250克塑料注塑机毕业设计任务书.doc

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1、本课题完成250g中小型注塑机的液压系统设计。塑料注射成型机是热塑性制品的成型加工设备，它将颗粒塑料加热熔化后，高压快速注入模腔，经一定时间的保压，冷却后成型为塑料制品。本次设计主要完成了以下设计内容：注射成型原理和理论研究及注射成型工艺过程分析； SZ250型注塑机节能低耗高效的液压系统设计，绘制工作原理图；液压结构设计与绘图。液压缸设计中，缸体与缸盖采用外半环连接方式，活塞杆与活塞螺纹采用组合式结构中的螺纹连接。液压控制装置的结构采用块式集成设计块式，做成通用化的6面体油路块（集成块）。本设计中采用钟形罩立式安装，通过液压泵上的轴端法兰实现泵与钟形罩的连接，钟形罩再与带发兰的立式电动机连接

2、，依靠钟形罩上的止口保证液压泵与电动机的同轴度。关键词：注塑机 液压系统 液压缸 钟形罩AbstractThe completion of this subject 250g small injection molding machine hydraulic system. Plastic injection molding is a thermoplastic products, processing equipment, it will heat melting plastic particles, high speed injection mold cavity, after some

3、time packing, cool molding for the plastic products. This design was completed for the following design elements: principles and theoretical study of injection molding and injection molding process analysis; SZ-250 injection molding machine, low power and highly efficient energy-saving hydraulic sys

4、tem design, schematic drawing of work; hydraulic structure design and drawing. Hydraulic cylinder design, the cylinder block and cylinder head connection with external half-ring, piston rod and piston screw thread used to connect modular structure. The structure of hydraulic control unit integrated

5、with block block design, made of 6-sided universal manifold block (Manifold). This design uses vertical installation of the bell jar, pump the shaft through the pump flange to achieve the connection with Bell, Bell again and vertical motors with flange connection, relying on the only bell-shaped hoo

6、d hydraulic pump and motor mouth to ensure concentricity.Key words: Injection molding machine Hydraulic System Hydraulic cylinder Manifold Bell目录第一章绪论11.1注塑机概述11.2塑料注射机的工作循环塑料1第二章 SZ-250型注塑机液压系统设计22.1SZ-250型注射机液压系统设计要求及有关设计参数22.2液压执行元件载荷力和载荷转矩计算22.3液压系统主要参数计算42.4制定系统方案和拟定液压系统图62.5液压元件的选择92.6液压系统性能验算

7、112.7液压缸的设计16第三章液压集成块的设计223.1块式集成的结构223.2块式集成的特点223.3块式集成液压控制装置的设计22第四章SZ-250型注塑机动力装置的设计284.1 SZ-250型注塑机液压站的设计284.2液压油箱的设计294.3液压泵组的结构设计32总结与展望34致 谢35参考文献36第一章绪论1.1注塑机概述大型塑料注射机目前都是全液压控制。其基本工作原理是：粒状塑料通过料斗进入螺旋推进器中，螺杆转动，将料向前推进，同时，因螺杆外装有电加热器，而将料熔化成粘液状态，在此之前，合模机构已将模具闭合，当物料在螺旋推进器前端形成一定压力时，注射机构开始将液状料高压快速注射

8、到模具型腔之中，经一定时间的保压冷却后，开模将成型的塑科制品顶出，便完成了一个动作循环。1.2塑料注射机的工作循环塑料注射机的工作循环为：合模注射保螺杆预塑进料其中合模的动作又分为：快速合模、慢速合模、锁模。锁模的时间较长，直到开模前这段时间都是锁模阶段。第二章 SZ-250型注塑机液压系统设计2.1SZ-250型注射机液压系统设计要求及有关设计参数2.1.1对液压系统的要求（1）合模运动要平稳，两片模具闭合时不应有冲击；（2）当模具闭合后，合模机构应保持闭合压力，防止注射时将模具冲开。注射后，注射机构应保持注射压力，使塑料充满型腔；（3）预塑进料时，螺杆转动，料被推到螺杆前端，这时，螺杆同注

