裝配圖單柱校正壓裝液壓機

裝配圖單柱校正壓裝液壓機,裝配,圖單柱,校正,校訂,液壓機 第1章 緒論 1.1　　課題背景 液壓傳動開始應用于十八世紀末，但在工業(yè)上被廣泛應用的時間比較短。有大幅度的發(fā)展也就在近50年。因此，與其它傳動方式比還是一項年輕的技術。當今液壓技術廣泛應用于工程機械、起重運輸、冶金工業(yè)、農用機械，輕工業(yè)和機床工業(yè)。 隨著液壓技術的不斷發(fā)展，液壓技術也廣泛應用在高科技高精度的行業(yè)，如機床行業(yè)。它能代替人們一部分頻繁而笨重的勞動，能在條件惡劣的環(huán)境中工作。特別在數控機床這類要求精度較高的領域有著不可代替的作用，出現了液壓傳動的自動化機床，組合機床和自動生產線等。在國防工業(yè)中，如飛機，坦克、火炮等都普遍采用了液壓傳動裝置和液壓控制裝置。 1.2 發(fā)展趨勢 當今研究的主要內容是高壓粘性流體在密閉容器中流動規(guī)律和系統(tǒng)中承受高壓的粘性流體的運動規(guī)律。 液壓系統(tǒng)有著獨特的優(yōu)勢。其有著體積小，重量輕，可實現無級變速，運動平穩(wěn)，結構簡單，操作方便，工作壽命長，液壓元件易于通用化、標準化、系列化的特點?；谝陨蟽?yōu)點，處于新興技術的液壓系統(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、長壽命、低噪音的方向發(fā)展。 液壓傳動可以用很小的功率控制速度、方向。使用適當的節(jié)流技術可使執(zhí)行元件的精度達到最高。其布局安裝有很大的靈活性，同體積重量比卻比其他機械小的多。因此能構成其他方法難以組成的復雜系統(tǒng)。液壓傳動能實現低速大噸位運動。采用適當的節(jié)流技術可使運動機構的速度十分平穩(wěn)。 經過五周的畢業(yè)實習，讓我們學到了很多以前沒有學到的知識，也讓以前學到的書本上的知識和現實生產相結合，讓我門的專業(yè)知識有了進一步提高。特別是對液壓系統(tǒng)有了更深的了解。在此基礎上我們進一步分析Y41系列單柱校正壓裝液壓機。它是一種多功能的中小型液壓機床，適用于軸類零件、型材的校正和軸套類零件的壓裝。通過觀察測繪，進行了畢業(yè)設計。在指導老師的指導下，我對設計多次改進，通過查閱相關資料手冊，并多次向指導老師請教，對以前不懂的知識有了更好的認識。通過這次設計，我把大學所學的知識穿了線，知道了各知識之間的聯系，對以后的工作有了很大的幫助。  第2章　方案論證 2.1 傳動方案的論證 目前沖壓機床的傳動方式主要有：液壓式、氣壓式、電動式和機械傳動方式等。傳動裝置的選擇正確與否，直接決定著沖壓機的好壞。 1 .氣壓傳動的結構簡單，成本低，易于實現無級變速；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，負載對傳動特性的影響大，不易在低溫環(huán)境下工作?？諝獠灰妆幻芊?，傳動功率小。 2. 電氣傳動的優(yōu)點是傳動方便，信號傳遞迅速，標準化程度高，易于實現自動化，缺點是平穩(wěn)性差，易受到外界負載影響。慣性大，換向慢，電氣設備和元件要耗用大量的有色金屬。成本高，受溫度、濕度、震動、腐蝕等環(huán)境的影響大。 3. 機械傳動準確可靠，操作簡單，負載對傳動特性幾乎沒有影響。傳動效率高，制造容易和維護簡單。但是，機械傳動一般不能進行無級調速，遠距離操作困難，結構也比較復雜等。 4.液壓傳動與以上幾種傳動方式比較有以下優(yōu)點：獲得力和力矩很大，體積小，重量輕，能在大范圍內實現無級調速，運動平穩(wěn)，設計簡單，操作方便，工作壽命長，易于通用化、標準化、系列化。它有很廣闊的發(fā)展空間。 從各方面考慮，液壓傳動系列基本符合設計要求，能達到預期的標準。所以，此次設計將采用液壓傳動。  2.2 控制元件的分析 液壓傳動中主要有以下幾種控制元件實現沖頭的下壓、保壓和返回的過程。 1.手動換向閥 用人工操作控制閥芯的運動。手動換向閥又分為手動和腳動兩種。優(yōu)點是操作簡單、靈活、容易控制。 2.電磁換向閥 通過電磁鐵產生的電磁力來使閥芯運動，達到油路的轉換。但由于受電磁鐵吸引力的限制，電磁換向閥流量不能過大而且需要在回路中增加減速裝置。 3.插裝閥 是一種新型的開關式閥體，結構以錐閥為基礎單位，配以不同的先導閥可實現對液流的方向、壓力和流量大小的控制。其結構簡單，動作反應快，適合高壓大流量的場合。 從設計課題上考慮，手動控制閥比較符合設計要求，完全可以滿足性能要求，而且經濟。所以選用手動換向閥。  第3章　液壓機的設計及參數選擇 當決定采用液壓傳動時，其設計步驟大體可分以下幾步： 1. 明確設計依據進行工況分析。 2. 確定液壓系統(tǒng)的主要參數。 3. 擬訂液壓系統(tǒng)原理圖。 4. 液壓元件及液壓油的選擇。 5. 液壓系統(tǒng)性能驗算。 6. 繪制正式工作圖和編制技術文件。 設計一臺液壓機，其工作循環(huán)為：快速下行，減速下壓，快速退回。 由設計題目及已知參數可確定： 沖壓力：100噸=100×1000×9.8=0.98×10N 生產率：4次/分=1次/15秒 工作行程：500mm=0.5m 最大沖壓厚度：20mm=0.02m 滑塊的重量：1.0×10N 根據工藝要求，快速下降所用的時間為9s，運行的距離為0.48m。工進所用的時間為1s，運行的距離為0.02m。快退返回的時間為5s，其運行的距離為0.50m。 