YB32-200型压力机液压系统的设计【9张CAD图纸和毕业论文】
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郑州工业应用技术学院本科生毕业设计说明书题 目:YB32-200型压力机液压系统的设计指导教师: 王菡 职称: 讲师 学生姓名: 张亮 学号:1102130432 专 业: 机械设计制造及其自动化 院(系): 机电工程学院 答辩日期: 2015年6月23日 摘要液压压力机是制品成型生产中应用最广的设备之一,是集机电液为一体的现代化高技术设备。本文针对实现快速空程下行慢速加压保压快速回程停止的工作循环的需求,提出了设计题目。并对该机的机械系统液压系统和所需缸的尺寸进行了全面设计。在机械系统设计中,首先确定整机为二梁四柱结构,依此为基础,根据工况分析,确定了液压的系统压力和安装方式,计算出主缸顶出缸的内径尺寸活塞杆的尺寸缸盖以及导向套的尺寸。接着完成了对主缸和顶出缸的结构优化设计和各个零部件之间装配方式的选择。最后绘制了主缸和顶出缸的装配图和主要零件图。液压系统设计中,首先分析压力机的压制工艺,根据液压压力机的用途特点和要求,利用液压传动的基本原理,并在此基础上,进行了液压系统原理图的设计,确定了液压系统的执行元件。计算了整个液压系统的流量,并根据流量和压力进行了液压阀的选择液压站的设计和各个辅助元件的选择。计算了整个系统的功率,据此选择了电动机的型号,最后完成了整个液压系统的验算。关键词:液压系统 ;压力机;液压控制系统;液压机AbstractHydraulic press is one of the products most widely used in molding production equipment, is a machine, electricity and liquid as one of modern high-tech equipment. Aiming to achieve rapid backlash downside - Slow pressure - packing - fast return - needs to stop duty cycle, we proposed a design. And the aircrafts hydraulic system mechanical systems and cylinder size required for a comprehensive design.In the mechanical system design, first determine the whole structure is two-beam four, followed by the foundation, according to the working conditions analyzed to determine the hydraulic system pressure and installation, calculate the top of the master cylinder inner diameter of the cylinder rod as to size, the size of the cylinder head and the guide sleeve. Then complete the assembly between the way the master cylinder and the top of the cylinder structure optimization design and the choice of the individual components. Finally draw the master cylinder and the top of the cylinder assembly drawing and major parts drawing.Hydraulic system design, the first press of the pressing process analysis, based on the use of hydraulic presses characteristics and requirements, using the basic principle of hydraulic transmission, and on this basis, the design of the hydraulic system schematics to determine the hydraulic system The actuator. Calculate the flow rate of the hydraulic system, and based on the flow and pressure of the design and selection of each auxiliary hydraulic valve element selection hydraulic station. Calculate