9、射机构一起向后退，为使螺杆前端的塑料有一定的密度，注射机构必需有一定的后退阻力；（4）为保证安全生产，系统应设有安全联锁装置。2.1.2液压系统设计参数250克塑料注射机液压系统设计参数如下：螺杆直径 40mm 螺杆行程 200mm最大注射压力 153MPa 螺杆驱动功率 5kW螺杆转速 60r/min 注射座行程 230mm注射座最大推力 27kN 最大合模力(锁模力) 900kN开模力 49kN 动模板最大行程 350mm快速闭模速度 0.1m/s 慢速闭模速度 0.02m/s快速开模速度 0.13m/s 慢速开模速度 0.03m/s注射速度 0.07m/s 注射座前进速度 0.06m/s

10、注射座后移速度 0.08m/s2.2液压执行元件载荷力和载荷转矩计算2.2.1各液压缸的载荷力计算（1）合模缸的载荷力合模缸在模具闭合过程中是轻载，其外载荷主要是动模及其连动部件的起动惯性力和导轨的摩擦力。锁模时，动模停止运动，其外载荷就是给定的锁模力。开模时，液压缸除要克服给定的开模力外，还克服运动部件的摩擦阻力。（2）注射座移动缸的载荷力座移缸在推进和退回注射座的过程中，同样要克服摩擦阻力和惯性力，只有当喷嘴接触模具时，才须满足注射座最大推力。（3）注射缸载荷力注射缸的载荷力在整个注射过程中是变化的，计算时，只须求出最大载荷力。式中，d螺杆直径，由给定参数知：d0.04m；p喷嘴处最大注射

11、压力，已知p153MPa。由此求得Fw192kN。各液压缸的外载荷力计算结果列于表l。取液压缸的机械效率为0.9，求得相应的作用于活塞上的载荷力，并列于表2-1中。表2-1各液压缸的载荷力液压缸名称工况液压缸外载荷/kN活塞上的载荷力合模缸合模90100锁模9001000开模4955座移缸移动2.73预紧2730注射缸注射1922132.2.2进料液压马达载荷转矩计算取液压马达的机械效率为0.95，则其载荷转矩2.3液压系统主要参数计算2.3.1初选系统工作压力250克塑料注射机属小型液压机，载荷最大时为锁模工况，此时，高压油用增压缸提供；其他工况时，载荷都不太高，参考设计手册，初步确定系统工

12、作压力为6.5MPa。2.3.2计算液压缸的主要结构尺寸（1）确定合模缸的活塞及活塞杆直径合模缸最大载荷时，为锁模工况，其载荷力为1000kN，工作在活塞杆受压状态。活塞直径此时p1是由增压缸提供的增压后的进油压力，初定增压比为5，则p156.5MPa32.5MPa，锁模工况时，回油流量极小，故p20，求得合模缸的活塞直径为，取Dh0.2m。按表25取d/D0.7，则活塞杆直径dh0.70.2m0.14m，取dh0.15m。为设计简单加工方便，将增压缸的缸体与合模缸体做成一体(见图1)，增压缸的活塞直径也为0.2m。其活塞杆直径按增压比为5，求得，取dz0.09m。注射座移动缸的活塞和活塞杆直

13、径座移动缸最大载荷为其顶紧之时，此时缸的回油流量虽经节流阀，但流量极小，故背压视为零，则其活塞直径为，取Dy0.1m由给定的设计参数知，注射座往复速比为0.080.061.33，查表26得d/D0.5，则活塞杆直径为： dy0.50.1m0.05m确定注射缸的活塞及活塞杆直径当液态塑料充满模具型腔时，注射缸的载荷达到最大值213kN，此时注射缸活塞移动速度也近似等于零，回油量极小；故背压力可以忽略不计，这样，取Ds0.22m；活塞杆的直径一般与螺杆外径相同，取ds0.04m。2.3.3计算液压马达的排量液压马达是单向旋转的，其回油直接回油箱，视其出口压力为零，机械效率为0.95，这样2.3.4