得到各個工藝路線的速度參數如下： 快速下行： 行程：480mm 速度：53mm/s 減速下壓： 行程：20mm 速度：20mm/s 快 退： 行程：500mm 速度：100mm/s 單次循環(huán)的總時間是：9+1+5=15s 液壓缸采用Y型密封圈。其機械效率一般為0.9---0.95之間，本液壓缸的效率?。害?0.95。  第4章　工況分析 設計開始時，應該首先明確以下幾個問題： 1. 弄清主機結構和總體布局 2. 明確主機對液壓系統(tǒng)的性能要求 3. 明確主機的工作條件 4. 明確液壓系統(tǒng)與其它傳動系統(tǒng)和控制系統(tǒng)的分工配合、布置和相應的控制關系。 5. 了解搜集同類型機器的有關技術資料 4.1　　動力（負載）分析及負載循環(huán)圖 動力分析就是一部機器在工作過程中執(zhí)行機構的受力情況。由于工作機構作直線往復運動時，液壓缸必須克服的外負載為： =++ （4—1） 式中 -----工作負載 -----摩擦負載 ------慣性負載 4.1.1摩擦負載 摩擦負載就是液壓缸驅動工作時所需要克服的機械摩擦阻力。 由于詳細計算比較煩瑣，一般將它算入液壓缸的機械效率η中考慮。在這里不用考慮摩擦負載。 4.1.2慣性負載 慣性負載即運動部件在啟動和制動過程中的慣性力。 計算公式為： ==·（N） （4—2） 式中 ——運動部件的質量 （kg） ——運動部件的加速度 （m/s） ——運動部件的重量 （N） ——重力加速度 （m/s） ——速度變化值 （m/s） ——啟動或制動時間，由經驗可得=0.5s 沖頭啟動和制動的加速或減速都在0.5秒內完成。 則啟動時： = =· =（1.0×10/9.8）×（0.053/0.5） =108（N） 制動時： ==· =（1.0×10/9.8）×（0.1/0.5） = 204（N） 4.1.3工作負載 壓力機沖頭上負載分為兩個階段：第一階段負載力緩慢的線增加，在達到最大沖壓力5%左右。第二階段負載力急劇上升到最大沖壓力。因此工作負載為： 初壓階段上升到=×5%=9.8×10×5%=0.49×10N 終壓階段上升到=沖壓力=0.98×10N 4.1.4負載循環(huán)圖 圖4—1 壓力機的負載循環(huán)圖 4.2　 運動分析及運動循環(huán)圖 運動分析，就是研究一臺機器按工藝要求以怎樣的運動規(guī)律完成一個工作循環(huán)。 4.2.1位移循環(huán)圖 根據已知條件，快速下行時，行程為0.48m，速度0.053m/s ，時間9s。慢速下降時行程0.02m，速度 0.02m/s，時間1s。快退是行程為0.5m，速度0.1m/s，時間5s。 4.2.2速度循環(huán)圖 圖4—2 壓力機的速度循環(huán)圖  第５章　確定液壓系統(tǒng)主要參數 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（受壓）時， =—=/η （5—1）=0.98×10/0.95 =1.032×10（N） 圖 5—1 活塞快退（受拉）時， =— = （5—2） =1.0×10/0.95 =1.053×10（N） 圖 5—2 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 根據資料文獻查得，工作壓力=20——32MP。參考同類機械的設計和加工的經驗，這里工作壓力取32MPa。 背壓力=0.5---1.5MP。參考同類機械的設計和加工的經驗，這里背壓力取1MPa。 = （5—3） =100/53=1.9 活塞桿在快進和快退中受力幾乎為零或是自重的大小。只在沖壓工件時受到的作用力較大，即液壓缸的有關設計參數在該工步中去計算。 由參考文獻[2]中查得下表： 表5—1 液壓缸常用往返速比 1.1 1.2 1.33 1.46 1.61 2.0 0.3 0.4 0.5 0.55 0.62 0.7 由相近原理： =0.7 一般，液壓缸在工進狀態(tài)下工作，其活塞面積為： =（+ ）/ （5—4） =/4 （5—5） =（—）/4 （5—6） 由公式（5—4）（5—5）（5—6）得 ={4/ [—（1—/）]} ={4×1.032×10/π[32×10—1×10（1—0.7）]} =0.204m =204mm 根據參考文獻[1]表43.6—26和表43.6—27對D和d進行調整得 =250mm=0.25m = 180mm=0.18m 所以 =0.049m =0.024m 5.2　　計算液壓缸所需流量 液壓缸的最大流量： =[] （m/s） （5—7） 式中 ——液壓缸的有效面積（m2） ——液壓缸的流速（m/s） 快進所需流量= =0.049×0.053=0.0026 m/s =156L/min 工進所需流量==0.049×0.02=0.00098 m/s =58 L/min 快退所需流量==0.024×0.1=0.0024 m/s =144 L/min 5.3　　計算系統(tǒng)所需的壓力 1.當系統(tǒng)快進時，所需壓力為： = + （5—8） 式子中 ——工作中的負載（N） ——活塞的橫截面積（m） ——背壓力（MPa） 該工藝中分勻速運動和制動兩部分構成。 當工藝處于啟動的時候： = 108/0.049×10+1 =0.0022+1 =1.0022MPa 當工藝處于勻速的時候： = 0/0.024×10+1 =1MPa 2.當系統(tǒng)處于工進時，所需的壓力為： = /+ /2 （5—9） 式子中 ——工作中的負載（N） ——活塞的橫截面積（m2） ——背壓力（MPa） =9.8× 10/ 0.049×10+ 0.5 =20+0.5 =20.5MPa 3.