the power of the entire system, whereby selected motor model, and finally completed the checking of the hydraulic system.Keyword:Hydraulic system, Presses , Hydraulic Control System, Hydraulic Press目录1 绪论11.1液压传动的发展概况11.2压力机的发展12 液压压力机的液压系统原理设计42.1液压压力机的基本结构42.2工况分析42.2.1液压压力机工况分析42.2.2主缸负载循环图和速度循环图的绘制52.2.3顶出缸缸负载循环图和速度循环图的绘制62.3拟定液压系统原理图72.3.1确定供油方式72.3.2调速方式的选择72.3.3液压系统原理图的设计72.3.4主液压缸的运动92.3.5顶出缸的运动103 液压系统的计算和元件选型113.1液压缸的计算与选型113.1.1确定液压缸的主要参数113.1.2缸筒的设计计算143.1.3缸盖厚度的确定153.1.4最小导向长度的确定153.1.5液压缸工作行程的确定173.1.6缸体长度的确定173.1.7液压缸的结构设计173.1.8液压机顶出缸设计213.2确定液压泵和电动机233.3液压阀的选择263.4液压站的设计273.4.1液压油箱的设计273.4.2确定管道尺寸304 辅助元件的选择314.1管道314.2管接头314.3密封件314.4滤油器314.5空气滤清器314.6液位计315 液压系统温升的验算335.1液压系统温升的验算33结论35致谢36参考文献38V1 绪论1.1液压传动的发展概况液压传动和气压传动总称为流体传动,是根据17世纪帕斯卡提出的液体静压力传动原理而发展起来的一门新兴技术,在工农业及其各个领域光伟应用。如今,流体传动技术水平的高低已成为一个国家工业发展水平的重要标志。1我国的液压工业开始于20世纪50年代,液压元件最初应用于机床和锻压设备。60年代获得较大发展,已渗透到各个工业部门,在机床、工程机械、冶金、农业机械、汽车、船舶、航空、石油以及军工等工业中都得到了普遍的应用。当前液压技术正向高压、高速、大功率、高效率、低噪声、低能耗、长寿命、高度集成化等方向发展。同时,新元件的应用、系统计算机辅助设计、计算机仿真和优化、微机控制等工作,也取得了显著成果。目前,我国的液压件已从低压到高压形成系列,并生产出许多新型元件,如插装式锥阀、电液比例阀、电液伺服阀、电业数字控制阀等。2我国机械工业在引进国外先进的液压技术的同时认真消化,努力研制、开发属于我国自主的液压件新产品。同时为了保证新产品的可靠性和稳定性积极采用国际标准,优化产品结构,对一些性能差不符合国家标准的液压件产品,采取措施,逐步淘汰。由此可见,伴随着科学新技术的迅猛发展,液压技术将会被赋予一种新的力量,机械工业各领域得到广泛应用。3液压机作为制品成型生产中应用最广的设备之一,自19世纪问世以来发展很快,液压机在工作中的广泛适应性,使其在国民经济各部门获得了广泛的应用。由于液压机的液压系统和整机结构方面,已经比较成熟,目前国内外液压机的发展不仅体现在控制系统方面,还主要是在高速,高效率,低能耗;提高整个液压系统充分合理的利用先进的机械和电子技术的液压集成;4自动化、智能化,液压元件集成化、标准化四个方面实现对系统的自动诊断和调整,以有效防止泄露和污染。51.2压力机的发展压力机的发展历史只有100年。压力机是伴随着工业革命的的进行而开始发展的,蒸汽机的出现开创了工业革命的时代,传统的锻造工艺和设备逐渐不能满足当时的要求。因此在1839年,第一台蒸汽锤出现了。此后伴随着机械制造业的迅速发展,锻件的尺寸也越来越越大,锻锤做到百吨以上,即笨重又不方便。在1859-1861年维也纳铁路工厂就有了第一批用于金属加工的7000KN、10000KN和12000KN的液压机,1884年英国罗切斯特首先使用了锻造钢锤用的锻造液压机,它与锻锤相比具有很好的优点,因此发展很快,在1887-1888年制造了一系列锻造液压机,其中包括一台40000KN的大型水压机,1893年建造了当时最大的12000KN的锻造水压机。在第二次世界大战后,为了迅速发展航空业。美国在1955年左右先后制造了两台31500KN和45000KN大型模锻水压机。近二十年来,世界各国在锻造操作机与锻造液压机联动机组,大型模锻液压机,挤压机等各种液压机方面又有了许多新的发展,自动测量和自动控制的新技术在液压机上得到了广泛的应用,机械化和自动化程度有了很大的提高。国外的锻造自动化也取得了长足发展。现代化的大型自由锻造车间的锻造液压机、操作机、锻造吊车实现了联动控制,全部机械化,并配有锻件尺寸自动测量装置,锻造压机与操作机数控联动,锻造加热炉自动控制。6中小型自由锻实现了压机与操作联动微要控制、计算机自动编程的自动程序锻造。热模锻方面,大型汽车零件模锻件大部分采用以多工位热模锻压机为主休的综合自动线,美国、德国、日本基本采用热模锻压力机取代原有的模锻锤,中小型模锻件采用多工位高速自动热镦机,最高速度达到4000-12000件/小时。德国穆勒.