14、计算液压执行元件实际工作压力按最后确定的液压缸的结构尺寸和液压马达排量，计算出各工况时液压执行元件实际工作压力，见表2-2。表2-2 液压执行元件实际工作压力工况执行元件名称载荷背压力工作压力计算公式合模行程合模缸1000.33.3锁模增压缸10006.4座前进座移缸30.50.76座顶紧303.8注射注射缸2130.35.9预塑进料液压马达8386.02.3.5计算液压执行元件实际所需流量根据最后确定的液压缸的结构尺寸或液压马达的排量及其运动速度或转速，计算出各液压执行元件实际所需流量，见表3。工况执行元件名称运动速度结构参数流量/（）计算公式慢速合模合模缸0.020.6快速合模0.13座前

15、进座移缸0.060.48座后退0.080.48注射注射缸0.072.7预塑进料液压马达0.87慢速开模合模缸0.030.42快速开模0.131.82.4制定系统方案和拟定液压系统图2.4.1制定系统方案执行机构的确定 本机动作机构除螺杆是单向旋转外，其他机构均为直线往复运动。各直线运动机构均采用单活塞杆双作用液压缸直接驱动，螺杆则用液压马达驱动。从给定的设计参数可知，锁模时所需的力最大，为900kN。为此设置增压液压缸，得到锁模时的局部高压来保证锁模力。合模缸动作回路 合模缸要求其实现快速、慢速、锁模，开模动作。其运动方向由电液换向阀直接控制。快速运动时，需要有较大流量供给。慢速合模只要有小流

16、量供给即可。锁模时，由增压缸供油。液压马达动作回路 螺杆不要求反转，所以液压马达单向旋转即可，由于其转速要求较高，而对速度平稳性无过高要求，故采用旁路节流调速方式。注射缸动作回路 注射缸运动速度也较快，平稳性要求不高，故也采用旁路节流调速方式。由于预塑时有背压要求，在无杆腔出口处串联背压阀。注射座移动缸动作回路 注射座移动缸，采用回油节流调速回路。工艺要求其不工作时，处于浮动状态，故采用Y型中位机能的电磁换向阀。安全联锁措施本系统为保证安全生产，设置了安全门，在安全门下端装一个行程阀，用来控制合模缸的动作。将行程阀串在控制合模缸换向的液动阀控制油路上，安全门没有关闭时，行程阀没被压下，液动换向

17、阀不能进控制油，电液换向阀不能换向，合模缸也不能合模。只有操作者离开，将安全门关闭，压下行程阀，合模缸才能合模，从而保障了人身安全。液压源的选择该液压系统在整个工作循环中需油量变化较大，另外，闭模和注射后又要求有较长时间的保压，所以选用双泵供油系统。液压缸快速动作时，双泵同时供油，慢速动作或保压时由小泵单独供油，这样可减少功率损失，提高系统效率。2.4.2拟定液压系统图图2 注塑机液压系统原理图液压执行元件以及各基本回路确定之后，把它们有机地组合在一起。去掉重复多余的元件，把控制液压马达的换向阀与泵的卸荷阀合并，使之一阀两用。考虑注射缸同合模缸之间有顺序动作的要求，两回路接合部串联单向顺序阀。

18、再加上其他一些辅助元件便构成了250克塑料注射机完整的液压系统图，见图2，其动作循环表，见表2-4。 表2-4 电磁铁动作表电磁铁动作1YA2 YA3 YA4 YA5 YA6 YA7 YA8 YA9 YA10 YA快速合模慢速合模增压锁模注射座前进注射注射保压减压（放气）再增压预塑进料注射座后退慢速开模快速开模系统卸荷2.5液压元件的选择2.5.1液压泵的选择液压泵工作压力的确定pPplppl是液压执行元件的最高工作压力，对于本系统，最高压力是增压缸锁模时的入口压力，pl6.4MPa；p是泵到执行元件间总的管路损失。由系统图可见，从泵到增压缸之间串接有一个单向阀和一个换向阀，取p0.5MPa。

