四柱式液壓機液壓系統(tǒng)設(shè)計

16、大彎曲應(yīng)力=8.1MPa,遠小于材料的許用應(yīng)力,經(jīng)過校核,設(shè)計尺寸滿足要求。 主機工作臺設(shè)計 液壓機工作臺主要受壓,由于工作臺不是很高,剛度要求可以滿足,因此在設(shè)計計算時只要進行抗壓強度的校核即可,校核過程從略。 材料選擇：工作臺主要受壓,材料選用鑄鋼45。 工藝要求： 機械加工時,工作臺表面做成T形槽,如圖2.8所示。 圖2.8 工作臺T形槽 控制臺設(shè)計 材料選擇：控制臺主要用于安裝控制按鈕,不承受動載荷,強度要求不是很高,滿足使用要求即可,材料選用Q235A。 加工工藝：控制臺的制作加工采用焊接方式完成。 外形設(shè)計：控制臺外形尺寸設(shè)計應(yīng)考慮操作方便。外形簡圖如

17、圖2.9所示。 1-控制按鈕 2-控制面板 3-控制臺底座 圖2.9 液壓機控制臺外形簡圖 3 四柱液壓機液壓系統(tǒng)設(shè)計 3.1 液壓傳動的優(yōu)越性概述 科學技術(shù)迅猛發(fā)展的今天,液壓傳動技術(shù)隨之有了比較完善、成熟的理論基礎(chǔ)。目前液壓傳動技術(shù)正向著高壓、高速、大功率、高效、低噪音、經(jīng)久耐用、高度集成化的方向發(fā)展。 〔1液壓傳動優(yōu)越性 1液壓元件布局靈活； 2液壓傳動操作控制方便,可實現(xiàn)無級調(diào)速； 3液壓傳動容易實現(xiàn)直線傳動,可以進行自動過載保護； 4液壓傳動采用電液控制相結(jié)合的控制方式,可實現(xiàn)自動化控制,還可實現(xiàn)遠程控制； 5液壓系統(tǒng)中液壓元件的磨損比機械傳動小

18、很多,液壓油除了作為傳動介質(zhì)外還起到了潤滑的作用,延長了液壓系統(tǒng)中液壓元件的使用壽命。 〔2液壓傳動不足 1液壓傳動沿程、局部阻力損失比較大； 2液壓傳動壓力高時泄漏較大,效率降低,處理不好油液還會對環(huán)境構(gòu)成污染； 3液壓介質(zhì)的泄漏和可壓縮性使系統(tǒng)沒有嚴格的傳動比； 4液壓傳動存在的液壓沖擊、氣蝕、困油現(xiàn)象影響了設(shè)備的安全工作和使用壽命； 5液壓元件制造精度高,成本貴,系統(tǒng)故障不容易排除,維護技術(shù)成本高； 6液壓系統(tǒng)工作環(huán)境受溫度影響較大,不宜在很高和很低的溫度條件下工作。 3.2 液壓系統(tǒng)設(shè)計要求 液壓機負載確定 參考四柱液壓機技術(shù)參數(shù)表2.1可知,液壓機的最大工作負載

19、為2000KN,工進時液體最大壓力為25MPa,由此確定液壓機設(shè)計負載為2000KN型四柱液壓機。 液壓機主機工藝過程分析 壓制工件時主機的工藝過程：按下啟動按鈕后,主缸上腔進油,橫梁滑塊在自重作用下快速下行,此時會出現(xiàn)供油不足的情況,補油箱對上缸進行補油。觸擊快進轉(zhuǎn)為工進的行程開關(guān)后,橫梁滑塊工進,并對工件逐漸加壓。工件壓制完成后進入保壓階段,讓產(chǎn)品穩(wěn)定成型。保壓結(jié)束后,轉(zhuǎn)為主缸下腔進油,滑塊快速回程,直到原位后停止。橫梁滑塊停止運動后,頂出缸下腔進油,將工件頂出,工件頂出后,頂出缸上腔進油,快速退回。 液壓系統(tǒng)設(shè)計參數(shù) 液壓系統(tǒng)設(shè)計參數(shù)可參考表2.1 最大負載：2000KN；