万加顿公司开发研制了直接驱动的螺旋压力机,并组成全自动锻造线,最大吨位达到25000吨,主要用于中、重零件的模锻和精密锻造。7提高生产率是永恒的追求目标,各锻压厂家均致力于锻压机械的高速化研究,各锻压厂家均致力于锻压机械的高速化研究,在数控回转头压力机上,主要采用伺服控制的液压主驱动系统来提高压机的行程次数。 在追求高速化加工的同时,还必须尽可能缩短生产辅助时间,以取得良好的技术经济效益。在数控压机上配备伺服电机驱动的三坐标上下料装置,可使冲压中心实现高效板材加工。将几种工艺或几个工序复合在一台机床上完成,是当前各类机床大幅压缩生产辅助时间,提高生产率的重要技术途径,在锻压机械上也得到了成功应用,效果十分显著。8如:德国、美国、日本已相继开发出激光一步冲复合机,将模具冲切与激光切割有机地结合起来,工件一次上料即可完成冲孔、冲切、翻边、浅拉伸、切割等多道工序,最大限度地节省了辅助时间,特别适合孔型多而复杂的面板类工件的加工及多品种小批量板料加工。再来看一下我国的情况,冷冲压方面,目前我国主要汽车生产厂,约有90%的冲压线采用一台双动拉伸压力机(或多杆单动拉伸压力机)和4-6台单动压力机组成冲压流水线,手工上下料完成大型覆盖件的冲压生产,生产效率低,生产节拍最高只有3-5次/分;9人身安全和工件环境差;在手工上下料和传送工件过程中,易造成工件划伤等缺陷,冲压制件质量差;整条冲压线长60米左右,约需20-24名操作工人,占地面积大,人工成本高,冲压件制造成本比国外高2-3倍,是我国汽车工业严重缺乏市场竞争力的重要因素之一。10我国有90%的冲压线采用人工上下料,另有10%的冲压线实现了单机联线自动化,生产节拍最高为6-8次/分,而代表当今冲压技术国际水平的大型多工位压力机,在我国汽车工业中的应用仍是空白。这也是我国冲压行业与西方发达国家的主要差距所在,在很大程度上制约了我国汽车工业的发展。热锻方面,大型自由锻造的设备能力过剩,设备布局分散,利用率极低,机械化、自动化程度低,锻件加工余量大,工人劳动条件差,劳动强度大。11国内自行设计制造了三条800T双机联动快锻机组,但自动化程度不高;国内冶金行业引进少量的快锻机组和精锻生产线;汽车大型模锻件的自动化方面,只有一汽、二汽等少数大公司从国外引进热模锻压力机自动线,绝大部分仍采用蒸空模锻锤和压力机模锻相结合的格局,自动化程度低;中小件的模锻,仍然是模锻锤占多数,基本上是手工操作,锤上模锻机械手实际应用很少,高速自动热锻机主要依赖进口。13 随着我国工业技术水平的发展,特别是以轿车为代表的汽车工业快速发展,带动汽车零件的产量和质量不断提高。但必须清醒地认识到,中国与国际先进水平仍有很大差距,国际大汽车公司必然严重冲击中国汽车工业,国内同行之间的竞争也将日趋激烈。中国汽车工业的发展,离不开装备工业的大力支撑,锻压设备制造业必须满足汽车工业大批量生产的要求,向自动化、高效率方向发展。解放后我国迅速建立独立自主的完整的工业体系,同时仿造并自行设计各种液压机,同时也建立了一批这方面的科研队伍。15到了六十年代,我国先后成套设计并制造了一些重型液压机,其中有300000KN的有色金属模锻水压机,120000KN有色金属挤压水压机等。特别是近十年来,又有了一些新的发展。比如,设计并制造了一批较先进的锻造水压机,并已向国外出口,与此相应的,我国也陆续制造了各种液压机的系列及零部件标准。16但是,我们也应清楚地意识到我们与发达国家相比还有很大的差距,还不能满足国民经济和国防建设的需要。许多先进的设备和大型机仍需进口,目前应充分发挥我们的优势,加强我国在这方面的竞争力,这不仅是有助于我们从制造业大国向制造业强国的转变也是国家安全的需要。2 液压压力机的液压系统原理设计2.1液压压力机的基本结构小型压力机机身属于四立柱机身。机身由上横梁、下横梁和四根立柱组成。液压机的各个部件都安装在机身上,其中上横梁的中间孔安装工作缸,下横梁的中间孔安装顶出缸,工作台面上开有开有T型槽,用来安装模具。活动横梁的四个角上的孔套装在四立柱上,上方和工作缸活塞相连接,由其带动横梁上下运动。机身在液压机工作中承受全部的工作载荷。工作缸采用单杆活塞缸,当压力油进入工作缸上腔,活塞带动横梁向下运动,其速度慢,压力大,当压力油进入工作缸下腔,活塞向上运动,其速度较快,压力较小,符合一般的慢速压制、快速回程的工艺要求。活动横梁是立柱式液压机的运动部件,位于液压机机身的中间,中间圆孔和上横梁的工作活塞杆连接,四角孔在工作活塞的带动下,靠立柱导向作上下运动,活动横梁的底面也开有T型槽,用来安装模具。液压机的动力部分是液压泵,将机械能转变为液压能,向液压机的工作缸提供高压液体。如下图2.1为液压机的实体图形,供油装置和控制装置。图2.1 液压机2.2工况分析2.2.1液压压力机工况分析设计一台小型液压压力机的液压系统,要求实现快速空程下行慢速加压保压快速回程停止的工作循环,主缸快速进给速度为0.08m/s,快退速度为0.03m/s,加压速度0.006m/s,压制深度200mm,保压时间:40s,移动部件自重:G=30KN,工作行程700mm,取静摩擦因数fs=0.2,动摩擦因数fd=0.1;加速、减速时间为0.05s, 顶出缸顶出速度0.02m/s,顶出缸回程速度0.05m/s,工作行程250mm, 顶出缸顶出力350KN油缸垂直安装,设计该压力机的液压系统。