經(jīng)編織物包裝用壓縮機(jī)的設(shè)計(jì)
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編號(hào)無(wú)錫太湖學(xué)院畢業(yè)設(shè)計(jì)（論文）相關(guān)資料題目： 齒輪泵的結(jié)構(gòu)改進(jìn)設(shè)計(jì) 信機(jī) 系 機(jī)械工程及自動(dòng)化專(zhuān)業(yè)學(xué) 號(hào)： 0923807 學(xué)生姓名： 陳 浩 指導(dǎo)教師：何雪明（職稱(chēng)：副教授 ） （職稱(chēng)： ）2013年5月25日目 錄一、畢業(yè)設(shè)計(jì)（論文）開(kāi)題報(bào)告二、畢業(yè)設(shè)計(jì)（論文）外文資料翻譯及原文三、畢業(yè)論文（論文）計(jì)劃、進(jìn)度、檢查及落實(shí)表四、實(shí)習(xí)鑒定表無(wú)錫太湖學(xué)院畢業(yè)設(shè)計(jì)（論文）開(kāi)題報(bào)告題目： 齒輪泵結(jié)構(gòu)改進(jìn)設(shè)計(jì) 信機(jī) 系 機(jī)械工程及自動(dòng)化 專(zhuān)業(yè)學(xué) 號(hào)： 0923807 學(xué)生姓名： 陳 浩 指導(dǎo)教師： 何雪明（職稱(chēng)：副教授 ） （職稱(chēng) ） 2012年11月10日 課題來(lái)源課題來(lái)源于工程生產(chǎn)實(shí)際。齒輪傳動(dòng)因其具有傳動(dòng)功率大、效率比較高、結(jié)構(gòu)相當(dāng)緊湊、傳動(dòng)比穩(wěn)定精確等優(yōu)點(diǎn)而應(yīng)用在化工、汽車(chē)、船舶、航空、能源等國(guó)民經(jīng)濟(jì)的重要領(lǐng)域中。齒輪泵是液壓傳動(dòng)中一種廣泛應(yīng)用的液壓機(jī)構(gòu)。在液壓傳動(dòng)與控制技術(shù)中占有很大比重，其主要特點(diǎn)是結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單、體積小、重量輕、自吸性好、耐污染、使用可靠、壽命較長(zhǎng)、制造容易、維修方便、價(jià)格便宜。但漸開(kāi)線(xiàn)型齒輪泵也有不少缺點(diǎn)，主要是流量和困油引起的壓力脈動(dòng)較大、噪聲較大、排量不可變、高溫效率低等。這些缺點(diǎn)在某些結(jié)構(gòu)經(jīng)過(guò)改進(jìn)的齒輪泵上己得到了很大的改善。近年來(lái)，齒輪泵的工作壓力有了很大提高，額定壓力可達(dá)到25Mpa，最高壓力可達(dá)31.5Mpa。另外，產(chǎn)品結(jié)構(gòu)也有不少改進(jìn)，特別是三聯(lián)、四聯(lián)齒輪泵的問(wèn)世，部分地彌補(bǔ)了齒輪泵不能變量的缺點(diǎn)。而復(fù)合齒輪泵的出現(xiàn)使齒輪泵的流量均勻性得到了很大的改善。其使用領(lǐng)域也在不斷擴(kuò)大，許多過(guò)去使用柱塞泵的液壓設(shè)備也已改用齒輪泵（如工程起重機(jī)等）?？茖W(xué)依據(jù)（包括課題的科學(xué)意義；國(guó)內(nèi)外研究概況、水平和發(fā)展趨勢(shì)；應(yīng)用前景等）由于齒輪泵在液壓傳動(dòng)系統(tǒng)中應(yīng)用廣泛, 因此, 吸引了大量學(xué)者對(duì)其進(jìn)行研究。目前, 國(guó)內(nèi)外學(xué)者關(guān)于齒輪泵的研究主要集中在以下方面: ( 1)齒輪參數(shù)及泵體結(jié)構(gòu)的優(yōu)化設(shè)計(jì); ( 2) 齒輪泵間隙優(yōu)化及補(bǔ)償技術(shù) ; ( 3) 困油沖擊及卸荷措施 ; ( 4) 齒輪泵流量品質(zhì)研究 ; ( 5) 齒輪泵的噪聲控制技術(shù); ( 6) 輪齒表面涂覆技術(shù); ( 7) 齒輪泵的變量方法研究; ( 8) 齒輪泵的壽命及其影響因素研究 ; ( 9) 齒輪泵液壓力分析及其高壓化的途徑 ; ( 10) 水介質(zhì)齒輪泵基礎(chǔ)理論研究。提高齒輪泵的工作壓力是齒輪泵的一個(gè)發(fā)展方向, 而提高工作壓力所帶來(lái)的問(wèn)題是: ( 1) 軸承壽命大大縮短; ( 2) 泵泄漏加劇, 容積效率下降。產(chǎn)生這2 個(gè)問(wèn)題的根本原因在于齒輪上作用了不平衡的徑向液壓力, 并且工作壓力越高, 徑向液壓力越大。目前, 國(guó)內(nèi)外學(xué)者針對(duì)以上2 個(gè)問(wèn)題所進(jìn)行的研究是: ( 1) 對(duì)齒輪泵的徑向間隙進(jìn)行補(bǔ)償; ( 2)減小齒輪泵的徑向液壓力, 如優(yōu)化齒輪參數(shù)、縮小排液口尺寸等; ( 3) 提高軸承承載能力, 如采用復(fù)合材料滑動(dòng)軸承代替滾針軸承等。但這些措施都沒(méi)從根本上解決問(wèn)題。目前液壓傳動(dòng)系統(tǒng)的發(fā)展目標(biāo)是：縮小體積、快速響應(yīng)、降低噪音。因此要想達(dá)到這個(gè)目的，齒輪泵除了要穩(wěn)住其在潤(rùn)滑系統(tǒng)、中低壓定量系統(tǒng)的絕對(duì)優(yōu)勢(shì)地位，另外還需要向以下幾個(gè)方面縱深發(fā)展：(1)高壓化 (2)低流量脈動(dòng) (3)低噪音 (4)大排量 (5)變排量。研究?jī)?nèi)容1、收集齒輪泵的相關(guān)資料，確定方案。2、完成齒輪泵的三維結(jié)構(gòu)模型建模，并制作成二維圖。3、根據(jù)收集的資料，制作不同齒廓的齒輪4、借助有限元分析對(duì)不同齒廓的齒輪泵進(jìn)行流體力學(xué)分析。5、利用流體力學(xué)軟件fluent分析各類(lèi)型齒輪泵的流體力學(xué)性能的優(yōu)劣。6、選取綜合性能最好的齒輪泵，并提出優(yōu)化方案，擬采取的研究方法、技術(shù)路線(xiàn)、實(shí)驗(yàn)方案及可行性分析查閱各種資料，了解齒輪泵的工作原理、結(jié)構(gòu)、流量計(jì)算方法和優(yōu)化設(shè)計(jì)方法。學(xué)會(huì)熟悉UG軟件對(duì)產(chǎn)品結(jié)構(gòu)的設(shè)計(jì)，并了解齒輪泵的運(yùn)動(dòng)特性，對(duì)其不同齒廓進(jìn)行有限元分析，比較不同齒廓的優(yōu)劣，在綜合性性能較好的齒輪泵上提出優(yōu)化方案。研究計(jì)劃及預(yù)期成果研究計(jì)劃：2012年11月1日-2012年12月25日：按照任務(wù)書(shū)要求查閱論文相關(guān)參考資料，填寫(xiě)畢業(yè)設(shè)計(jì)開(kāi)題報(bào)告書(shū)。2013年1月11日-2013年3月5日：填寫(xiě)畢業(yè)實(shí)習(xí)報(bào)告。2013年3月8日-2013年3月14日：按照要求修改畢業(yè)設(shè)計(jì)開(kāi)題報(bào)告。2013年3月15日-2013年3月21日：學(xué)習(xí)并翻譯一篇與畢業(yè)設(shè)計(jì)相關(guān)的英文材料。2013年3月22日-2013年4月11日：齒輪泵建模、有限元分析、比較優(yōu)劣。2013年4月12日-2013年4月25日：齒廓設(shè)計(jì)、裝配圖和說(shuō)明書(shū)。2013年4月26日-2013年5月21日：畢業(yè)論文撰寫(xiě)和修改工作。預(yù)期成果：工藝規(guī)程：有限元分析資料，齒輪泵總圖及主要零件圖，設(shè)計(jì)說(shuō)明書(shū)特色或創(chuàng)新之處運(yùn)用UG對(duì)產(chǎn)品完成三維建模，制作完成二維圖形，通過(guò)對(duì)二維圖形有限元結(jié)構(gòu)分析，盡早發(fā)現(xiàn)產(chǎn)品設(shè)計(jì)的缺陷，及時(shí)更改問(wèn)題和缺陷，并對(duì)其優(yōu)化，以提高齒輪泵的性能已具備的條件和尚需解決的問(wèn)題在比較熟悉運(yùn)用UG的基礎(chǔ)上制作齒輪泵的二維圖，能運(yùn)用Gambit和Fluent軟件對(duì)不同齒輪泵的齒廓分析比較，總結(jié)出不同齒廓的優(yōu)劣，尚需解決的是，如果在硬件條件允許下，可以嘗試對(duì)三維的軟件進(jìn)行流體分析，更能準(zhǔn)確的了解不同齒輪泵的優(yōu)劣。指導(dǎo)教師意見(jiàn) 指導(dǎo)教師簽名：2012年11月10日教研室（學(xué)科組、研究所）意見(jiàn) 教研室主任簽名： 年 月 日系意見(jiàn) 主管領(lǐng)導(dǎo)簽名： 年 月 日無(wú)錫太湖學(xué)院畢業(yè)設(shè)計(jì)（論文）外文資料翻譯 信機(jī) 系 機(jī)械工程及自動(dòng)化 專(zhuān)業(yè)院 （系）： 信 機(jī) 系 專(zhuān) 業(yè)： 機(jī)械工程及自動(dòng)化 班 級(jí)： 機(jī)械97 姓 名： 陳 浩 學(xué) 號(hào)： 0923807 外文出處： 機(jī)械專(zhuān)業(yè)英語(yǔ)教程 附 件： 1.譯文；2.原文；3.評(píng)分表 2013年5月20日 英文原文4.3 Flow in an Oil Injected Screw CompressorFigure 4-27 Comparison of pressure change for turbulent and laminar flow calculationsThe difference in the compressor flow obtained from laminar and turbulent calcu-lations is presented in Figure 4-28. The mass flows at suction and discharge are given as functions of the shaft angle. On average, 4% higher low is calculated with the turbulent model. The difference was greater at the discharge end of the compressor, both in the mean value and in the amplitude. This agrees with the re-sults obtained from the approximate calculations where turbulent transport through clearances is significant. The difference in flow obtained at the suction end is, on average, less than 3%. This shows that a compressor with a large suc-tion opening has no significant dynamical losses, although turbulence exists in the compressor low pressure domains. It is expected that the difference between the laminar and turbulent flow calculations will be smaller for higher discharge pres-sures and lower compressor speeds.Figure 4-28 Comparison of fluid flow at inlet and exit of screw compressorThe integral