三维设计，以便加快设计进程，减少设计失误，提高设计工作质量和效率。
1
图1.6 集成块单元回路图
9 液压缸的校核
（1） 缸筒壁厚δ的验算
中、高压缸一般用无缝钢管做缸筒，大多属薄壁筒，即时，按材料力学薄壁圆筒公式验算壁厚，即
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安徽建筑工业学院
液压传动
设计说明书
设计题目 压力机液压系统设计 机电工程学院
设 计 者
液压传动任务书
1. 液压系统用途（包括工作环境和工作条件）及主要参数：
单缸压力机液压系统，工作循环：低压下行→高压下行→保压→低压回程→上限停止。自动化程度为半自动，液压缸垂直安装。
最大压制力：20×106N ；最大回程力：4×104N ；低压下行速度：25mm/s；高压下行速度：1mm/s；低压回程速度：25mm/s；工作行程：300mm ；液压缸机械效率0.9。
2. 执行元件类型：液压缸
3. 液压系统名称：压力机液压系统。
设 计 内 容
1. 拟订液压系统原理图；
2. 选择系统所选用的液压元件及辅件；
3. 设计液压缸；
4. 验算液压系统性能；
5. 编写上述1、2、3和4的计算说明书。
压力机液压系统设计
1 压力机的功能
液压机是一种利用液体静压力来加工金属、塑料、橡胶、木材、粉末等制品的机械。它常用于压制工艺和压制成形工艺，如：锻压、冲压、冷挤、校直、弯曲、翻边、薄板拉
深、粉末冶金、压装等等。
液压机有多种型号规格，其压
制力从几十吨到上万吨。用乳化液
作介质的液压机，被称作水压机，
产生的压制力很大，多用于重型机
械厂和造船厂等。用石油型液压油
做介质的液压机被称作油压机，产
生的压制力较水压机小，在许多工
业部门得到广泛应用。
液压机多为立式，其中以四柱
式液压机的结构布局最为典型，应
用也最广泛。图1.1所示为液压机
外形图，它主要由充液筒、上横梁 2、上液压缸3、上滑块4、立柱5、
图1.1 液压机外形图 下滑块6、下液压缸7等零部件组
成。这种液压机有4个立柱，在41－充液筒；2－上横梁；3－上液压缸；4个立柱之间安置上、下两个液压缸－上滑块；5－立柱；6－下滑块；7－下液3和7。上液压缸驱动上滑块4，下压缸；8－电气操纵箱；9－动力机构 液压缸驱动下滑块6。为了满足大
多数压制工艺的要求，上滑块应能实现快速下行→慢速加压→保压延时→快速返回→原位停止的自动工作循环。下滑块应能实现向上顶出→停留→向下退回→原位停止的工作循环。上下滑块的运动依次进行，不能同时动作。
2 压力机液压系统设计要求
设计一台压制柴油机曲轴轴瓦的液压机的液压系统。
轴瓦毛坯为：长×宽×厚 = 365 mm×92 mm×7.5 mm的钢板，材料为08Al ，并涂有轴承合金；压制成内径为Φ220 mm的半圆形轴瓦。
液压机压头的上下运动由主液压缸驱动，顶出液压缸用来顶出工件。其工作循环为：主缸快速空程下行→慢速下压→快速回程→静止→顶出缸顶出→顶出缸回程。
液压机的结构形式为四柱单缸液压机。
3 压力机液压系统工况
液压机技术参数：
（1）主液压缸
（a ）负载
压制力：压制时工作负载可区分为两个阶段。第一阶段负载力缓慢地线性增加，达到最大压制力的10%左右，其上升规律也近似于线性，其行程为90 mm （压制总行程为110 mm ）第二阶段负载力迅速线性增加到最大压制力18×105 N ，其行程为20 mm。
回程力（压头离开工件时的力）：一般冲压液压机的压制力与回程力之比为5～10，本压力机取为5，故回程力为F h = 3.6×105 N 。