當系統(tǒng)處于快退時，所需的壓力為： =/+ 2 （5—10） 式子中 ——工作中的負載（N） ——活塞的橫截面積（m2） ——背壓力（MPa） 該工藝中分為勻速運動和制動兩部分構成。 當工藝處于勻速運動的時候： = 1.0×10/0.049×10+ 2 =0.2+2 =2. 2MPa 當工藝處在制動的時候： =204/ 0.049×10+2 =0.0042+2 =2.0042MPa 5.4 繪制沖壓機主缸工況圖 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。它是調整系統(tǒng)參數、選擇液壓泵和閥的依據。 1.壓力循環(huán)圖 通過最后確定的液壓元件的結構尺寸，再根據實際載荷的大小求出液壓執(zhí)行元件在其動作循環(huán)各階段的工作壓力，然后把他們繪制成P—t圖。 2.流量循環(huán)圖 根據已定的液壓缸有效面積或液壓馬達的排量，結合其運動速度算出他在工作循環(huán)中每一階段的實際流量，把它繪制成 Q—t圖。若系統(tǒng)中有多個液壓執(zhí)行元件同時工作，要把各自的流量圖疊加起來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。 由前面所設計的壓力，流量，可得出如下一個表格，以便繪制和分析工況圖。  表5—2 負載壓力流量明細表 工作負載（N） 工作壓力（MPa） 流量（m/s） 快 啟動 進 勻速 工 進 快 勻速 退 制動 108 0 9.8×10 1.0×10 204 1.0022 1 20.5 2. 2. 2.0042 0.0026 0.00098 0.0024 有前面所得的數據，可繪制出壓力循環(huán)圖（P—t）和流量循環(huán)圖 （Q—t）如下： 圖5—1 壓力循環(huán)圖（P—t） 圖5—2 流量循環(huán)圖（Q—t） 通過對壓力循環(huán)圖和流量循環(huán)圖分析得知： 最大流量值=156L/min=0.0026 m/s 最大壓力值=20.5MPa 5.5　　液壓缸主要零件的結構材料及技術要求 5.5.1液壓缸的基本參數 由以上設計得到液壓缸內徑尺寸=0.250m，活塞桿直徑=0.18m。 液壓缸活塞的最大行程系數，根據參考文獻[1]查得=0.5m。 5.5.2液壓缸的類型和安裝方式 液壓缸是液壓系統(tǒng)中的執(zhí)行元件，能夠實現直線往復運動。本液壓缸活塞兩端面積差較大，使活塞往復運動時輸出速度及差值較大。所以本液壓缸采用雙作用無緩沖式。 5.5.3液壓缸的主要零件及技術要求 1.缸體 液壓缸缸體的常用材料一般為20、35、45號無縫鋼管，一般情況下均采用45號鋼，并調質到241—285HB。鑄鐵可采用HT200—HT350間的幾個牌號或球墨鑄鐵。由于球墨鑄鐵具有較高的抗拉強度和彎曲疲勞強度，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件比鑄鋼節(jié)省材料，重量也輕。所以本設計的液壓缸采用QT450—10。鑄件需進行正火消除內應力處理。 由參考文獻[1]得缸體的技術要求： （1）缸體的內徑因為須與活塞配合，防止漏油，所以要盡量減少表面粗糙度，可采用H8、H9配合。當活塞采用橡膠密封圈時，Ra為0.1—0.4μm，當活塞用活塞環(huán)密封時，Ra為0.2—0.4μm，且均需珩磨。 （2） 缸體內徑的圓度公差值可按9、10、11級精度選取，圓柱度公差應按8級精度選取。 （3） 缸體端面的垂直度公差可按7級精度選取。 （4） 缸體與缸頭采用螺紋連接時，螺紋應用6級精度的米制螺紋。 （5）當缸體帶有耳環(huán)或軸銷時，孔徑或軸徑的中心線對缸體內孔軸線垂直公差值按9級精度選取。 此液壓缸體的外徑需要與機架配合，應進行加工，且與中心線同軸度的要求。裝卸時需把吊環(huán)螺栓吊起。所以缸體端部選用螺紋連接，螺紋連接徑向尺寸小，質量輕，使用廣泛。裝卸需用專用工具，安裝是應防止密封圈扭曲。 2.缸蓋 本液壓缸采用在缸蓋中壓入導向套，缸蓋選用HT200鑄鐵，導向套選用鑄鐵HT200，以使導向套更加耐用。 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。本設計冶壓缸活塞材料選用45號鋼，需要經過調質處理。 由參考文獻[1]得活塞的技術要求： （1）活塞外徑D對內孔d的徑向跳動公差值，按7、8級精度選取。 （2）端面T對內徑d軸線的垂直度公差值，應按7級精度選取。 （3）外徑D的圓柱度公差值，按9、10、11級精度選取。 （4）活塞與缸體的密封結構由前可以選用Y型密封圈。 5.6　　液壓缸結構參數的計算 液壓缸的結構參數的計算包括缸管厚度，油口直徑，缸底厚度等等。5.6.1計算液壓缸的厚度 首先利用薄壁筒公式計算液壓缸的壁厚： =/2[]=/（2/） （5—11） 式中 ——液壓缸壁厚度（m） ——實驗壓力（MPa）。當≤16MPa時，=1.5；當≥16MPa時，=1.25P；所以在此=1.25=1.25×20.5=25.625MPa ——液壓缸的內徑（m） []——材料的許用應力（MPa） ——材料的抗拉強度，在此取600（MPa） ——安全系數，在此取=5 由公式（5—11）得： =/2[]=/（2/） =25.625×250/（2×600/5） =26.7mm 因為當/〉16時，薄壁公式才成立， 而在此/=250/26.7=9.4〈16。