parameters obtained from both the laminar and turbulent numerical models are presented in Table 4-2. According to these results, it can be concluded that turbulence has some influence on the screw compressor. Its effect is greater at lower pressure ratios and low compressor speeds.More detailed insights into the results obtained from the k-model of turbulence can be found in the following four figures; Figure 4-29 shows the kinetic energy of turbulence. The dissipation rate is presented in Figure 4-30, the turbulent vis-cosity in Figure 4-31 and the dimensionless distance from wall y+ is given in Figure 4-32.Figure 4-29 Kinetic energy of turbulence within the screw compressor4.3 Flow in an Oil Injected Screw Compressor Figure 4-30 Dissipation rate within the screw compressorFigure 4-31 Turbulent viscosity within the screw compressorFigure 4-32 Dimensionless distances from the wall within the compressorThe results in all these diagrams are presented in horizontal sections through the blow hole areas on the suction and discharge side of the compressor, in vertical sections through the rotor axes and in cross sections at suction and discharge. The kinetic energy of turbulence, dissipation, turbulent viscosity and y+ are all high for the lobes exposed to the suction domains. All these gradually die out towards discharge. The dissipation rate is extremely high in the clearance gaps between the rotors, as shown in Figure 4-30, while in the other domains it is significantly lower. On the other hand, y+ is small in the clearance gaps while in the main do-mains at suction it has higher values, as shown in Figure 4-32.4.3.5 The Influence of the Mesh Size on Calculation AccuracyMost calculations in this book are presented for numerical meshes with an average number of 30 cells along one interlobe and a similar number of time steps selected for the rotor to rotate between two interlobe positions. The numerical mesh for thecompressor in this example consists of about 450,000 cells of which About 322,000 numerical cells define the rotor domains. This was a convenient numberof cells to use with a PC computer with an ATHLON 800 processor and 1GB of RAM, which was used for this study. Although the results obtained on that mesh appeared to be satisfactory and agreed well with the experimental data, an investi-gation of the influence of the mesh size on the calculation accuracy had to be con-ducted. For that reason, two additional meshes were generated for the same com-pressor. A smaller one was generated with 20 points along the rotor interlobe, which gave 190,000 cells on both rotors while the other compressor parts were mapped with almost the same number of cells as originally. The overall number of numerical cells was about 353,000. A lower number of cells on the rotors results in a geometry, which does not follow the rotor shape precisely, and the intercon-nection between rotors would possibly become inappropriate. This number of nu-merical cells is probably the lowest for which reliable results can be obtained. Thelargest numerical mesh generated for this investigation consists of 45 numerical cells along the rotor interlobe. That gave 515,520 cell on the rotors and 637,000 cells for the entire compressor domain. This was the biggest numerical mesh that could be loaded into the available computer memory without disc swapping dur-ing the solution. These three numerical meshes are presented in Figure 4-33 in the cross section perpendicular to the rotor axes.Figure 4-33 Three different mesh sizes for the same compressorThe results of the calculations are presented in Figure 4-34 in the form of a pres-sure-angle diagram, and in Figure 4-36 as a discharge flow-angle diagram. The first diagram shows how the calculated working pressures for all three investi-gated mesh sizes agree with the measurements. The lowest number of cells gives the highest pressure in the working chamber and vice versa. As a result of that, the consumed power is changed slightly, from 42 kW obtained with the smallest mesh to slightly less then 41 kW for the largest mesh. The difference between the two is less then 3%. This situation is shown in Figure 4-35. The diagram shows the larg-est difference within the cycle to be in the discharge area of the compressor. Some difference is also visible in the middle area of the diagram which seems to be a consequence of the leakage flows obtained with smaller meshes between the ro-tors. In that area, the mesh is probably too coarse to capture all the oscillations which appear in the flow.Figure 4-34 P-alpha diagrams for three different mesh sizesFigure 4-35 Compressor power calculated with three different mesh sizes4.3 Flow in an Oil Injected Screw CompressorFigure 4-36 Discharge flow rates for different mesh sizesFigure 4-37 Integral flow rate and Specific power obtained with different mesh sizesDiagrams of discharge flow as a function of rotation angle are given in Figure4-36. The coarser mesh shows less oscillation in the flow then the finer meshes. However, the mean value of the flow remained the same for all three mesh sizes, as shown in Figure 4-37. Specific power is calculated from the values obtained previously. It shows a slight fall in value as the number of computational cells is increased.The results obtained with the three different mesh sizes for the compressor in-vestigated here give the impression that the calculation conducted for the com-pressor on an average size of the mesh with 25 to 30 numerical cells along the ro-tor interlobe is sufficiently accurate.