移动件（包括活塞、活动横梁及上模）质量＝3058 kg 。（在实际压力机液压系统的设计之前，应该已经完成压力机的结构设计，这里假设已经设计完成压力机的机械结构，移动件的质量已经得到。）
（b ）行程及速度
快速空程下行：行程S l = 200 mm，速度v 1＝60 mm/s；
工作下压：行程S 2 = 110 mm，速度v 2＝6 mm/s。
快速回程：行程S 3 = 310 mm，速度v 3＝53 mm/s。
（2）顶出液压缸
（a ）负载：顶出力（顶出开始阶段）F d ＝3.6×105 N ，回程力F dh = 2×105 N 。
（b ）行程及速度；行程L 4 = 120 mm，顶出行程速度v 4＝55 mm/s，回程速度v 5＝120 mm/s。
液压缸采用V 型密封圈，其机械效率ηcm ＝0.91。压头起动、制动时间：0.2 s。
设计要求。本机属于中小型柱式液压机，有较广泛的通用性，除了能进行本例所述的压制工作外，还能进行冲孔、弯曲、较正、压装及冲压成型等工作。对该机有如下性能要求：
（a ）为了适应批量生产的需要应具有较高的生产率，故要求本机有较高的空程和回程速度。
（b ）除上液压缸外还有顶出缸。顶出缸除用以顶出工件外，还在其他工艺过程中应用。主缸和顶出缸应不能同时动作，以防出现该动作事故。
（c ）为了降低液压泵的容量，主缸空程下行的快速行程方式采用自重快速下行。因此本机设有高位充液筒（高位油箱），在移动件快速空程下行时，主缸上部形成负压，充液筒中的油液能吸入主缸，以补充液压泵流量之不足。
（d ）主缸和顶出缸的压力能够调节，压力能方便地进行测量。 （e ）能进行保压压制。
（f ）主缸回程时应有顶泄压措施，以消除或减小换向卸压时的液压冲击。
（g ）系统上应有适当的安全保护措施。
4 确定压力机液压缸的主要参数
（1）初选液压缸的工作压力
（a ）主缸负载分析及绘制负载图和速度图
液压机的液压缸和压头垂直放置，其重量较大，为防止因自重而下滑；系统中设有平衡回路。因此在对压头向下运动作负载分析时，压头自重所产生的向下作用力不再计入。另外，为简化问题，压头导轨上的摩擦力不计。
惯性力；快速下降时起动
Δv 0.060F az = m = 917 N Δt 0.2
快速回程时起动与制动
Δv 0.053F as = m = 810 N Δt 0.2
压制力：初压阶段由零上升到F 1 = 1.8×106 N×0.10 = 1.8×105 N
终压阶段上升到F 2 = 1.8×106 N
循环中各阶段负载见表1.1，其负载图见图1.2a 。
注：表1.1中的液压缸工作压力的计算利用了后续液压缸的结构尺寸。
运动分析：根据给定条件，空载快速下降行程200 mm ，速度60 mm/s。压制行程110 mm，在开始的90 mm内等速运动。速度为6 mm/s，最后的20 mm内速度均匀地减至零，回程以53 mm/s的速度上升。利用以上数据可绘制出速度图，见图1.2b 。
a 压力机液压系统负载图 b 压力机液压缸运动速度图
图1.2 液压机主液压缸负载和速度图
（2）确定液压缸的主要结构参数
根据有关资料，液压机的压力范围为20~30 MPa，现有标准液压泵、液压阀的最高工作压力为32 MPa，如选此压力为系统工作压力，液压元件的工作性能会不够稳定，对密封装置的要求以较高，泄漏较大。参考系列中现已生产的其它规格同类液压机（如63、100、200、300吨液压机）所采用的工作压力，本机选用工作压力为25×106Pa 。液压缸内径D 和活塞杆直径d 可根据最大总负载和选取的工作压力来确定。
（a ）主缸的内径D