工作负载 工件的压制抗力即为工作负载:Ft=200KN摩擦负载 静摩擦阻力:Ffs=0.230000=6000N 动摩擦阻力:Ffd=0.130000=3000N惯性负载 最大惯性负载取决于移动部件的质量和最大加速度,其中最大加速度可通过工作台最大移动速度和加速度时间进行计算。10已知加速 减速时间为0.05s,快速进给速度为0.08m/s,因此惯性负载可以表示为: Fm= = 4898N具体参数及各工作阶段主缸负载和顶出缸负载如表2.2.1-1和表2.2.1-2所示: 表2.2.1-1 液压缸主缸在各工作阶段的负载工况负载组成负载值F/N液压缸推力/N F1=F/m 启动F=Ffs60006315.79加速F=Ffd+Fm78988313.68快进F=Ffd30003157.89工进F=Ffd+Ft203000213684.21快退F=Ffd30003157.89表2.2.1-2 液压缸顶出缸在各工作阶段的负载工况负载组成负载值F/N液压缸推力/N F1=F/m 启动F=Ffs60006315.79工进F=Ffd+Ft3900041052.63快退F=Ffd30003157.89注:1.液压缸的机械效率m通常在0.90.95之间,此处取0.95.2.2.2主缸负载循环图和速度循环图的绘制根据工况负载和已知速度条件,可绘制负载图和速度图,如图2.2.2-1和图2.2.2-2所示:图2.2.2-1 速度图图2.2.2-2负载图2.2.3顶出缸缸负载循环图和速度循环图的绘制根据工况负载和已知速度条件,可绘制负载图和速度图,如图2.2.3-1和2.2.3-2所示:图2.2.3-1 顶出缸速度循环图图2.2.3-2 顶出缸负载循环图2.3拟定液压系统原理图2.3.1确定供油方式根据设计要求,设计一台小型液压压力机,考虑到该液压机压力要经常变换和调节,压制时的负载比较小,流量大,空行程和压制行程的速度差异大,因此采用一台低压变量泵供油即可。2.3.2调速方式的选择工作缸采用单杆活塞缸,当压力油进入工作缸上腔,活塞带动横梁向下运动,其速度慢,压力大,当压力油进入工作缸下腔,活塞向上运动,其速度较快,压力较小,符合一般的慢速压制、快速回程的工艺要求。液压压力机动作循环图如下图2.3.2-1所示: 图2.3.2-1 压力机动作循环图2.3.3液压系统原理图的设计本设计任务要求设计一台小型液压压力机的液压系统,可以实现快速空程下行慢速加压保压快速回程停止的工作循环,油缸垂直安装。根据要求可以分析设计:液压系统中变量柱塞泵在得到由高压轴供油时, 上下两个滑块分别操控主液压缸和顶出缸动作,依次实现下面动过要求。液压系统主缸动作:快速下降、缓慢加压、保压延时、卸压后换向、快速返回并原位停止; 顶出缸向上顶出、停留、退回、原位停止。与此同时把主液压缸和顶出缸设计成互锁装置, 只有当主缸换向阀位于中位时, 顶出缸换向阀才能接通压力油, 这样能确保动作的协调可靠。下图(图2.3.3-1)所示为该液压压力机的液压系统原理图:图2.3.3-1 液压压力机的液压系统原理图1-顶出缸 2-顶出缸换向阀 3-先导换向阀 4-主缸安全阀 5-主液压缸 6-充液筒 7-主缸换向阀 8-压力继电器 9-预泄压换向阀 10-顺序阀 11-泵站溢流阀 12-减压阀 13-顶出缸溢流阀 14-顶出缸安全阀 15-变量泵 16-滤油器 17-远程调压阀 18-单向阀 19、20-液控单向阀.下表2.3.3-2所示为电磁铁、行程阀和压力继电器的动作顺序表:表2.3.3-2 动作顺序表液压缸动作名称电磁铁1DT2DT3DT4DT主液压缸快速下行慢速加压保压延时泄压换向快速返回原位停止顶出缸向上顶出停留向下退回原位停止注:电磁铁:表示通电,表示断电;行程阀:表示通,表示断;压力继电器:表示动作,表示原态。2.2.4 主液压缸的运动(1) 主缸活塞快速下行打开启动按钮,电磁铁1DT通电,先导阀3和主缸换向阀7的左位接通系统。主油路为:进油路:液压泵顺序阀10主缸换向阀7单向阀18主缸上腔;回油路:主缸下腔液控单向阀19主缸换向阀7下缸换向阀2油箱。这时,主缸活塞连同上滑块在自重作用下快速下行,尽管泵已经输出最大流量,但主缸上腔仍因油液不足而形成负压,吸开充液阀20,充液筒内的油便补入主缸上腔。(2) 主缸活塞慢速加压上滑块快速下行接触工件后,主缸上腔压力升高,充液阀20关闭,变量泵通过压力反馈输出流量自动减小,此时上滑块转入慢速加压。(3) 主缸保压延时当系统压力升高到压力继电器8的调定值时,压力继电器发出信号使1DT断电,先导阀3和主缸换向阀2恢复到中位。此时,液压泵通过换向阀中位卸荷,主缸上腔的高压油被活塞密封环和单向阀所封闭,处于保压状态。接受电信号后的时间继电器开始延时。(4) 主缸泄压后快速返回由于主缸上腔油压高、直径大、行程长,缸内油液在加压过程中储存了很多能量,为此,主缸必须先泄压后再回程。保压结束后,时间继电器使电磁铁2DT通电,先导阀右位接入系统,控制油路中的压力油打开液控单向阀9内的卸荷小阀芯,使主缸上腔的油液开始泄压。压力降低后欲泄换向阀阀芯向上移动,以其下位接入系统,控制油路即可使主缸换向阀处于右位工作,从而实现上滑块的迅速返回。