液壓壓力機設計-沖床設計【7張CAD高清圖紙和文檔】【YC系列】

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摘 要 本文針對液壓壓力機進行設計，液壓壓力機采用三梁四柱式，此結構應用廣泛，公稱力設計為75KN，通過更換模具可適應多種不同形狀尺寸零件的加工，也可進行沖壓、擠壓等加工，具有很廣的使用范圍。其結構包括液壓缸、橫梁、立柱及充液裝置等。動力機構由油箱、高壓泵、控制系統、電動機、壓力閥、方向閥等組成。液壓壓力機通過泵和油缸及各種液壓閥實現能量的轉換，調節(jié)和輸送，完成各種工藝動作的循環(huán)。 在本設計中，通過查閱大量文獻資料，設計了液壓缸的尺寸、液壓壓力機本體，擬訂了液壓原理圖，并且按壓力和流量的大小選擇了液壓泵，電動機，控制閥，過濾器等液壓元件和輔助元件。最后還使用AutoCAD軟件繪制了該液壓壓力機的裝配圖和主要零件圖。 關鍵詞：液壓壓力機；液壓缸；液壓系統 Abstract In this paper, the design of hydraulic presses, hydraulic presses, three-beam four-wide application of this structure, designed for nominal force 75KN, through the replacement of mold can be adapted to a variety of different shapes and sizes of parts of the processing, but also for stamping, extrusion, etc. processing, with a very wide range. The structure includes a hydraulic cylinder, beams, columns and filling devices. Power sector by tanks, high pressure pumps, control systems, motors, pressure valves, directional valves and other components. Hydraulic presses through the pump and cylinder and various hydraulic valves energy conversion, regulation and delivery, to complete the cycle of various crafts movement. In this design, through access to a large number of documents, the design of the hydraulic cylinder size, hydraulic press body, developed a hydraulic schematics, and according to the size of the pressure and flow of selected pumps, motors, control valves, hydraulic filters, etc. components and auxiliary components. Finally, the use of AutoCAD software to draw a diagram of the hydraulic press and the main assembly parts diagram. Keywords: Hydraulic presses; Hydraulic cylinder; Hydraulic system 目 錄 摘 要 I Abstract II 第一章 緒論 1 1.1選題目的和意義 1 1.2 壓力機概述 1 1.2.1壓力機發(fā)展的概況 1 1.2.2壓力機工作原理 2 1.3 液壓傳動的優(yōu)缺點 3 第二章 液壓壓力機總體設計 4 2.1總體方案選定 4 2.1.1總體結構選定 4 2.1.2總體技術參數選定 5 2.2 工況分析 6 2.2.1工作循環(huán)分析 6 2.2.2負載分析 6 第三章 液壓系統的設計 8 3.1確定液壓系統方案 8 3.1.1快速行程方式 8 3.1.2調速方式 8 3.1.3保壓方式 8 3.1.4泄壓換向方法 9 3.1.5互鎖控制回路 9 3.2 液壓原理圖的擬定 9 3.3液壓元件的計算與選擇 11 3.3.1 液壓泵的選擇 11 3.3.2 電動機的選擇 11 3.3.3 液壓閥的選擇 12 3.3.4輔助元件的設計 13 3.3.5液壓系統性能驗算 15 第四章 液壓缸設計 16 4.1液壓缸的基本結構設計 16 4.1.1液壓缸的類型 16 4.1.2鋼筒的連接結構 16 4.1.3缸底結構 16 4.1.4油缸放氣裝置 17 4.1.5緩沖裝置 17 4.2 缸體結構的基本參數確定 17 4.2.1直徑參數 17 4.2.2 主缸進油流量與排油流量 18 4.3 液壓缸設計計算與校核 19 