4F 4×1.8×10D = = = 0.317m = 317 mm ηcm πp 0.91×π×25×10按标准取D =320mm
（b ）主缸无杆腔的有效工作面积A 1
ππA 1=D 0.322=0.0804m2=804 cm2 44
（c ）主缸活塞杆直径d
4×3.6×1024F 2d =D -=0.32-=0.287 m=287 mm ηcm πp 0.91×π×25×10按标准值取d = 280 mm
D -d ＝320–280＝40 mm＞允许值12.5 mm
（据有关资料，（D –d ）小于允许值时，液压缸会处于单向自锁状态。）
（4）主缸有杆腔的有效工作面积A 2
ππA 2 = D 2–d 2）= ×（0.322–0.282）= 0.01885 m2 = 188.5 cm2 44
（d ）主缸的工作压力
F 917 = = 12533 Pa ηcm A 10.91×0.0804
F 1.8×105
初压阶段末 p 1 = = = 2.46×106 Pa ηcm A 10.91×0.0804
F 1.8×106
终压阶段末 p 1 = = = 24.6×106 Pa ηcm A 10.91×0.0804
F 3.6×105
活塞回程起动时 p 2 = = = 21×106 Pa ηcm A 20.91×0.01885
F 30000活塞等速运动时 p 2 = = = 1.75×106 Pa ηcm A 20.91×0.01885
F 29190回程制动时 p 2 = = = 1.7×106 Pa ηcm A 20.91×0.01885活塞快速下行起动时 p 1 =
（e ）液压缸缸筒长度
液压缸缸筒长度由活塞最大行程、活塞长度、活塞杆导向套长度、活塞杆密封长度和特殊要求的其他长度确定。其中活塞长度 B =（0.6~1.0）D ；导向套长度A =（0.6~1.5）d 。为了减少加工难度，一般液压缸缸筒长度不应大于内径的20～30倍。
（3）计算液压缸的工作压力、流量和功率
（a ）主缸的流量
快速下行时q 1 = A 1v 1 = 804×6 = 4824cm3/s = 289.4 L/min
工作行程时q 2 = A 2v 2 = 804×0.6 = 482cm3/s = 28.9 L/min
快速回程时q 3 = A 3v 3 = 183.5×5.3 = 999cm3/s = 59.9 L/min
（b ）主缸的功率计算
快速下行时（起动）：P 1 = p 1q 1 = 12533×4824×10-6 = 60.46 W
工作行程初压阶段末：P 2 = p 2q 2 = 2.46×106×482×10-6 = 1186 W
终压阶段：此过程中压力和流量都在变化，情况比较复杂。压力p 在最后20 mm行程内由2.46 MPa增加到24.6 MPa，其变化规律为
p = 2.46+24.6-2.46S = 2.46+1.11S （MPa ） 20
式中S ——行程（mm ），由压头开始进入终压阶段算起。
流量q 在20 mm内由482 cm3/s降到零，其变化规律为q = 482（1－S ）（cm 3/s） 20
功率为P = pq = 482×（2.46+1.11S ）×（1－
求其极值，S 20∂P = 0得S = 8.9（mm ）此时功率P 最大 ∂S
8.9P max = 482×（2.46+1.11×8.9）×（1－）= 3300.8 W = 3.3 kW 20
快速回程时；等速阶段P = pq = 1.75×106×999×10-6 = 1.748 kW
