卧式铆压机液压系统设计

卧式铆压机液压系统设计,卧式,铆压机,液压,系统,设计 毕业设计（论文）中期报告 题目：卧式铆压机液压系统设计 设计（论文）进展状况 1、液压系统方案设计 1.1、确定液压泵的类型及调速方式 参考同类型液压机械，选用单向变量液压泵供油、调速阀进油节流调速的开式回路，溢流阀作定压阀。 1.2、选用执行元件 因系统动作循环要求正向快进，工作，反向快退，且在铆压的过程中，铆压杆触头伸出，撤收过程平稳，可靠。因此液压缸选用单活塞杆缸。 1.3、快速运动回路和速度换接回路 根据运动方式和要求，采用差动连接的快速运动回路来实现快速运动。即快进时，液压缸实现差动连接。 1.4、换向回路的选择 本系统对换向的平稳性没有严格要求，所以选用电磁换向阀的换向回路。为便于实现差动连接，选用了三位四通换向阀。为提高换向的位置精度，采用压力继电器的行程终点停止控制。 2、液压系统及其工作原理 卧式铆压机的液压系统原理如图2.1，系统的油源为变量液压泵（柱塞泵）1，其最高工作压力由溢流阀3设定。系统的执行器为单柱式活塞压缸，其运动方向采用电磁换向阀6作为导阀的三位四通换向阀5控制。液压缸进回油路中串联的可调单向节流阀7、8用于该缸差动反馈连接。压力表及其开关3、2用于调整系统最高压力的显示和观测。 当点击启动时，电磁换向阀6换至左位1YA，左位导通，经可调单向节流阀7使三位四通换向阀5左位导通，使液压油经阀5左位流至液压缸无杆腔，产生压力使活塞杆向前行进，此时可通过液压泵调节流量来改变行进速度，完成快进及工进过程；当电磁换向阀6换至右位2YA，右位导通，经可调单向节流阀8使三位四通换向阀5右位导通，使液压油经阀5右位流至液压缸有无杆腔，无杆腔液压油顺管道流回油箱，产生压力使活塞杆回收。 图1 卧式铆压机液压系统原理图 3、液压系统设计计算 3.1系统液压可以完成的工作循环 （1） 快进 （2） 工进 （3） 快退 3.2 液压执行元件的配置 在铆压机中，由于卧式铆压机要求行程较小（仅50mm）液压缸是，故选用缸筒固定的单出杆直动式柱塞缸，工作压力 P=26MPa，因选用单向液压泵故可设背压为0，缸的机械效率（考虑密封阻力）取ηcm=0.89. 3.3负载分析计算 系统各项数据如下表所示: 表1系统要求 启动时间(s) 负载力(N) 移动体重力(N) 0. 5 500000 2000 速度(m/ min) 行程(mm) 快进 工进 快退 快进 快退 5 1. 5 5 50 50 工况分析： 液压缸所受的外负载F包括3种类型，即: ++ (3.1) 式中FL为工作负载，对于铆接机即为活塞运动的铆接力，本设计中为500kN;Fa为运动部件速度变化时的惯性负载;FF为摩擦力由液压缸的密封阻力与活塞运动时的摩擦力组成， 因为： (3.2) 其中FN=2000N,取静摩擦系数0.2，动摩擦系数0.1，工作台采用V型导轨，导轨夹角为90°. 则静摩擦负载 动摩擦负载 在此设密封阻力为5%的有效的作用力，则为 惯性负载Fa=ma=G/gV/t (3.3) 因为按缸最大推力计算液压缸工作面积A和缸径D 所以在加速时符合最大G/g/=8520 即=500000＋25100＋285＋8520=533855 3.4 确定液压缸主要尺寸 要求动力滑台的快进与快退速度相等，现采用活塞杆固定的单杆式液压缸，快进时采用差动连接. 现主要确定液压缸内外径，活塞直径，活塞杆直径。 垂直液压缸内径（活塞直径） 按GB/T2348-1993，将液压缸内径圆整为标准值D=180mm=18.0cm。 查表得，根据 2 因为P20mpa，取=2，所以d=0.7D=120.05mm 取标准值d=14cm 从而可算得垂直液压缸无杆腔和有杆腔的实际有效面积为 A1=D2=2=254.3cm2 A2=（D2－d2）=100.5cm2 4、元件选型和设计 液压系统的组成元件包括标准元件和专用元件。在满足系统性能要求的前提下，应尽量选用现有的标准液压元件，不得已时才自行设计液压元件。 （1）液压泵及其驱动电动机的选择 （2）其他液压元件的选择 ①液压阀及过滤器的选择 ②油管的选择 ③油箱容积的确定 存在问题及解决措施 本课题研究的重点在于该液压系统的总体设计。难点在于各种液压平衡回路的计算与校核。 选择液压元件时一般应考虑一下问题： ①应用要求，如主机的类型、原动机的特性、环境情况、安装型式及外形连接尺寸、货源情况及维修要求等。 ②系统要求，如压力和流量的大小、工作介质的种类、循环周期、操纵控制方式、冲击振动情况等。 ③经济性问题，如使用量，购置及更换成本，货源情况。 ④应尽量采用标准化、通用化及货源条件较好的产品，以缩短制造周期，便于互换和维护。 在设计过程中，由于找到的铆压机方向资料比较匮乏，导致在设计计算过程中常常会发生卡克现象，故在后期的设计过程中还需查阅参考更多的资料。 后期工作安排 接下来，我将继续学习铆压机机械设计方面的知识，按计划继续完成铆压机及液压系统主要部件的设计。根据设计需要设计液压系统并撰写论文，完成所需CAD零件图。 本次毕业设计的主要内容与相应的时间安排如下： 第9周 进行液压缸的结构设计 第10～11周 选定液压阀并根据压力进行调整 第12～14周 用AutoCAD画出完成铆压机主体功能结构总装设计 指导教师签字： 年 月 日 毕业设计(论文)开题报告 题目：卧式铆压机液压系统设计 一、 毕业设计综述（题目背景、研究意义及国内外相关研究情况） 1．目的和意义 液压传动技术是机械制造中发展最快的技术之一，其发展速度仅次于电子技术，特别是近年来与微电子、计算机技术相结合,使液压传动技术进入了一个新的发展阶段。 卧式铆压机是一种把机械、液压和电气控制技术结合在一起的铆接机械，它可用于汽车、桥梁、锅炉、建筑等行业,特别是在汽车制造业得到了广泛的应用。它的特点是铆接力大、工效高、振动小、噪声低、铆接质量可靠,此外还减轻了工人的劳动强度。卧式铆压机设计的最大铆压力500kN，可冷铆直径20mm及以下的钢质铆钉,铆压速度15~20次/min，铆接动作可实现点动、单次及自动。铆压机装上相应装置可进行冲孔作业；可单机使用，也可组成流水线作业。 