4.3.1筒壁厚計算與校核 19 4.3.2缸筒底部計算與校核 20 4.3.3缸筒端部法蘭設計與校核 20 4.3.4螺栓的設計與校核 22 第五章 液壓壓力機機體設計 24 5.1 立柱設計 24 5.1.1立柱設計計算 24 5.1.2連結形式 25 5.1.3立柱的螺母及預緊 26 5.1.4 立柱的導向裝置 27 5.1.5 限程套 28 5.2 底座設計 28 5.3 橫梁設計 28 5.3.1 上橫梁結構設計 28 5.3.2活動橫梁結構設計 29 5.3.3 下橫梁結構設計 29 5.3.4 各橫梁參數的確定 29 總 結 30 參考文獻 31 致 謝 32 33 液壓壓力機設計 第一章 緒論 1.1選題目的和意義 本課題的主要目的是對液壓壓力機的研究設計，通過本次設計可以提高液壓系統工作時的穩(wěn)定性以及液壓沖擊對設備的可靠性等。另外，通過本次設計可以鞏固和深化所學知識、掌握液壓壓力機設計的一般方法步驟、培養(yǎng)自己發(fā)現問題解決問題的能力。 1.2 壓力機概述 1.2.1壓力機發(fā)展的概況 壓力機的發(fā)展歷史只有100年。壓力機是伴隨著工業(yè)革命的的進行而開始發(fā)展的，蒸汽機的出現開創(chuàng)了工業(yè)革命的時代，傳統的鍛造工藝和設備逐漸不能滿足當時的要求。因此在1839年，第一臺蒸汽錘出現了。此后伴隨著機械制造業(yè)的迅速發(fā)展，鍛件的尺寸也越來越越大，鍛錘做到百噸以上，即笨重又不方便。在1859-1861年維也納鐵路工廠就有了第一批用于金屬加工的7000KN、10000KN和12000KN的液壓壓力機，1884年英國羅切斯特首先使用了鍛造鋼錘用的鍛造液壓壓力機，它與鍛錘相比具有很好的優(yōu)點，因此發(fā)展很快，在1887-1888年制造了一系列鍛造液壓壓力機，其中包括一臺40000KN的大型水壓機，1893年建造了當時最大的12000KN的鍛造水壓機。 在第二次世界大戰(zhàn)后，為了迅速發(fā)展航空業(yè)。美國在1955年左右先后制造了兩臺31500KN和45000KN大型模鍛水壓機。 近二十年來，世界各國在鍛造操作機與鍛造液壓壓力機聯動機組，大型模鍛液壓壓力機，擠壓機等各種液壓壓力機方面又有了許多新的發(fā)展，自動測量和自動控制的新技術在液壓壓力機上得到了廣泛的應用，機械化和自動化程度有了很大的提高。 再來看一下我國的情況，在解放前，我國屬于半殖民地半封建社會的國家，沒有獨立的工業(yè)體系，也根本沒有液壓壓力機的制造工業(yè)，只有一些修配用的小型液壓壓力機。 解放后我國迅速建立獨立自主的完整的工業(yè)體系，同時仿造并自行設計各種液壓壓力機，同時也建立了一批這方面的科研隊伍。到了六十年代，我國先后成套設計并制造了一些重型液壓壓力機，其中有300000KN的有色金屬模鍛水壓機，120000KN有色金屬擠壓水壓機等。特別是近十年來，又有了一些新的發(fā)展。比如，設計并制造了一批較先進的鍛造水壓機，并已向國外出口，與此相應的，我國也陸續(xù)制造了各種液壓壓力機的系列及零部件標準。 但是，我們也應清楚地意識到我們與發(fā)達國家相比還有很大的差距，還不能滿足國民經濟和國防建設的需要。許多先進的設備和大型機仍需進口，目前應充分發(fā)揮我們的優(yōu)勢，加強我國在這方面的競爭力，這不僅是有助于我們從制造業(yè)大國向制造業(yè)強國的轉變也是國家安全的需要。 1.2.2壓力機工作原理 （1）壓力機功能簡介 壓力機是利用液壓傳動技術進行壓力加工的設備，廣泛用于金屬鍛壓、冷擠壓、粉末冶金以及金屬、橡膠和塑料等成型制品加工的壓力機械，也是最早應用液壓技術的機械之一。與其他壓力機相比，它具有壓力和速度可在大范圍內無極調整，可在任意位置輸出全部功率和保持所需壓力、結構布置靈活，各執(zhí)行結構可很方便地達到所希望的動作配合等優(yōu)點。 壓力機有多種型號規(guī)格，其工進力從幾十噸到上萬噸。按工作介質可分為水壓機和油壓機兩種。用乳化液做介質的液壓壓力機，稱為水壓機，其工進力很大，多用于重型機械廠和造船廠等。用礦物油型液壓有做介質的液壓壓力機成為油壓機，產生的壓智力較水壓機小，在許多工業(yè)部門得到廣泛的應用。 圖1-1壓力機 液壓壓力機的類型很多，多為立式,其中四柱式液壓壓力機最為典型，應用也最為廣泛。其基本結構如圖1-1。 （2）壓力機的工作原理簡介 該機的四根立柱上安裝有驅動上滑塊的液壓缸。液壓壓力機的工進工藝要求液壓缸的工作循環(huán)為：快速下行→慢速加壓→保壓延時→快速返回→原位停止;并且壓力速度和保壓時間可調節(jié)。工藝循環(huán)圖如圖1-2所示。 圖1-2 壓力機工藝循環(huán)圖 1.3 液壓傳動的優(yōu)缺點 液壓傳動是利用液體作為工作介質來傳遞能量和進行控制的傳動方式，與機械傳動、電氣傳動相比，液壓傳動的主要優(yōu)點： （1）液壓傳動的各種元件，可根據需要方便、靈活地來布置； （2）重量輕、體積小、運動慣性小、反應速度快； （3）操作控制方便，易于實現較大范圍內的無級變速； （4）一般采用礦物油為工作介質，相對運動面可自行潤滑，使用壽命長； （5）可以實現快速而且無沖擊的變速和換向； （6）與機械傳動相比易于布局和操縱； 液壓傳動的主要缺點： （1）由于流體流動的阻力損失和泄露較大，所以效率較低； （2）工作性能易受溫度變化的影響，因此不宜在很高或很低的溫度條件下工作； （3）液壓元件的制造精度要求較高，因而價格較貴； （4）由于液體介質的泄露及可壓縮性影響，不能得到嚴格的定比傳動； （5）液壓傳動出故障時不易找出原因；使用和維修要求有較高的技術水平[2]。 