所以液壓缸不是薄壁。 故此式不成立。 再利用中壁計算公式計算： =[ /（2.3[]-）]+ （5—12） 式中 ——液壓缸壁厚度（m） ——實驗壓力（MPa）。當≤16MPa時，=1.5；當≥16MPa時，=1.25；所以在此=1.25=1.25×20.5=25.625MPa ——液壓缸的內徑（m） []——材料的許用應力（MPa） ——強度系數，當為無縫鋼管時=1 ——計入壁厚公差和腐蝕的附加厚度，通常圓整到標準厚度 由公式（5—12）得： =[/（2.3[]-）]+ =[25.625×250/（2.3×120-25.625）×1]+ =6406.25/250.375+ =25.6+ 由參考文獻[3]里 R5優(yōu)先系列查得： 把圓整到標準值=40mm； 缸體的外徑=+2=250+2×40=330mm=0.33m 5.6.2液壓缸油口的計算 液壓缸油口的直徑計算應根據活塞最高的速度V和油口最高液流速度而定。 當油口是進油口時： =0.13（/） （5—13） 式中 ——液壓缸油口直徑（m） ——液壓缸內徑（m） ——液壓缸最大輸出速度（m/s） ——油口的液流速度（m/s） 根據文獻[5]，液壓缸的進油液流速度=2 m/s； 由公式（5—13）得： =0.13×250×（3.6/2） =43.6mm 取一整數=50mm=0.05m。 當油口是出油口時： 根據文獻[5]，液壓缸的進油液流速度=5 m/s； 由公式（5—14）得： =0.13×250×（3.6/5） = 27.6 取一整數=32mm=0.032m。 5.6.3缸底厚度的計算 本設計采用缸底無油孔，所以采用公式： =0.433（/[]） （5—14） 式中 ——液壓缸內徑（m） ——實驗壓力（MPa） ——缸底厚度（m） []——缸底材料的許用應力（m/s） 由公式（5—14）得： =0.433×0.25×（20.5/120） =45mm 參考同類液壓缸的制造經驗取=0.05m 5.7　　液壓缸的校合 5.7.1液壓缸中背壓力的校合 背壓力是用來平衡在液壓系統(tǒng)不工作時活塞桿自重的。 由牛頓第一定律： []= （5—15） 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，即背壓力滿足要求。 由公式（5—15）得： []=/=1.0×10/0.024=0.42MPa []=0.42MPa〈1MPa 所以，該液壓系統(tǒng)的背壓力滿足要求。 5.7.2活塞桿的校合 校合活塞桿可用公式： ≥（4/ []）。 （5—16） 式中 ——活塞桿的作用力（N） []——活塞桿材料的許用應力（MPa） 由公式（5—17）得： =（4×0.98×10/×120） =0.102mm＜=0.18mm 所以活塞桿直徑滿足要求。  第6章 擬訂液壓原理圖 液壓系統(tǒng)循環(huán)圖是表示系統(tǒng)的組成和工作原理的圖樣，他是以簡圖的形式全面的具體體現設計任務中提出的技術和其他方面的要求。要擬訂一個比較完善的液壓系統(tǒng)，就必須對各種基本回路、典型液壓系統(tǒng)有全面深刻的了解。 根據以上分析及參考同類設備的液壓原理圖，擬訂本設計的液壓原理圖如下： 圖6—3 液壓系統(tǒng)原理圖 注釋： 1——電動機 2——過濾器 3——柱塞變量泵 4——調壓閥 5——溢流閥 6——換向閥 7——壓力表開關 8——壓力表 9——支撐閥 10——液壓缸 11——油箱 流量原理圖說明：電動機1帶動柱塞變量泵3向主油路供油，可以通過溢流閥5和調壓閥4對液壓系統(tǒng)進行調壓，使壓力表8的值到系統(tǒng)需要的壓力，利用換向閥6進行換向。如果處于中間位置，系統(tǒng)處于卸荷狀態(tài)；如果左端通電，液壓缸將下降運動，完成工藝中的快進和工進兩種工藝；如果右端通電，液壓缸將上升動作，完成工藝中的快退。  第7章 液壓元件和液壓油的選擇 7.1 液壓泵的選擇 液壓泵是將原動機的機械能轉換為液壓能的能量轉換元件。在設計液壓傳動中，液壓泵作為動力元件向液壓系統(tǒng)提供液壓能。 液壓泵工作的基礎條件是： 1. 必須具備一個密封油腔，而且密閉油腔的容積在運轉過程中應不斷變化。 2. 泵的吸油是靠彈簧克服摩擦力的阻力、推力推動活塞下移而實現的，這樣的泵具有自吸能力。 7.1.1.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： ≥+ （7—1） 式中 ——液壓缸或液壓馬達最大工作壓力（MPa） ——由液壓泵出口到液壓缸或液壓馬達進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算。在初算時按經驗數據選?。汗苈泛唵危魉俨淮蟮娜?0.2—0.5MPa；管路復雜，流速較大的取=0.5—1MPa。該系統(tǒng)取=0.5MPa 由公式（5—11）得：=20.5+0.5=21MPa； 7.1.2確定液壓泵的流量和排量； 當多液壓缸（或馬達）同時動作時，液壓泵的流量要大于同時動作的幾個液壓缸（或馬達）所需的最大流量。并應考慮到系統(tǒng)的漏損和液壓泵磨損后容積效率的下降。 即有下式計算液壓泵的流量公式： ≥（∑） （m/s） （7—2） 式中 ——系統(tǒng)泄漏系數。一般取1.1—1.3。大流量取小值，小流量取大值。該系統(tǒng)取=1.1 （∑）——同時動作的液壓缸（或馬達）的最大流量（m/s）；可以從Q—t圖上查得。