起动阶段：此过程中压力和流量都在变化，情况也比较复杂。设启动时间0.2秒内作等加速运动，起动阶段活塞行程为
S = 0.5vt = 0.5×5.3×0.2 = 5.3mm
在这段行程中压力和流量均是线性变化，压力p 由21 MPa降为1.75 MPa 。其变化规律为
p = 21–21-1.75 = 21–3.6S （MPa ） 5.3
式中 S ——行程（mm ），由压头开始回程时算起。流量q 由零增为999 cm3/s，其变化规律为
999q = S = 188S （cm 3/s ） 5.3
功率为P = pq = 188S （21–3.6S ）
∂P 求其极值，= 0得S = 2.9（mm ），此时功率P 最大 ∂S
P max = 188×2.9×（21–3.6×2.9） = 5755 W = 5.76 kW
由以上数据可画出主液压缸的工况图（压力循环图、流量循环图和功率循环图）见图1.3。
（c ）顶出缸的内径D d
4F 4×3.6×10D d = = = 1419 m = 142 mm ηcm πp 0.91×π×25×10按标准取D d = 150 mm
a 压力循环图 b 流量循环图 c 功率循环图
图1.3 主液压缸工况图
5 拟订压力机液压系统原理图
（1）确定液压系统方案
液压机液压系统的特点是在行程中压力变化很大，所以在行程中不同阶段保证达到规定的压力是系统设计中首先要考虑的。
确定液压机的液压系统方案时要重点考虑下列问题：
（a ）快速行程方式
液压机液压缸的尺寸较大，在快速下行时速度也较大，从工况图看出，此时需要的流量较大（289.4 L/min），这样大流量的油液如果由液压泵供给；则泵的容量会很大。液压机常采用的快速行程方式可以有许多种，本机采用自重快速下行方式。因为压机的运动部件的运动方向在快速行程中是垂直向下，可以利用运动部件的重量快速下行；在压力机的最上部设计一个充液筒（高位油箱），当运动部件快速下行时高压泵的流量来不及补充液压缸容积的增加，这时会形成负压，上腔不足之油，可通过充液阀、充液筒吸取。高压泵的流量供慢速压制和回程之用。此方法的优点为不需要辅助泵和能源，结构简单；其缺点为下行速度不易控制，吸油不充分将使升压速度缓慢，改进的方法是使充液阀通油断面尽量加大，另外可在下腔排油路上串联单向节流阀，利用节流造成背压，以限制自重下行速度，提高升压速度。由于本例的液压机属于小型压机，下行速度的控制问题不如大型压机突出，所以本例采用的回路见图1.4。
图1.4 液压系统回路图
在主缸实现自重快速行程时，换向阀4切换到右边位置工作（下行位置），同时电磁换向阀5断电，控制油路K 使液控单向阀3打开，液压缸下腔通过阀3快速排油，上腔从充液筒及液压泵得到油液，实行滑块快速空程下行。
（b ）减速方式
液压机的运动部件在下行行程中快接近制件时，应该由快速变换为较慢的压制速度。减速方式主要有压力顺序控制和行程控制两种方式；压力顺序控制是利用运动部件接触制件后负荷增加使系统压力升高到一定值时自动变换速度；某些工艺过程要求在运动部件接触制件前就必须减速，本例压制轴瓦工艺就有这个要求，这时适合选用行程减速方式。本系统拟选用机动控制的伺服变量轴向柱塞泵（CCY 型）作动力源，液压泵的输出流量可由行程挡块来控制，在快速下行时，液压泵以全流量供油，当转换成工作行程（压制）时，行程挡块使液压泵的流量减小，在最后20 mm内挡块使液压泵流量减到零；当液压缸工作行程结束反向时，行程挡块又使液压泵的流里恢复到全流量。与液压泵的流量相配合（协调），在液压系统中，当转换为工作行程时，电气挡块碰到行程并关，发信号使电磁换向阀5的电磁铁3YA 得电，控制油路K 不能通至液控单向阀8，阀8关闭，此时单向顺序阀2不允许滑块等以自重下行。只能靠泵向液压缸上腔供油强制下行，速度因而减慢（见图1.4）。