第二章 液壓壓力機總體設計 2.1總體方案選定 2.1.1總體結構選定 圖2-1為液壓壓力機系統原理基本組成。我們可以通過它進一步理解一般液壓壓力機系統應具備的基本性能和組成情況。 圖2-1 液壓壓力機 在圖2-1中，液壓壓力機是利用液壓泵將原動機的機械能通過液壓控制系統換為液體的壓力能，通過液體壓力能的變化來傳遞能量，經過各種控制閥和液壓控制管路的傳遞進入油缸，推動固定在上橫梁上的主缸帶動上下活動梁來回移動，由四個立柱導向將上下模具閉合，工進所需要的工件，再于頂出缸把工進好的工件頂出。 在液壓傳動中，液壓油缸就是一個最簡單而又比較完整的液壓傳動系統，分析它的工作過程，可以清楚的了解液壓傳動的基本原理。 液壓系統主要由：動力元件（油泵）、執(zhí)行元件（油缸或液壓馬達）、控制元件（各種閥）、輔助元件和工作介質等五部分組成。 （1）動力元件（油泵） 它的作用是把液體利用原動機的機械能轉換成液壓力能；是液壓傳動中的動力部分。 （2）執(zhí)行元件（油缸、液壓馬達） 它是將液體的液壓能轉換成機械能。其中，油缸做直線運動，馬達做旋轉運動。 （3）控制元件 包括壓力閥、流量閥和方向閥等。它們的作用是根據需要無級調節(jié)液動機的速度，并對液壓系統中工作液體的壓力、流量和流向進行調節(jié)控制。 （4）輔助元件 除上述三部分以外的其它元件，包括壓力表、濾油器、蓄能裝置、冷卻器、管件各種管接頭(擴口式、焊接式、卡套式）、高壓球閥、快換接頭、軟管總成、測壓接頭、管夾等及油箱等，它們同樣十分重要。 （5）工作介質 工作介質是指各類液壓傳動中的液壓油或乳化液，它經過油泵和液動機實現能量轉換。 綜上述該液壓壓力機需要完成的動作循環(huán)為： 主缸活塞滑塊快速下行→主缸活塞滑塊慢速加壓→主缸保壓→主缸卸壓→主缸活塞滑塊回程→頂出缸活塞頂出→頂出缸活塞退回 2.1.2總體技術參數選定 已知：參數：F=75KN 行程600mm 速度：工進20mm/s 快進200mm/s 因此選定本次液壓壓力機基本技術參數如下： （1）主缸公稱壓力 75KN （2）主缸回程力 30KN （3）頂出缸公稱壓力 10KN （4）頂出缸回程力 6KN （5）滑塊距工作臺最大距離 800mm （6）滑塊行程 600mm （7）頂出行程 200mm （8）工作壓力 20MPa （9）滑塊速度 快進速度 200mm/s 工進速度 20mm/s 回程 200mm/s （10）頂出速度 頂出 100mm/s 回程 150mm/s 2.2 工況分析 2.2.1工作循環(huán)分析 根據上述液壓壓力機液壓系統的分析可知，液壓系統的工作循環(huán)為： 主缸：快速下行→慢速加壓→保壓→卸壓→快速回程→原位停止 頂出缸：慢速頂出→快速退回 故繪制出液壓壓力機液壓系統的工作循環(huán)圖，如圖2-2所示： 圖2-2液壓壓力機工作循環(huán)圖 2.2.2負載分析 根據提供的工況條件，立式安裝的主液壓缸活塞桿帶動滑塊及動橫梁在立柱上滑行時，運動部件的質量為300Kg。 （1）工作負載 工作負載： （2）摩擦負載 由于導柱與滑塊垂直，摩擦負載較小，可忽略不計，故： 靜摩擦阻力： 動摩擦阻力： （3）慣性負載 自重: （4）液壓缸在各工作階段的負載值： ——液壓缸的機械效率，一般取=0.9-0.97。本處取=0.9 表2-1工作循環(huán)各階段的外負載 工況 負載組成 推力 F/ 快進 工進 快退 根據主缸的工藝要求和參數，將各執(zhí)行元件在各階段的速度用圖2-3所示的速度-位移（v-s）曲線表示。將各執(zhí)行元件在各階段所需克服的負載用圖2-4所示的負載-位移（F-s）曲線表示。 圖2-2 主缸速度循環(huán)圖 圖2-3主缸負載循環(huán)圖 第三章 液壓系統的設計 3.1確定液壓系統方案 液壓機的特點是在行程中壓力變化很大，所以在行程中不同階段保證達到規(guī)定的壓力是系統設計中首先要考慮的。確定液壓系統方案時要重點考慮下列問題： 3.1.1快速行程方式 液壓機液壓缸的尺寸較大，在快速下行時速度也較大，從工況圖看出，此時需要的流量較大（289.4 L/min），這樣大流量的油液如果由液壓泵供給；則泵的容量會很大。液壓機常采用的快速行程方式可以有許多種，本機采用自重快速下行方式。因為壓機的運動部件的運動方向在快速行程中是垂直向下，可以利用運動部件的重量快速下行；在壓力機的最上部設計一個充液筒（高位油箱），當運動部件快速下行時高壓泵的流量來不及補充液壓缸容積的增加，這時會形成負壓，上腔不足之油，可通過充液閥、充液筒吸取。高壓泵的流量供慢速工進和回程之用。此方法的優(yōu)點為不需要輔助泵和能源，結構簡單。 3.1.2調速方式 液壓機的運動部件在下行行程中快接近制件時，應該由快速變換為較慢的工進速度。減速方式主要有壓力順序控制和行程控制兩種方式；壓力順序控制是利用運動部件接觸制件后負荷增加使系統壓力升高到一定值時自動變換速度。