通过对本课题的设计，可以加深对所学基础理论、基本技能的理解与运用，并逐步系统化；可培养独立工作、解决问题的能力，从而达到培养独立获取新知识的能力；通过文献检索等基本技能的训练，掌握撰写技术报告的能力；通过设计过程的训练，培养刻苦钻研的科学态度及团队协作能力，为以后工作时的产品开发、技术改进打下坚实基础，在将来的实际生产中更好的发挥自己的所学。 2．研究现状 在我国，液压行业已形成了门类齐全，有一定生产能力和技术水平，初具规模的生产科研体系。目前全国约有近300家企业，还有液压研究室（所），国家级液压元件质量监督检测中心以及国家重点实验室。我国液压工业重视同国外企业进行有效的经济和技术合作，近年来先后从国外引进了很多液压元件和液压系统等制造技术，为提高产品水平和生产能力起了重要作用。目前已和美国、日本、德国共同建立了某些合资企业，这些企业将推动我国液压工业的发展。 在国外，液压工业的发展速度高于机械工业。为了满足用户的需要，主机品种日益增多，产品更新速度加快，相应要求液压元件增加品种，实现多样化，因而液压件属于大批量生产的产品相对减少，大部分属于成批或小批生产。为适应这种动向，国外生产方式也有所变化。 目前国内所使用铆压机多为人工手动操作或半自动操作，铆压的一致性不好，即同一批次组装件的铆压力不同，造成超频质量不稳定，产品合格率不高，另外，较高的人工成本及较低的生产效率，不利于产品的市场竞争。 二、 本课题研究的主要内容和拟采用的研究方案、研究方法或措施 1、 本课题研究的主要内容 本设计完成卧式铆压机液压系统工作原理图的设计，以及工作原理的分析说明。选择AutoCAD为设计开发工具，完成卧式铆压机主机功能结构的总体设计。完成卧式铆压机的液压站、铆压缸、铆接装置等的设计。 2、拟采用的研究方案、研究方法或措施 （1）铆压机的机械结构设计：收集、查阅典型的铆压机机械结构，到工厂进行参观记录，根据现有的铆压机尺寸进行类比设计。 （2）铆压机液压系统设计：通过收集资料、查阅熟悉通用柳芽机的原理及结构，然后根据设计参数及技术要求初步拟定设计方案，确定液压泵的类型及调速方式，通过使用相关设计手册来计算液压系统各项参数和选择执行元件与液压元件，通过对常用液压基本回路的比较分析后确定液压系统原理图[5]。 三、 本课题研究的重点及难点，前期已开展工作 铆压机液压系统以压力控制为主，压力高，流量大，且压力、流量变化大。既要满足系统对压力的要求，又要注意提高系统效率和防止产生液压冲击，更重要的是系统要安全可靠，防止误操作、突然停电和元件意外损坏因素所导致的安全隐患。故本次课题研究的重点在于设计合理机械结构和符合系统压力要求的液压系统，难点在于如何提高铆压机的工作效率及保证铆压机工作的安全可靠[7]。 前期除已查阅各类资料对卧式铆压机及其液压系统有了初步的认知和了解，还加强了对机械制图和AUTO-CAD的训练，即便后期制图的顺利进行。 四、 完成本课题的工作方案及进度计划（按周次填写） 第1～2周 调研、收集资料，熟悉课题内容，完成开题报告 第3周 借助资料了解铆压机对液压系统的相关要求 第4周 拟定液压系统的方案设计 第5～6周 选定液压泵、压缸的相关计算 第7周 进行液压泵的结构设计 第8周 中期检查，填写中期检查表 第9周 进行液压缸的结构设计 第10～11周 选定液压阀并根据压力进行调整 第12～14周 用AutoCAD画出完成铆压机主体功能结构总装设计 第15周 提交初稿、修改、定稿及打印、答辩前准备 第16周 毕业答辩 五、 指导教师意见 指导教师： 年 月 日 六、 所在系审查意见： 系主管领导： 年 月 日 参考文献 [1] 杨培元,朱福元.液压系统设计简明手册[M] .北京：机械工业出版社.1994 [2] 王文斌.机械设计手册（第三版）[M]．北京：机械工业出版社.2004 [3] 成大先.机械设计手册（第五版）[M]．北京：化学工业出版社.2008 [4] 濮良贵 纪名刚.机械设计（第八版）[M]．北京：高等教育出版社.2006 [5] 周世昌.液压系统设计图集[M].北京：机械工业出版社.2003，8-52 [6] 俞新陆.液压机[M].北京：机械工业出版社.1982 [7] 陈启松.液压传动与控制手册[M].上海:上海科学技术出版社.2006 [8] 崔延辉 袁志生 孟兆新 谭光宇 任红丽.基于AutoCAD的组合机床夹具元件的参数化设计[J].哈尔滨理工大学学报.2001年03 [9] 闫茂春 孙磊 王保松.铆接压机液压系统的研制[J].流体传动与控制.2008年 第4期 [10] 易捷 张振军 耿钢.卧式铆压机液压系统的设计[J].液压与气动.2006年 第1期 [11] 张立平.现代液压技术应用220例[M].北京：化学工业出版社.2004 [12] 张磊.实用液压技术300题[M].北京：机械工业出版社.1998.8 [13] 许福玲 陈兆明.液压与气压传动[M].北京：机械工业出版社.2007.5 [14] 徐承意.Auto CAD 2007应用教程与实训[M].天津大学出版社.2009 [15] 张利平.液压控制系统及设计[M].化学工业出版社.2007 [16] M. Oblak; B. Harl; B. Butinar. Optimal design of hydraulic support.1999 [17] Oblak, M.; Ciglaric, I.; Harl, B. 1998: The optimal synthesis of hydraulic support. ZAMM 3, 1027–1028 [18] P. Dreansfield, Hydraulic Control Systems. Design and Analysis of their Dynamics, Springer-Verlag, 1981. 本科毕业设计（论文） 题目：卧式铆压机液压系统设计 卧式铆压机液压系统设计 摘 要 卧式铆压机是一种把机械、液压和电气控制技术结合在一起的铆接机械，它可用于汽车、桥梁、锅炉、建筑等行业,特别是在汽车制造业得到了广泛的应用。它的特点是铆接力大、工效高、振动小、噪声低、铆接质量可靠,此外还减轻了工人的劳动强度。本文分析了铆接的方便快捷的工作过程，及铆接的大量需求必定有着好的市场前景。针对液压缸的设计是实现整个铆接机工作的基础，重点设计了卧式铆压机的液压站、铆压缸、铆接装置和机架。并根据系统压力、流量选择了液压阀、电机、泵。