中文譯文4.3 噴油螺桿壓縮機(jī)的流量圖4-27計(jì)算比較湍流和層流壓力變化如圖4-28為在計(jì)算吸氣和排氣的質(zhì)量流量功能軸角中獲得的壓縮機(jī)流從層流和湍流差異?？傮w而言，湍流模型比流從層流高4%，無(wú)論是在平均值和振幅，壓縮機(jī)的排出端是最大的，通過(guò)計(jì)算近似結(jié)果獲得間隙顯著的湍流輸送的重。在吸入端獲得的流量差異的平均值，小于3。這表明，具有大的吸入端的壓縮機(jī)吸氣開(kāi)口沒(méi)有任何顯著的動(dòng)力損失，雖然在壓縮機(jī)低壓域存在湍流。這是預(yù)期的層流和湍流之間的差異計(jì)算將提高排氣壓力和減小壓縮機(jī)速度。圖4-28根據(jù)流體的流動(dòng)比較螺桿式壓縮機(jī)的入口和出口從層流和湍流數(shù)值模型的積分獲得的參數(shù)，如表4-2中。根據(jù)這些結(jié)果，可以得出結(jié)論，在湍流的螺桿式壓縮機(jī)上有一定的影響。其效果是在壓力越小，流速越大。從第k湍流模型獲得的結(jié)果的更詳細(xì)的分析，可以發(fā)現(xiàn)在以下四個(gè)數(shù)字，如圖4-29的湍流的動(dòng)能。圖4-30，圖4-31動(dòng)蕩對(duì)粘度和無(wú)量綱距離墻Y +耗散率，如圖4-32。圖4-29螺桿壓縮機(jī)內(nèi)的湍流動(dòng)能圖4-30螺桿式壓縮機(jī)內(nèi)的損耗率圖4-31螺桿壓縮機(jī)內(nèi)的湍流粘度圖4-32從墻壁內(nèi)壓縮機(jī)的量綱距離通過(guò)吸入閥和排出側(cè)的壓縮機(jī)的結(jié)果列于所有這些圖中，在通過(guò)轉(zhuǎn)子軸的吸入閥和排出的橫截面的垂直剖面上的吹孔區(qū)域的水平部分。動(dòng)蕩，耗散，湍流粘度和y+的動(dòng)能都是高暴露在吸域葉上，所有這些逐漸消亡走向放電。耗散率非常高，轉(zhuǎn)子之間的間隙差距，如圖4-30所示，而在其他領(lǐng)域，它是顯著較低。另一方面，如圖4-32所示，+小的間隙中，在主電源處于吸入它具有較高的值。 4.3.5 網(wǎng)格大小對(duì)計(jì)算精度的影響在計(jì)算這本書(shū)中的大部分平均30個(gè)細(xì)胞的數(shù)量沿一個(gè)和類(lèi)似用于轉(zhuǎn)子之間旋轉(zhuǎn)兩位置的數(shù)量的選擇步驟嚙合。在這個(gè)例子中包括約45萬(wàn)個(gè)細(xì)胞數(shù)值網(wǎng)格，其中約322,000數(shù)字單元格定義轉(zhuǎn)子域。這是用于這項(xiàng)研究為了方便使用的細(xì)胞數(shù)量與PC電腦的Athlon800處理器和1GB的RAM，雖然網(wǎng)格上，得到的結(jié)果似乎是令人滿(mǎn)意的，并與實(shí)驗(yàn)數(shù)據(jù)相同，但在康秀紅，杜強(qiáng)，李殿中，李依依的調(diào)查中，影響網(wǎng)格尺寸的計(jì)算精度的到的結(jié)果是可靠的。本次調(diào)查由45個(gè)數(shù)字單元格沿轉(zhuǎn)子的數(shù)值t網(wǎng)。這給了整個(gè)壓縮機(jī)515,520細(xì)胞轉(zhuǎn)子和637,000細(xì)胞領(lǐng)域。這是最大的數(shù)值的網(wǎng)格，可以在裝入光盤(pán)交換過(guò)程中溶液沒(méi)有可用的計(jì)算機(jī)內(nèi)存。圖4-33中介紹這在轉(zhuǎn)子軸垂直的截面中的三個(gè)數(shù)值的嚙合。圖4-37獲得不同的網(wǎng)目尺寸和比功率的積分流量。圖36中給出的是作為旋轉(zhuǎn)角度的函數(shù)的排出流，粗網(wǎng)格顯示振蕩流，但是，所有三個(gè)網(wǎng)目尺寸仍然是流量的平均值，如在圖4-37所示，從先前得到的值計(jì)算比功率。它顯示了輕微的下降值，計(jì)算增加的細(xì)胞數(shù)目。得到的結(jié)果是在研究壓縮機(jī)的平均面積為25至30數(shù)值RO涵道。出于這個(gè)原因，產(chǎn)生相同的壓縮機(jī)的是兩個(gè)額外的嚙合。產(chǎn)生一個(gè)較小以20分沿的轉(zhuǎn)子，這兩個(gè)轉(zhuǎn)子給了19萬(wàn)個(gè)細(xì)胞，而其它的壓縮機(jī)部件幾乎相同被最初的細(xì)胞數(shù)量映射。數(shù)值細(xì)胞的總?cè)藬?shù)為353,000左右。在較低的數(shù)字的單元格的幾何形狀，這并不精確地說(shuō)，按照轉(zhuǎn)子的形狀和轉(zhuǎn)子之間的互連，連接在轉(zhuǎn)子上的結(jié)果就可能是不恰當(dāng)?shù)摹＿@個(gè)數(shù)值的細(xì)胞的數(shù)量可能是最低的，得到的結(jié)果是可靠的。本次調(diào)查由45個(gè)數(shù)字單元格沿轉(zhuǎn)子的數(shù)值t網(wǎng)。這給了整個(gè)壓縮機(jī)515,520細(xì)胞轉(zhuǎn)子和637,000細(xì)胞領(lǐng)域。這是最大的數(shù)值的網(wǎng)格，可以在裝入光盤(pán)交換過(guò)程中溶液沒(méi)有可用的計(jì)算機(jī)內(nèi)存。圖4-33中介紹這在轉(zhuǎn)子軸垂直的截面中的三個(gè)數(shù)值的嚙合。圖4-33網(wǎng)格大小相同的三鐘不同的壓縮機(jī)在圖4-34中壓力角圖的計(jì)算結(jié)果，圖4-36中的排放流角圖。第一個(gè)圖表顯示如何計(jì)算研究所有三個(gè)門(mén)控網(wǎng)目尺寸的工作壓力。最低的細(xì)胞數(shù)量給出了工作腔的最高壓力，反之亦然。消耗功率略有變化，從42千瓦獲得的最小的最大網(wǎng)格，略小宇1千瓦。兩者之間的差異小于3%。這種情況如圖4-35所示，該圖顯示了在周期內(nèi)所述壓縮機(jī)的排放區(qū)的最大的差異。這些差異也顯示在圖的中間區(qū)域，這是泄露流器RO-小網(wǎng)格之間獲得的結(jié)果。在這方面，可能是網(wǎng)格捕捉太粗以致所有的震蕩出現(xiàn)流動(dòng)。圖4-34 三種不同網(wǎng)格大小的P-阿爾法圖圖4-35 三種不同的網(wǎng)格尺寸壓縮機(jī)功率計(jì)算圖4-36 不同網(wǎng)格尺寸放電流速圖4-37 獲得的不同網(wǎng)目尺寸和比功率的積分流量圖36中給出的是作為旋轉(zhuǎn)角度的函數(shù)的排出流，粗網(wǎng)格顯示振蕩流，但是，所有三個(gè)網(wǎng)目尺寸仍然是流量的平均值，如在圖4-37所示，從先前得到的值計(jì)算比功率。它顯示了輕微的下降值，計(jì)算增加的細(xì)胞數(shù)目。得到的結(jié)果是在研究壓縮機(jī)的平均面積為25至30數(shù)值RO-器的細(xì)胞沿網(wǎng)格進(jìn)行計(jì)算三種不同的網(wǎng)目尺寸的壓縮機(jī)是足夠準(zhǔn)確的。 畢業(yè)設(shè)計(jì)（論文）任務(wù)書(shū)本科 2006 級(jí) 機(jī)電 學(xué)院 機(jī)械工程及自動(dòng)化 專(zhuān)業(yè)設(shè)計(jì)（論文）題目 經(jīng)編織物包裝用壓縮機(jī)的設(shè)計(jì) 學(xué)生姓名 方騰 學(xué)號(hào) 起訖日期 2010年 3月 日至2010年6月 日 設(shè)計(jì)地點(diǎn) 華僑大學(xué)廈門(mén)校區(qū) 指導(dǎo)教師 吳德華 職稱(chēng) 講師 2010 年 3 月 20 日1.畢業(yè)設(shè)計(jì)（論文）的目的：1)綜合已學(xué)知識(shí)，提高學(xué)生外語(yǔ)水平、專(zhuān)業(yè)水平、計(jì)算機(jī)水平、綜合能力、創(chuàng)新開(kāi)發(fā)研究能力以及嚴(yán)謹(jǐn)?shù)墓ぷ髯黠L(fēng)。 2)理解包裝壓縮機(jī)的工作原理，了解機(jī)械產(chǎn)品開(kāi)發(fā)流程，掌握編程控制的基礎(chǔ)知識(shí)。2.畢業(yè)設(shè)計(jì)（論文）任務(wù)的內(nèi)容和要求：在傳統(tǒng)織物包裝用壓縮機(jī)結(jié)構(gòu)的基礎(chǔ)上，設(shè)計(jì)一套帶有可遍程控制器的包裝壓縮機(jī)，并具有以下功能：1）壓縮噸位可調(diào)（通過(guò)壓頭下降到某個(gè)位置控制或其他方法）。2）在規(guī)定壓縮噸位下，壓縮時(shí)間可調(diào)（3-5分鐘）。3）壓頭自動(dòng)恢復(fù)至原位，為下次工作準(zhǔn)備。給定包裝壓縮機(jī)最大噸位為1噸，壓頭尺寸為1米 X 1米。翻譯相關(guān)英文資料，譯出文字不少于5千字。撰寫(xiě)設(shè)計(jì)/使用說(shuō)明書(shū)。3.主要參考文獻(xiàn)：1現(xiàn)代傳動(dòng)設(shè)計(jì)手冊(cè)編輯委員會(huì).現(xiàn)代傳動(dòng)設(shè)計(jì)手冊(cè)（第二版）M.北京：機(jī)械工業(yè)出版社，20022機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)編輯委員會(huì).機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)（3）（新版）M.北京：機(jī)械工業(yè)出版社，20053機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)編輯委員會(huì).機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)（1-2）第三版M.北京：機(jī)械工業(yè)出版社，20044機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)編輯委員會(huì).機(jī)械設(shè)計(jì)實(shí)用設(shè)計(jì)手冊(cè)M.北京：機(jī)械工業(yè)出版社，20025 廖長(zhǎng)初編著.可編程控制器應(yīng)用技術(shù).重慶M：重慶大學(xué)出版社，19976 李光弟編著.單片機(jī)基礎(chǔ)M.北京：北京航空航天大學(xué)出版社，20007劉鴻文主編.材料力學(xué)M.北京: 高等教育出版社, 1992.98 朱紹祥編著.可編程控制器原理及應(yīng)用M.上海：上海交通大學(xué)出版社，19889鄒慧君主編.機(jī)械原理課程設(shè)計(jì)手冊(cè)M. 北京: 高等教育出版社, 199810 孫同景，徐蹲編著.可編程序控制器應(yīng)用基礎(chǔ)M.山東科學(xué)技術(shù)出版社，199611孫恒、陳作模主編.機(jī)械原理M.北京: 高等教育出版社，200112濮良貴、紀(jì)名剛主編.機(jī)械設(shè)計(jì)M.北京: 高等教育出版社, 199613成大仙.機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)手冊(cè)（第1、2、3卷）M.北京：化學(xué)工業(yè)出版社,200213 余雷聲編著電氣控制與PLC應(yīng)用M北京：機(jī)械工業(yè)出版社，199614 鄭洪生.