本系統擬選用機動控制的伺服變量軸向柱塞泵（CCY型）作動力源，液壓泵的輸出流量可由行程擋塊來控制，在快速下行時，液壓泵以全流量供油，當轉換成工作行程（工進）時，行程擋塊使液壓泵的流量減小，在最后20 mm內擋塊使液壓泵流量減到零；當液壓缸工作行程結束反向時，行程擋塊又使液壓泵的流里恢復到全流量。與液壓泵的流量相配合（協調），在液壓系統中，當轉換為工作行程時，電氣擋塊碰到行程并關，發(fā)信號使電磁換向閥5的電磁鐵3YA得電，控制油路K不能通至液控單向閥8，閥8關閉，此時單向順序閥2不允許滑塊等以自重下行。只能靠泵向液壓缸上腔供油強制下行，速度因而減慢。 3.1.3保壓方式 在工進行程中不同階段的系統壓力決定于負載，為了保證安全，應該限制液壓系統的最高壓力，本系統擬在變量泵的壓油口與主油路間并聯一只溢流閥作安全閥用。 有時工進工藝要求液壓缸在工進行程結束后保壓一定時間，保壓方法有停液壓泵保壓與開液壓泵保壓兩種，本系統根據壓機的具體情況擬采用開液壓泵保壓；此法的能量消耗較前一種大。但系統較為簡單。 3.1.4泄壓換向方法 液壓機在工進行程完畢或進入保壓狀態(tài)后，主液壓缸上腔壓力很高，此時由于主機彈性變形和油液受到壓縮，儲存了相當大的能量。工作行程結束后反向行程開始之前液壓缸上腔如何泄壓（控制泄壓速度）是必須考慮的問題，實踐已證明，若泄壓過快，將引起劇烈的沖擊、振動和驚人的聲音，甚至會因液壓沖擊而使元件損壞。此問題在大型液壓機中愈加重要。 各種泄壓方法的原理是在活塞回程之前，當液壓缸下腔油壓尚未升高時，先使上腔的高壓油接通油箱，以一定速度使上腔高壓逐步降低。本例采用帶阻尼狀的電液動換向閥，該閥中位機能是H型，控制換向速度，延長換向時間，就可以使上腔高壓降低到一定值后才將下腔接通壓力油（見圖3-1）。此法最為簡單，適合于小型壓機。 3.1.5互鎖控制回路 為保障頂出缸的安全，在主缸動作時，必須保證頂出缸的活塞下行到最下位置。本例采用兩個換向閥適當串聯的方法來實現兩缸的互鎖控制（見圖3-1）。從圖3-1中可見，只有在閥6處于右位工作時，即頂出缸活塞是下行狀態(tài)時壓力油才會通入換向閥4，主缸才能動作。當閥6處于左位工作，頂出缸為上行狀態(tài)時，只有壓力很低的回油通至閥4，主缸才不能動作。 3.2 液壓原理圖的擬定 在以上分析的基礎上，擬定的液壓系統原理圖如圖3-1所示。 圖3-1 液壓機液壓系統原理圖 系統的工作過程如下： 液壓泵起動后，電液換向閥4及6處于中位，液壓泵輸出油液經背壓閥7再經閥6的中位低壓卸荷，此時主缸處于最上端位置而頂出缸在最下端位置，電磁鐵2YA得電，換向閥6在右位工作，此時5YA得電，換向閥4也在右位工作，液壓泵輸出的壓力油進入主缸上腔，此時3YA也得電，控制油路經閥5通至液控單向閥3，使閥3打開，主缸下腔的油能經閥3很快排入油箱，主缸在自重作用下實現快速空程下行，由于活塞快速下行時液壓泵進入主缸上腔的流量不足，上腔形成負壓，充液筒中的油液經充液閥（液控單向閥）1吸入主缸。 當電氣擋塊碰到行程開關時3YA失電，控制油路斷開，閥3關閉，此時單向順序閥（平衡閥）2使主缸下腔形成背壓，與移動件的自重相平衡。自重快速下行結束。與此同時用行程擋塊使液壓泵的流量減小，主缸進入慢速下壓行程，在此行程中可以用行程擋塊控制液壓泵的流量適應工進速度的要求。由壓力表刻度指示達到工進行程的終點。 行程過程結束后，可由手動按鈕控制使5YA失電，4YA得電，換向閥4換向，由于閥2帶阻尼器，換向時間可以控制，而閥4的中位機能是H型，閥處于中位時使主缸上腔的高壓油泄壓，然后閥4再換為左位，此時壓力油經閥2的單向閥進入主缸下腔，由于下腔進油路中的油液具有一定壓力；故控制油路可以使閥1打開，主缸上腔的油液大部分回到充液筒，一部分經閥4排回油箱，此時主缸實現快速回程。充液筒油液充滿后，溢出的油液可經油管引至油箱。 回程結束后，閥4換至中位，主缸靜止不動。 1YA得電，2YA失電，閥6換至左位，壓力油進入頂出缸下腔，頂出缸頂出制件，然后1YA失電，2YA得電，閥6換至右位，頂出缸回程；回程結束后，2 YA失電，閥6換至中位，工作循環(huán)完成，系統回到原始狀態(tài)。 3.3液壓元件的計算與選擇 3.3.1 液壓泵的選擇 ① 液壓泵的最高工作壓力就是液壓缸慢速下壓行程終了時的最大工作壓力 pp ===19.6MPa 因為行程終了時流量q＝0，管路和閥均不產生壓力損失；而此時液壓缸排油腔的背壓已與運動部件的自重相平衡，所以背壓的影響也可不計。 ② 液壓泵的最大流量 qp≥K（∑q）max 泄漏系數K = 1.1~1.3，此處取K = 1.1。由工況圖知快速下降行程中q為最大（q = 289.41 L/min），但此時已采用充液筒充液方法來補充流量，所以不按此數值計算，而按回程時的流量計算。 qmax=q3=59.9 L/min qp =1.1q3=1.1×59.9=65.9 L/min ③ 根據已算出的qP和pP，選軸向杜塞泵型號規(guī)格為63CCY14-1B，其額定壓力為32 MPa，滿足25~60％壓力儲備的要求。排量為63m L/r，電動機同步轉速為1500 r/min， 故額定流量為：q=qn==94.5L/min 額定流量比計算出的qP大，能滿足流量要求，此泵的容積效率ηv =0.92。 