本文的设计能够满足卧式铆压机要求具有方便快捷制钉的特点。 关键词：卧式铆压机；液压元件；液压缸；机架 II The Design of the Horizontal Pressure Riveting Machine Hydraulic System Abstract Horizontal riveting pressure machine is a mechanical, hydraulic and electrical control technology in combination of riveting machines, it can be used in car, bridge, boiler, construction and other industries, especially in the automobile manufacturing industry has been widely used. It is characterized by large riveting force, high efficiency, little vibration, low noise, reliable riveting quality, in addition to reduce the labor intensity of the workers. Riveting convenient working process are analyzed in this paper, and the riveting of the huge demand must have a good market prospect. According to the design of the hydraulic cylinder is to implement the riveting machine work, the basis of the key design of horizontal pressure riveting machine, riveting pressure cylinder of the hydraulic pressure station and riveting devices and chassis. And according to the system pressure and flow rate hydraulic valve, motor, pump. This design can meet the requirements of horizontal riveting pressure machine has the characteristics of convenient and quick nail. Key Words: Horizontal riveting pressure machine; Hydraulic components; The hydraulic cylinder; The chassis 主要符号表 活塞直径 活塞杆直 无杆腔的有效面积 有杆腔的有效面积 液压缸的工作压力 工作负载 [σ] 刚体材料的许用应力 额定功率 允许行程 液压缸的最大移动速度 目 录 1 绪论 1 1.1题目背景及研究意义 1 1.2国内外研究情况 2 2 研究方案及系统原理 3 2.1液压系统的组成及其作用 3 2.2卧式铆压机液压系统 3 2.2.1液压系统及其工作原理 3 2.2.2技术特点 5 2.2.3技术参数 5 2.3液压系统方案选择 5 2.3.1确定液压泵的类型及调速方法 5 2.3.2选用执行元件 5 2.3.3快速运动回路和速度换接回路 6 2.3.4换向回路的选择 6 3 液压系统设计计算 7 3.1系统液压可以完成的工作循环 7 3.2液压执行元件的配置 7 3.3负载分析计算 7 3.5活塞杆强度校核 8 3.6液压缸活塞的推力和拉力计算 9 3.7活塞最大容许行程 9 3.8液压缸缓冲装置设计 11 3.8.1设置缓冲装置的目的和要求 11 3.8.2缓冲装置的原理及要求 11 3.8.3缓冲装置的类型 11 3.9液压缸长度及壁厚的确定 12 3.9.1液压缸内经计算 12 3.9.2液压缸壁厚计算 12 3.10液压缸筒与缸底的连接计算 12 4 元件选型及系统压力验算 14 4.1液压泵及电机 15 4.1.1计算液压泵的最大工作压力 15 I 4.1.2计算液压泵的最大流量 15 4.1.3选择泵的规格 16 4.1.4计算泵的驱动功率并选原动机 16 4.2其他液压元件的选择 17 4.2.1液压阀及过滤器的选择 17 4.2.2油管的选择 17 4.2.3油箱容积的确定 18 4.3系统压力损失验算 19 5 液压缸各部分的结构、材料及制造技术条件 21 5.1缸体 21 5.1.1缸体端部连接结构 21 5.1.2缸体材料 21 5.1.3缸体技术条件 21 5.2活塞 22 5.2.1活塞和活塞杆的联接方式 22 5.2.2活塞的密封 22 5.2.3活塞的材料 22 5.2.4活塞的技术要求 22 5.3活塞杆 23 5.3.1端部结构 23 5.3.2端部尺寸 23 5.3.3活塞杆结构 24 5.3.4活塞的技术要求 24 5.4活塞杆的导向、密封和防尘 24 5.4.1导向套 24 5.4.2活塞杆的密封和防尘 25 5.5液压缸安装联接部分的形式及尺寸 25 5.5.1液压缸进出油口的联接螺纹尺寸 25 5.5.2液压缸为单耳型的主要尺寸 25 5.5.3活塞式液压缸端部形式及尺寸 25 5.5.4缸盖的材料 25 5.6液压缸排气装置 26 5.7缓冲调节阀 26 5.8单向阀 27 6 结论 28 参考文献 29 致谢 30 毕业设计（论文）知识产权声明 31 毕业设计（论文）独创性声明 32 II 1 绪 论 1.1题目背景及研究意义 液压传动和气压传动称为流体传动，是根据17世纪帕斯卡提出的液体静压力传动原理而发展起来的一门新兴技术，1795年英国约瑟夫布拉曼(Joseph Braman,1749-1814)，在伦敦用水作为工作介质，以水压机的形式将其应用于工业上，诞生了世界上第一台水压机[1]。1905年将工作介质水改为油，又进一步得到改善。