氣壓傳動(dòng)及控制M.北京:機(jī)械工業(yè)出版社，198715 L. P_ust.Weak and strong nonlinearities in magnetic bearingsJ. Mechanism and Machine Theory， 39 (2004) 77979516 Programming Controller Melsec FX series Programming Manual.Misubishi electric,19944.畢業(yè)設(shè)計(jì)（論文）進(jìn)度計(jì)劃：起訖日期工作內(nèi)容3. -3.查閱相關(guān)書(shū)籍，了解理論知識(shí)。3. -4.4. -5.5. -5.論文撰寫(xiě)。5. -6.完善論文，答辯。系（教研室）審核意見(jiàn)： 主任簽名 年 月 日5. 指導(dǎo)教師工作日記： 日期工作內(nèi)容（指導(dǎo)和檢查記錄、學(xué)生表現(xiàn)評(píng)語(yǔ)、課題進(jìn)度建議，等等）指導(dǎo)教師簽字第1章 緒論1.1課題背景經(jīng)編織物是有彈性的物品，為了生產(chǎn)運(yùn)輸方便，需要壓縮包裝，由于每一種產(chǎn)品規(guī)格及種類(lèi)多樣性，要求在傳統(tǒng)織物包裝用壓縮機(jī)結(jié)構(gòu)的基礎(chǔ)上，設(shè)計(jì)一套帶有可遍程控制器的包裝壓縮機(jī)，并具有以下功能：1）壓縮噸位可調(diào)（通過(guò)壓頭下降到某個(gè)位置控制或其他方法）。2）在規(guī)定壓縮噸位下，壓縮時(shí)間可調(diào)（3-5分鐘）。3）壓頭自動(dòng)恢復(fù)至原位，為下次工作準(zhǔn)備。1.2 PLC可編程序控制一.PLC的用途PLC的初期由于其價(jià)格高于繼電器控制裝置,使其應(yīng)用受到限制。但近年來(lái)由于微處理器芯片及有關(guān)元件價(jià)格大大下降,使PLC的成本下降,同時(shí)又由于PLC的功能大大增強(qiáng),使PLC 的應(yīng)用越來(lái)越廣泛,廣泛應(yīng)用于鋼鐵、水泥、石油、化工、采礦、電力、機(jī)械制造、汽車(chē)、造紙、紡織、環(huán)保等行業(yè)。PLC的應(yīng)用通常可分為五種類(lèi)型：（1）順序控制 這是PLC應(yīng)用最廣泛的領(lǐng)域，用以取代傳統(tǒng)的繼電器順序控制。PLC可應(yīng)用于單機(jī)控制、多機(jī)群控、生產(chǎn)自動(dòng)線(xiàn)控制等。如注塑機(jī)、印刷機(jī)械、訂書(shū)機(jī)械、切紙機(jī)械、組合機(jī)床、磨床、裝配生產(chǎn)線(xiàn)、電鍍流水線(xiàn)及電梯控制等。（2）運(yùn)動(dòng)控制 PLC制造商目前已提供了拖動(dòng)步進(jìn)電動(dòng)機(jī)或伺服電動(dòng)機(jī)的單軸或多軸位置控制模版。在多數(shù)情況下，PLC把掃描目標(biāo)位置的數(shù)據(jù)送給模版塊，其輸出移動(dòng)一軸或數(shù)軸到目標(biāo)位置。每個(gè)軸移動(dòng)時(shí)，位置控制模塊保持適當(dāng)?shù)乃俣群图铀俣龋_保運(yùn)動(dòng)平滑。相對(duì)來(lái)說(shuō)，位置控制模塊比計(jì)算機(jī)數(shù)值控制（CNC）裝置體積更小，價(jià)格更低，速度更快，操作方便。（3）閉環(huán)過(guò)程控制 PLC能控制大量的物理參數(shù)，如溫度、壓力、速度和流量等。PID（Proportional Intergral Derivative）模塊的提供使PLC具有閉環(huán)控制功能,即一個(gè)具有PID控制能力的PLC可用于過(guò)程控制。當(dāng)過(guò)程控制中某一個(gè)變量出現(xiàn)偏差時(shí),PID控制算法會(huì)計(jì)算出正確的輸出,把變量保持在設(shè)定值上。（4）數(shù)據(jù)處理 在機(jī)械加工中，出現(xiàn)了把支持順序控制的PLC和計(jì)算機(jī)數(shù)值控制（CNC）設(shè)備緊密結(jié)合的趨向。著名的日本FANUC公司推出的Systen10、11、12系列，已將CNC控制功能作為PLC的一部分。為了實(shí)現(xiàn)PLC和CNC設(shè)備之間內(nèi)部數(shù)據(jù)自由傳遞，該公司采用了窗口軟件。通過(guò)窗口軟件，用戶(hù)可以獨(dú)自編程，由PLC送至CNC設(shè)備使用。美國(guó)GE公司的CNC設(shè)備新機(jī)種也同樣使用了具有數(shù)據(jù)處理的PLC。預(yù)計(jì)今后幾年CNC系統(tǒng)將變成以PLC為主體的控制和管理系統(tǒng)。（5）通信和聯(lián)網(wǎng) 為了適應(yīng)國(guó)外近幾年來(lái)興起的工廠(chǎng)自動(dòng)化（FA）系統(tǒng)、柔性制造系統(tǒng)（FMS）及集散控制系統(tǒng)（DCS）等發(fā)展的需要，必須發(fā)展PLC之間，PLC和上級(jí)計(jì)算機(jī)之間的通信功能。作為實(shí)時(shí)控制系統(tǒng)，不僅PLC數(shù)據(jù)通信速率要求高，而且要考慮出現(xiàn)停電故障時(shí)的對(duì)策。二. PLC的特點(diǎn)（1）抗干擾能力強(qiáng)，可靠性高 繼電接觸器控制系統(tǒng)雖具有較好的抗干擾能力，但使用了大量的機(jī)械觸頭，使設(shè)備連線(xiàn)復(fù)雜，由于器件的老化、脫焊、觸頭的抖動(dòng)及觸頭在開(kāi)閉時(shí)受電弧的損害大大降低了系統(tǒng)的可靠性。傳統(tǒng)的繼電器控制系統(tǒng)中使用了大量的中間繼電器、時(shí)間繼電器。由于觸點(diǎn)接觸不良，容易出現(xiàn)故障，PLC用軟件代替大量的中間繼電器和時(shí)間繼電器，僅剩下與輸入和輸出有關(guān)的少量硬件，接線(xiàn)可減少互繼電器控制系統(tǒng)的1/10-1/100，因觸點(diǎn)接觸不良造成的故障大為減少。 而PLC采用微電子技術(shù)，大量的開(kāi)關(guān)動(dòng)作由無(wú)觸點(diǎn)的電子存儲(chǔ)器件來(lái)完成，大部分繼電器和復(fù)雜的連線(xiàn)被軟件程序所取代，故壽命長(zhǎng)，可靠性大大提高。微機(jī)雖然具有很強(qiáng)的功能，但抗干擾能力差，工業(yè)現(xiàn)場(chǎng)的電磁波干擾，電源波動(dòng)，機(jī)械振動(dòng)，溫度和濕度的變化，都可能使一般通用微機(jī)不能正常工作。而PLC在電子線(xiàn)路、機(jī)械結(jié)構(gòu)以及軟件結(jié)構(gòu)上都吸收了生產(chǎn)控制經(jīng)驗(yàn)，主要模塊均采用了大規(guī)模集成電路，I/O系統(tǒng)設(shè)計(jì)有完善的通道保護(hù)與信號(hào)調(diào)理電路；在結(jié)構(gòu)上對(duì)耐熱、防潮、抗震等都有精確的考慮；在硬件上采用隔離、屏蔽、濾波、接地等抗干擾能力，目前個(gè)生產(chǎn)廠(chǎng)家生產(chǎn)的PLC，平均無(wú)故障時(shí)間都大大超過(guò)了IEC規(guī)定的10萬(wàn)小時(shí)，有的甚至達(dá)到了幾十萬(wàn)小時(shí)。（2）控制系統(tǒng)結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單、通用性強(qiáng)、應(yīng)用靈活 PLC產(chǎn)品均成系列化生產(chǎn)，品種齊全，外圍模塊品種也多，可有各種組件靈活組合成各種大小和不同要求的控制系統(tǒng)。在PLC構(gòu)成的控制系統(tǒng)中，只需在PLC的端子上接入相應(yīng)的輸入、輸出信號(hào)線(xiàn)即可，不需要諸如繼電器之類(lèi)的物理電子器件和大量而有繁雜的硬件接線(xiàn)線(xiàn)路。當(dāng)控制要求改變，需要變更控制系統(tǒng)功能時(shí)，可以用編程器在線(xiàn)或離線(xiàn)修改程序，修改接線(xiàn)量很小。同一個(gè)PLC裝置有、用于不同的控制對(duì)象，只是輸入、輸出組件和應(yīng)用軟件不同而已。（3）編程方便，易于使用 PLC是面向用戶(hù)的設(shè)備，PLC的設(shè)計(jì)者充分考慮到現(xiàn)場(chǎng)工程技術(shù)人員的技能和習(xí)慣，PLC程序的編制，采用梯形圖或面向工業(yè)控制的簡(jiǎn)單指令形式。梯形圖與繼電器原理圖相類(lèi)似，直觀(guān)易懂，容易掌握，不需要專(zhuān)門(mén)的計(jì)算機(jī)知識(shí)和語(yǔ)言，深受現(xiàn)場(chǎng)電氣技術(shù)人員的歡迎，近年來(lái)又發(fā)展了面向?qū)ο蟮捻樞蚩刂屏鞒虉D語(yǔ)言，也稱(chēng)功能圖，使編程更加簡(jiǎn)單方便。（4）功能完善，擴(kuò)展能力強(qiáng) PLC中含有數(shù)量巨大的用于開(kāi)關(guān)量處理的繼電器類(lèi)軟件，可輕松地實(shí)現(xiàn)大規(guī)模的開(kāi)關(guān)量邏輯控制，這是一般的繼電器控制所不能實(shí)現(xiàn)的。PLC內(nèi)部具有許多控制功能，能方便地實(shí)現(xiàn)D/A、A/D轉(zhuǎn)換及PID運(yùn)算，實(shí)現(xiàn)過(guò)程控制、數(shù)字控制等功能。PLC具有通信聯(lián)網(wǎng)功能，他不僅可以控制一臺(tái)單機(jī)，一條生產(chǎn)線(xiàn)，還可以控制一個(gè)機(jī)群，許多生產(chǎn)線(xiàn)。他不但可以進(jìn)行現(xiàn)場(chǎng)控制，還可以用于遠(yuǎn)程控制。（5）PLC控制系統(tǒng)設(shè)計(jì)、安裝、調(diào)試方便 PLC中相當(dāng)于繼電器系統(tǒng)中的中間繼電器、時(shí)間繼電器、計(jì)數(shù)器等“軟元件”數(shù)量巨大，硬件齊全，且為模塊化積木式結(jié)構(gòu)，并已商品化，故可按性能、容量（輸入、輸出點(diǎn)、內(nèi)存大?。┑冗x用組裝。又由于用軟件編程取代了硬接線(xiàn)實(shí)現(xiàn)控制功能，使安裝接線(xiàn)量大大減小，設(shè)計(jì)人員只要一臺(tái)PLC就可進(jìn)行控制系統(tǒng)的設(shè)計(jì)可在實(shí)驗(yàn)室進(jìn)行模擬調(diào)試。而繼電接觸器系統(tǒng)需要在現(xiàn)場(chǎng)調(diào)試，工作量很大且繁難。（6）維修方便，維修工作量小 PLC具有完善的自診斷，履歷情況存儲(chǔ)及監(jiān)視功能。對(duì)于內(nèi)部工作狀態(tài)、通信狀態(tài)、異常狀態(tài)和I/O點(diǎn)的狀態(tài)均有顯示。工作人員通過(guò)他可查出故障原因，便于迅速處理，及時(shí)排除。（7）結(jié)構(gòu)緊湊 體積小、重量輕，易于實(shí)現(xiàn)機(jī)電一體化。由于以上特點(diǎn)，使得PLC獲得極為廣泛的應(yīng)用。1.3 液壓傳動(dòng)液壓傳動(dòng)開(kāi)始應(yīng)用于十八世紀(jì)末，但在工業(yè)上被廣泛應(yīng)用的時(shí)間比較短。有大幅度的發(fā)展也就在近50年。因此，與其它傳動(dòng)方式比還是一項(xiàng)年輕的技術(shù)。當(dāng)今液壓技術(shù)廣泛應(yīng)用于工程機(jī)械、起重運(yùn)輸、冶金工業(yè)、農(nóng)用機(jī)械，輕工業(yè)和機(jī)床工業(yè)。