對于工作過程始終用節(jié)流調速的系統(tǒng)，在確定流量時，尚需加上溢流閥的最小流量，一般取0.05×10 m/s 由Q—t圖得到液壓缸所需最大流量 ∑156L/min； 由公式（7—2）得： ≥1.1×156=172L/min； 此液壓系統(tǒng)采用液壓變 轉速為1500r/min； 排量公式： =/1500 （7—3） 由公式（7—3）得： =172/1500=0.115L/min=115ml/r； 7.1.3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%）=26.25MPa。查閱文獻[9]，選則液壓泵的型號為SCY14—1B；排量160ml/r；轉速1500r；額定壓力32MP； 額定流量得：160×1500/1000=240L/min，這里選250 L/min； 7.1.4確定驅動液壓缸的功率 由于本機器采用閉合式液壓系統(tǒng)，壓力損失很小，可以忽略不記。這一點可以在后邊的系統(tǒng)驗算中得到準確的驗證。所以液壓泵的輸出功率用下式計算： = （7—4） 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、液壓缸處于啟動時 由160SCY14-1B型號液壓泵的壓力、流量曲線圖可得：=0.002m3/s, 所以由公式（7—4），得： =（） =（1.0×10/0.049）×0.002=408.2（w） 二、液壓缸壓力達到最大值時（即到達系統(tǒng)最高壓力時） 由160SCY14-1B型號液壓泵的壓力、流量曲線圖可得：=0.0003m3/s, 所以由公式（7—4），得： =32×10×0.3×10=9.6kw 三、液壓缸處于快退時 由160SCY14-1B型號液壓泵的壓力、流量曲線圖可得: =0.0008 m3/s, 所以由公式（7—4），得： =2.2×10×0.8×10=1.76kw 因此，選出液壓泵的最大輸出功率=9.6kw。 7.2 電動機的選擇 電動機分交流電動機和直流電動機兩種，如無特殊說明時，一般選擇交流。選擇電動機的類型和結構形成應根據電源種類（交流或直流），工作條件（環(huán)境、溫度、空間、位置等，載荷的大小和性質的變化，過載情況等），啟動性能和啟動、制動正反轉的頻率程度等條件來選擇。Y系列三相籠式異步電動機是一般用途的的全封閉式鼠籠三相異步電動機。由于結構簡單，工作可靠，價格低廉，因此本設計選用此電動機。 根據所求得到的液壓泵的功率，對電動機進行選擇，根據參考文獻[4]本設計可選電動機Y160M—4，其額定功率為11kw，轉速為1460r/min。 7.3 控制閥的選擇 選擇控制閥應按額定壓力、最大流量、動作方式、安裝固定方式、壓力損失數值、工作性能參數和工作壽命來選擇。 1. 應盡量選擇標準定型產品，一般不使用自行設計專用的控制閥。 2. 一般選擇控制閥的額定流量應比系統(tǒng)管路實際通過的流量大一些。必要時允許通過閥的最大流量超過其額定流量的20%。 3. 應注意差動液壓缸由于面積差形成不同回油量對控制閥正常工作的影響。 方向控制閥主要有手動換向閥，機動換向閥，電磁換向閥等幾種形式。由前面所分析，本課題設計的機器所用的換向閥為手動換向閥。 手動換向閥是利用手動桿來操控的方向控制閥。該閥根據定位方式的不同，有彈簧復位式和鋼球定位式兩種結構。 對手動控制閥的操作是通過桿機構在遠程控制實現的。由于以上分析可得選用三位四通手動換向閥。液壓機在不同工作狀態(tài)下要求換向閥處于中位。主要參數如下：閥芯的最大位移量是36mm，取中間為中位，那么-6＜＜6時閥芯處于中位，當＞6時，閥芯處于閥體左端，換向閥處于左端，液壓缸下降運動，完成快進和工進工藝。當＜-6時，閥芯處于閥體右端，換向閥處于右端，液壓缸上升運動，完成快退工藝。即閥芯的左右位置為±18mm。 由于本液壓系統(tǒng)中要的是三個位置的換向閥，在這里簡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A之間相連，B與O之間相連，液壓缸下降動作，完成快進和工進兩種工藝。 3. 三位四通換向閥處于右端，油口P與B之間相連，A與O之間相連，液壓缸上升動作，完成快退工藝。如圖7—1。 圖7—1 三位四通手動換向閥 參考同類機械的選擇，查閱參考文獻[9]，選擇換向閥的型號為： 4S—H。 7.4 管道（導管）的選擇 選擇管道的主要內容是根據壓力損失，發(fā)熱量和液壓沖擊，合理確定管道內徑、壁厚和材料。 在液壓傳動中常用的管子有鋼管、鐵管、膠管、尼龍管和塑料管等，該設計管道選擇45號無縫鋼管。 7.4.1 管道內徑的確定 由流體力學可知，當通過管道的油液流量Q一定時，管道內徑決定管道截面的油液平均流速v； 即： ≥1130 （7—5） 式中 ——液體最大流量 m/s ——管道內液流平均流速m/s； 慣用流速：對吸油管≤1—2m/s（一般取1m/s以下）；對于壓油管≤3—6m/s；對于回流管≤1.5—2.5m/s 當對吸油管道時，吸油管平均流速在此取=1.5m/s； 由公式（7—5）得： d=1130=41mm 根據文獻[4]表14.2—12取=50mm； 當對壓油管道時，吸油管平均流速在此取=4m/s； 由公式（7—5）得： =1130=29mm 根據文獻[4]表14.2—12取=32mm； 當對回油管道時，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（7—5）得： =1130=29mm 根據文獻[4]表14.2—12取=32mm； 7.4.2 管道壁厚的計算 管壁厚度計算公式： ≥/2[]= （7—6） 式中 ——管道壁厚（m） ——管道承受的最高工作壓力（MPa） ——管道內徑（m） []——管道材料的抗拉許用應力（MPa） ——材料的抗拉強度（MPa），在此取=600MPa ——安全系數，它需要考慮管道徑向尺寸的誤差與形變，管道內徑的壓力脈動，液壓沖擊，管道的材料質量及工作壓力的周期變化等不安全因素。