液压传动技术是机械制造中发展最快的技术之一，其发展速度仅次于电子技术，特别是近年来与微电子、计算机技术相结合,使液压传动技术进入了一个新的发展阶段。 第一次世界大战(1914-1918)后液压传动广泛应用，特别是1920年以后，发展更为迅速。液压元件大约在19世纪末20世纪初的20年间，才开始进入正规的工业生产阶段。1925年维克斯(F. Vikers)发明了压力平衡式叶片泵,为近代液压元件工业或液压传动的逐步建立奠定了基础。20世纪初康斯坦丁尼斯克(Go Constantimsco)对能量波动传递所进行的理论及实际研究；1910年对液力传动(液力联轴节、液力变矩器等)方面的贡献，使这两方面领域得到了发展[2]。 第二次世界大战(1941-1945)期间,在美国机床中有30%应用了液压传动。应该指出,日本液压传动的发展较欧美等国家晚了近20多年。在1955年前后，日本迅速发展液压传动,1956年成立了“液压工业会”。近20-30年间，日本液压传动发展之快，居世界领先地位。 液压传动有许多突出的优点，因此它的应用非常广泛，如一般工业用的塑料加工机械、压力机械、机床等；行走机械中的工程机械、建筑机械、农业机械、汽车等；钢铁工业用的冶金机械、提升装置、轧辊调整装置等；土木水利工程用的防洪闸门及堤坝装置、河床升降装置、桥梁操纵机构等；发电厂涡轮机调速装置、核发电厂等等；船舶用的甲板起重机械（绞车）、船头门、舱壁阀、船尾推进器等；特殊技术用的巨型天线控制装置、测量浮标、升降旋转舞台等；军事工业用的火炮操纵装置、船舶减摇装置、飞行器仿真、飞机起落架的收放装置和方向舵控制装置等。 卧式铆压机是一种把机械、液压和电气控制技术结合在一起的铆接机械，它可用于汽车、桥梁、锅炉、建筑等行业,特别是在汽车制造业得到了广泛的应用。它的特点是铆接力大、工效高、振动小、噪声低、铆接质量可靠,此外还减轻了工人的劳动强度。卧式铆压机设计的最大铆压力500kN，可冷铆直径20mm及以下的钢质铆钉,铆压速度15~20次/min，铆接动作可实现点动、单次及自动。铆压机装上相应装置可进行冲孔作业；可单机使用，也可组成流水线作业。 通过对本课题的设计，可以加深对所学基础理论、基本技能的理解与运用，并逐步系统化；可培养独立工作、解决问题的能力，从而达到培养独立获取新知识的能力；通过文献检索等基本技能的训练，掌握撰写技术报告的能力；通过设计过程的训练，培养刻苦钻研的科学态度及团队协作能力，为以后工作时的产品开发、技术改进打下坚实基础，在将来的实际生产中更好的发挥自己的所学。 1.2国内外研究情况 在我国，液压行业已形成了门类齐全，有一定生产能力和技术水平，初具规模的生产科研体系。目前全国约有近300家企业，还有液压研究室（所），国家级液压元件质量监督检测中心以及国家重点实验室。我国液压工业重视同国外企业进行有效的经济和技术合作，近年来先后从国外引进了很多液压元件和液压系统等制造技术，为提高产品水平和生产能力起了重要作用。目前已和美国、日本、德国共同建立了某些合资企业，这些企业将推动我国液压工业的发展。 在国外，液压工业的发展速度高于机械工业。为了满足用户的需要，主机品种日益增多，产品更新速度加快，相应要求液压元件增加品种，实现多样化，因而液压件属于大批量生产的产品相对减少，大部分属于成批或小批生产。为适应这种动向，国外生产方式也有所变化。 目前国内所使用铆压机多为人工手动操作或半自动操作，铆压的一致性不好，即同一批次组装件的铆压力不同，造成超频质量不稳定，产品合格率不高，另外，较高的人工成本及较低的生产效率，不利于产品的市场竞争。 31 2研究方案及系统原理 2.1液压系统的组成及其作用 　 一个完整的液压系统由五个部分组成，即动力元件、执行元件、控制元件、辅助元件和液压油。 　　动力元件的作用是将原动机的机械能转换成液体的压力能，指液压系统中的油泵，它向整个液压系统提供动力。液压泵的结构形式一般有齿轮泵、叶片泵和柱塞泵。柱塞泵额定压力高，适用于工作压力较大的场合，故本次设计采用柱塞泵作为动力元件。 　　执行元件(如液压缸和液压马达)的作用是将液体的压力能转换为机械能，驱动负载作直线往复运动或回转运动。本设计采用的执行元件是一个单活塞杆液压缸。 　　控制元件(即各种液压阀)在液压系统中控制和调节液体的压力、流量和方向。根据控制功能的不同，液压阀可分为压力控制阀、流量控制阀和方向控制阀。压力控制阀又分为溢流阀(安全阀)、减压阀、顺序阀、压力继电器等；流量控制阀包括节流阀、调整阀、分流集流阀等；方向控制阀包括单向阀、液控单向阀、梭阀、换向阀等。根据控制方式不同，液压阀可分为开关式控制阀、定值控制阀和比例控制阀。 　　辅助元件是指液压系统中出去以上三种元件的装置[4]，包括油箱、滤油器、油管及管接头、密封圈、压力表、油位油温计等。 　　液压油是液压系统中传递能量和信号的工作介质，有各种矿物油、乳化液和合成型液压油等几大类[5]。 2.2卧式铆压机液压系统 2.2.1液压系统及其工作原理 铆压机的液压系统的油源为变量液压泵（斜轴式轴向柱塞泵），其最高工作压力由溢流阀设定，三位四通电磁换向阀用于控制液压泵的卸荷和供油。系统的执行器为单柱式活塞液压缸，其液压缸的运动方向均采用电磁换向阀作为导阀的液控顺序阀控制。由于单活塞缸只有一端带有活塞杆，而且由于液压缸俩腔的有效工作面积不等，因此活塞双向运动可以获得不同的输出力和速度，根据 .η,所以液压缸进回油路中并联的顺序阀和单向阀用于该缸差动反馈连接，液控顺序阀在缸差动时关闭回油路，在非差动时，提供回油路。压力表及其开关分别用于调整系统最高压力和压力继电器的动作压力时的显示和观测。 卧式铆压机的液压系统原理如图2.1，系统的油源为变量液压泵（柱塞泵）1，其最高工作压力由溢流阀3设定。系统的执行器为单柱式活塞压缸，其运动方向采用电磁换向阀6作为导阀的三位四通换向阀5控制。液压缸进回油路中串联的可调单向节流阀7、8用于该缸差动反馈连接。压力表及其开关3、2用于调整系统最高压力的显示和观测。 当点击启动时，电磁换向阀6换至左位1YA，左位导通，经可调单向节流阀7使三位四通换向阀5左位导通，使液压油经阀5左位流至液压缸无杆腔，产生压力使活塞杆向前行进，此时可通过液压泵调节流量来改变行进速度，完成快进及工进过程；当电磁换向阀6换至右位2YA，右位导通，经可调单向节流阀8使三位四通换向阀5右位导通，使液压油经阀5右位流至液压缸有无杆腔，无杆腔液压油顺管道流回油箱，产生压力使活塞杆回收。 