隨著液壓技術(shù)的不斷發(fā)展，液壓技術(shù)也廣泛應(yīng)用在高科技高精度的行業(yè)，如機(jī)床行業(yè)。它能代替人們一部分頻繁而笨重的勞動(dòng)，能在條件惡劣的環(huán)境中工作。特別在數(shù)控機(jī)床這類(lèi)要求精度較高的領(lǐng)域有著不可代替的作用，出現(xiàn)了液壓傳動(dòng)的自動(dòng)化機(jī)床，組合機(jī)床和自動(dòng)生產(chǎn)線(xiàn)等。在國(guó)防工業(yè)中，如飛機(jī)，坦克、火炮等都普遍采用了液壓傳動(dòng)裝置和液壓控制裝置。當(dāng)今研究的主要內(nèi)容是高壓粘性流體在密閉容器中流動(dòng)規(guī)律和系統(tǒng)中承受高壓的粘性流體的運(yùn)動(dòng)規(guī)律。液壓系統(tǒng)有著獨(dú)特的優(yōu)勢(shì)。其有著體積小，重量輕，可實(shí)現(xiàn)無(wú)級(jí)變速，運(yùn)動(dòng)平穩(wěn)，結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單，操作方便，工作壽命長(zhǎng)，液壓元件易于通用化、標(biāo)準(zhǔn)化、系列化的特點(diǎn)。基于以上優(yōu)點(diǎn)，處于新興技術(shù)的液壓系統(tǒng)在近些年得到了大幅度的發(fā)展，還有著廣泛的發(fā)展空間。它正向高壓化、高速花、集成化、大流量、大功率、高效率、長(zhǎng)壽命、低噪音的方向發(fā)展。液壓傳動(dòng)可以用很小的功率控制速度、方向。使用適當(dāng)?shù)墓?jié)流技術(shù)可使執(zhí)行元件的精度達(dá)到最高。其布局安裝有很大的靈活性，同體積重量比卻比其他機(jī)械小的多。因此能構(gòu)成其他方法難以組成的復(fù)雜系統(tǒng)。液壓傳動(dòng)能實(shí)現(xiàn)低速大噸位運(yùn)動(dòng)。采用適當(dāng)?shù)墓?jié)流技術(shù)可使運(yùn)動(dòng)機(jī)構(gòu)的速度十分平穩(wěn)。第2章方案論證2.1 傳動(dòng)方案的論證目前沖壓設(shè)備的傳動(dòng)方式主要有：液壓式、氣壓式、電動(dòng)式和機(jī)械傳動(dòng)方式等。傳動(dòng)裝置的選擇正確與否，直接決定著沖壓機(jī)的好壞。1 .氣壓傳動(dòng)的結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單，成本低，易于實(shí)現(xiàn)無(wú)級(jí)變速；氣體粘性小阻力損失小，流速快，防火防爆。但是空氣易于壓縮，負(fù)載對(duì)傳動(dòng)特性的影響大，不易在低溫環(huán)境下工作?？諝獠灰妆幻芊猓瑐鲃?dòng)功率小。2. 電氣傳動(dòng)的優(yōu)點(diǎn)是傳動(dòng)方便，信號(hào)傳遞迅速，標(biāo)準(zhǔn)化程度高，易于實(shí)現(xiàn)自動(dòng)化，缺點(diǎn)是平穩(wěn)性差，易受到外界負(fù)載影響。慣性大，換向慢，電氣設(shè)備和元件要耗用大量的有色金屬。成本高，受溫度、濕度、震動(dòng)、腐蝕等環(huán)境的影響大。3. 機(jī)械傳動(dòng)準(zhǔn)確可靠，操作簡(jiǎn)單，負(fù)載對(duì)傳動(dòng)特性幾乎沒(méi)有影響。傳動(dòng)效率高，制造容易和維護(hù)簡(jiǎn)單。但是，機(jī)械傳動(dòng)一般不能進(jìn)行無(wú)級(jí)調(diào)速，遠(yuǎn)距離操作困難，結(jié)構(gòu)也比較復(fù)雜等。4.液壓傳動(dòng)與以上幾種傳動(dòng)方式比較有以下優(yōu)點(diǎn)：獲得力和力矩很大，體積小，重量輕，能在大范圍內(nèi)實(shí)現(xiàn)無(wú)級(jí)調(diào)速，運(yùn)動(dòng)平穩(wěn)，設(shè)計(jì)簡(jiǎn)單，操作方便，工作壽命長(zhǎng)，易于通用化、標(biāo)準(zhǔn)化、系列化。它有很廣闊的發(fā)展空間。從各方面考慮，液壓傳動(dòng)系列基本符合設(shè)計(jì)要求，能達(dá)到預(yù)期的標(biāo)準(zhǔn)。所以，此次設(shè)計(jì)將采用液壓傳動(dòng)，傳動(dòng)原理如下：圖1 傳動(dòng)原理圖1 壓縮包裝機(jī)基座2 壓縮包裝機(jī)壓頭3 活塞4 液壓缸5 電動(dòng)機(jī)6 油箱7 濾油器8 柱塞變量泵9 調(diào)壓閥10 溢流閥11 換向閥12 支撐閥13 壓力表流量原理圖說(shuō)明：電動(dòng)機(jī)5帶動(dòng)柱塞變量泵8向主油路供油，可以通過(guò)溢流閥5和調(diào)壓閥4對(duì)液壓系統(tǒng)進(jìn)行調(diào)壓，使壓力表13的值到系統(tǒng)需要的壓力，利用換向閥11進(jìn)行換向。如果處于中間位置，系統(tǒng)處于保壓狀態(tài)；如果左端通電，液壓缸將下降運(yùn)動(dòng)，完成下壓運(yùn)動(dòng)；如果右端通電，液壓缸將上升動(dòng)作，完成工藝中的快退。2.2 控制元件的分析液壓傳動(dòng)中主要有以下幾種控制元件實(shí)現(xiàn)壓頭的下壓、保壓和返回的過(guò)程。1.手動(dòng)換向閥 用人工操作控制閥芯的運(yùn)動(dòng)。手動(dòng)換向閥又分為手動(dòng)和腳動(dòng)兩種。優(yōu)點(diǎn)是操作簡(jiǎn)單、靈活、容易控制。2.電磁換向閥 通過(guò)電磁鐵產(chǎn)生的電磁力來(lái)使閥芯運(yùn)動(dòng)，達(dá)到油路的轉(zhuǎn)換，易于實(shí)現(xiàn)自動(dòng)化控制，但由于受電磁鐵吸引力的限制，電磁換向閥流量不能過(guò)大而且需要在回路中增加減速裝置。3.插裝閥 是一種新型的開(kāi)關(guān)式閥體，結(jié)構(gòu)以錐閥為基礎(chǔ)單位，配以不同的先導(dǎo)閥可實(shí)現(xiàn)對(duì)液流的方向、壓力和流量大小的控制。其結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單，動(dòng)作反應(yīng)快，適合高壓大流量的場(chǎng)合。從設(shè)計(jì)課題上考慮，電磁換向閥比較符合設(shè)計(jì)要求，完全可以滿(mǎn)足性能要求。第3章液壓缸的設(shè)計(jì)及參數(shù)選擇設(shè)計(jì)本臺(tái)液壓式壓縮包裝機(jī)，其工作循環(huán)可分為：快速下行，減速下壓，快速退回。由設(shè)計(jì)題目按如下參數(shù)設(shè)計(jì)：壓力：10噸=1010009.8=0.9810N生產(chǎn)率： 1次/210秒（其中保壓時(shí)間180秒）工作行程：800mm=0.8m最大壓厚度：20mm=0.02m壓頭及頂柱的重量：1.010N 快速下降所用的時(shí)間為11s，運(yùn)行的距離為0.58m。工進(jìn)所用的時(shí)間為11s，運(yùn)行的距離為0.22m?？焱朔祷氐臅r(shí)間為8s，其運(yùn)行的距離為0.50m。得到各個(gè)工藝路線(xiàn)的速度參數(shù)如下： 快速下行： 行程：580mm 速度：53mm/s減速下壓： 行程：220mm 速度：20mm/s快 退： 行程：800mm 速度：100mm/s單次循環(huán)的總時(shí)間是：11+11+8=30s液壓缸采用Y型密封圈。其機(jī)械效率一般為0.9-0.95之間，本液壓缸的效率?。?0.95。第4章工況分析4.1動(dòng)力（負(fù)載）分析及負(fù)載循環(huán)圖動(dòng)力分析就是一部機(jī)器在工作過(guò)程中執(zhí)行機(jī)構(gòu)的受力情況。由于工作機(jī)構(gòu)作直線(xiàn)往復(fù)運(yùn)動(dòng)時(shí)，液壓缸必須克服的外負(fù)載為： =+ （41）式中 -工作負(fù)載 -摩擦負(fù)載 -慣性負(fù)載4.1.1摩擦負(fù)載摩擦負(fù)載就是液壓缸驅(qū)動(dòng)工作時(shí)所需要克服的機(jī)械摩擦阻力。由于詳細(xì)計(jì)算比較煩瑣，一般將它算入液壓缸的機(jī)械效率中考慮。在這里不用考慮摩擦負(fù)載。4.1.2慣性負(fù)載慣性負(fù)載即運(yùn)動(dòng)部件在啟動(dòng)和制動(dòng)過(guò)程中的慣性力。 計(jì)算公式為： =（N） （42）式中 運(yùn)動(dòng)部件的質(zhì)量 （kg） 運(yùn)動(dòng)部件的加速度 （m/s） 運(yùn)動(dòng)部件的重量 （N） 重力加速度 （m/s） 速度變化值 （m/s） 啟動(dòng)或制動(dòng)時(shí)間，由經(jīng)驗(yàn)可得=0.5s壓頭啟動(dòng)和制動(dòng)的加速或減速都在0.5秒內(nèi)完成。則啟動(dòng)時(shí)： = =（1.010/9.8）（0.053/0.5）=108（N）制動(dòng)時(shí)： =（1.010/9.8）（0.1/0.5）= 204（N）4.1.3工作負(fù)載壓力機(jī)沖頭上負(fù)載分為兩個(gè)階段：第一階段負(fù)載力緩慢的線(xiàn)增加，在達(dá)到最大沖壓力5%左右。第二階段負(fù)載力急劇上升到最大沖壓力。因此工作負(fù)載為：初壓階段上升到=5%=9.8105%=0.4910N終壓階段上升到=壓力=0.9810N4.1.4負(fù)載循環(huán)圖圖41 壓縮包裝機(jī)的負(fù)載循環(huán)圖4.2 運(yùn)動(dòng)分析及運(yùn)動(dòng)循環(huán)圖運(yùn)動(dòng)分析，就是研究一臺(tái)機(jī)器按工藝要求以怎樣的運(yùn)動(dòng)規(guī)律完成一個(gè)工作循環(huán)。4.2.1位移循環(huán)圖根據(jù)已知條件，快速下行時(shí)，行程為0.58m，速度0.053m/s ，時(shí)間11s。慢速下降時(shí)行程0.22m，速度 0.02m/s，時(shí)間11s。快退是行程為0.8m，速度0.1m/s，時(shí)間8s。4.2.2速度循環(huán)圖圖42 壓縮包裝機(jī)的速度循環(huán)圖第章確定液壓系統(tǒng)主要參數(shù)5.1確定液壓缸幾何尺寸在單活塞桿的液壓缸中活塞工進(jìn)（受壓）時(shí)， =/ （51）=0.9810/0.95=1.03210（N）圖 51活塞快退（受拉）時(shí)， = = （52）=1.010/0.95=1.05310（N）圖 52式中 液壓缸的工作腔壓力（MPa）液壓缸的回油腔壓力（MPa）=/4液壓缸無(wú)桿腔有效面積（m）=（）/4有桿腔的有效面積（m）活塞直徑（m）活塞桿直徑（m）液壓缸的工作效率根據(jù)資料文獻(xiàn)查得，工作壓力=1032MP。參考同類(lèi)機(jī)械的設(shè)計(jì)和加工的經(jīng)驗(yàn)，這里工作壓力取16MPa。背壓力=0.5-1.5MP。參考同類(lèi)機(jī)械的設(shè)計(jì)和加工的經(jīng)驗(yàn)，這里背壓力取1MPa。= （53）=100/53=1.9活塞桿在快進(jìn)和快退中受力幾乎為零或是自重的大小。只在沖壓工件時(shí)受到的作用力較大，即液壓缸的有關(guān)設(shè)計(jì)參數(shù)在該工步中去計(jì)算。