故一般規(guī)定=4—8。液壓震動，壓力沖擊大取大值；液壓震動，壓力沖擊小取小值。本設計取=4。 []=/ （7—7） =600/4=150MPa； 當對吸油管時由公式（7—6）得： =（21×50）（2×150） =3.5mm 計算出值應符合標準系列值，查文獻[4]表14.2—12得=6.5mm。 外徑管=50+2×6.5=63mm; 查閱文獻[4]得管=63mm; 當對壓油管時由公式（7—6）得： =（21×32）（2×150） =2.24mm 計算出的值應符合標準系列值，查文獻[4]表14.2—12得=5mm。 外徑管=32+2×5=42vmm ; 查閱文獻[4]得管=42mm; 當對回油管時由公式（7—6）得 ： =（20.5×32）（2×150） =2.24mm 計算出的值應符合標準系列值，查文獻[4]表14.2—12得=5mm。 外徑管=32+2×5=42mm ; 查閱文獻[4]得管=42mm; 7.5 確定油箱的容量 油箱在液壓系統(tǒng)中除了儲油外，還起著散熱分離油液中的氣泡，沉淀雜質等作用。油箱中安裝有很多輔件，如冷卻器、加熱器、空氣過濾器及液位計等。 油箱的設計要點： 1. 油箱必須有足夠大的容積。 2. 吸油管及回油管應插入最低液面下，以防止吸空和回油飛濺產生氣泡。 3. 吸油管和回油管之間的距離要盡可能遠些。 4. 為保持清潔，油箱應有周邊密封的蓋板，蓋板上有空氣過濾器。 5. 油箱底部應距地面150mm以上，以便于搬運，散熱，放油等。 6. 對油箱內表面要做好防腐處理。 本設計初選油箱體積為0.3m。其散熱情況將在性能演算中討論。 7.5.1液壓油的選擇 液壓油應具有適當的粘度和良好的粘—溫特性，油膜強度要高，具有較好的潤滑性能，能抗氧化穩(wěn)定性好，腐蝕作用少，對涂料、密封材料等有良好的適應性。同時液壓油還應具有一定的消泡能力。液壓系統(tǒng)能否可靠運行，很大程度取決于系統(tǒng)所選的液壓油。 選擇液壓油，首先是介質種類的選擇；然后考慮合適的粘度；最后還要考慮使用條件等因素。本設計選用抗磨液壓油，可選用型號YB—N32。密度為900kg/m，比熱容=1.88kJ/kg.C；40C時運動粘度值為32mm/s； 7.5.2過濾器的選擇 過濾器的功能是清除液壓系統(tǒng)工作介質中的固體污染物，使工作介質保持干凈，延長元器件的使用壽命。它是液壓系統(tǒng)里不可缺少的重要輔件。 所選的過濾器，應具有足夠大的通油能力，并且壓力損失要小，過濾精度應滿足液壓系統(tǒng)或元件所需清潔要求。有足夠的強度，濾芯要便于更換和清洗。 根據參考文獻[1]表43.8—18，可選擇過濾器的型號WU—160×80；其最大流量為160L/min，過濾精度為80m。 7.6 聯軸器的設計 聯軸器所連接的兩軸，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，往往不能保證嚴格的對中，而是存在著某種程度的相對位移。這就要求設計聯軸器時，要從結構上采用各種不同的措施，使之具有一定的相對位移的性能。 彈性聯軸器利用彈簧元件的彈性變形來補償兩軸之間的相對位移，而可動元件之間的間隙小，特別是那些需要經常啟動和逆轉的傳動。于是電動機出來后直接相連的就是液壓泵，它們之間就必須是彈性聯結，使用一個有彈性元件的聯軸器。 根據參考文獻[8]表41.5—29，選用彈性柱銷聯軸器，型號為HL5型。 第8章 液壓系統(tǒng)的性能驗算 液壓系統(tǒng)在初步設計時，各種參數都是靠經驗估計出來的，當回路形式，液壓元件及連接等完全確定后，針對實際情況，對所設計的系統(tǒng)進行各項性能分析，對于一般液壓傳動系統(tǒng)來說，主要是進一步確切的計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)設計更加完善與可靠。 8.1 管路系統(tǒng)壓力損失 當系統(tǒng)元件，輔件規(guī)格，系統(tǒng)管路尺寸確定后，即可進行系統(tǒng)壓力損失計算。它包括管路的沿程壓力損失△P，局部壓力損失△P及閥類元件的局部損失△P。 即 =++ （8—1） 式中 = /×/2 （8—2） =/2 （8—3） =（/） （8—4） 式中 ——管道長度（m） ——管道內徑（m） ——液流的平均速度（m/s） ——液壓油的密度（kg/m） ——沿程阻力系數 ——局部阻力系數 ——閥的額定流量（m/s） ——通過閥的實際流量（m/s） ——閥的額定壓力損失（MPa） 8.1.1沿程壓力損失的計算 在整個系統(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沿程上，沿程為=1.7 m，管道內徑為0.032m，第三段發(fā)生在液壓缸到油箱這個沿程上，L=2.3m，管道內徑為0.032m。 