（c ）压制速度的调整
制件的压制工艺一般要提出一定压制速度的要求，解决这一问题的方很多，例如可以用压力补偿变量泵来实现按一定规律变化的压制速度的要求。本例中采用机动伺服变量泵，故仍利用行程挡块（块挡的形状）来使液压泵按一定规模变化以达到规定的压制速度。
（d ）压制压力及保压
在压制行程中不同阶段的系统压力决定于负载，为了保证安全，应该限制液压系统的最高压力，本系统拟在变量泵的压油口与主油路间并联一只溢流阀作安全阀用。
有时压制工艺要求液压缸在压制行程结束后保压一定时间，保压方法有停液压泵保压与开液压泵保压两种，本系统根据压机的具体情况拟采用开液压泵保压；此法的能量消耗较前一种大。但系统较为简单。
（e ）泄压换向方法
液压机在压制行程完毕或进入保压状态后，主液压缸上腔压力很高，此时由于主机弹性变形和油液受到压缩，储存了相当大的能量。工作行程结束后反向行程开始之前液压缸上腔如何泄压（控制泄压速度）是必须考虑的问题，实践已证明，若泄压过快，将引起剧烈的冲击、振动和惊人的声音，甚至会因液压冲击而使元件损坏。此问题在大型液压机中愈加重要。
各种泄压方法的原理是在活塞回程之前，当液压缸下腔油压尚未升高时，先使上腔的高压油接通油箱，以一定速度使上腔高压逐步降低。本例采用带阻尼状的电液动换向阀，该阀中位机能是H 型，控制换向速度，延长换向时间，就可以使上腔高压降低到一定值后才将下腔接通压力油（见图1.5）。此法最为简单，适合于小型压机。
（f ）主缸与顶出缸的互锁控制回路 为保障顶出缸的安全，在主缸动作时，必须保证顶出缸的活塞下行到最下位置。本例采用两个换向阀适当串联的方法来实现两缸的互锁控制（见图1.5）。从图1.5中可见，只有在阀6处于右位工作时，即顶出缸活塞是下行状态时压力油才会通入换向阀4，主缸才能动作。当阀6处于左位工作，顶出缸为上行状态时，只有压力很低的回油通至阀4，主缸才不能动作。
液压系统电磁铁动作见表1.2，液压元件规格明细表见表1.3。
1.2 电磁铁动作循环表
（2）拟定液压系统原理图
在以上分析的基础上，拟定的液压系统原理图如图1.5所示。
图1.5 液压机液压系统原理图
系统的工作过程如下：
液压泵起动后，电液换向阀4及6处于中位，液压泵输出油液经背压阀7再经阀6的中位低压卸荷，此时主缸处于最上端位置而顶出缸在最下端位置，电磁铁2YA 得电，换向阀6在右位工作，此时5YA 得电，换向阀4也在右位工作，液压泵输出的压力油进入主缸上腔，此时3YA 也得电，控制油路经阀5通至液控单向阀3，使阀3打开，主缸下腔的油能经阀3很快排入油箱，主缸在自重作用下实现快速空程下行，由于活塞快速下行时液压泵进入主缸上腔的流量不足，上腔形成负压，充液筒中的油液经充液阀（液控单向阀）1吸入主缸。
当电气挡块碰到行程开关时3YA 失电，控制油路断开，阀3关闭，此时单向顺序阀（平衡阀）2使主缸下腔形成背压，与移动件的自重相平衡。自重快速下行结束。与此同时用行程挡块使液压泵的流量减小，主缸进入慢速下压行程，在此行程中可以用行程挡块控制液压泵的流量适应压制速度的要求。由压力表刻度指示达到压制行程的终点。
行程过程结束后，可由手动按钮控制使5YA 失电，4YA 得电，换向阀4换向，由于阀2带阻尼器，换向时间可以控制，而阀4的中位机能