主油路顺序为:进油路:液压泵顺序阀10主缸换向阀7液控单向阀19主缸下腔;回油路:主缸上腔充液阀20充液筒。充液筒内液面超过预定位置时,多余油液由溢流管流回油箱。单向阀C用于主缸换向阀由左位回到中位时补油,单向阀B用于主缸换向阀由右位回到排油至油箱。(5) 主缸活塞原位停止上滑块回程至挡块压下行程开关电磁铁2DT断电,先导阀和主缸换向阀都处于中位,这时上滑块停止不动,液压泵在较低压力下卸荷。2.2.5顶出缸的运动(1) 顶出缸活塞向上顶出电磁铁4DT通电时,顶出缸换向阀右位接入系统。其油路为:进油路:液压泵顺序阀10主缸换向阀7顶出缸换向阀2顶出缸;回油路:顶出缸上腔顶出缸换向阀2油箱。(2) 顶出缸活塞向下退回和原位停止4DT断电、3DT通电时油路换向,顶出缸活塞向下退回。当挡块压在原位开关时,电磁铁3DT断电,顶出缸换向阀处于中位,顶出缸活塞原位停止。3 液压系统的计算和元件选型3.1液压缸主缸的计算与选型3.1.1确定液压缸主缸的主要参数由前面的分析已确定选用单杆活塞式双作用缸,根据各公司小型液压机产品的设计经验和液压缸的公称压力系列初选液压缸的工作压力为25MPa,液压缸的公称压力见下表3.1.1-1所示。表3.1.1-1 液压缸的工程压力系列液压缸的工程压力系列0.61.01.62.546.310162531.540.0根据选择的液压缸形式和初选的液压缸的工作压力,可以计算出液压缸的缸筒内径、活塞杆直径及有效面积等参数。图3.1.1-1所示为液压缸简图:图3.1.1-1 液压缸简图根据液压系统设计简明手册,按液压缸工作压力选取d/D可知:当工作压力p=25MPa时,d/D=0.7,在此处取d/D=0.7。13表3.1.1-2所示为液压缸内径D与活塞杆直径d的关系:表3.1.1-2 液压缸内径D与活塞直径d的关系按液压缸工作压力选取d/D工作压力P/(MPa)d/D20.20.0.3250.50.58670.620.7070.7由表2.2.1-1中工作循环各阶段的外负载值分析知:液压缸最大外负载F=200000N,根据液压设计简明手册,25在中、低压系统中,回油路中设置背压阀,取背压p 2 =1MPa。表3.1.1-3所示为执行元件背压的估计值:表3.1.1-3 执行元件背压的估计值系统类型背压P2(MPa)中、低压系统简单系统和轻载节流调速系统0.20.5回油路带调速阀的调速系统0.50.8回油路带背压阀0.51.5采用带补液压泵的闭式回路0.81.5中高压系统同上比中低压系统高50%100%高压系统如锻压机械等初算时背压可忽略不计根据前面所确定的液压缸工作压力,液压缸内径与活塞杆直径的关系和液压缸的背压,可以得到:当无杆腔为工作腔时: (3.1)式中 液压缸的工作腔压力;液压缸的回油腔压力;液压缸无杆腔的有效面积,液压缸有杆腔的有效面积, 液压缸内径或活塞直径;活塞杆直径;液压缸的最大外负载;m液压缸的机械效率,由前面选定 m=0.95;由以上分析取得的条件和公式(3.1)可计算得:D=327mm,d=0.7D=229mm;计算所得的D与d值按照GB/T2348-1993进行圆整,4由于括号内尺寸为非优先选用的尺寸,所以圆整为D=320mm,d=220mm。液压缸内径系列和活塞杆直径系列见下面表3.1.1-4和表3.1.1-5所示。表3.1.1-4 液压缸内径系列液压缸内径尺寸系列(GB2348-80)/mm81012162025324050638090100(110)125(140)160(180)200(220)250320400500630表3.1.1-5 活塞缸直径系列活塞缸直径系列(GB2348-80)/mm456810121416182022252832364045505663708090100110125140160180200220250280320360400液压系统流量计算(1) 主缸所需流量计算由设计参数及主缸的尺寸,对主缸各个工况所需流量进行计算。已知主缸的快进速度为0.08m/s,工进速度为0.006m/s,快速回程速度为0.03m/s,主缸内径为320mm,活塞杆直径为220mm。由流量计算公式: (3.2)快进时:=385.8L/min工进时: =28.8L/min快退时: =76.2L/min(2) 顶出缸所需流量计算 由设计参数及顶出缸的尺寸,对顶出缸各工况所需流量进行计算。已知顶出缸的顶出速度为0.02m/s,快退速度为0.05m/s,顶出缸内径为200mm,活塞杆直径为140mm,代入公式(3.2),即:顶出时:37.8L/min快退时: =48L/min3.1.2缸筒的设计计算液压缸的壁厚由液压缸的强度条件来计算。液压缸的壁厚一般是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,其内应力分布规律因壁厚的不同而各异。一般计算时可分为薄壁圆筒和厚壁圆筒。液压缸的内径D与其壁厚的比值D/10的圆筒称为薄壁圆筒。起重运输机械和工程机械的液压缸,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:圆筒公式计算: (3.3)式中 液压缸壁厚(m);D 液压缸内径(m);实验压力,一般取最大工作压力的(1.251.5)倍;缸筒材料的许用应力。