由參考文獻(xiàn)2中查得下表：表51 液壓缸常用往返速比1.11.21.331.461.612.00.30.40.50.550.620.7由相近原理： =0.7一般，液壓缸在工進(jìn)狀態(tài)下工作，其活塞面積為： =（+ ）/ （54） =/4 （55） =（）/4 （56）由公式（54）（55）（56）得 根據(jù)參考文獻(xiàn)1表43.626和表43.627對(duì)D和d進(jìn)行調(diào)整得=100mm=0.1m= 70mm=0.07m 所以 =0.01m=0.0051m5.2計(jì)算液壓缸所需流量液壓缸的最大流量：= （m/s） （57）式中 液壓缸的有效面積（m2） 液壓缸的流速（m/s）快進(jìn)所需流量= =0.010.053=0.00053 m/s =31.8L/min工進(jìn)所需流量=0.010.02=0.0002 m/s =12 L/min快退所需流量=0.00510.1=0.00051 m/s =30.6 L/min5.3計(jì)算系統(tǒng)所需的壓力1.當(dāng)系統(tǒng)快進(jìn)時(shí)，所需壓力為：= + （58）式子中 工作中的負(fù)載（N） 活塞的橫截面積（m） 背壓力（MPa）該工藝中分勻速運(yùn)動(dòng)和制動(dòng)兩部分構(gòu)成。當(dāng)工藝處于啟動(dòng)的時(shí)候：= 108/0.0110+1 =0.0108+1 =1.0108MPa當(dāng)工藝處于勻速的時(shí)候：= 0/0.0110+1 =1MPa2.當(dāng)系統(tǒng)處于工進(jìn)時(shí)，所需的壓力為：= /+ /2 （59）式子中 工作中的負(fù)載（N） 活塞的橫截面積（m2） 背壓力（MPa）=1.03210/ 0.0110+ 0.5 =10.32+0.5 =10.82MPa3.當(dāng)系統(tǒng)處于快退時(shí)，所需的壓力為：=/+ 2 （510）式子中 工作中的負(fù)載（N） 活塞的橫截面積（m2） 背壓力（MPa）該工藝中分為勻速運(yùn)動(dòng)和制動(dòng)兩部分構(gòu)成。當(dāng)工藝處于勻速運(yùn)動(dòng)的時(shí)候：= 1.010/0.0110+ 2 =0.1+2 =2. 1MPa當(dāng)工藝處在制動(dòng)的時(shí)候：=204/ 0.0110+2 =0.0204+2 =2.0204MPa5.4 繪制壓縮機(jī)主缸工況圖液壓缸的工況圖是指液壓缸壓力循環(huán)圖、流量循環(huán)圖和功率循環(huán)圖。它是調(diào)整系統(tǒng)參數(shù)、選擇液壓泵和閥的依據(jù)。1.壓力循環(huán)圖 通過(guò)最后確定的液壓元件的結(jié)構(gòu)尺寸，再根據(jù)實(shí)際載荷的大小求出液壓執(zhí)行元件在其動(dòng)作循環(huán)各階段的工作壓力，然后把他們繪制成Pt圖。2.流量循環(huán)圖 根據(jù)已定的液壓缸有效面積或液壓馬達(dá)的排量，結(jié)合其運(yùn)動(dòng)速度算出他在工作循環(huán)中每一階段的實(shí)際流量，把它繪制成Qt圖。若系統(tǒng)中有多個(gè)液壓執(zhí)行元件同時(shí)工作，要把各自的流量圖疊加起來(lái)繪制出總的流量循環(huán)圖。3.功率循環(huán)圖 繪制壓力循環(huán)圖和總流量循環(huán)圖后，即可繪制出系統(tǒng)的功率循環(huán)圖。由前面所設(shè)計(jì)的壓力，流量，可得出如下一個(gè)表格，以便繪制和分析工況圖。表52 負(fù)載壓力流量明細(xì)表工作負(fù)載（N）工作壓力（MPa）流量（m/s）快 啟動(dòng)進(jìn) 勻速工進(jìn)快 勻速退 制動(dòng)10801.032101.0102041.0108110.822. 212.02040.000530.00020.00051有前面所得的數(shù)據(jù)，可繪制出壓力循環(huán)圖（Pt）和流量循環(huán)圖（Qt）如下：圖51 壓力循環(huán)圖（Pt）圖52 流量循環(huán)圖（Qt）通過(guò)對(duì)壓力循環(huán)圖和流量循環(huán)圖分析得知：最大流量值=31.8L/min=0.00053 m/s最大壓力值=10.82MPa5.5液壓缸主要零件的結(jié)構(gòu)材料及技術(shù)要求5.5.1液壓缸的基本參數(shù)由以上設(shè)計(jì)得到液壓缸內(nèi)徑尺寸=0.1m，活塞桿直徑=0.07m。液壓缸活塞的最大行程系數(shù)，根據(jù)參考文獻(xiàn)1查得=0.8m。 5.5.2液壓缸的類(lèi)型和安裝方式液壓缸是液壓系統(tǒng)中的執(zhí)行元件，能夠?qū)崿F(xiàn)直線(xiàn)往復(fù)運(yùn)動(dòng)。本液壓缸活塞兩端面積差較大，使活塞往復(fù)運(yùn)動(dòng)時(shí)輸出速度及差值較大。所以本液壓缸采用雙作用無(wú)緩沖式。5.5.3液壓缸的主要零件及技術(shù)要求1.缸體液壓缸缸體的常用材料一般為20、35、45號(hào)無(wú)縫鋼管，一般情況下均采用45號(hào)鋼，并調(diào)質(zhì)到241285HB。鑄鐵可采用HT200HT350間的幾個(gè)牌號(hào)或球墨鑄鐵。由于球墨鑄鐵具有較高的抗拉強(qiáng)度和彎曲疲勞強(qiáng)度，也具有良好的塑性和韌性，其屈服度比鋼高。因此，球墨鑄鐵制造承受靜載荷的構(gòu)件比鑄鋼節(jié)省材料，重量也輕。所以本設(shè)計(jì)的液壓缸采用QT45010。鑄件需進(jìn)行正火消除內(nèi)應(yīng)力處理。由參考文獻(xiàn)1得缸體的技術(shù)要求：（1）缸體的內(nèi)徑因?yàn)轫毰c活塞配合，防止漏油，所以要盡量減少表面粗糙度，可采用H8、H9配合。當(dāng)活塞采用橡膠密封圈時(shí)，Ra為0.10.4m，當(dāng)活塞用活塞環(huán)密封時(shí)，Ra為0.20.4m，且均需珩磨。 （2） 缸體內(nèi)徑的圓度公差值可按9、10、11級(jí)精度選取，圓柱度公差應(yīng)按8級(jí)精度選取。（3） 缸體端面的垂直度公差可按7級(jí)精度選取。（4） 缸體與缸頭采用螺紋連接時(shí)，螺紋應(yīng)用6級(jí)精度的米制螺紋。（5）當(dāng)缸體帶有耳環(huán)或軸銷(xiāo)時(shí)，孔徑或軸徑的中心線(xiàn)對(duì)缸體內(nèi)孔軸線(xiàn)垂直公差值按9級(jí)精度選取。2.缸蓋本液壓缸采用在缸蓋中壓入導(dǎo)向套，缸蓋選用HT200鑄鐵，導(dǎo)向套選用鑄鐵HT200，以使導(dǎo)向套更加耐用。3.活塞液壓缸活塞常用的材料為耐磨鑄鐵，灰鑄鐵，鋼及鋁合金等。本設(shè)計(jì)冶壓缸活塞材料選用45號(hào)鋼，需要經(jīng)過(guò)調(diào)質(zhì)處理。由參考文獻(xiàn)1得活塞的技術(shù)要求：（1）活塞外徑D對(duì)內(nèi)孔d的徑向跳動(dòng)公差值，按7、8級(jí)精度選取。（2）端面T對(duì)內(nèi)徑d軸線(xiàn)的垂直度公差值，應(yīng)按7級(jí)精度選取。（3）外徑D的圓柱度公差值，按9、10、11級(jí)精度選取。（4）活塞與缸體的密封結(jié)構(gòu)由前可以選用Y型密封圈。5.6液壓缸結(jié)構(gòu)參數(shù)的計(jì)算液壓缸的結(jié)構(gòu)參數(shù)的計(jì)算包括缸管厚度，油口直徑，缸底厚度等等。5.6.1計(jì)算液壓缸的厚度首先利用薄壁筒公式計(jì)算液壓缸的壁厚：=/2=/（2/） （511）式中 液壓缸壁厚度（m） 實(shí)驗(yàn)壓力（MPa）。當(dāng)16MPa時(shí)，=1.5；當(dāng)16MPa時(shí)，=1.25P；所以在此=1.25=1.2510.82=13.525MPa 液壓缸的內(nèi)徑（m） 材料的許用應(yīng)力（MPa） 材料的抗拉強(qiáng)度，在此取600（MPa） 安全系數(shù)，在此取=5由公式（511）得：=/2=/（2/）=13.525100/（2600/5） =5.6mm因?yàn)楫?dāng)/16時(shí)，薄壁公式才成立，而在此/=100/5.6=17.8616。所以液壓缸是薄壁，取壁厚為12.5mm。缸體的外徑=+2=100+212.5=125mm=0.125m5.6.2液壓缸油口的計(jì)算液壓缸油口的直徑計(jì)算應(yīng)根據(jù)活塞最高的速度V和油口最高液流速度而定。當(dāng)油口是進(jìn)油口時(shí)：=0.13（/） （513）式中 液壓缸油口直徑（m） 液壓缸內(nèi)徑（m） 液壓缸最大輸出速度（m/s） 油口的液流速度（m/s）根據(jù)文獻(xiàn)5，液壓缸的進(jìn)油液流速度=2 m/s；由公式（513）得：=0.13100（3.6/2） =17.44mm取一整數(shù)=20mm=0.02m。 當(dāng)油口是出油口時(shí)：根據(jù)文獻(xiàn)5，液壓缸的進(jìn)油液流速度=5 m/s；由公式（514）得：=0.13100（3.6/5）= 11.03mm 取一整數(shù)=15mm=0.015m。 5.6.3缸底厚度的計(jì)算本設(shè)計(jì)采用缸底無(wú)油孔，所以采用公式：=0.433（/） （514）式中 液壓缸內(nèi)徑（m） 實(shí)驗(yàn)壓力（MPa） 缸底厚度（m） 缸底材料的許用應(yīng)力（m/s）由公式（514）得： =0.4330.1（10.82/120） =0.013m 參考同類(lèi)液壓缸的制造經(jīng)驗(yàn)取=0.02m5.7液壓缸的校合5.7.1液壓缸中背壓力的校合背壓力是用來(lái)平衡在液壓系統(tǒng)不工作時(shí)活塞桿自重的。由牛頓第一定律： = （515）式中 系統(tǒng)需要的最少背壓力（MPa）活塞桿截面積（m2）滑塊重量（N）如果=1MP，即背壓力滿(mǎn)足要求。由公式（515）得： =/=1.010/0.0051=1.96MPa=0.42MPa2.02MPa所以，該液壓系統(tǒng)的背壓力滿(mǎn)足要求。5.7.2活塞桿的校合校合活塞桿可用公式：（4/ ）。 （516）式中 活塞桿的作用力（N） 活塞桿材料的許用應(yīng)力（MPa）由公式（517）得：=（40.9810/（120）=32.25mm=70 mm所以活塞桿直徑滿(mǎn)足要求。第6章 液壓元件和液壓油的選擇6.1 液壓泵的選擇液壓泵是將原動(dòng)機(jī)的機(jī)械能轉(zhuǎn)換為液壓能的能量轉(zhuǎn)換元件。在設(shè)計(jì)液壓傳動(dòng)中，液壓泵作為動(dòng)力元件向液壓系統(tǒng)提供液壓能。液壓泵工作的基礎(chǔ)條件是：1. 必須具備一個(gè)密封油腔，而且密閉油腔的容積在運(yùn)轉(zhuǎn)過(guò)程中應(yīng)不斷變化。2. 泵的吸油是靠彈簧克服摩擦力的阻力、推力推動(dòng)活塞下移而實(shí)現(xiàn)的，這樣的泵具有自吸能力。6.1.1.確定泵的最大工作壓力液壓泵的最大工作壓力，由下式確定：+ （71）式中 液壓缸或液壓馬達(dá)最大工作壓力（MPa）由液壓泵出口到液壓缸或液壓馬達(dá)進(jìn)口之間的管路沿程阻力損失和局部阻力損失之和。這些阻力損失只有在液壓元件選定后，并繪出管路布置圖才能計(jì)算。在初算時(shí)按經(jīng)驗(yàn)數(shù)據(jù)選?。汗苈泛?jiǎn)單，流速不大的取=0.20.5MPa；管路復(fù)雜，流速較大的取=0.51MPa。該系統(tǒng)取=0.5MPa由公式（511）得：=10.82+0.511.32MPa；6.1.2確定液壓泵的流量和排量；當(dāng)多液壓缸（或馬達(dá)）同時(shí)動(dòng)作時(shí)，液壓泵的流量要大于同時(shí)動(dòng)作的幾個(gè)液壓缸（或馬達(dá)）所需的最大流量。并應(yīng)考慮到系統(tǒng)的漏損和液壓泵磨損后容積效率的下降。即有下式計(jì)算液壓泵的流量公式：（） （m/s） （72）式中 系統(tǒng)泄漏系數(shù)。一般取1.11.3。大流量取小值，小流量取大值。該系統(tǒng)取=1.1（）同時(shí)動(dòng)作的液壓缸（或馬達(dá)）的最大流量（m/s）；可以從Qt圖上查得。