3.3.2 電動機的選擇 電動機功率：驅動泵的電動機的功率可以由工作循環(huán)中的最大功率來確定；由工況分析知，最大功率為5.76 kW，取泵的總效率為η泵=0.85，則： P===6.78 kW 選用功率為7.5 kW，額定轉速為1440r/min的電動機。電動機型號為：Y132m-4（Y系列三相異步電動機）。 3.3.3 液壓閥的選擇 液壓控制閥是液壓系統中用來控制液流的壓力、流量和流動方向的控制元件,是影響液壓系統性能，可靠性和經濟性的重要元件。 （1）方向控制閥的選擇 方向控制閥簡稱方向閥，主要用來通斷油路或切換油液流動的方向，以滿足對執(zhí)行元件的啟停和運動方向的要求。其中有單向閥和換向閥兩種。 （2）壓力控制閥的選擇 在液壓傳動中，用來控制和調節(jié)液壓系統壓力高低的閥類稱壓力控制閥。按其功能和用途不同可分為溢流閥、減壓閥、順序閥和背壓閥等。 （3）流量控制閥的選擇 調速閥是進行了壓力補償的節(jié)流閥。它由單向閥和節(jié)流閥并聯而成，節(jié)流閥用來調節(jié)通過的流量，單向閥則用來控制油液流動方向，防止油液反向流動。 閥2、4、6、7通過的最大流量均等于qP， 而閥1的允許通過流量為q： q =q1–qP=289.4–65.9=223.5 L/min 閥3的允許通過流量為 q =q1=289.4=67.9 L/min 閥8是安全閥，其通過流量也等于qP。 以上各閥的工作壓力均取p＝32 MPa。 本系統所選用的液壓元件見表3.1。 表3.1液壓機液壓元件型號規(guī)格明細表 表3.1 液壓元件明細表 序 號 名 稱 型 號 1 液控單向閥 SV30P-30B 2 單向順序閥（平衡閥） DZ10DP1-40BY 3 液控單向閥 SV20P-30B 4 電液換向閥 WEH25H20B106AET 5 電磁換向閥 3WE4A10B 6 電液換向閥 WEH25G20B106AET 7 順序閥 DZ10DP140B210M 8 溢流閥（安全閥） DBDH20P10B 9 軸向柱塞泵 63CCY14-1B 10 主液壓缸 自行設計 11 頂出液壓缸 自行設計 12 壓力表 Y-100 13 壓力表開關 KF-L8/20E 3.3.4輔助元件的設計 （1）濾油器的選擇 在系統中安裝一定精度的濾油器，是保證液壓系統正常工作的必要手段。根據設計規(guī)格和尺寸參數選擇濾油器型號：XU-22X100[16]。 （2）油管的選擇 油管內徑d按下式計算： 其中，-油管的最大流量；查文獻資料得工況中系統的最大流量為18.6L/min。 -管道內允許的流速，一般吸油管取0.5～5m/s，壓力油管取 2.5～5 m/s，回油管取1.5～2 m/s。 表3.2 各管路流速選值 管道 流速（m/s） 回油管路 2 吸油管路 1.3 壓力油管路 4 計算出內徑d后，按標準系列選出相應的管子。 油管壁厚δ按下式計算： 其中，-管內最大工作壓力，根據設計手冊查得最大工作壓力為30MPa； —管道內徑； -管道材料的許用應力； =； —管道材料的抗拉強度；根據設計手冊查得，其抗拉強度取340MPa; -安全系數，鋼管P＜7 MPa時，取=8；P＜17.5 MPa時，取=6； P＞17.5 MPa時，取=4，所以安全系數取=4。 根據計算出的油管內徑和壁厚，查手冊選取標準規(guī)格油管 [18]。 表3.3 標準規(guī)格油管 管路名稱 允許流速/ 管道內徑/ 實際取值/ 壁厚/ 吸油管 1.3 0.0174 0.018 3.5 壓油管 4 0.0099 0.011 2 回油管 2 0.0014 0.015 3 （3）油箱容量的選擇 初步確定油箱的有效容積,跟據經驗公式來確定油箱的容量： 其中，-液壓泵每分鐘排出的壓力油的容積； -經驗系數。 已知所選泵的總流量為20L/min,這樣，液壓泵每分鐘排出的壓力油體積為20L，查表3.4選取=4[18][19]，故： 表3.4 油箱經驗系數表 系統類型 行走機械 低壓系統 中壓系統 鍛壓系統 冶金系統 1～2 2～4 5～7 6～12 10 根據上述液壓元件的選擇，各個液壓元件型號如下： 表3.5 液壓元件的型號 序號 元件名稱 型號 1 單向閥 I-10B 2 三位四通電磁閥 24D-25B 3 兩位四通電磁閥 4WE6D61B 4 行程閥 XQ250612 5 背壓閥 DB10K2-4X-100YV 6 減壓閥 J-25B 7 調速閥 2FRM-16 8 濾油器 XU-22X100 3.3.5液壓系統性能驗算 因為慢速加壓在工作循環(huán)中所占的時間最長，所以系統發(fā)熱和油箱升溫可按慢速加壓工況來計算。通過查得液壓缸卸荷閥的流量，取壓力損失值，。 慢速加壓時的壓力損失： 慢速加壓時泵的工作壓力： (取) 慢速加壓時液壓缸的輸入功率查表4-1可知為18.8W。 系統總發(fā)熱功率： 有效散熱面積： 取油箱散熱系數：· 油箱升溫為： 設環(huán)境溫度則熱平衡溫度為： 此熱平衡溫度小于允許范圍，故該液壓系統不必設置冷卻器[20]。 第四章 液壓缸設計 4.1液壓缸的基本結構設計 4.1.1液壓缸的類型 圖4-1雙作用單活塞桿液壓缸 液壓缸選用雙作用單活塞桿液壓缸，活塞在行程終了時緩沖。因為工作過程中需要往復運動，從圖可見，油缸被活塞頭分隔為兩腔，側面有兩個進油口，因此，可以獲得往復的運動。