19、液压泵工作压力为 pP(6.40.5)MPa6.9MPa液压泵流量的确定 qPK(qmax)由工况图看出，系统最大流量发生在快速合模工况，qmax3L/s。取泄漏系数K为1.2，求得液压泵流量 qP3.6L/s (216L/min)选用YYB-BCl71/48B型双联叶片泵，当压力为7 MPa时，大泵流量为157.3L/min，小泵流量为44.1L/min。2.5.2电动机功率的确定注射机在整个动作循环中，系统的压力和流量都是变化的，所需功率变化较大，为满足整个工作循环的需要，按较大功率段来确定电动机功率。从工况图看出，快速注射工况系统的压力和流量均较大。此时，大小泵同时参加工作，小泵排油除保

20、证锁模压力外，还通过顺序阀将压力油供给注射缸，大小泵出油汇合推动注射缸前进。前面的计算已知，小泵供油压力为pP16.9MPa，考虑大泵到注射缸之间的管路损失，大泵供油压力应为pP2(5.90.5)MPa6.4MPa，取泵的总效率P0.8，泵的总驱动功率为27.313 kW考虑到注射时间较短，不过3s，而电动机一般允许短时间超载25%，这样电动机功率还可降低一些。P27.313100/12521.85 kW验算其他工况时，液压泵的驱动功率均小于或近于此值。查产品样本，选用22kW的电动机。2.5.3液压阀的选择选择液压阀主要根据阀的工作压力和通过阀的流量。本系统工作压力在7MPa左右，所以液压阀

21、都选用中、高压阀。所选阀的规格型号见表2-5。表2-5 250克塑料注射机液压阀名细表序号名称实际流量选用规格1三位四通电液换向阀2.6234DYM-B32H-T2三位四通电液换向阀3.3634DYY-B32H-T 3三位四通电液换向阀0.5034DY-B10H-T4三位四通电液换向阀3.3634DYO-B32H-T5二位四通电液换向阀0.7424DYO-B32H-T6二位四通电液换向阀0.5024DO-H10H-T7溢流阀0.74YF-B20C8溢流阀2.62YF-B20C9溢流阀2.62YF-B20C10单向阀0.74DF-B20K11液控单向阀3.36AY-H32B12单向阀0.50DF

22、-B10K13单向阀2.62DF-B32K14节流阀0.65LF-B10C15调速阀0.70QF-B10C16调速阀1.70QF-B20C17单向顺序阀0.74XDIF-B20F18单向顺序阀2.70XDIF-B32F19行程滑阀0.5024C-10B2.5.4液压马达的选择在3.3节已求得液压马达的排量为0.8Lr，正常工作时，输出转矩769N.m，系统工作压力为7MPa。 选SZM0.9双斜盘轴向柱塞式液压马达。其理论排量为0.873L/r，额定压力为20 MPa，额定转速为8l00r/min，最高转矩为3057Nm，机械效率大于0.90。2.5.5油管内径计算本系统管路较为复杂，取其主要

23、几条(其余略)，有关参数及计算结果列于表2-6。表2-6主要管路内径管路名称通过流量允许流速管路内径实际取值大泵吸油管2.620.850.0630.065小泵吸油管0.73510.0310.032大泵排油管2.624.50.0270.032小泵排油管0.7354.50.0140.015双泵并联后管路3.364.50.0310.032注射缸进油管路2.664.50.0280.0322.5.6确定油箱的有效容积按下式来初步确定油箱的有效容积：VaqV已知所选泵的总流量为201.4L/min，这样，液压泵每分钟排出压力油的体积为0.2m3。参照表43取a5，算得有效容积为：V50.2m31 m32.

24、6液压系统性能验算2.6.1验算回路中的压力损失本系统较为复杂，有多个液压执行元件动作回路，其中环节较多，管路损失较大的要算注射缸动作回路，故主要验算由泵到注射缸这段管路的损失。沿程压力损失沿程压力损失，主要是注射缸快速注射时进油管路的压力损失。此管路长 5m，管内径0.032m，快速时通过流量2.7L/s；选用20号机械系统损耗油，正常运转后油的运动粘度27mm2/s，油的密度918kg/m3。油在管路中的实际流速为油在管路中呈紊流流动状态，其沿程阻力系数为：求得沿程压力损失为：局部压力损失 局部压力损失包括通过管路中折管和管接头等处的管路局部压力损失p2，以及通过控制阀的局部压力损失p3。