锻钢:=110120MPa ;铸钢:=100110MPa ;高强度铸铁:=60MPa ;灰铸铁:=25MPa ;无缝钢管:=100110MPa 。由前面的分析可知,试验压力=1.425.5MPa=35.7MPa,缸筒材料的许用应力=100MPa。按第四强度理论计算公式3.2可计算得:缸体外径的计算:D1D2式中 D1缸体外径(m)已知试验压力=25MPa,缸筒材料的许用应力=100MPa,由缸体外径计算公式可得。 D1 0.32m0.104m0.426m在此按已取的壁厚计算得缸筒外径为426mm。外径圆整为标准直径系列后,取主缸缸体外径D1430mm3.1.3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。21无孔时 (3.4)有孔时 (3.5)式中 缸盖有效厚度(m); 缸盖止口内径(m); 缸盖孔的直径(m)。下面以无孔时的情况进行估算,并在最后增加适度的安全裕量即可满足液压缸的设计需要。由缸盖厚度估算公式(3.4)估算得,有效厚度t157mm。综合前面缸筒的安全壁厚,这里取缸盖厚度为t=160mm。3.1.4最小导向长度的确定当活塞杆全部外伸时,从活塞支撑面中点到缸盖滑动支撑面中点的距离H称为最小导向长度。16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。如下图3.1.4所示标示:图3.1.4 主缸导向长度简图对一般的液压缸,最小导向长度H应符合下列公式所附在的范围之内: (3.6)式中L指液压缸的最大行程;D指液压缸的内径。可知主缸的最大行程H=700mm,液压缸内径D=320mm代入公式(3.6)中,求主缸的最小导向长度。即:为了保证最小导向长度H,不应过分增大和B的大小,必要时可以在缸盖和活塞之间增加一个隔套来增加最小导向长度。隔套的长度C可有公式(3.7)求得,即: (3.7) 式中:B活塞的宽度,一般取B=(0.61.0)D;缸盖滑动支承面的长度,根据液压缸内径的不同有不同的算法,当D80mm时,取=(0.61.0)D;当D80mm时,取=(0.61.0)d。活塞宽度系数取0.6,即活塞的宽度B=0.6D=0.6320mm =192mm。圆整后取活塞宽度B=200mm。3.1.5液压缸工作行程的确定液压缸工作行程长度,可以根据执行机构实际工作的最大行程来确定,并参照下表3.1.5中的系列尺寸来选取标准值。22表3.1.5 液压缸活塞行程参数系列255080100125160200250320400500630800100012501600200025003200400040639011014018022028036045050070090011001400180022002800390024026030034038042048053060065075085095010501200130015001700190021002400260030003800由已知条件知道最大工作行程为700mm,参考上表参数系列,取液压缸工作行程为700mm。3.1.6缸体长度的确定液压缸缸体内部长度等于活塞的宽度加上活塞的行程。缸体外形长度必须考虑到两端端盖的厚度。总之,一般液压缸缸体长度不能大于内径的2030倍。由上面所述,液压缸的缸体长度应满足L(2030 )D=64009600mm;由主缸行程为700mm,活塞宽度为200mm,缸盖厚度为160mm,通过计算可知,主缸的长度取L =1285mm。在这里综合液压缸缸体内部长度和端盖厚度,取液压缸缸体长度L=1080mm。活塞杆工作中主要受压,当液压缸的支承长度Lb(1015)d时,必须对活塞杆的弯曲稳定性进行校核,d为活塞杆直径。通过计算可知,Lb的最大值不可能大于L杆+L缸=2330mm,而(1015)d=25003750mm。将参数代入Lb(1015)d中,比较后Lb(1015)d,活塞杆满足使用要求,工作时不会失稳。3.1.7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:液压缸缸体与缸盖的连接结构、活塞杆与活塞的连接结构、活塞杆导向部分的结构、密封装置、缓冲装置、排气装置、以及液压缸的安装连接结构等。由于工作条件的不同,结构形式也各不相同,设计时根据具体情况进行选择。(1) 缸体与缸盖的连接形式缸体与缸盖常见连接方式有法兰连接式、半环连接式、螺纹连接式、拉杆连接式、焊接式连接等。各连接形式的特点及应用如下:法兰式连接:结构简单,成本低廉,容易加工,便于装卸,强度较大,能够承受高压;但是外形尺寸较大,常用于铸铁或铸钢制的缸筒上。半环式连接:这种连接分为外半环连接和内半环连接两者形式。它们的缸筒壁部由于开了环形槽而削弱了强度,为此有时要增加壁厚;它容易加工和装卸、重量较轻,半环连接是一种应用较为普遍的连接结构,常用于无缝钢管和锻钢制的缸筒上。螺纹式连接:这种连接分为外螺纹连接和内螺纹连接两者形式。它的缸筒端部结构复杂,外径加工必须要求同时保证内外径同心,装卸要使用专用工具,它的外形尺寸和重量都比较小,结构紧凑,常常用于无缝钢管和锻钢制的缸筒上。