實質上起到兩個柱塞缸的作用。此種結構形式的油缸，在中小型液壓機上應用最廣。 4.1.2鋼筒的連接結構 在設計中上、頂出缸都選擇法蘭連接方式。這種結構簡單，易加工，易裝卸。 主缸采用前端法蘭安裝，頂出缸采用后端法蘭安裝。 缸口部分采用了Y形密封圈、導向套、O形防塵圈和鎖緊裝置等組成，用來密封和引導活塞桿。由于在設計中缸孔和活塞桿直徑的差值不同，故缸口部分的結構也有所不同。 4.1.3缸底結構 缸底結構常應用有平底、圓底形式的整體和可拆結構形式。 平底結構具有易加工、軸向長度短、結構簡單等優(yōu)點。所以目前整體結構中大多采用平底結構。圓底整體結構相對于平底來說受力情況較好，因此，在相同應力，重量較輕。另外，在整體鑄造的結構中，圓形缸底有助于消除過渡處的鑄造缺陷。但是，在液壓機上所使用的油缸一般壁厚均較大，而缸底的受力總是較缸壁小。因此，上述優(yōu)點就顯得不太突出，這也是目前在整體結構中大多采用平底結構的一個原因。然而整體結構的共同缺點為缸孔加工工藝性差，更換密封圈時，活塞不能從缸底方向拆出，但由于較可拆式缸底結構受力情況好、結構簡單、可靠，因此在中小型液壓機中使用也較廣。在設計中選用的是平底結構。 4.1.4油缸放氣裝置 通常油缸在裝配后或系統內有空氣進入時，使油缸內部存留一部分空氣，而常常不易及時被油液帶出。這樣，在油缸工作過程中由于空氣的可壓縮性，將使活塞行程中出現振動。因此，除在系統采取密封措施、嚴防空氣侵入外，常在油缸兩腔最高處設置放氣閥，排出缸內殘留的空氣，使油缸穩(wěn)定的工作排氣閥的結構形式包括整體式和組合式。在設計中選用的是整體式。 整體式排氣閥閥體與閥針合為一體，用螺紋與鋼筒或缸蓋連接，靠頭部錐面起密封作用。排氣時，擰松螺紋，缸內空氣從錐面間隙中擠出，并經斜孔排出缸外。這種排氣閥簡單、方便、但螺紋與錐面密封處同心度要求較高，否則擰緊排氣閥后不能密封，會造成泄露。 4.1.5緩沖裝置 緩沖裝置的工作原理是使鋼筒低壓腔內油液(全部或部分)通過節(jié)流把動能轉換為熱能，熱能則由循環(huán)的油液帶到液壓缸外緩沖裝置的結構有恒節(jié)流面積緩沖裝置和變節(jié)流型緩沖裝置。在設計中我采用的是恒節(jié)流面積緩沖裝置，此類緩沖裝置在緩沖過程中，由于其節(jié)流面積不變，故在緩沖開始時，產生的緩沖制動力很大，但很快就降低下來，最后不起什么作用，緩沖效果很差。但是在一般系列化的成品液壓缸中，由于事先無法知道活塞的實際運動速度以及運動部分的質量和載荷等，因此為了使結構簡單，便于設計，降低制造成本，仍多采用此種節(jié)流緩沖方式。 4.2 缸體結構的基本參數確定 4.2.1直徑參數 （1）主缸的內徑 （注：所用公式都來源于文獻【10】【17】） ===0.206m 按標準取整=0.220m （2）主缸活塞桿直徑 ===0.175m 按標準取整=0.180m （3）主缸實際壓力: = （4）主缸實際回程力: = （5）活塞桿直徑d的校核 表4-3 活塞桿所選材料 型號 ≥／MPa ≥／MPa ≥／% 45MnB 1030 835 9 d=0.05m滿足要求 F—活塞桿上的作用力 —活塞桿材料的許用應力，=/1.4 4.2.2 主缸進油流量與排油流量 （1）快速空行程時的活塞腔進油流量 = （2）快速空行程時的活塞腔的排油流量 == （3）工作行程時的活塞腔進油流量 == （4）工作行程時的活塞腔的排油流量 == （5）回程時的活塞桿腔進油流量 == （6）回程時的活塞腔的排油流量 == 4.3 液壓缸設計計算與校核 4.3.1筒壁厚計算與校核 （1）筒壁厚 計算 公式: =++ 當～0.3時，用使用公式: ==0.042 m 取 =0.050m --為缸筒材料強度要求的最小，M --為鋼筒外徑公差余量，M --為腐蝕余量，M --試驗壓力，16M時，取=1.25P P—管內最大工作壓力為25 M --鋼筒材料的許用應力，M =/n --鋼筒材料的抗拉強度，M n—安全系數，通常取n=5 當時,材料使用不夠經濟,應改用高屈服強度的材料。 （2）筒壁厚校核： 額定工作壓力, 應該低于一個極限值,以保證其安全. MPa=0.35=44MPa =外徑 D=內徑 同時額定工作壓力也應該完全塑性變形的發(fā)生: =2.3320=98.3MPa --缸筒完全塑性的變形壓力, --材料屈服強度MPa --鋼筒耐壓試驗壓力，MPa =34.4~41.3 MPa （3）缸筒的暴裂壓力 =2.3610=187.4MPa 4.3.2缸筒底部計算與校核 （1）缸筒底部厚度計算 缸筒底部為平面時: 0.4330.433mm 取 mm --筒底厚，MM （2）核算缸底部分強度 按照平板公式即米海耶夫推薦的公式計算，缸底進油孔直徑為φ20cm則 Ψ===0.6875 = =69.8 MPa 按這種方法計算[]=100MPa <[] 所以安全 4.3.3缸筒端部法蘭設計與校核 （1）缸筒端部法蘭厚度 ==40.4mm 取 h=45mm --法蘭外圓半徑; --螺孔半徑; 螺釘 – M20 b—螺釘中心到倒角端的長度 =32cm = 42cm =48.5cm = =10cm h=10cm = =37cm = = =47.25cm 圖3-2 部分工作缸 （2）校核法蘭部分強度 ==0.067cm 其中P===110.2=11.02KN/cm ==0.0335 =0.367 =1 ==0.42 所以 =95.1MPa =57.1+34.6=91.7 MPa<[] 滿足要求 依據上面公式當墊片的厚度為大于10cm時就能滿足要求，為了滿足橫梁的強度和工藝性，墊片厚度選用25cm。