25、其中管路局部压力损失相对来说小得多，故主要计算通过控制阀的局部压力损失。参看图2，从小泵出口到注射缸进油口，要经过顺序阀17，电液换向阀2及单向顺序阀18。单向顺序伺17的额定流量为50L/min，额定压力损失为0.4MPa。电液换向阀2的额定流量为190L/min，额定压力损失0.3 MPa。单向顺序阀18的额定流量为150L/min，额定压力损失0.2 MPa。通过各阀的局部压力损失之和为从大泵出油口到注射缸进油口要经过单向阀13，电液换向阀2和单向顺序阀18。单向阀13的额定流量为250L/min，额定压力损失为0.2 MPa。通过各阀的局部压力损失之和为：由以上计算结果可求得快速注射时

26、，小泵到注射缸之间总的压力损失为p1(0.030.88)MPa0.91MPa大泵到注射缸之间总的压力损失为p 2(0.030.65)MPa0.68MPa由计算结果看，大小泵的实际出口压力距泵的额定压力还有一定的压力裕度，所选泵是适合的。另外要说明的一点是：在整个注射过程中，注射压力是不断变化的，注射缸的进口压力也随之由小到大变化，当注射压力达到最大时，注射缸活塞的运动速度也将近似等于零，此时管路的压力损失随流量的减小而减少。泵的实际出口压力要比以上计算值小一些。综合考虑各工况的需要，确定系统的最高工作压力为6.8MPa，也就是溢流阀7的调定压力。2.6.2液压系统发热温升计算计算发热功率 液压

27、系统的功率损失全部转化为热量。发热功率计算如下PhrPrPc对本系统来说，Pr是整个工作循环中双泵的平均输入功率。具体的pi、qi、ti值见表7。这样，可算得双泵平均输入功率Pr12kW。工况泵工作状态出口压力总输入功率工作时间说明小泵大泵小泵大泵慢速合模3.680.361小泵额定流量大泵额定流量泵的总效率：正常工作时卸荷时快速合模44.1617.32增压锁模6.80.38.90.5注射6.86.5827.83保压6.80.38.916进料6.86.326.915冷却6.80.38.915快速开模4.24.418.1.5慢速开模3.90.36.21注：表中表示正常工作，表示卸荷。系统总输出功率

28、求系统的输出有效功率：由前面给定参数及计算结果可知：合模缸的外载荷为90kN，行程0.35m；注射缸的外载荷为192kN，行程0.2m；预塑螺杆有效功率5kW，工作时间15s；开模时外载荷近同合模，行程也相同。注射机输出有效功率主要是以上这些。总的发热功率为：Phr(15.33)kW12.3kW计算散热功率 前面初步求得油箱的有效容积为1m3，按V0.8abh求得油箱各边之积：abh1/0.8m31.25m3取a为1.25m，b、h分别为1m。求得油箱散热面积为：At1.8h(ab)1.5ab(1.8l(1.251) 1.51.25)m2 5.9m2油箱的散热功率为：PhcK1AtT式中 K1

29、油箱散热系数，查表51，K1取16W/(m2)；T油温与环境温度之差，取T35。Phc165.935kW3.3kWPhr12.3kW由此可见，油箱的散热远远满足不了系统散热的要求，管路散热是极小的，需要另设冷却器。冷却器所需冷却面积的计算冷却面积为： 式中 K传热系数，用管式冷却器时，取K116W(m2)； tm平均温升()；取油进入冷却器的温度T160，油流出冷却器的温度T250，冷却水入口温度tl25，冷却水出口温度t230。则： 所需冷却器的散热面积为：考虑到冷却器长期使用时，设备腐蚀和油垢、水垢对传热的影响，冷却面积应比计算值大30，实际选用冷却器散热面积为：A1.32.8m23.6m