1-斜轴式轴向柱塞泵 2-压力表 3、4-溢流阀 5-三位四通换向阀 6-三位四通电磁换向阀 7、8-可调单向节流阀 图2.1 卧式铆压机液压系统原理图 2.2.2技术特点 a. 卧式铆压机的液压系统采用变定量泵供油的单回路形式，没有流量阀及其带来的节流和溢流能量损失；单柱式活塞液压缸采用差动连接实现快速变向，减小了液压泵的规格[6]。 b. 采用电磁换向阀作先导阀，三位四通换向阀作主阀构成液压缸的换向阀，不致因系统高压而影响换向的灵敏。 c. 采用压力控制（压力继电器）及一些其他电器元件实现工作循环的电动，调整方便，性能可靠。 2.2.3技术参数 该卧式铆压机选用液压系统压力26MPa；额定功率为11Kw；铆压工作速度为1.5m/Min；最大铆压力500KN；铆压速度15-20次/分；铆接压触头行程为50mm。 2.3液压系统方案选择 铆压机的设计过程包括：提供铆压压力的液压缸，将铆钉铆压成型的铆压触头等装置。针对液压缸的设计是实现整个卧式铆压机工作的基础，重点设计了液压缸的结构、铆压装置、机架。并根据系统压力、流量选择了液压阀、电机、泵。本文的设计能够满足制钉机要求具有方便快捷铆压的特点。 2.3.1确定液压泵的类型及调速方法 参考同类铆压机，选用斜轴式轴向柱塞泵供油,因为柱塞泵的工作压力属于高压、工作效率高、对油污的污染敏感性高而且能进行流量调节。同样比如是螺杆泵工作压力属于低压、效率也较低，对油污的敏感度也不高，而且造价也很高，相对其它的泵来供油，考虑一系列效率、造价、对环境的污染最终选择了轴向。柱塞泵调速阀进油节流调速的开式回路，选择溢流阀作定压阀，因为溢流阀的基本功能就是调节液压系统的压力。当系统压力达到其调定压力时，通过阀口的溢流作用维持系统压力保持不变，或限制液压系统压力的最大值，起到安全保护作用。 2.3.2选用执行元件 在本系统动作循环中要求正向快进和工作，反向快退，并且快进和快退速度相等，因此选用单活塞杆液压缸，快进时差动连接。 2.3.3快速运动回路和速度换接回路 在本次设计中，调速方案选用差动连接，在差动连接时液压缸的推力较小，速度比非差动连接大，可是在不加大油源流量的情况下得到较快的运动速度。 2.3.4换向回路的选择 由于该液压系统工作压力高，换向冲击大，因此选用电液换向阀，（电液换向阀是指夜动换向阀中控制压力油的通断可用一个小型电磁换向阀来完成，这样组成了电液换向阀，其中电磁换向阀为导阀，液动换向阀为主阀，电液换向阀中的主阀通常采用Y型中位机能。所谓的中位机能不仅影响液压系统的工作状态，也影响执行元件换向时的工作性能，选用时通常考虑：系统保压 、系统卸荷、 换向平稳性与精度、启动平稳性、执行元件浮动）实现平稳换相机自动控制[8]。 3 液压系统设计计算 3.1系统液压可以完成的工作循环 （1）快进 （2）工进 （3）快退 3.2液压执行元件的配置 在铆压机中，由于卧式铆压机要求行程较小（仅50mm）液压缸是，故选用缸筒固定的单出杆直动式柱塞缸，工作压力 P=26MPa，因选用单向液压泵故可设背压为0，缸的机械效率（考虑密封阻力）取ηcm=0.89. 3.3负载分析计算 系统各项数据如下表所示： 表3.1 系统要求 启动时间(s) 负载力(N) 移动体重力(N) 0. 5 500000 2000 速度(m/ min) 行程(mm) 快进 工进 快退 快进 快退 5 1. 5 5 50 50 工况分析： 液压缸所受的外负载F包括3种类型，即: ++ (3.1) 式中FL为工作负载，对于铆接机即为活塞运动的铆接力，本设计中为500kN;Fa为运动部件速度变化时的惯性负载;FF为摩擦力由液压缸的密封阻力与活塞运动时的摩擦力组成， 因为： (3.2) 其中FN=2000N,取静摩擦系数0.2，动摩擦系数0.1，工作台采用V型导轨，导轨夹角为90°. 则静摩擦负载 动摩擦负载 在此设密封阻力为5%的有效的作用力，则为 惯性负载 Fa=ma=G/gV/t (3.3) 因为按缸最大推力计算液压缸工作面积A和缸径D 所以在加速时符合最大G/g/=8520 即=500000＋25100＋285＋8520=533855 3.4确定液压缸主要尺寸 要求动力滑台的快进与快退速度相等，现采用活塞杆固定的单杆式液压缸，快进时采用差动连接. 现主要确定液压缸内外径，活塞直径，活塞杆直径。 垂直液压缸内径（活塞直径） 按GB/T2348-1993，将液压缸内径圆整为标准值D=180mm=18.0cm。 查表得，根据 2 (3.5) 因为P20mpa，取=2，所以d=0.7D=120.05mm 取标准值d=14cm 从而可算得垂直液压缸无杆腔和有杆腔的实际有效面积为 A1=D2=2=254.3cm2 A2=（D2－d2）=100.5cm2 3.5活塞杆强度校核 活塞杆在稳定工作下，如果仅受轴向拉力或压力载荷时，便可以近似的采用直杆承受拉、压载荷的简单强度计算公式进行计算， 活塞杆应力 (3.6) 或 (3.7) 式中P—活塞杆所受的轴向载荷 d— 活塞杆直径 —活塞杆制造材料的许用应力 由上可知 可见，活塞杆的强度满足要求。 3.6液压缸活塞的推力和拉力计算 液压油作用在液压缸活塞上的作用力P，对于一般活塞杆液压缸来说，当活塞杆前进时的推力： (3.8) 当活塞杆后退时的拉力： （3.9） 当活塞杆差动前进时（即活塞的两侧同时进压力相同的压力油）的推力： （3.10） 液压缸活塞的推力及拉力可以直接从附录中的有关计算中查出；大部分也可以从机械设计手册[9]表11-133中直接读出。 表11-133为活塞杆直径d采用速度比计算得出，不同液压缸直径D和压力下液压缸活塞上的推力及拉力数值。 3.7活塞最大容许行程 根据《机械设计手册》表11-141和表11-142即可以概略的求出液压缸的最大容许行程。 两个液压缸均采用如图固定—自由模式进行安装。 图3.1 液压缸活塞的受力 图3.2 液压缸安装简图 根据长度公式 (3.11) (3.12) 可知液压缸活塞杆计算长度l和实际行程S分别为 ==63.53cm =63.53-7=56.53cm 3.8液压缸缓冲装置设计 3.8.1设置缓冲装置的目的和要求 液压缸带动工作部件运动时，因运动件的质量较大，运动速度较高，则在到达行程终点时，会产生液压冲级，甚至使活塞与筒之间产生机械碰撞。