是H 型，阀处于中位时使主缸上腔的高压油泄压，然后阀4再换为左位，此时压力油经阀2的单向阀进入主缸下腔，由于下腔进油路中的油液具有一定压力；故控制油路可以使阀1打开，主缸上腔的油液大部分回到充液筒，一部分经阀4排回油箱，此时主缸实现快速回程。充液筒油液充满后，溢出的油液可经油管引至油箱。
回程结束后，阀4换至中位，主缸静止不动。
1YA 得电，2YA 失电，阀6换至左位，压力油进入顶出缸下腔，顶出缸顶出制件，然后1YA 失电，2YA 得电，阀6换至右位，顶出缸回程；回程结束后，2 YA失电，阀6换至中位，工作循环完成，系统回到原始状态。
6 选择液压元件
（1）液压系统计算与选择液压元件
（a ）选择液压泵和确定电动机功率
① 液压泵的最高工作压力就是液压缸慢速下压行程终了时的最大工作压力
F 1.8×106
p p = = = 24.6 MPa
ηcm A 10.91×0.0804因为行程终了时流量q ＝0，管路和阀均不产生压力损失；而此时液
压缸排油腔的背压已与运动部件的自重相平衡，所以背压的影响也可不计。
② 液压泵的最大流量
q p ≥K （∑q ）max 泄漏系数K = 1.1~1.3，此处取K = 1.1。由工况图（图1.3）知快速下降行程中q 为最大（q = 289.41 L/min），但此时已采用充液筒充液方法来补充流量，所以不按此数值计算，而按回程时的流量计算。 q max = q 3 = 59.9 L/min q p = 1.1q 3 = 1.1×59.9 = 65.9 L/min
③ 根据已算出的q P 和p P ，选轴向杜塞泵型号规格为63CCY14-1B ，其额定压力为32 MPa，满足25~60％压力储备的要求。排量为63m L/r，
电动机同步转速为1500 r/min，故额定流量为：q = q n =
63×1500
= 94.5 1000
L/min，额定流量比计算出的q P 大，能满足流量要求，此泵的容积效率ηv = 0.92。
④ 电动机功率 驱动泵的电动机的功率可以由工作循环中的最大功率来确定；由工况分析知，最大功率为5.76 kW，取泵的总效率为η泵 = 0.85。
P 5.76
则P = = = 6.78 kW
ηp 0.85选用功率为7.5 kW，额定转速为1440 r/min的电动机。电动机型号
为：Y132m-4（Y 系列三相异步电动机）。 （2）选择液压控制阀
阀2、4、6、7通过的最大流量均等于q P ，而阀1的允许通过流量为q 。q = q 1–q P ＝289.4–65.9＝223.5 L/min，阀3的允许通过流量为
A 188.5q = q 1 = 289.4 = 67.9 L/min
A 1804
阀8是安全阀，其通过流量也等于q P 。
以上各阀的工作压力均取p ＝32 MPa。 本系统所选用的液压元件见表1.4。
（3）选择辅助元件
（a ）确定油箱容量
由资料，中高压系统（p >6.3 MPa）油箱容量
V = （6~12）q P 。
本例取V = 8×q P = 8×94.5 = 756 L（q P 用液压泵的额定流量）. 取油箱容量为800 L。
充油筒容量V 1 = （2–3）V g = 3×25 = 75（L ） 式中 V g ——主液压缸的最大工作容积。
在本例中，V g = A 1S max = 804×31 = 24924cm3 ≈ 25（L ） （b ）油管的计算和选择
如参考元件接口尺寸，可选油管内径d = 20mm。
计算法确定：液压泵至液压缸上腔和下腔的油管
4Q
d = 取v = 4m/s，q = 65.9 L/min
π6v 4×65.9
d = = 1.87 cm，选d = 20 mm.