拉杆式连接:结构简单,工艺性好,通用性强,易于装拆,但是端盖的体积和重量都非常大,拉杆在受力后容易拉伸变长,从而影响密封效果,仅适用于长度不大的中低压缸。焊接式连接:强度高,制造简单,但是焊接时容易引起缸筒的变形。综合考虑本设计中缸筒材料为铸钢、系统压力低等因素,在此,缸体与缸盖的连接形式选用螺纹连接式;见下图3.1.7-1所示。图3.1.7-1 螺纹式连接(2) 活塞杆与活塞的连接形式活塞和活塞杆的结构形式有很多,常见的有一体式、卡环(键)式、锥销式连接外、还有螺纹式连接和半环式连接等多种形式。半环式连接结构复杂,装卸不便,但是工作可靠。活塞和活塞杆也有制成整体式结构的,但是它只能适应于尺寸较小的场合。综合考虑,本设计中采用螺纹连接,如图3.1.7-2所示。图3.1.7-2螺纹式连接(3) 活塞杆导向部分的结构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。导向套的结果可以做成端盖整体式直接导向,也可以做成与端盖分开的导向套导向结构。后者导向套磨损后便于更换,所以应用比较普遍。导向套的位置可以安装于密封圈的内侧,也可以安装于密封圈的外侧。机床和工程机械中一般采用装在内测的结构,有利于导向套的润滑;而压油机常采用装在外测的结构,在高压下工作时,使得密封圈由足够的油压将唇边张开,以提高系统的密封性能。(4) 缓冲装置液压缸带动质量较大的部件作快速往复运动时,由于运动部件具有很大的动能,因此当活塞运动到液压缸终端时,会与端盖碰撞,而产生冲击和噪声。这种机械冲击不仅引起液压缸的有关部分的损坏,而且会引起其它相关机械的损伤。为了防止这种危害,保证安全,应采取缓冲措施,对液压缸运动速度进行控制。当活塞移至端部,缓冲柱塞接近缸端的缓冲孔时,活塞与缸端就会形成封闭空间,该闭合空间中受挤的剩余油液只能从节流小孔或缓冲柱塞与孔槽之间的节流环缝中挤出,从而造成背压迫使运动柱塞降速制动,实现缓冲。如图3.1.7-3所示。图3.1.7-3 节流口可调式缓冲装置(5) 排气装置排气装置在液压缸中是十分必要的,这是因为油液中混入的空气或者液压缸长期不使用,外界侵入的空气都积聚在液压缸内的最高部位处,影响液压缸运动平稳性,低速时引起爬行现象、启动时造成冲击、换向时降低精度等。液压缸中的排气装置通常有两种形式:一种是在缸盖的最高部位处开排气孔,用长管道接向远处排气;另外一种是在液压缸缸盖最高部位安装排气塞。两种排气装置都是在液压缸排气时打开(让它全行程往复移动多次),排气完毕后关闭。(6) 液压缸的安装结构液压缸的后缸盖通过后法兰与外部其他结构连接,液压缸的活塞杆头部通过半环连接形式与液压机的压制上模具相连接。液压缸进、出油口,可以布置在端盖或者缸体上。对于活塞杆固定的液压缸,液压缸进、出油口可以设在活塞杆的端部。液压缸进、出油口得形式一般选用螺孔或者法兰连接。现列出压力小于16MPa小型系列单杆液压缸螺孔连接油口得安装尺寸,见表3.1.7-1。表3.1.7 单杠液压杆油口安装尺寸缸体内经进、出油口缸体内经进、出油口25M141.580M271.532M141.5100M271.540M181.5160M331.550M221.5200M421.563M221.5220M601.5综上所计算得,绘制装配图如图3.1.7-4所示:图3.1.7-4 主缸装配图1-活塞杆 2-导向套 3-防尘塞 4-斯特封组件 5-导向套与缸筒之间的支承环 6-支承环 7-轴用Y圈 8-活塞 9-缸筒 10-缸盖 11-放气阀 12-螺栓 13-螺母 14-垫圈 15-螺栓 16-密封环 17-活塞与缸筒之间的密封圈 18-螺塞 19-连接螺栓3.1.8 液压机顶出缸设计(1) 顶出缸缸体材料选择及制造技术要求顶出缸工作时的最大工作压力为12.5MPa,比主缸的要小,为了保证顶出缸安全工作,缸体材料也选用无缝钢管45。缸体的制造要求应该满足液压缸内圆柱表面粗糙度为Ra0.40.8m;内径配合采用H8H9;内径圆度、圆柱度不大于直径公差的一半;缸体内表面母线的直线度500mm长度之内不大于0.03mm;缸体端面对轴线的垂直度在直径每100mm上不大于0.04mm。(2) 顶出缸壁厚的确定将D=0.2m ;= 110MPa ;=1.312.5MPa=16.25MPa代入公式(3.3)中,即:将D=0.2m ;取=0.02m代入公式(3.3),即:D外0.2m0.04m0.24m外径圆整为标准直径系列后,取主缸缸体外径D外240mm。(3) 顶出缸缸盖材料、厚度的确定缸盖常用制造材料有35钢、45钢、铸钢,做导向作用时常用铸铁、耐磨铸铁。顶出缸缸盖材料选用35钢,缸盖厚度计算公式见(3.4):即:取缸盖厚度t=45mm。(4) 顶出缸最小导向长度的确定由表3.1.5-1可知顶出活塞行程L=250mm,顶出缸内径D=200mm,代入公式(3.6)中, 即:(5) 顶出缸活塞材料、技术要求、外形尺寸及密封方案的确定顶出缸活塞选用灰铸铁HT200。顶出缸活塞外圆柱表面的粗糙度为Ra0.81.6m;外径圆度、圆柱度不大于外径公差的一半;外径对内孔的径向跳动不大于外径公差的一半;端面对轴线垂直度在直径100mm上不大于0.04mm;外径用橡胶密封圈密封的公差配合取f7f9,内孔与活塞杆的配合取H8/f7。