因此可以推算橫梁的厚度取大于25cm即滿足要求。 4.3.4螺栓的設計與校核 （1）缸筒法蘭連接螺釘： 表2.2 螺釘所選材料 型號 ≥／MPa ≥／MPa ≥／% 35 540 320 17 （a）螺釘處的拉應力 =MPa==4.5MPa z-螺釘數8根; k-擰緊螺紋的系數變載荷 取k=4; -螺紋底徑, m （b）螺紋處的剪應力: =0.475MPa =MPa -屈服極限 -安全系數; 5 （c）合成應力: == MPa （2）墊片與橫梁間螺釘的校核： （a）螺釘處的拉應力 =MPa==3.8MPa z-螺釘數8根; k-擰緊螺紋的系數變載荷 取k=4; -螺紋底徑, m （b）螺紋處的剪應力: =0.475 MPa = MPa -屈服極限 -安全系數; 5 （c）合成應力: == MPa 第五章 液壓壓力機機體設計 5.1 立柱設計 5.1.1立柱設計計算 先按照中心載荷進行初步核算，許用應力[]不應大于55，并參照同類型液壓機的立柱，初步定出立柱直徑。 按標準選取立柱螺紋。 立柱螺紋區(qū)到光滑區(qū)過渡圓角應盡可能取大些，最好在30~50mm之間。 原設計主要參數為： F=75KN H=900mm B=360mm(寬邊立柱中心距) d=30cm(立柱光滑部分直徑) e=10cm(允許偏心距) n=4（立柱的根數） 立柱材料為45#鋼，中頻淬火≥620MPa，≥375MPa 中心載荷時的應力： ===22.2 （5-1） 偏心載荷靜載荷合成應力 由于小型液壓機，可將立柱考慮為插入端的懸臂梁，m=0.25 =+=+=22.2+74.1=96.3 （5-2） <150,因此是安全的。 對于截面的45#鋼，≥375MPa，尺寸系數已考慮在內，立柱表面為精車，對于正火的45#鋼，表面質量系數為0.9，因此[]可取為300MPa.過渡圓角半徑為30mm. 疲勞強度校核： ==0.1 （5-3） ==0.107 （5-4） 從文獻【10】中查出=1.58 K=1=0.70（1.58-1）=1.41 （5-5） =K=1.41×96.3=104.4<300 （5-6） []為200MPa, 因此是安全的。 立柱是液壓機重要的支承件和受力件，同時又是活動橫梁的導向基準。因此，立柱應有足夠的強度與剛度，導向表面應有足夠的精度，光潔度和必要的硬度。 5.1.2連結形式 立柱式機架是常見的機架形式，一般由4根立柱通過螺母將上、下橫梁緊固地連結在一起，組成一個剛性的空間框架。在這個框架中，既安裝了液壓機本體的主要零部件，又在液壓機工作時，承受液壓機的全部工作載荷，并作為液壓機運動部分的導向。整個機架的剛度與精度，在很大程度上取決于立柱與上、下橫梁的連接形式與連接的緊固程度。 圖5-1中、小型液壓機立柱連結形式 在中、小型液壓機中，常用的連結形式有以下4種： （1）立柱用臺肩分別支承上、下橫梁，然后用外鎖緊螺母上、下予以鎖緊。這種結構中，上橫梁下表面（工作臺）上表面間的距離與平行度，全靠4根立柱臺肩間尺寸的一致性來保證，因此裝配簡單，不需調整，裝配后機架的精度也無法調整，且對立柱臺肩間尺寸精度的加工要求很高。因此，這種結構僅在無精度要求的小型簡易液壓機中采用。 （2）內外螺母式，即在立柱上分別用內、外兩個螺母來固定上、下橫梁，用內螺母來起上述臺肩的支承作用，用外鎖緊螺母上、下予以鎖緊。上橫梁下表面的水平度以及下橫梁（工作臺）上表面的水平度，兩個表面之間的平行度與間距的保持，全靠安裝時內螺母的調整，因此，對立柱的有關軸向尺寸要求不高，但對立柱螺紋精度（與立柱軸線的平行度）及內螺母精度（內螺母的螺紋對于上、下橫梁貼合面的垂直度）要求較高，安裝時調整比較麻煩。 （3）在與上橫梁連結處用臺肩代替內螺母，精度調節(jié)和加工均不很復雜，但立柱預緊不如第2種方便。 （4）與第3種形式基本相同，只是在下橫梁處用臺肩代替內螺母，但精度調節(jié)比第3種簡便可靠。 在設計中選用的是第四種連結方式。 圖5-2 組合式立柱螺母 5.1.3立柱的螺母及預緊 立柱螺母一般為圓柱形，小液壓機的立柱螺母是整體的，立柱直徑在150mm以上時，做成組合式，由兩個半螺栓緊固而成，材料用35~45鍛鋼或鑄鋼。因為在設計中我選用的立柱為300mm，所以采用此種結構。 立柱螺母的尺寸已有機械行業(yè)標準JB/T 2001.73——1999，螺母外徑約為螺紋直徑的1.5倍，內螺母一般與螺母等高，約為螺紋直徑的0.9倍。 25MN以下的液壓機，其立柱多做成實心的，實心的立柱的兩端要鉆出預緊螺母用的加熱孔。 立柱的預緊分加熱預緊與液壓預緊。本次設計選用的是加熱預緊方式。 加熱預緊 比較常用的方法，為此，立柱端部應鉆有加熱孔，其深度應大于橫梁的高度。在立柱及上橫梁安裝好后，先將內、外螺母冷態(tài)擰緊，然后用電熱棒或通入蒸汽等加熱方法使立柱端部伸長，達到一定溫度后，將外螺母再向下擰過一個角度，一般是用螺母外徑上一點轉過的弧長來度量。立柱冷卻后，就在螺母與橫梁之間產生一個很大的預緊力，使螺母不易松動。