为防止这种现象的产生，在行程末端设置缓冲装置[10]。 通常液压缸在工作压力≤100KN、活塞速度≤0.1m/s时，可以不考虑缓冲装置；否则，应当采用带缓冲装置的液压缸或其他缓冲办法。然而这也只能是一个参考条件，主要还是要看具体情况和油缸的用途来决定。 液压缸的缓冲装置可以设在液压缸的内部也可以设在液压缸外部回路中。本设计采用设在液压缸内部的缓冲装置。 3.8.2缓冲装置的原理及要求 尽管缓冲装置的结构类型很多，然而它的缓冲原理则基本相同。即当活塞在到达行程末端之前的一定距离内，设法把液压缸排油腔内的油液的一部分或者全部封闭起来，使通过节流小孔（或缝隙）排出，从而使被封闭的液压油，产生适当的反压力（缓冲压力），作用在活塞的排油侧上，与活塞的惯性力相对抗，以达到减速制动的目的。 对于缓冲装置的要求，最理想的情况是使活塞的运动在整个缓冲过程中，能均匀的减速下来，不会出现尖峰的不能容许的缓冲制动压力，使液压缸的负荷达到最小。 3.8.3缓冲装置的类型 液压缸缓冲装置的类型有很多，但是可以根据节流孔（或缝隙）的通流面积，在缓冲过程中能否自动改变，大致可以分为恒节流面积缓冲装置和变节流面积缓冲装置两类。 恒节流面积缓冲装置，在缓冲过程中，由于其节流面积不变，故在缓冲开始时，产生的缓冲制动力很大，但很快就降低下来了，最后不起什么作用，其缓冲效果并不是很好。但在一般系列化标准液压缸中，由于事先无法知道液压缸活塞的运动速度，以及运动部分的质量和承受的载荷等，因此为了使结构简单，便于设计，降低成本，故多采用此种方法。在本设计中也采用恒节流面积缓冲装置。 3.9液压缸长度及壁厚的确定 3.9.1液压缸内经计算 当F和p已知，则液压缸内径D可按公式得： (3.13) 式中：F-活塞杆上的总作用力，N p-液压油工作压力，KN 易知液压缸的内径为180mm 3.9.2液压缸壁厚计算 液压缸的壁厚一般是指钢桶结构中最薄处的厚度，从材料力学可知，承受内压力的圆筒，其内应力分布规律因壁厚的不同而各异。一般计算时可分为薄壁圆筒和厚壁圆筒[10]。 液压缸的内经D与其壁厚的比值的圆筒称为薄壁圆筒。工程机械的液压缸，一般采用无缝钢管材料，大多属于薄壁圆筒结构。则 (3.14) 其中[σ]-缸体材料须用许用应力应力，无缝钢管的许用应力[σ]=100-110MPa 。 p-液压缸内工作压力 应当注意，当计算出的液压缸壁较薄时，要按结构需要适当加厚。 因此，根据上式可计算得， 故液压缸的壁厚为21.3mm。 所以安全取壁厚δ=30mm。 3.10液压缸筒与缸底的连接计算 前后脚架连接螺栓计算 缸体与工作台用前后脚架连接，螺栓的强度计算如下： 螺纹处的拉应力： (3.15) 螺纹处的剪应力： (3.16) 合成应力： (3.17) 式中 Z—螺栓或拉杆的数量 —材料为45钢时，=30 4 元件选型及系统压力验算 液压系统的组成元件包括标准元件和专用元件。在满足系统性能要求的前提下，应尽量选用现有的标准液压元件，不得已时才自行设计液压元件[11]。选择液压元件时一般应考虑一下问题： a. 应用方面的问题，如主机的类型、原动机的特性、环境情况、安装型式及外形连接尺寸、货源情况及维修要求等。 b. 系统要求，如压力和流量的大小、工作介质的种类、循环周期、操纵控制方式、冲击振动情况等。 c. 经济性问题，如使用量，购置及更换成本，货源情况及产品质量和信誉等。 d. 应尽量采用标准化、通用化及货源条件较好的产品，以缩短制造周期，便于互换和维护。 表4.1 各执行元件的特点 名称 特点 适用场合 双活塞杆液压缸 双向对称 双作用往复运动 柱塞缸 结构简单 单向工作，靠重力或其他外力返回 齿轮泵 结构简单，价格便宜 高转速低扭矩的回转运动 叶片泵 体积小，转动惯量小 高转速低扭矩动作灵敏的回转运动 摆线齿轮泵 体积小，输出扭矩大 低速，小功率，大扭矩的回转运动 轴向柱塞泵 运动平稳，扭矩大，转速范围宽 大扭矩的回转运动 径向柱塞泵 转速低，结构复杂，输出大扭矩 低速大扭矩的回转运动 4.1液压泵及电机 确定液压执行元件的形式 液压执行元件大体分为液压缸或液压泵。前者实现直线运动，后者完成回转运动，二者的特点及适用场合见上表4.1 常用液压泵主要有齿轮泵、叶片泵和柱塞泵等类型，各种泵间的特性有很大差异。选择液压泵的主要依据是其最大工作压力和最大流量。同时还要考虑定量或变量、原动机类型、转速、容积效率、总效率、自吸特性、噪声等因素。这些因素通常在产品样本中均有反映。轴向柱塞泵具有耐高压。效率高、传输功率大、转速范围宽、寿命长、双向变量能力好等显著优点。故选用轴向柱塞泵作为系统的油源。 通过查找资料，得知轴向柱塞泵的额定压力32MPa，高压，公称排量为2.5400ml/r，最高转速10001500r/min，最大功率200kW，容积效率85%95%，总效率75%90%，自吸能力好，功率质量比大，输出压力脉动小，污染敏感度大，叶片磨损后效率下降较小，黏度对效率的影响较小，噪声小~中，价格中，主要用于中高压、高压和超高压液压系统中的液压源，如液压机、工程机械、冶金矿山机械等[12]。 4.1.1计算液压泵的最大工作压力 液压泵的最大工作压力取决于执行元件（液压缸或液压马达）的最大工作压力，即 ppp1+ (4.1) 式中 p1——液压缸或液压马达的最大工作压力，26MPa； ——系统进油路上的总压力损失[系统管路未曾确定前，可按经验进行估取，简单系统取Δp=（0.2~0.5）×106Pa, 复杂系统取Δp=（0.5~1.5）×106Pa， 该系统中取Pa。 故可知 pp=26.5Pa，即液压泵的最大工作压力为27MPa。 4.1.2计算液压泵的最大流量 主液压缸的最大流量（）取决于系统所与流量 对于采用差动回路的系统，液压泵的最大流量为 =K（-)max (4.2) 式中A1、A2 ——液压缸无杆腔与有杆腔的有效面积，m3； max——液压缸的最大移动速度，m/s； K——系统的泄漏系数，根据实际情况一般选1.1~1.3（大流量取小值，小流量取大值） 则：=1.1×（254.3-100.5）×0.08=135.34m3/s 取液压泵的最大流量为140m3/s 4.1.3选择泵的规格 按照液压系统图中拟订的液压泵的型式及上述计算得到的pp和qP值，由产品样本或手册选取相应的液压泵规格。