计算活塞宽度时区宽度系数为0.8,即活塞的宽度B=0.8D=0.8200mm =160mm。取活塞宽度B=160mm。查表2.2.1-2,液压机顶出缸工况时的工作压力比主缸要小很多,密封圈选用O形密封圈。 (6) 顶出缸活塞杆材料、技术要求及长度确定活塞杆有空心和实心两种结构形式。空心时一般选用35钢、45钢的无缝钢管;实心结构选用35钢、45钢。顶出缸活塞杆选用35钢。活塞杆外圆柱面粗糙度为Ra0.40.8m;热处理要求调质2025HRC;外径圆度、圆柱度不大于直径公差的一半;外径表面直线度在500mm上不大于0.03mm;活塞缸与活塞连接的配合公差采用H7/g6,与导向套之间的配合公差采用H8/f7。由已经得出的主缸活塞的行程,确定活塞杆的长度为L杆=705mm。(7) 顶出缸长度的确定液压缸缸体内部长度等于活塞的宽度加上活塞的行程。而缸体的外形尺寸必须要考虑两端端盖的厚度,总的来讲,液压缸缸体的长度L不得大于缸体内径D的2030倍,即:L(2030)D 。由以上计算得知主缸行程为250mm,活塞的宽度为160mm,缸盖的厚度为25mm,通过计算可知,主缸的长度取L缸=650mm。(8) 校核活塞杆的稳定性当液压缸的支承长度Lb(1015)d时,应该对活塞杆的弯曲稳定性进行校核,d为活塞杆直径。通过计算可知,Lb的最大值不可能大于L杆+L缸=1355mm,而(1015)d=20003000mm。将参数代入Lb(1015)d中,比较后Lb(1015)d,活塞杆满足使用要求,工作时不会失稳。综上所计算得,绘制装配图如图3.1.7-5所示:图3.1.7-5 顶出缸装配图1-缸筒 2-活塞 3-活塞杆 4-导向套 5-缸盖 6-斯特封组件 7-防尘圈 8-活塞与活塞杆之间的密封环 9-支承环 10-螺塞 11-卡环 12-弹簧卡套 13-紧定螺钉3.2确定液压泵和电动机3.2.1确定液压泵的流量、压力和选择泵的规格(1) 泵的工作压力的确定考虑到正常工作中进油管路有一定的压力损失,所以泵的工作压力为 (3.8)式中: Pp液压泵最大工作压力; P1执行部件的最大工作压力;进油路中的压力损失,对于简单的系统,取0.20.5MPa,对于复杂系统,取0.51.5MPa。代入公式(3.8)可求得泵的工作压力。上述计算所得的Pp是系统的静态压力,考虑到系统在各种工况的过渡阶段出现的动态压力往往超过静态压力,另外考虑到一定的压力储备量,并确保泵的寿命,因此选泵的额定压力Pn应满足。中低压系统取小值,高压系统取大值。所以,此处选取Pn = 1.25Pp=6.25MPa(2) 液压泵最大流量计算通过对液压缸所需流量的计算,以及各自的运动循环原理,泵的最大流量可由公式(3.8)计算得到。 (3.9) 式中:液压泵的最大流量;KL液压系统泄漏系数,一般取KL=1.11.3,取KL=1.2;同时动作的各执行元件所需流量之和的最大值。如果这时溢流阀正处于溢流状态,还应加上溢流阀的最小溢流量。将参数代入公式(3.9)中,即:463L/min(3) 选择液压泵的规格液压机的执行件有两个,即:主缸和顶出缸。主缸和顶出缸各自工况的快进、工进、回程速度又不尽相同,这样对功率的消耗也不同。电动机额定功率的确定必须根据消耗功率最大的工况来确定,因此要分别计算主缸、顶出缸各工况消耗的功率。功率计算公式如下: (3.10)式中:P-电动机额定功率;Pp-液压泵的工作压力;-液压泵的流量;-液压泵的总效率,取=0.7。(4) 主缸各工况功率计算.快进功率主缸滑块快进时,在自重作用下速度比较快,而液压泵此时的输出油量不能满足滑块的快速下行。快进时的负载很小,只有活塞与缸筒、导柱与滑块之间的摩擦负载,这样泵的出口压力也很小,消耗的功率不会很大。.工进功率由主缸负载循环图2.2.2-2可知,工进时主缸最大负载为2000KN,无杆腔面积A=0.08,进油回路压力损失取P=0.5MPa,则液压泵的压力Pp由公式(3.11)计算。 (3.11) 即: 将、=28.8L/min、=0.7代入公式(3.10)中,求得工进功率为:.快退功率由图2.2.2-2可知,快退负载400KN,,取进油回路压力损失取P=0.5MPa,代入公式(3.11),求得泵的压力。 即:将、=76.2L/min、=0.7代入公式(3.10)中,求得快退功率即为:(5) 顶出缸各工况功率计算.顶出功率由顶出缸负载循环图2.2.3-2可及,顶出时主缸最大负载为350KN,无杆腔面积A=0.032,进油回路压力损失取P=0.5MPa,那么液压泵的压力Pp可由公式(3.10)计算。即:将、=37.8L/min、=0.7代入公式(3.10)中,求得工进功率即为:.回程功率顶出缸回程时,负载只有活塞与缸筒间的摩擦负载。负载大小应该比顶出时的负载要小很多,这样回程消耗的功率也比顶出时消耗的功率要小,因此,回程功率计算从略。.电动机额定功率及型号的确定电动机额定功率的确定,应依据消耗功率最大的工况。比较主缸、顶出缸各工
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