π×6×4
与参考元件接口尺寸所选的规格相同。
充液筒至液压缸的油管应稍加大，可参考阀1的接口尺寸确定
pd
选d = 32 mm的油管，油管壁厚：δ≥ 。
2[σ]
σ选用钢管：[σ] = n ≈ 83.25MPa ，取n = 4， σb = 333MPa （10＃
钢）。
σ =
pd 32×20
= = 3.84 mm，取σ = 4 mm 2[σ]2×83.25
（4）选择液压油
本系统是高压系统，油液的泄漏是主要矛盾。为了减少泄漏应选择粘度较大的油，本系统选用68号抗磨液压油。
7 液压系统性能的验算
（1）油路压力的计算
本系统是容积调速，系统在各运动阶段的压力由负载决定。本系统在开始设计时已经说明，运动部件在导轨上的摩擦和自重的影响均忽略不计（对实际计算产生的影响很小），因此要考虑的仅仅是阀和管路的压力损失，而本系统对压力的要求主要是工作行程终了时能达到的最大压力值，由于此时速度已接近于零，阀门和管路的损失也接近于零，所以本例不详细计算压力损失值。
（2）确定安全阀、平衡阀和顺序阀的调整压力 安全阀调整压力p s = 1.1p 泵 = 1.1×25×106 = 27.5 MPa
mg 3104
平衡阀调整压力p X = = = 1.59 MPa
A 2188.5×10顺序阀7的调整压力：该阀的作用是使液压泵在卸荷时泵的出口油
压不致降为零，出口油压应满足液控单向阀和电液换向阀所需控制油压的要求。由资料查的SV10型液控单向阀的控制压力≥5×105 Pa ，另外WEH10型电液换向阀所需的控制油压不得低于10×105 Pa ，故取顺序阀的调整压力为（10~12）×105 Pa 。
（3）验算电机功率
由工况图知主缸在快速起动阶段中S = 2.9 mm处功率为最大，P max = 5.76 kW
在P max 时液压泵的流量较小，管路和阀的损失不大。在选择电机时也已考虑功率留有一定量的储备，所以电机功率不必再进行验算，此处
对液压泵卸荷状态下的功率再作一下计算，此时卸荷压力p 卸等于阀7的调整压力
p 卸＝18×105 Pa
q 泵取泵的额定流量q P = 94.5 L/min。 p 卸 = p 卸q P = （18×105×94.5）/60×10-3 = 2835W = 2.835 kW
将液压机在工作循环中的功率进行比较后得知主缸快速回程起动阶段的功率为最大，所以用这个功率来计算电机功率是合理的。
（4）绘制正式液压系统图 通过上述验算表明；所拟定的液压系统原理图是可行的，可以以此原理图为基础经修改完善后，绘制出正式的液压系统原理图。绘制时注意下列几点：
（l ）液压元件职能符号按国家标准（GB/T786.1-93）； （2）各元件按常态位置绘制；
（3）执行元件附近画出工作循环图；
（4）绘出测压点的位置并绘出压力表开关； （6）绘出行程开关的位置； （6）绘出电磁铁动作循环表；
（7）绘出按工程实际使用的标题栏，填清各元件的名称、图号、规格及必要的调整值等。
8 液压控制装置集成设计
对于机床等固定式的液压设备，常将液压系统的动力源、阀类元件（包括某些辅助元件）集中安装在主机外的液压站上。这样能使安装与维修方便，并消除了动力源振动与油温变化对主机工作精度的影响。而阀类元件在液压站上的配置也有多种形式可供选择。配置形式不同，液压系统元件的连接安装结构和压力损失也有所不同。阀类元件的配置形式目前广泛采用集成化配置，具体形式有油路板式、叠加阀式、集成块式、插入式和复合式集成。根据所设计的系统，选择合适的集成方式。
本系统采用块式集成方式，它是将液压阀安装在六面体集成块上，集成块一方面起安装地板的作用，另一方面起内部油路通道作用，故集成块又称为油路块或通道块。
当液压控制装置决定采用块式集成时，首先要对已经设计好的液压系统原理图进行分解，并绘制集成块单元回路图。集成块单元回路图实质上是液压系统原理图的一个等效转换，它是设计块式集成液压控制装置的基础，也是设计集成块的依据。具体设计要点可参考张利平编写的《液压站》。如下图1.5所示为本液压机系统的集成块单元回路图。
单元回路确定之后，可进行集成块设计。由于集成块的孔系结构复杂，因此设计者经验的多寡对于设计质量的优劣乃至成败有很大影响。对于初次涉足集成块的设计者而言，建议研究和参考现有通用集成块系列的结构和特点，还可借助于solidworks 等软件进行三维设计，以便加快设计进程，减少设计失误，提高设计工作质量和效率。
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图1.6 集成块单元回路图
9 液压缸的校核
（1） 缸筒壁厚δ的验算
中、高压缸一般用无缝钢管做缸筒，大多属薄壁筒，即时，按材料力学薄壁圆筒公式验算壁厚，即