30、2 注意；系统设计的方案不是唯一的，关键要进行方案论证，从中选择较为合理的方案。同一个方案，设计者不同，也可以设计出不同的结果，例如系统压力的选择、执行元件的选择、阀类元件的选择等等都可能不同。附：系统工况图2.7液压缸的设计2.7.1液压缸主要尺寸的确定液压缸壁厚和外经的计算液压缸的壁厚由液压缸的强度条件来计算。液压缸的壁厚一般指缸筒结构中最薄处的厚度。从材料力学可知，承受内压力的圆筒，其内应力分布规律应壁厚的不同而各异。一般计算时可分为薄壁圆筒和厚壁圆筒。液压缸的内径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，一般用无缝钢管材料，大多属于薄壁圆筒结构，其壁厚按薄壁圆筒公式计算 式

31、中 液压缸壁厚(m)；D液压缸内径(m)；试验压力，一般取最大工作压力的(1.251.5)倍；缸筒材料的许用应力。无缝钢管。则：在中低压液压系统中，按上式计算所得液压缸的壁厚往往很小，使缸体的刚度往往很不够，如在切削过程中的变形、安装变形等引起液压缸工作过程卡死或漏油。因此一般不作计算，按经验选取，必要时按上式进行校核。液压缸壁厚算出后，即可求出缸体的外经为为同理 夹紧与定位液压缸的壁厚与外径为：缸体外径夹紧与定位液压缸的壁厚与外径为：，2）液压缸工作行程的确定液压缸工作行程长度，可根据执行机构实际工作的最大行程来确定，并参阅P12表2-6中的系列尺寸来选取标准值。液压缸工作行程选 夹紧与定位

32、液压缸选 3) 缸盖厚度的确定一般液压缸多为平底缸盖，其有效厚度t按强度要求可用下面两式进行近似计算。无孔时 有孔时 式中 t缸盖有效厚度(m)；缸盖止口内径(m)；缸盖孔的直径(m)。液压缸：无孔时 ，取 t=20mm有孔时，取 t=50mm夹紧与定位液压缸：无孔时，取t=17mm有孔时：，取t=35mm4) 最小导向长度的确定当活塞杆全部外伸时，从活塞支承面中点到缸盖滑动支承面中点的距离H称为最小导向长度（如下图2所示）。如果导向长度过小，将使液压缸的初始挠度（间隙引起的挠度）增大，影响液压缸的稳定性，因此设计时必须保证有一定的最小导向长度。 图2 液压缸的导向长度对一般的液压缸，最小导向

33、长度H应满足以下要求：式中 L液压缸的最大行程； D液压缸的内径。活塞的宽度B一般取B=(0.610)D；缸盖滑动支承面的长度，根据液压缸内径D而定；当D80mm时，取。为保证最小导向长度H，若过分增大和B都是不适宜的，必要时可在缸盖与活塞之间增加一隔套K来增加H的值。隔套的长度C由需要的最小导向长度H决定，即液压缸：最小导向长度：，取 H=72mm活塞宽度：B=0.8D=64mm缸盖滑动支承面长度：隔套长度：夹紧与定位液压缸：最小导向长度：，取 H=47mm活塞宽度：B=0.8D=50.4mm，取 B=50mm缸盖滑动支承面长度：隔套长度：5) 缸体长度的确定液压缸缸体内部长度应等于活塞的行

34、程与活塞的宽度之和。缸体外形长度还要考虑到两端端盖的厚度。一般液压缸缸体长度不应大于内径的2030倍。液压缸：缸体内部长度夹紧与定位液压缸：缸体内部长度2.7.2 液压缸的结构设计液压缸主要尺寸确定以后，就进行各部分的结构设计。主要包括：缸体与缸盖的连接结构、活塞与活塞杆的连接结构、活塞杆导向部分结构、密封装置、排气装置及液压缸的安装连接结构等。由于工作条件不同，结构形式也各不相同。设计时根据具体情况进行选择。缸体与缸盖的连接形式缸体与缸盖的连接形式与工作压力、缸体材料以及工作条件有关。本次设计中采用外半环连接，如下图3所示：图3 缸体与缸盖外半环连接方式优点：结构较简单；加工装配方便缺点：外