對(duì)于工作過(guò)程始終用節(jié)流調(diào)速的系統(tǒng)，在確定流量時(shí)，尚需加上溢流閥的最小流量，一般取0.0510 m/s由Qt圖得到液壓缸所需最大流量31.8L/min；由公式（72）得：1.131.8=34.98L/min；此液壓系統(tǒng)采用液壓變 轉(zhuǎn)速為1500r/min；排量公式：=/1500 （73）由公式（73）得：=34.98/1500=0.02332L/r=23.32ml/r；6.1.3選擇液壓泵的規(guī)格按已算出的最大工作壓力和流量，得出液壓泵的額定壓力=（1+25%）=14.15MPa。查閱文獻(xiàn)9，選則液壓泵的型號(hào)為JPW200/30-45；排量32ml/r；轉(zhuǎn)速1500r；額定壓力21MP；額定流量得：321500/1000=45L/min，這里選45 L/min；6.1.4確定驅(qū)動(dòng)液壓缸的功率由于本機(jī)器采用閉合式液壓系統(tǒng)，壓力損失很小，可以忽略不記。這一點(diǎn)可以在后邊的系統(tǒng)驗(yàn)算中得到準(zhǔn)確的驗(yàn)證。所以液壓泵的輸出功率用下式計(jì)算：= （74）式中 液壓泵的輸出功率（kw）液壓缸壓力（MPa）液壓泵的流量（m/s）一、液壓缸處于啟動(dòng)時(shí)由JPW200/30-45型號(hào)液壓泵的壓力、流量曲線(xiàn)圖可得：=0.00053m3/s,所以由公式（74），得：=（） =（1.010/0.01）0.00053=530（w）二、液壓缸壓力達(dá)到最大值時(shí)（即到達(dá)系統(tǒng)最高壓力時(shí)）由JPW200/30-45型號(hào)液壓泵的壓力、流量曲線(xiàn)圖可得：=0.0002m3/s,所以由公式（74），得：=10.82100.000210=2.164kw三、液壓缸處于快退時(shí)由JPW200/30-45型號(hào)液壓泵的壓力、流量曲線(xiàn)圖可得:=0.00051 m3/s,所以由公式（74），得：=2.2100.0005110=1.12kw因此，選出液壓泵的最大輸出功率=2.164kw。6.2 電動(dòng)機(jī)的選擇 電動(dòng)機(jī)分交流電動(dòng)機(jī)和直流電動(dòng)機(jī)兩種，如無(wú)特殊說(shuō)明時(shí)，一般選擇交流。選擇電動(dòng)機(jī)的類(lèi)型和結(jié)構(gòu)形成應(yīng)根據(jù)電源種類(lèi)（交流或直流），工作條件（環(huán)境、溫度、空間、位置等，載荷的大小和性質(zhì)的變化，過(guò)載情況等），啟動(dòng)性能和啟動(dòng)、制動(dòng)正反轉(zhuǎn)的頻率程度等條件來(lái)選擇。Y系列三相籠式異步電動(dòng)機(jī)是一般用途的的全封閉式鼠籠三相異步電動(dòng)機(jī)。由于結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單，工作可靠，價(jià)格低廉，因此本設(shè)計(jì)選用此電動(dòng)機(jī)。根據(jù)所求得到的液壓泵的功率，對(duì)電動(dòng)機(jī)進(jìn)行選擇，根據(jù)參考文獻(xiàn)4本設(shè)計(jì)可選電動(dòng)機(jī)Y100L24，其額定功率為3kw，轉(zhuǎn)速為1430r/min。6.3 控制閥的選擇選擇控制閥應(yīng)按額定壓力、最大流量、動(dòng)作方式、安裝固定方式、壓力損失數(shù)值、工作性能參數(shù)和工作壽命來(lái)選擇。1. 應(yīng)盡量選擇標(biāo)準(zhǔn)定型產(chǎn)品，一般不使用自行設(shè)計(jì)專(zhuān)用的控制閥。 2. 一般選擇控制閥的額定流量應(yīng)比系統(tǒng)管路實(shí)際通過(guò)的流量大一些。必要時(shí)允許通過(guò)閥的最大流量超過(guò)其額定流量的20%。3. 應(yīng)注意差動(dòng)液壓缸由于面積差形成不同回油量對(duì)控制閥正常工作的影響。方向控制閥主要有手動(dòng)換向閥，機(jī)動(dòng)換向閥，電磁換向閥等幾種形式。由前面所分析，本課題設(shè)計(jì)的機(jī)器所用的換向閥為電磁換向閥。由于本液壓系統(tǒng)中要的是三個(gè)位置的換向閥，在這里簡(jiǎn)單介紹下三位四通換向閥的功能。1. 三位四通換向閥處于中位，各油口封閉，該液壓泵處于卸荷狀態(tài)。2. 三位四通換向閥處于左端，油口P與B之間相連，A與O之間相連，液壓缸下降動(dòng)作，完成快進(jìn)和工進(jìn)兩種動(dòng)作。3. 三位四通換向閥處于右端，油口P與A之間相連，B與O之間相連，液壓缸上升動(dòng)作，完成快退工藝。圖71 三位四通手動(dòng)換向閥參考同類(lèi)機(jī)械的選擇，查閱參考文獻(xiàn)9，選擇換向閥的型號(hào)為：4SH。6.4 管道（導(dǎo)管）的選擇 選擇管道的主要內(nèi)容是根據(jù)壓力損失，發(fā)熱量和液壓沖擊，合理確定管道內(nèi)徑、壁厚和材料。在液壓傳動(dòng)中常用的管子有鋼管、鐵管、膠管、尼龍管和塑料管等，該設(shè)計(jì)管道選擇45號(hào)無(wú)縫鋼管。6.4.1 管道內(nèi)徑的確定由流體力學(xué)可知，當(dāng)通過(guò)管道的油液流量Q一定時(shí)，管道內(nèi)徑?jīng)Q定管道截面的油液平均流速v；即：1130 （75）式中 液體最大流量 m/s 管道內(nèi)液流平均流速m/s； 慣用流速：對(duì)吸油管12m/s（一般取1m/s以下）；對(duì)于壓油管36m/s；對(duì)于回流管1.52.5m/s當(dāng)對(duì)吸油管道時(shí)，吸油管平均流速在此取=1.5m/s；由公式（75）得：d=1130=20.83mm根據(jù)文獻(xiàn)4表14.212取=25mm；當(dāng)對(duì)壓油管道時(shí)，吸油管平均流速在此取=4m/s；由公式（75）得：=1130=12.75mm根據(jù)文獻(xiàn)4表14.212取=20mm；當(dāng)對(duì)回油管道時(shí)，吸油管平均流速在此取=2m/s；油管平均流量在此取=/2；由公式（75）得：=1130=18.05mm根據(jù)文獻(xiàn)4表14.212取=20mm；6.4.2 管道壁厚的計(jì)算管壁厚度計(jì)算公式： /2= （76）式中 管道壁厚（m） 管道承受的最高工作壓力（MPa） 管道內(nèi)徑（m） 管道材料的抗拉許用應(yīng)力（MPa） 材料的抗拉強(qiáng)度（MPa），在此取=600MPa 安全系數(shù)，它需要考慮管道徑向尺寸的誤差與形變，管道內(nèi)徑的壓力脈動(dòng)，液壓沖擊，管道的材料質(zhì)量及工作壓力的周期變化等不安全因素。故一般規(guī)定=48。液壓震動(dòng)，壓力沖擊大取大值；液壓震動(dòng)，壓力沖擊小取小值。本設(shè)計(jì)取=4。 =/ （77） =600/4=150MPa；當(dāng)對(duì)吸油管時(shí)由公式（76）得：=（2125）（2150）=1.75mm計(jì)算出值應(yīng)符合標(biāo)準(zhǔn)系列值，查文獻(xiàn)4表14.212得=5mm。外徑管=25+25=35mm;查閱文獻(xiàn)4得管=35mm;當(dāng)對(duì)壓油管時(shí)由公式（76）得：=（2120）（2150）=1.4mm計(jì)算出的值應(yīng)符合標(biāo)準(zhǔn)系列值，查文獻(xiàn)4表14.212得=5mm。外徑管=20+25=30mm ;查閱文獻(xiàn)4得管=30mm;當(dāng)對(duì)回油管時(shí)由公式（76）得 ：=（20.520）（2150）=1.36mm計(jì)算出的值應(yīng)符合標(biāo)準(zhǔn)系列值，查文獻(xiàn)4表14.212得=5mm。外徑管=20+25=30mm ;查閱文獻(xiàn)4得管=30mm;6.5 確定油箱的容量油箱在液壓系統(tǒng)中除了儲(chǔ)油外，還起著散熱分離油液中的氣泡，沉淀雜質(zhì)等作用。油箱中安裝有很多輔件，如冷卻器、加熱器、空氣過(guò)濾器及液位計(jì)等。油箱的設(shè)計(jì)要點(diǎn)： 1. 油箱必須有足夠大的容積。2. 吸油管及回油管應(yīng)插入最低液面下，以防止吸空和回油飛濺產(chǎn)生氣泡。3. 吸油管和回油管之間的距離要盡可能遠(yuǎn)些。4. 為保持清潔，油箱應(yīng)有周邊密封的蓋板，蓋板上有空氣過(guò)濾器。5. 油箱底部應(yīng)距地面150mm以上，以便于搬運(yùn)，散熱，放油等。6. 對(duì)油箱內(nèi)表面要做好防腐處理。 本設(shè)計(jì)初選油箱體積為0.3m。其散熱情況將在性能演算中討論。6.5.1液壓油的選擇液壓油應(yīng)具有適當(dāng)?shù)恼扯群土己玫恼硿靥匦裕湍?qiáng)度要高，具有較好的潤(rùn)滑性能，能抗氧化穩(wěn)定性好，腐蝕作用少，對(duì)涂料、密封材料等有良好的適應(yīng)性。同時(shí)液壓油還應(yīng)具有一定的消泡能力。液壓系統(tǒng)能否可靠運(yùn)行，很大程度取決于系統(tǒng)所選的液壓油。選擇液壓油，首先是介質(zhì)種類(lèi)的選擇；然后考慮合適的粘度；最后還要考慮使用條件等因素。本設(shè)計(jì)選用抗磨液壓油，可選用型號(hào)YBN32。密度為900kg/m，比熱容=1.88kJ/kg.C；40C時(shí)運(yùn)動(dòng)粘度值為32mm/s；6.5.2過(guò)濾器的選擇過(guò)濾器的功能是清除液壓系統(tǒng)工作介質(zhì)中的固體污染物，使工作介質(zhì)保持干凈，延長(zhǎng)元器件的使用壽命。它是液壓系統(tǒng)里不可缺少的重要輔件。所選的過(guò)濾器，應(yīng)具有足夠大的通油能力，并且壓力損失要小，過(guò)濾精度應(yīng)滿(mǎn)足液壓系統(tǒng)或元件所需清潔要求。有足夠的強(qiáng)度，濾芯要便于更換和清洗。根據(jù)參考文獻(xiàn)1表43.818，可選擇過(guò)濾器的型號(hào)WU16080；其最大流量為160L/min，過(guò)濾精度為80m。6.6 聯(lián)軸器的設(shè)計(jì)聯(lián)軸器所連接的兩軸，由于制造及安裝誤差，承載后的變形以及溫度變化的影響等，往往不能保證嚴(yán)格的對(duì)中，而是存在著某種程度的相對(duì)位移。這就要求設(shè)計(jì)聯(lián)軸器時(shí)，要從結(jié)構(gòu)上采用各種不同的措施，使之具有一定的相對(duì)位移的性能。彈性聯(lián)軸器利用彈簧元件的彈性變形來(lái)補(bǔ)償兩軸之間的相對(duì)位移，而可動(dòng)元件之間的間隙小，特別是那些需要經(jīng)常啟動(dòng)和逆轉(zhuǎn)的傳動(dòng)。于是電動(dòng)機(jī)出來(lái)后直接相連的就是液壓泵，它們之間就必須是彈性聯(lián)結(jié)，使用一個(gè)有彈性元件的聯(lián)軸器。 根據(jù)參考文獻(xiàn)8表41.529，選用彈性柱銷(xiāo)聯(lián)軸器，型號(hào)為HL5型。第7章 液壓系統(tǒng)的性能驗(yàn)算 液壓系統(tǒng)在初步設(shè)計(jì)時(shí)，各種參數(shù)都是靠經(jīng)驗(yàn)估計(jì)出來(lái)的，當(dāng)回路形式，液壓元件及連接等完全確定后，針對(duì)實(shí)際情況，對(duì)所設(shè)計(jì)的系統(tǒng)進(jìn)行各項(xiàng)性能分析，對(duì)于一般液壓傳動(dòng)系統(tǒng)來(lái)說(shuō)，主要是進(jìn)一步確切的計(jì)算液壓回路的各段壓力損失、壓力沖擊和發(fā)熱升溫等方面。