由于系統(tǒng)在快進的時候得到最大值=156L/min=0.0026m/s； 本設計選擇的液壓油運動粘度為32mm/s，密度為900kg/m； 當是回油管時，管道里的流量為最大值的一半即0.0013m3/s 實際流速為：=4/==1.62m/s =/ ==1620＜2300 式中 ------液壓油運動粘度 所以油路在管路中是呈層流狀態(tài)，其沿程阻力系數： =75/=75/1620=0.046 當是壓油管時，管道里的流量為0.0016m3/s 實際流速為：=4/==1.99m/s =/ ==1990＜2300 式中 ------液壓油運動粘度（mm/s） 所以油路在管路中是呈層流狀態(tài)，其沿程阻力系數： =75/=75/1990=0.038 由公式（8—2）得： =/×/2+/×/2； =（0.038×1.7）/0.032×（900×1.99）/2+ （0.046×2.3）/0.032×（900×1.62）/2 =2.01875×1782.045+3.30625×1180.98 =7502 Pa 8.1.2管路內的局部壓力損失 管道內的局部壓力損失是通過管路中折管和管接頭等處的管路局部壓力損失，以及通過控制閥的局部壓力損失之和。由于本系統(tǒng)設計中的管路沒有多少折管和管接頭。這一部分的壓力損失很小，幾乎為零。 8.1.3閥類元件的局部壓力損失 由于該液壓系統(tǒng)比較簡單，控制閥中有壓力損失的就只有手動換向閥。因此在這里計算手動換向閥導致的局部壓力損失，該系統(tǒng)選擇的手動換向閥的幾個參數。 =0.001㎡ =0.02MPa 由流體力學知識得實際流量的計算公式： = （8—5） 式中 ——小孔流量系數，參考文獻[10]，一般取C=0.61 ——換向閥的額定壓力損失（MPa）。從換向閥的技術參數里面查得=0.02MPa ——液壓油的密度（kg/m） 由公式（8—5）得： =0.61×0.001× = 0.0041 m3/s 由公式（8—4）得： =0.02×10×（0.0041/0.0042） =0.019MPa 所以系統(tǒng)總的壓力損失由公式（5—13）得： =++ =7502+19000 =0.026502 MPa 可見本系統(tǒng)壓力損失很小。 即液壓泵的出口壓力為=21+0.026502=21.026502＜32MPa 由計算出來的結果可以知道，液壓泵打出來的壓力低于其額定壓力，所以泵的選擇是合理的。 8.2 液壓沖擊的計算 在液壓系統(tǒng)中，當迅速的換向或關閉油路突然使流速改變時，系統(tǒng)內就會產生壓力的劇烈變化，這就是液壓沖擊現象，液壓沖擊大的系統(tǒng)要安裝液壓緩沖裝置。 通過分析本液壓系統(tǒng)，該液壓系統(tǒng)的最大沖擊發(fā)生在液壓系統(tǒng)突出關閉的時候，當液壓系統(tǒng)瞬時關閉液流時，管道內最大的液壓沖擊按下式計算： △= （8—6） 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 =1.67×10MPa； ——管道內材料的彈性系數 =2.1×10MPa； ——管道內徑（m） ——管道的壁厚（m） 當是吸油管時，由公式（8—6）得： = =3.877×10/2.7 =1.436MPa 當是壓油管時，由公式（8—6）得： = =3.877×10×10/2.26 =1.72MPa 當是回油管時，由公式（8—6）得： = =3.877×10×10/2.26 =1.72MPa 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。 8.3 液壓系統(tǒng)熱分析及其計算 液壓系統(tǒng)的壓力，容積和機械三方面的損失構成總的能量損失。這些能量損失將轉化成熱能，使液壓系統(tǒng)油溫升高，系統(tǒng)油溫過高會產生下列不良影響： 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，使運動副之間間隙發(fā)生變化，變小的時候可能造成元件的“卡死” ，失去工作能力，變大的時候會造成泄露增大。 3.密封軟管和過濾器等輔助元件，有一定的溫度限制。如果溫度超過這個限制，他們就不能正常工作。 4.引起機器構件的熱變形，而破壞其應有的精度。 8.3.1液壓泵功率損失產生的熱流量（熱量） 由計算公式： =（1-） （8—7） 式中 ——液壓泵的輸入功率（kw） ——液壓泵的效率，=0.8 由公式（8—7）得： =9.6（1-0.8） =1.92kw 液壓油通過閥（孔）時產生的熱量： =△ （8—8） 式中 ——通過閥（孔）的壓力降，一般換向閥取=0.05MPa ——通過閥（孔）實際流量（L/s） 由公式（8—8）得： =0.05×10×172×10/60 =143w=0.143kw 所以系統(tǒng)產生總的熱量： = +=1.92+0.143=2.063kw； 8.3.2液壓系統(tǒng)的散熱計算 根據參考文獻[2]，一般油面高度為油箱高的0.8倍。 如圖8—1。因為前面初步得油箱的有效容積為0.3m，所以0.8=。 即=1.25×0.8=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。 根據文獻[2]可得油箱的散熱面積計算公式： =（+2+2）+1/2[+2（-）+2（-）] =1.94+0.43 =2.37m 圖8—1 計算油箱的散熱功率： = （8—9） 式中 ——油箱散熱系數w/m.C，由于本設計的油箱尺寸比較大，所以采用外置油箱，通風良好。