加熱時應注意兩對角立柱同時加熱。 5.1.4 立柱的導向裝置 活動橫梁運動及工作時，一般以立柱為導向，由于活動橫梁往復運動頻繁，且在偏心加壓時有很大的側推力，因此，不可能讓活動橫梁與立柱直接接觸，互相磨損，必須選擇耐磨損、易更換的材料作為兩者之間的導向裝置。導向裝置的質量直接關系到活動橫梁的運動精度及被加工件的尺寸精度，也會影響到工作缸密封件與導向面的磨損情況，對模具壽命及機身的受力情況也均有影響，為此，必須合理選擇導向裝置的結構及配合要求。 圖5-3 導套 導向裝置可分為導套與平面導板兩大類。 （1）導套 對于圓截面的立柱，都是在活動橫梁的立柱孔中采用導套結構，又可分為圓柱面導套和球面導套。 （2）圓柱面導套 在活動橫梁的立柱孔中，各裝有上、下兩個導套，它們由兩半組成，為了拆裝方便，兩半導套的剖分面最好有的斜度，導套兩端裝有防塵用的氈墊。這種導套結構簡單，制造方便。 本次設計中采用這種形式的導套。 導套的材料計算 導套材料一般采用鑄錫青銅ZQSn6-6-3，小液壓機也有用鐵基粉末冶金的。 導套比壓q的計算 =1.33 MPa 滿足要求 （5-7） 式中 T——機架計算中求得立柱上的側推力（N） d——導套內孔直徑 (m) c——導套高度（m） [q]——許用比壓 （MPa），對于ZQSn6-6-3，[q]=6~8 MPa 5.1.5 限程套 為防止運動部分超程，有些液壓機在下橫梁的4個立柱上安裝限程套，一般為對開式，上、下兩端應平行，4個限程套高度應一致，內孔比立柱直徑大1-2mm，用鑄鐵制造。 圖5-4 立柱安裝限程套 5.2 底座設計 底座安裝于工作臺下部，與基礎相連。底座僅承受機器之總重量。 底座材料可選用鑄鐵件或焊接結構。主要考慮到外形的美觀，對精度無要求。 5.3 橫梁設計 5.3.1 上橫梁結構設計 橫梁由鑄造制成，目前以鑄造為多，一般采用ZG35B鑄鋼。 橫梁的寬邊尺寸由立柱的寬邊中心距確定，上梁和活動梁的窄邊尺寸應盡可能小些，以便鍛造天車的吊鉤容易接近液壓機中心，梁的中間高度則由強度確定。 設計上橫梁時，為了減輕重量，根據“ 等強度梁”的概念，設計成圖所示的不等高梁，即立柱柱套處的高度h 小于中間截面的高度H。但在過渡區(qū)( A處) 會有應力集中。 由于上橫梁外形尺寸很大，為了節(jié)約金屬和減輕重量，盡量使各個尺寸在允許的范圍內降到最小。梁體做成箱形結構，在安裝缸的地方做成圓筒形，安裝立柱的地方做成方筒形，中間加設筋板，以提高剛度，降低局部應力。 圖5-4梁的不等高結構 5.3.2活動橫梁結構設計 （1）活動橫梁的主要作用 與工作缸柱塞桿連接傳遞液壓機的壓力，通過導向套沿立柱導向面上下往復運動;安裝固定模具及工具等。因此需要有較好的強度、剛度及導向結構?；顒訖M梁上部與工作缸柱塞相連，下部與上模座相連，梁體結構和受力狀態(tài)都很復雜。當液壓機工作時，高壓液體作用于柱塞的力是通過活動橫梁及上砧傳遞到鍛件上而做功，活動橫梁的上下運動則依靠梁與立柱的導向裝置。 （2）活塞桿與橫梁的連接 剛性連接 柱塞下端插入活動橫梁內。此種連接方式在偏心載時，柱塞跟隨活動橫梁一起傾斜，將動梁所受偏心力矩的一部分傳給工缸導向套，使導向套承受側向水平推力或一對力偶，從而加劇導向套及封的磨損。單缸液壓機或三缸液壓機的中間工作缸多采取此種結構。 在活塞桿焊接法蘭用螺釘與橫梁連接，用12根M30的螺釘，達到預緊的目的。 5.3.3 下橫梁結構設計 下橫梁的剛度要求應略嚴一些，以保證整個壓機的剛性。下橫梁直接與立柱、拉桿、工作臺、回程缸和頂出器相連，梁體結構和受力狀態(tài)都很復雜。對于下橫梁，其設計原則與上橫梁相同，是在滿足相連部件最小幾何尺寸要求和工藝要求的條件下，盡可能縮減其縱向、橫向尺寸，這是有效提高梁的剛度、強度和減輕梁的重量應首先把握的主要原則。 5.3.4 各橫梁參數的確定 因為液壓缸與橫梁間的墊片厚度為25cm，因此可以推算橫梁的厚度取大于25cm即滿足要求?？紤]在墊片與橫梁的連接面積比墊片與液壓缸的連接面積少一半所以上橫的受力部分厚度選用50cm，因為有空心部分，所以整體厚度選用75cm?；顒訖M梁受力部分為35cm，整體厚度選用50cm。因為頂出缸的公稱壓力小，但受力打，所以整體厚度選用40cm。 總 結 畢業(yè)設計是對畢業(yè)生四年大學生活及學習的一次總結，是對畢業(yè)生的一次考核，通過設計的構思，可以看出一個本科畢業(yè)生的能力，同時也是對大學四年所學專業(yè)知識的一次廣而深的復習。 畢業(yè)設計是與實際緊密聯系在一起的，是一次理論聯系實際的有機結合，在整個畢業(yè)設計過程中，我查閱了大量的資料，仔細認真的分析了當前工程液壓機系統的性能，發(fā)現中型液壓機中，主泵最好采用變量泵，因為,當需要高壓時流量變小,當快速回程時,使用大流量低壓強,這樣一來，有利于降低功率，減少噪音，機器運轉平穩(wěn)。在設計中綜合評比各元件的性能來選擇零件，通過校核強度等完成液壓機的整體設計。 最后，在此我衷心的感謝各位指導老師給予我耐心的指導，感謝圖書館的老師配合，感謝每一位給予我?guī)椭耐瑢W。 參考文獻 [1].《液壓傳動與控制手冊》.陳啟松 編. 上?？茖W技術出版社,2006. 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