为了保证系统不致因过渡过程中过高的动态压力作用被破坏，液压泵应有一定的压力储备量，所选泵的额定压力一般要比最大工作压力大25%~60%（高压系统取小值，中低压系统取大值[13]）。 关于泵的流量，在实际选择中，由于产品样本上通常给出泵的排量、转速范围及典型转速下不同压力下的输出流量，故在系统所需流量已知的情况下，泵的流量（L/min）、转速n（r/min）与排量 (ml/r)应综合考虑。事实上，由于泵的输出流量为: = (4.3) 式中——泵的容积效率 说以，一般首先根据系统所需流量（L/min）和初选的液压泵转速n1(r/min)及泵的容积效率（可查产品样本或估取为0.92），计算泵排量参考值： (4.4) 然后再倒算（复算）出泵的实际流量即可，对于定量泵，最终选择的泵流量尽可能与系统所需流量相符合。 根据上述计算公式，可知 泵的输出流量 =×103ηv=98.07×1500×0.001×0.09=13×m3 根据以上数据最终选取100PCY14-1B泵，该泵的基本转速为1500r/min，排量100ml，额定压力32MPa，电机转速1500r/min，容积效率0.92，总效率为0.85。 4.1.4计算泵的驱动功率并选原动机 a. 驱动功率的计算 若工作循环中，泵的压力和流量比较恒定（即工况图上p-t曲线和q-t曲线变化较为平稳），则液压泵驱动功率应按下式计算 (4.5) 式中 为液压泵的最大工作压力（Pa）和最大流量（m/s）；为液压泵的总效率，取85%，预设额定功率为11KW。 KW11KW 故选功率为11KW。 b. 电动机的选择 固定设备的液压系统，其液压泵通常用电动机驱动。根据上述计算出的功率和液压泵的转速及其使用环境，从产品样本或手册中选定其型号规格[额定功率、转速、电源、结构型式（立式、卧式，开式、封闭式等），并对其进行超载能力核算，以保证每个工作阶段电动机的峰值超载量都低于25%~50%[15]。 根据《液压传动系统设计与使用》的参数信息，选择同步转速为1500r/min的Y160M-4三相异步电动机。Y--产品类型代号，表示异步电动机;160--电机中心高，表示轴心到地面的距离为160mm;M--电机机座长度，表示为中机座；4--极数，表示4级电机。满载转速为1450r/min，额定功率为11kW。 4.2其他液压元件的选择 4.2.1液压阀及过滤器的选择 根据液压阀在系统中的最高工作压力与通过该阀的最大流量，可选出这些元件的型号及规格。卧式铆压机系统中，所有液压阀的额定压力都为26MPa，额定流量根据各阀通过的流量，所有元件的规格型号列于下表中。过滤器按液压泵额定流量的两倍选取吸油用线隙式过滤器。表中序号与系统原理图中的序号一致。 4.2.2油管的选择 在液压传动装置中，常用的管子有钢管、铜管。胶管、尼龙管和塑料管等。 钢管能承受较高的压力，价廉；但弯曲比较困难，弯曲半径不能太小，多用在压力较高、装配位置比较方便的地方。一般用无缝钢管，当工作压力小于1.6MPa时，也可以选用焊接钢管。 紫铜管能承受的压力较低（6.3~10MPa）,经过加热处理后，紫铜管软化，装配时可按需要进行弯曲；但价贵且抗震能力较弱。 表4.2 液压元件明细表 序 号 元件名称 最大通过流量/L· 型 号 1 斜轴式柱塞泵 110 100PCY14-1B 2 压力表 K-6B 3、4 溢流阀 4 Y-10B 5 三位四通换向阀 32 35D1-63BY 6 三位四通电液换向阀 32 35D1-63BY 7、8 可调单向换向阀 尼龙管用于低压系统；塑料管一般用作回油管。 胶管用作连接两个相对运动部件之间的管道。胶管分高、低压两种。高压胶管是钢丝编织体为骨架活钢丝缠绕体为骨架的胶管，可用于压力较高的油路中。低压胶管是麻线或棉线编织体为骨架的胶管，多用于压力较低的油路中。由于胶管制造比较困难，成本高，因此非必要时尽量不用[15]。 在本次设计中采用钢管连接。 根据选定的液压阀的连接油口尺寸确定管道尺寸。液压缸的进、出油管按输入、排出的最大流量来计算。由于本系统液压缸差动连接快进快退时，油管内通油量最大，其实际流量为泵的额定流量的两倍达216L/min。 综上所述，液压缸进、出油管直径d按产品样本，选用公称为32mm，外径为42mm的10号冷拔无缝钢管。 4.2.3油箱容积的确定 在确定油箱尺寸时，一方面要满足系统供油的要求，还要保证执行元件全部排油时，油箱不能溢出，以及系统最大可能充满油时，油箱的油位不低于最低限度。初设计时，按经验公式 (4.6) 式中 ——液压泵每分钟排出压力油的容积 ——经验系数,按下表取 =5： 表4.3 各系统经验系数 系统类型 行走机械 低压系统 中压系统 锻压系统 冶金机械 1～2 2～4 5～7 6～12 10 高压系统的油箱容积一般取液压泵额定流量的6~12倍，故油箱容积为 =7110=770L 又因为在设备停止运转后，设备中的那部分油液会因重力作用而流回液压 油箱。为了防止液压油从油箱中溢出，油箱中的液压油为不能太高，一般不应超过液压油箱的80%[16]. 故选择油箱容量为800L。 4.3系统压力损失验算 验算的目的在于了解执行元件能否得到所需工作压力。系统进油路上的压力损失由管道的沿程压力损失、局部压力损失两部分组成，即 =+（Pa） (4.7) a.沿程压力损失 =（Pa） (4.8) 式中 —沿程阻力系数，可按《液压传动系统设计与使用》表2-34相应的公式进行计算，也可以由图2-14查得； —管道长度，m； —液体密度，； —液流平均速度，。 因此由公式可得沿程压力损失 =0.0786（Pa） b.局部压力损失 （Pa） (4.9) 式中 —局部阻力系数，其具体数值与局部阻力装置的类型和雷诺数有关，通常，当Re＞时，； —液体密度，； —液流平均速度，。 因此由公式可得局部压力损失 （Pa） 5 液压缸各部分的结构、材料及制造技术条件 5.1缸体 5.1.1缸体端部连接结构 采用简单的焊接形式，其特点：结构简单，尺寸小，重量轻，使用广泛。缸体焊接后可能变形，且内径不易加工。所以在加工时应小心注意。主要用于活塞式液压缸。 5.1.2缸体材料 液压缸缸体的常用材料为20、35、45号无缝钢管。因20号钢的机械性能略低，且不能调质，应用较少。