根據參考文獻[1]， K=50w/m·C ——油箱的散熱面積（m2） ——油溫與環(huán)境溫度之差C，=35C 由公式（8—9）得： =50×2.37×35=3360w=4.1475kw； 因為＞，即4.1475 kw＞2.063 kw 所以油箱的散熱已滿足該系統(tǒng)產生的熱量要求，故不需要另加冷卻器。 第9章 限程裝置的設計 為了活塞運動到底部時能方便返回，需要設計一個限程裝置。限程裝置是實現擋板對桿機構運動距離的限制。到盡頭后實現換向閥的換向。又因為本液壓機可實現自動循環(huán)工作和人工單次行程工作，所以限程裝置的下檔板應該是可調的。一個位置是通過連桿機構控制換向閥回到中位。另一位置是通過連桿機構控制換向閥，換到上次相反的位置（右位）。此部分設計和原樣機設計相同，可引用原樣機的機構，在這里也不做詳細設計。系統(tǒng)限程裝置運動循環(huán)示意圖如圖9—1。 圖9—1 系統(tǒng)限程裝置運動循環(huán)圖  第10章 機架的設計 在機械或儀器中，支撐或容納部件的零件稱為機架。故機架是底座、機身、殼體以及基礎臺等零件的統(tǒng)稱。 機架分類按機構形式分，可分為梁式刀架框架、平板式機架，箱殼式機架。按制造方法和機架材料分為鑄造機架、焊接機架、非金屬機架等。 機架的設計準則： 機架的設計主要應保證剛度、強度和穩(wěn)定性的要求。此外，對于機床儀器等精密機械，還應該考慮變形問題。設計時的變形盡量小，機架的剛度和強度都應從靜態(tài)和動態(tài)兩方面進行考慮。提高靜剛度和固有頻率的途徑是：合理設計機架的截面面積和尺寸。合理選擇壁厚和布肋。注意機架的整體和布局剛度及結合面的剛度匹配等。 機架設計的一般要求： 1. 在滿足強度和剛度的前提下，機架的自重應該要求盡量輕，減少成本。 2. 抗腐性好，把受迫震動副減小到最小 3. 機械在工作時，噪聲應盡量小。 4. 溫度場合分布合理，熱變形對溫度的影響小。 5. 機構設計合理，工藝性良好，便于鑄造，焊接和機械加工。 6. 結構應便于安裝和調試，方便修理和更換零件。 7. 有導軌的機架，要求軌道面受力合理，耐磨性好。 8. 造型美觀，使之即經濟又美觀。 根據以上條件和液壓機的具體工作情況，選擇框架式機架。 10.1 機架材料的選擇 由于多數機架形狀比較復雜，一般采用鑄鐵。由于鑄造性好，價格低，吸震性好，主要的重型機架常采用鑄鋼。當要求重量輕時，可以用鑄造或鍛壓鋁合金等輕金屬制造。焊接機架具有制造周期短，重量輕，成本低等優(yōu)點，故在機架制造中，焊接機架日益增多。焊接機架主要有鋼板，型鋼和鑄鋼等焊接而成。還有的機架則益采用非金屬材料。 根據經驗和查閱相關資料，液壓機本設計的材料選用鑄鐵。查表得鑄鐵牌號為HT300。他的流動性好，體收縮和線收縮小，容易獲得復雜的形狀。在鑄鋼中添加少量的金屬元素，可提高耐磨性能。鑄鋼的內摩擦大，阻尼作用強，故動態(tài)剛度好，鑄鋼還具有切削性好，便宜和使用方便易，于大量生產的優(yōu)點。鑄鐵廣泛應用于軋鋼機械，重型機床的床身等場合。所以本設計采用HT300。 10.2 肋的作用 肋分為肋板和肋條。肋條只有有限的高度，他不連接整個截面，主要作用如下： 1) 可以提高機架的強度、剛度和減輕機架的質量。 2) 在薄壁截面內設利可以減少其截面畸形。在大面積的薄壁上布肋可以縮小局部變形和防止薄壁震動及降低噪音。 3) 對于鑄造機架，使鑄件壁后厚均勻，防止金屬堆積而產生縮孔裂紋等。缺陷作為補縮通道，擴大冒口的補縮通道，擴大冒口的補縮范圍，改善鑄型的充滿性，防止大平面鑄件上夾砂等缺陷。  第11章 液壓系統(tǒng)的安裝與調試 11.1 液壓系統(tǒng)的安裝 11.1.1安裝前的準備工作 液壓系統(tǒng)安裝質量的好壞是關系到液壓系統(tǒng)能否可靠工作的關鍵。必須科學、正確合理完成安裝過程中的每一個環(huán)節(jié)，才能使液壓系統(tǒng)能夠正常運行，充分發(fā)揮其效能。 1. 明確安裝現場施工程序及施工進度方案。 2. 熟悉安裝圖樣，掌握設備分布及設備基礎情況。 3. 落實好安裝所需人員，機械，物資材料的準備工作。 4. 做好液壓設備的現場交貨驗收工作，根據設備清單進行驗收，通過通收掌握設備名稱，數量，隨機備件，外觀質量等情況，發(fā)現問題及時處理。 5. 根據設計圖紙對設備基礎和預埋件進行檢查，對液壓設備地腳尺寸進行復核，對不符合要求的地方進行處理，防止影響施工進度。 11.1.2管子加工 管子加工的好壞對系統(tǒng)的參數影響大，并關系到液壓系統(tǒng)能否可靠的運行。因此必須用可靠，科學的加工方法，才能保證加工質量。管子的加工包括切割，打坡口，彎管等內容。 1.管子的切割 管子的切割原則上采用機械方法切割，如切割機，鋸床，專用機床等。嚴禁用手工電焊，氧氣切割方法。無條件時可以用手鋸切割。切割后管子的端面應盡量和管子的中心線保證垂直。誤差控制在90±0.5之間。切割后需將銳邊倒鈍，并清除鐵屑。 2.管子的彎曲 管子的彎曲最好在機械式液壓管上進行，用彎管機在冷狀態(tài)下彎管，可避免氧化皮而影響管子的質量。如無冷彎管設備也可采用熱彎曲方法。熱彎曲時容易產生變形，管壁減薄及產生氧化皮等現象，熱彎曲前，應將管內注滿干燥河砂，用木塞封閉管口，用氣焊或高頻感應加熱法對彎曲部位加熱。加熱長度取決于彎曲角度。 3.管子的敷設 管路架設前，應認真熟悉管圖，明確各管路排列順序，間距與走向。在現場對照配管圖，確定閥門，接頭，法蘭及管夾的位置，并劃出線，定位。管夾一般固定在預埋件上，管夾之間的距離應適當，過小會造成浪費，過大將發(fā)生震動。 11.2 液壓