35、型尺寸大；缸筒开槽，削弱了强度，需增加缸筒壁厚2) 活塞杆与活塞的连接结构参阅P15表2-8，采用组合式结构中的螺纹连接。如下图4所示：图4 活塞杆与活塞螺纹连接方式特点：结构简单，在振动的工作条件下容易松动，必须用锁紧装置。应用较多，如组合机床与工程机械上的液压缸。活塞杆导向部分的结构(1)活塞杆导向部分的结构，包括活塞杆与端盖、导向套的结构，以及密封、防尘和锁紧装置等。导向套的结构可以做成端盖整体式直接导向，也可做成与端盖分开的导向套结构。后者导向套磨损后便于更换，所以应用较普遍。导向套的位置可安装在密封圈的内侧，也可以装在外侧。机床和工程机械中一般采用装在内侧的结构，有利于导向套的润滑；

36、而油压机常采用装在外侧的结构，在高压下工作时，使密封圈有足够的油压将唇边张开，以提高密封性能。在本次设计中，采用导向套导向的结构形式，其特点为：导向套与活塞杆接触支承导向，磨损后便于更换，导向套也可用耐磨材料。盖与杆的密封常采用Y形、V形密封装置。密封可靠适用于中高压液压缸。防尘方式常用J形或三角形防尘装置。活塞及活塞杆处密封圈的选用活塞及活塞杆处的密封圈的选用，应根据密封的部位、使用的压力、温度、运动速度的范围不同而选择不同类型的密封圈。在本次设计中采用O形密封圈。第三章 液压集成块的设计3.1块式集成的结构块式集成是按典型液压系统的各种基本回路，做成通用化的6面体油路块（集成块），通常其四

37、周除1面安装通向液压执行器（液压缸或液压马达）的管接头外，其余3面安装标准的板式液压阀及少量叠加阀或插装阀，这些液压阀之间的油路联系由油路块内部的通道孔实现，块的上下两面为块间叠积结合面，布有由下向上贯穿通道体的公用压力油孔P、回油孔O（T）、泄漏油孔L及块间连接螺栓孔，多个回路块叠积在一起，通过4只长螺栓固紧后，各块之间的油路联系通过公用油孔来实现。3.2块式集成的特点可简化设计；设计灵活、更改方便；易于加工、专业化程度高；结构紧凑、装配维护方便；系统运行效率较高块式集成的主要缺点是集成块的孔系设计和加工容易出错，需要一定的设计和制造经验。 3.3块式集成液压控制装置的设计1）分解液压系统并

38、绘制集成块单元回路图集成块单元回路实质上是液压系统原理图的一个等效转换。分解集成块单元回路时，应优先采用现有系列集成块单元回路，以减少设计工作量。集成块上液压阀的安排应紧凑，块树应尽量晒，以减少整个液压控制装置的结构尺寸和重量。集成块的数量与液压系统的复杂程度有关，一摞集成块组中，除基块和顶块外，中间块一般1-7块。当所需中间块多于7块时，可按系统工作特点和性质，分组多摞叠加，否则集成简单回路合用一个集成块；液压 泵的出口窜接单向阀时，可采用管式连接的单向阀（窜接在泵与集成块组的基块之间）；采用少量叠加阀、插装阀及集成块专用嵌入式插装阀；集成块侧面加装过渡板与阀连接；基块与顶块上布置适当的元件

39、等等。块的设计（1）确定公用油道孔的数目集成块体的公用油道孔，有二孔、三孔、四孔、五孔等多种设计方案，应用较广的为二孔式和三孔式。二孔式 在集成块上分别设置压力油孔P和回油孔O各一个，用4个螺栓孔与块组连接螺栓间的环形孔来作为泄漏油通道。二孔式集成块的优点是结构简单，公用通道少，便于布置元件；泄漏油道孔的通流面积大，泄漏油的压力损失小。缺点是：在基块上需将4个螺栓孔相互钻通，所以须堵塞的工艺孔较多，加工麻烦，为防止油液外漏，集成块间相互叠加面的粗糙度要求较高，一般应小于Ra0.8m。三孔式 在集成块上分别设置压力油孔P、回油孔O和泄油孔L共3个公用通道三孔式集成块的优点是结构简单，公用油道孔数