以便使系統(tǒng)設(shè)計(jì)更加完善與可靠。7.1 管路系統(tǒng)壓力損失當(dāng)系統(tǒng)元件，輔件規(guī)格，系統(tǒng)管路尺寸確定后，即可進(jìn)行系統(tǒng)壓力損失計(jì)算。它包括管路的沿程壓力損失P，局部壓力損失P及閥類(lèi)元件的局部損失P。即=+ （81）式中 = /2 （82）=/2 （83）=（/） （84）式中 管道長(zhǎng)度（m）管道內(nèi)徑（m）液流的平均速度（m/s）液壓油的密度（kg/m）沿程阻力系數(shù)局部阻力系數(shù)閥的額定流量（m/s）通過(guò)閥的實(shí)際流量（m/s）閥的額定壓力損失（MPa）7.1.1沿程壓力損失的計(jì)算在整個(gè)系統(tǒng)中有兩段沿程壓力損失：一段發(fā)生在液壓泵到液壓缸這個(gè)沿程上，沿程為=1.7 m，管道內(nèi)徑為0.02m，第三段發(fā)生在液壓缸到油箱這個(gè)沿程上，L=2.3m，管道內(nèi)徑為0.02m。由于系統(tǒng)在快進(jìn)的時(shí)候得到最大值=30.6L/min=0.00051m/s；本設(shè)計(jì)選擇的液壓油運(yùn)動(dòng)粘度為32mm/s，密度為900kg/m；當(dāng)是回油管時(shí)，管道里的流量為最大值的一半即0.000255m3/s實(shí)際流速為：=4/=0.812m/s=/ =8122300 式中 -液壓油運(yùn)動(dòng)粘度 所以油路在管路中是呈層流狀態(tài)，其沿程阻力系數(shù)：=75/=75/812=0.092當(dāng)是壓油管時(shí)，管道里的流量為0.00053m3/s實(shí)際流速為：=4/=1.688m/s=/ =10552300 式中 -液壓油運(yùn)動(dòng)粘度（mm/s） 所以油路在管路中是呈層流狀態(tài)，其沿程阻力系數(shù)： =75/=75/11055=0.071由公式（82）得：=/2+/2； =（0.0711.7）/0.02（9000.812）/2+（0.00922.3）/0.02（9000.812）/2 =17906+313.9=18219 Pa7.1.2管路內(nèi)的局部壓力損失管道內(nèi)的局部壓力損失是通過(guò)管路中折管和管接頭等處的管路局部壓力損失，以及通過(guò)控制閥的局部壓力損失之和。由于本系統(tǒng)設(shè)計(jì)中的管路沒(méi)有多少折管和管接頭。這一部分的壓力損失很小，幾乎為零。7.1.3閥類(lèi)元件的局部壓力損失由于該液壓系統(tǒng)比較簡(jiǎn)單，控制閥中有壓力損失的就只有手動(dòng)換向閥。因此在這里計(jì)算手動(dòng)換向閥導(dǎo)致的局部壓力損失，該系統(tǒng)選擇的電磁換向閥的幾個(gè)參數(shù)。=0.001=0.02MPa由流體力學(xué)知識(shí)得實(shí)際流量的計(jì)算公式：= （85）式中 小孔流量系數(shù)，參考文獻(xiàn)10，一般取C=0.61換向閥的額定壓力損失（MPa）。從換向閥的技術(shù)參數(shù)里面查得=0.02MPa液壓油的密度（kg/m）由公式（85）得：=0.610.001 = 0.0041 m3/s由公式（84）得：=0.0210（0.0041/0.0042）=0.019MPa所以系統(tǒng)總的壓力損失由公式（513）得：=+ =7502+19000=0.026502 MPa可見(jiàn)本系統(tǒng)壓力損失很小。即液壓泵的出口壓力為=10.82+0.0182=10.8421MPa 由計(jì)算出來(lái)的結(jié)果可以知道，液壓泵打出來(lái)的壓力低于其額定壓力，所以泵的選擇是合理的。7.2 液壓沖擊的計(jì)算在液壓系統(tǒng)中，當(dāng)迅速的換向或關(guān)閉油路突然使流速改變時(shí)，系統(tǒng)內(nèi)就會(huì)產(chǎn)生壓力的劇烈變化，這就是液壓沖擊現(xiàn)象，液壓沖擊大的系統(tǒng)要安裝液壓緩沖裝置。通過(guò)分析本液壓系統(tǒng)，該液壓系統(tǒng)的最大沖擊發(fā)生在液壓系統(tǒng)突出關(guān)閉的時(shí)候，當(dāng)液壓系統(tǒng)瞬時(shí)關(guān)閉液流時(shí)，管道內(nèi)最大的液壓沖擊按下式計(jì)算：= （86）式中 液流發(fā)生變化前的流速（m/s）液壓油的密度（kg/m） 油的容積的彈性系數(shù) =1.6710MPa； 管道內(nèi)材料的彈性系數(shù) =2.110MPa； 管道內(nèi)徑（m） 管道的壁厚（m）當(dāng)是吸油管時(shí)，由公式（86）得：= =0.51MPa當(dāng)是壓油管時(shí)，由公式（86）得：=0.37MPa當(dāng)是回油管時(shí)，由公式（86）得：=0.37MPa液壓沖擊在本系統(tǒng)中不是很明顯，因此可以不安裝液壓緩沖裝置。7.3 液壓系統(tǒng)熱分析及其計(jì)算液壓系統(tǒng)的壓力，容積和機(jī)械三方面的損失構(gòu)成總的能量損失。這些能量損失將轉(zhuǎn)化成熱能，使液壓系統(tǒng)油溫升高，系統(tǒng)油溫過(guò)高會(huì)產(chǎn)生下列不良影響：1.使液壓油的粘度大大降低，泄露增大，溶劑效率下降，并使油液節(jié)流元件的節(jié)流特性變化，造成速度不穩(wěn)。2.引起熱膨脹，使運(yùn)動(dòng)副之間間隙發(fā)生變化，變小的時(shí)候可能造成元件的“卡死” ，失去工作能力，變大的時(shí)候會(huì)造成泄露增大。3.密封軟管和過(guò)濾器等輔助元件，有一定的溫度限制。如果溫度超過(guò)這個(gè)限制，他們就不能正常工作。4.引起機(jī)器構(gòu)件的熱變形，而破壞其應(yīng)有的精度。7.3.1液壓泵功率損失產(chǎn)生的熱流量（熱量）由計(jì)算公式：=（1-） （87）式中 液壓泵的輸入功率（kw） 液壓泵的效率，=0.8由公式（87）得： =9.6（1-0.8） =1.92kw液壓油通過(guò)閥（孔）時(shí)產(chǎn)生的熱量：= （88）式中 通過(guò)閥（孔）的壓力降，一般換向閥取=0.05MPa 通過(guò)閥（孔）實(shí)際流量（L/s）由公式（88）得：=0.051017210/60 =143w=0.143kw所以系統(tǒng)產(chǎn)生總的熱量： = +=1.92+0.143=2.063kw；7.3.2液壓系統(tǒng)的散熱計(jì)算根據(jù)參考文獻(xiàn)2，一般油面高度為油箱高的0.8倍。如圖81。因?yàn)榍懊娉醪降糜拖涞挠行莘e為0.3m，所以0.8=。即=1.250.8=1 m；取=0.5m， =1m， =0.48m，H=0.6m一般，取與油箱相接觸的油箱表面積和油面以上的表面和之半作為油箱的有效散熱表面積。根據(jù)文獻(xiàn)2可得油箱的散熱面積計(jì)算公式：=（+2+2）+1/2+2（-）+2（-） =1.94+0.43 =2.37m圖81計(jì)算油箱的散熱功率：= （89）式中 油箱散熱系數(shù)w/m.C，由于本設(shè)計(jì)的油箱尺寸比較大，所以采用外置油箱，通風(fēng)良好。根據(jù)參考文獻(xiàn)1， K=50w/mC油箱的散熱面積（m2）油溫與環(huán)境溫度之差C，=35C由公式（89）得：=502.3735=3360w=4.1475kw；因?yàn)?，?.1475 kw2.063 kw所以油箱的散熱已滿(mǎn)足該系統(tǒng)產(chǎn)生的熱量要求，故不需要另加冷卻器。第9章 機(jī)架的設(shè)計(jì)在機(jī)械或儀器中，支撐或容納部件的零件稱(chēng)為機(jī)架。故機(jī)架是底座、機(jī)身、殼體以及基礎(chǔ)臺(tái)等零件的統(tǒng)稱(chēng)。機(jī)架分類(lèi)按機(jī)構(gòu)形式分，可分為梁式刀架框架、平板式機(jī)架，箱殼式機(jī)架。按制造方法和機(jī)架材料分為鑄造機(jī)架、焊接機(jī)架、非金屬機(jī)架等。機(jī)架的設(shè)計(jì)準(zhǔn)則：機(jī)架的設(shè)計(jì)主要應(yīng)保證剛度、強(qiáng)度和穩(wěn)定性的要求。此外，對(duì)于機(jī)床儀器等精密機(jī)械，還應(yīng)該考慮變形問(wèn)題。設(shè)計(jì)時(shí)的變形盡量小，機(jī)架的剛度和強(qiáng)度都應(yīng)從靜態(tài)和動(dòng)態(tài)兩方面進(jìn)行考慮。提高靜剛度和固有頻率的途徑是：合理設(shè)計(jì)機(jī)架的截面面積和尺寸。合理選擇壁厚和布肋。注意機(jī)架的整體和布局剛度及結(jié)合面的剛度匹配等。機(jī)架設(shè)計(jì)的一般要求：1. 在滿(mǎn)足強(qiáng)度和剛度的前提下，機(jī)架的自重應(yīng)該要求盡量輕，減少成本。2. 抗腐性好，把受迫震動(dòng)副減小到最小3. 機(jī)械在工作時(shí)，噪聲應(yīng)盡量小。4. 溫度場(chǎng)合分布合理，熱變形對(duì)溫度的影響小。5. 機(jī)構(gòu)設(shè)計(jì)合理，工藝性良好，便于鑄造，焊接和機(jī)械加工。6. 結(jié)構(gòu)應(yīng)便于安裝和調(diào)試，方便修理和更換零件。7. 有導(dǎo)軌的機(jī)架，要求軌道面受力合理，耐磨性好。8. 造型美觀(guān)，使之即經(jīng)濟(jì)又美觀(guān)。根據(jù)以上條件和液壓機(jī)的具體工作情況，選擇框架式機(jī)架。9.1 機(jī)架材料的選擇由于多數(shù)機(jī)架形狀比較復(fù)雜，一般采用鑄鐵。由于鑄造性好，價(jià)格低，吸震性好，主要的重型機(jī)架常采用鑄鋼。當(dāng)要求重量輕時(shí)，可以用鑄造或鍛壓鋁合金等輕金屬制造。焊接機(jī)架具有制造周期短，重量輕，成本低等優(yōu)點(diǎn)，故在機(jī)架制造中，焊接機(jī)架日益增多。焊接機(jī)架主要有鋼板，型鋼和鑄鋼等焊接而成。還有的機(jī)架則益采用非金屬材料。根據(jù)經(jīng)驗(yàn)和查閱相關(guān)資料，液壓機(jī)本設(shè)計(jì)的材料選用鑄鐵。查表得鑄鐵牌號(hào)為HT200。他的流動(dòng)性好，體收縮和線(xiàn)收縮小，容易獲得復(fù)雜的形狀。在鑄鋼中添加少量的金屬元素，可提高耐磨性能。鑄鋼的內(nèi)摩擦大，阻尼作用強(qiáng)，故動(dòng)態(tài)剛度好，鑄鋼還具有切削性好，便宜和使用方便易，于大量生產(chǎn)的優(yōu)點(diǎn)。鑄鐵廣泛應(yīng)用于軋鋼機(jī)械，重型機(jī)床的床身等場(chǎng)合。所以本設(shè)計(jì)采用HT200。第10章 PLC控制10.1總體規(guī)劃編織物包裝壓縮機(jī)主要有兩大系統(tǒng)組成：一、液壓系統(tǒng)；二、電氣系統(tǒng)。液壓系統(tǒng)由泵、閥、油缸、油箱和管路等組成，借助于電氣系統(tǒng)的控制，可驅(qū)動(dòng)壓頭完成點(diǎn)動(dòng)和半自動(dòng)循環(huán)等規(guī)定的工藝動(dòng)作。本章主要是電氣系統(tǒng)的設(shè)計(jì)，任務(wù)是按照液壓系統(tǒng)規(guī)定的動(dòng)作圖表驅(qū)動(dòng)電機(jī)、選擇規(guī)定的工作方式，使有關(guān)電磁鐵在PLC以完成點(diǎn)動(dòng)和半自動(dòng)循環(huán)指定的工藝動(dòng)作。先啟動(dòng)電機(jī)，按下SB1，X005置1，輔助繼電器M1得電驅(qū)動(dòng)換向閥動(dòng)作，壓頭塊回程，放手手動(dòng)作即停。打開(kāi)光
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