当缸筒与缸底、缸头、管接头或耳轴等件需要焊接时，则应采用焊接性能比较好的35号钢，粗加工后调质。一般情况下，均采用45号钢，并应调质到241~285HB。 缸体毛坯可采用锻钢，铸铁或铸铁件[16]。铸刚可采用ZG35B等材料，铸铁可采用HT200~HT350之间的几个牌号或球墨铸铁。特殊情况可采用铝合金等材料。 5.1.3缸体技术条件 a. 缸体内径采用H8、9配合。表面粗糙度：当活塞采用橡胶密封圈时，Ra为0.1~0.4，当活塞用活塞环密封时，Ra为0.2~0.4。且均需衍磨。 b. 热处理：调质，硬度HB241~285。 c. 缸体内径D的圆度公差值可按9、10或11级精度选取，圆柱度公差值应按8级精度选取。 d. 缸体端面T的垂直度公差可按7级精度选取。 e. 当缸体与缸头采用螺纹联接时，螺纹应取为6级精度的公制螺纹。 f. 当缸体带有耳环或销轴时，孔径或轴径的中心线对缸体内孔轴线的垂直公差值应按9级精度选取。 g. 为了防止腐蚀和提高寿命，缸体内表面应镀以厚度为30~40的铬层，镀后进行衍磨或抛光。 5.2活塞 5.2.1活塞和活塞杆的联接方式 表5.1 活塞与活塞杆的联接型式 联接方式 备注说明 整体联接 用于工作压力较大而活塞直径又较小的情况 螺纹联接 常用的联接方式 半环联接 用于工作压力、机械振动较大的情况下 这里采用螺纹联接。 5.2.2活塞的密封 活塞与缸体的密封结构，随工作压力、环境温度、介质等条件的不同而不同。常用的密封结构见下表： 表5.2 常用的密封结构 密封形式 备注说明 间隙密封 用于低压系统中的液压缸活塞的密封 活塞环密封 适于温度变化范围大，要求摩擦力小、寿命长的活塞密封 O型密封圈密封 密封性能好，摩擦系数小；安装空间小，广泛用于固定密封和运动密封 Y型密封圈密封 用在20MPa下、往复运动速度较高的液压缸密封 结合本设计所需要求，采用O型密封圈密封比较合适。 5.2.3活塞的材料 液压缸活塞的材料为耐磨铸铁、灰铸铁（HT300、HT350）、钢及铝合金等，这里采用45号钢 5.2.4活塞的技术要求 a.活塞外径D对内径的径向跳动公差值，按7、8级精度选取 b.断面T对内径轴线的垂直度公差值，应按7级精度选取 c.外径D的圆柱度公差值，按9、10或者11级精度选取 图5.1 活塞 5.3活塞杆 5.3.1端部结构 活塞杆的端部结构分为外螺纹、内螺纹、单耳环、双耳环、球头、柱销等多种形式。根据本设计的结构，为了便于拆卸维护，可选用内螺纹结构。 5.3.2端部尺寸 如图，为内螺纹联接简图。查表11-148，按照本设计要求，选用直径螺距-螺纹长=。 图5.2 螺纹连接简图 5.3.3活塞杆结构 活塞杆有实心和空心两种，如下图。实心活塞杆的材料为35、45号钢；空心活塞杆材料为35、45号无缝钢管。本设计采用实心活塞杆，选用45号钢。 图5.3 空心活塞杆 图5.4 实心活塞杆 5.3.4活塞的技术要求 a. 活塞杆的热处理：粗加工后调质到硬度为HB229~285，必要时，再经过高频淬火，硬度达HRC45~55[17]。在这里只需调质到HB230即可。 b. 活塞杆的圆度公差值，按9~11级精度选取。这里取10级精度。 c. 活塞杆的圆柱度公差值，应按8级精度选取。 d. 活塞杆的径向跳动公差值，应为0.01mm。 e. 端面T的垂直度公差值，则应按7级精度选取。 f. 活塞杆上的螺纹，一般应按6级精度加工（如载荷较小，机械振动也较小时，允许按7级或8级精度制造）。 g. 活塞杆上工作表面的粗糙度为Ra0.63, 为了防止腐蚀和提高寿命，表面应镀以厚度约为40的铬层，镀后进行衍磨或抛光。 5.4活塞杆的导向、密封和防尘 5.4.1导向套 a. 导向套的导向方向、结构 本设计采用缸盖导向。 b.导向套材料 导向套的常用材料为铸造青铜或耐磨铸铁。由于选用的是和缸盖一体的导向套，所以材料和缸盖的材料是相同的，都选用耐磨铸铁。 c.导向套的技术要求 导向套的内径配合一般取为H8/f9，其表面粗糙度为Ra0.63~1.25。 表5.3 导向套的导向方式 导向方式 备注说明 缸盖导向 减少零件数量，装配简单，磨损相对较快 管通导套 可利用压力油润滑导向套，并使其处于密封状态 可拆导向套 容易拆卸，便于维修。适用于工作条件恶劣、经常更换导向套的场合 球面导向套 导向套自动调整位置，磨损比较均匀 5.4.2活塞杆的密封和防尘 这里仍采用O型密封圈，材料选择薄钢片组合防尘圈，防尘圈与活塞杆的配合可按H9/f9选取。薄钢片厚度为0.5mm。 5.5液压缸安装联接部分的形式及尺寸 5.5.1液压缸进出油口的联接螺纹尺寸 按《液压传动系统设计与使用》表11-154选取标准值,公称直径螺距数量= 5.5.2液压缸为单耳型的主要尺寸 按《液压传动系统设计与选用》表11-154选取：D=50，R=50，W=60，Y=60。 5.5.3活塞式液压缸端部形式及尺寸 根据所选择的液压缸的缸径，按照《液压传动系统设计与选用》表11-157确定液压缸缸盖端部的尺寸（均为对应的标准尺寸）。 5.5.4缸盖的材料 液压缸的缸盖可选用35、45号锻钢或ZG35、ZG45铸钢或HT200、HT300、HT350铸铁等材料。在这里选择ZG45铸钢。缸盖按9、10或11级精度选取。 图5.5 缸体端部 5.6液压缸排气装置 排气阀用于排除液压缸内的空气，使其工作稳定。通常将排气阀安装在液压缸的端部，双作用液压缸应安装两个排气阀。常用的排气阀结构尺寸如图 图5.6 排气阀结构 5.7缓冲调节阀 液压缸一般都设置缓冲装置，特别是对大型、高速或要求高的液压缸，为了防止活塞在行程终点和缸盖相互撞击，引起噪声、冲击则设置缓冲装置，必要还得设计缓冲装置的回路。以免行程终端发生大的机械撞击，损坏液压缸。 缓冲调节阀安装在液压缸的端部，使活塞运动到行程终了时，起缓冲作用而减速制动，以消除工作机械的冲击。 图5.7 缓冲调节阀 5.8单向阀 单向阀安装在液压缸端部，与缓冲调节阀成组使用，在活塞启动时，进入液压缸的压力油流经该阀，推动活塞向前运动；在活塞到达行程终了时，该阀闭住，排出液压缸的油流经缓冲调节阀，使活塞减速制动。 6 结论 卧式铆压机是铆接机的一种，用于汽车、桥梁、锅炉、建筑施工、汽车制造中的铆接作业。铆压机对板件表面无任何要求，连接点处板件表面原有的镀层、漆层不受损伤。卧式铆压机当然肯定很有