40、较少，缺点是因泄漏油孔L要与各元件的泄漏油口相通，故其连通孔道一般细而长，加工较困难，且工艺孔较多。（2）液压元件样板（3）确定孔道直径及通油孔间的壁厚a.确定通油孔道的直径与阀的油口相通孔道的直径，应与液压阀的油口直径相同；与管接头相连接的孔道，其直径一般应按通过的流量和允许流速，用式计算，但孔口须按管接头螺纹小径钻崆并攻丝；工艺孔应用螺塞或球涨堵死；对于公用孔道，压力油孔和回油孔的直径可以类比同压力等级的系列集成块中的孔道直径确定，也可通过式计算得到；泄油孔的直径一般由经验确定。b.连接孔的直径固定液压阀的定位销孔的直径和螺钉孔的直径，应与所选定的液压阀的定位销直径及配合要求与螺钉孔的螺纹

41、直径相同；连接集成块组的螺栓规格可类比相同压力等级的系列集成块的连接螺栓确定，也可以通过强度计算得到。单个螺栓的螺纹小径d的计算公式为： 式中；P-块体内部最大受压面上的推力；n-螺栓个数；-担搁螺栓的材料许用应力。螺栓直径确定后，其螺栓孔（光孔）的直径也就随之而定，系列集成块的螺栓直径为M8-M12，其相应的连接孔直径为9-12（mm）。c.起吊螺钉的直径。单个集成块重量在30以上时，应按重量和强度确定螺钉孔的直径。d.油孔间的壁厚及其校核。通油孔间的最小壁厚的推荐值不小于5 mm。当系统压力高于6.3Mpa时，或孔间壁厚较小时，应进行强度校核，以防止系统在使用中被击穿。(4) 中间块外形尺

42、寸的确定中间块用来安装液压阀，其高度H取决于所安装元件的高度。H通常应大于所安装的液压阀的高度。在确定中间块的长度和宽度尺寸时，在已确定共有油道孔基础上，应首先确定公有油道孔位置应与标准通道块上的孔一致。中间块的长度和宽度尺寸均应大于安放元件的尺寸，以便于设计集成块内的通油孔道时调整元件的位置。一般长度方向的调整尺寸为40-50 mm，宽度方向为20-30 mm。调整尺寸留的较大，孔道布置方便，但将加大块的外形尺寸和重量，反之，则结构紧凑、体积小、重量轻，但孔道布置困难。最后确定的中间块长度和宽度应与标准系列块的一致。 (5)布置集成块上的液压元件液压元件在通道块上的安装位置合理与否，直接影响

43、集成块体内孔道结构的复杂程度、加工工艺性的好坏及压力损失大小。元件安放位置不仅与典型单元回路的合理性有关，还要受到元件结构、操纵调整的方便性等因素的影响。a.中间块中间块的侧面安装各种液压控制元件。当需与执行装置连接时，3个侧面安装元件，一个侧面安装管接头。注意事项如下：应给安装液压阀、管接头、传感器及其他元件的各面留有足够的空间；集成块体上要设置足够的测压点，以便于调试和工作中使用；需经常调节的控制阀如各种压力阀和流量阀等应安放在便于调节和观察的位置，应避免相邻侧面的元件发生干涉；应使与各元件相通的油孔尽量安排在同一水平面，并在公用通油道的直径范围内，以减少中间连接孔、深孔和斜孔的数量。互不相通的孔间应保持一定壁厚，以防工作时击穿；集成块的工艺孔均应封堵，封堵有螺塞、焊接和球涨等三种方式；在集成块间的叠加面上，公用油道孔出口处要安装O形密封圈，以实现块间的密封。应在公用油道孔出口处按选用的O形密封圈的规格加工出深孔，O型圈沟槽尺寸应满足相关标准的规定；b.基块（底版）基块的作用是将集成块组件固定在油箱顶盖或专用底座上，并将公用通油孔道通过管接头与液压 泵和油箱相连接，有时需在基块侧面上安装压力表开关。设计时要留有安装法兰、压力表开关和