20、 工進時系統(tǒng)最大壓力：25MPa 主缸回程力：400KN； 頂出缸頂出力：350KN 主缸滑塊快進速度：0.08m/s； 主缸最大工進速度：0.006m/s 主缸回程速度：0.03m/s； 頂出缸頂出速度：0.02m/s 頂出缸回程速度：0.05m/s 3.3 液壓系統(tǒng)設(shè)計 液壓機主缸工況分析 .1 主缸速度循環(huán)圖 根據(jù)液壓機系統(tǒng)設(shè)計參數(shù)及表2.1中主缸滑塊行程為700mm,可以得到主缸的速度循環(huán)圖如下： 圖3.1 主缸速度循環(huán)圖 .2 主缸負載分析 液壓機啟動時,主缸上腔充油主缸快速下行,慣性負載隨之產(chǎn)生。此外,

21、還存在靜摩擦力、動摩擦力負載。由于滑塊不是正壓在導(dǎo)柱上,不會產(chǎn)生正壓力,因而滑塊在運動過程中所產(chǎn)生的摩擦力會遠遠小于工作負載,計算最大負載時可以忽略不計。液壓機的最大負載為工進時的工作負載。通過各工礦的負載分析,液壓機主缸所受外負載包括工作負載、慣性負載、摩擦阻力負載,即： F = Fw + Ff + Fa < 3.1 > 式中： F —液壓缸所受外負載； Fw —工作負載； Ff —滑塊與導(dǎo)柱、活塞與缸筒之間的摩擦阻力負載,啟動時為靜摩擦阻力負載,啟動后為動摩擦力負載； Fa —運動執(zhí)行部件速度變化時的慣性負載。 〔1慣性負載Fa計算 計算公

22、式： Fa = < 3.2 > 式中： G —運動部件重量； g —重力加速度9.8m/； —時間內(nèi)的速度變化量； —加速或減速時間,一般情況取=0.01～0.5s。 查閱相同型號的四柱液壓機資料,初步估算橫梁滑塊的重量為30KN。由液壓機所給設(shè)計參數(shù)可及：=0.08m/s ,取=0.05s,代入公式3.2中。 即： Fa = = 4898N 〔2摩擦負載Ff計算 滑塊啟動時產(chǎn)生靜摩擦負載,啟動過后產(chǎn)生動摩擦負載。通過所有作用在主缸上的負載可以看出,工作負載遠大于其它形式的負載。由于滑塊與導(dǎo)柱、活塞與缸體之間的摩擦力不是很大,因而在計算主缸最大負載時摩擦負載先忽略不

23、計。 〔3主缸負載F計算 將上述參數(shù)Fa = 4898N 、Fw = 2000000N代入公式3.1中。 即： F = 2000000 + 4898 = 2004898N .3 主缸負載循環(huán)圖 〔1主缸工作循環(huán)各階段外負載如表3.1 表3.1 主缸工作循環(huán)負載 工 作 循 環(huán) 外 負 載 啟 動 F = f靜 + Fa ≈5 KN 橫梁滑塊快速下行 F = f動 忽略不計 工 進 F = f動 + Fw ≈2000 KN 快速回程 F = f 回+ F背 ≈400 KN 注："f靜"表示啟動時的靜摩擦力,"f動"表示啟動后的動摩擦力。

24、 〔2主缸各階段負載循環(huán)如圖3.2 圖3.2 主缸負載循環(huán)圖 液壓機頂出缸工況分析 .1 頂出缸速度循環(huán)圖 根據(jù)液壓機系統(tǒng)設(shè)計參數(shù)和表2.1中頂出缸活塞行程為250mm,得到頂出缸的速度循環(huán)圖如下： 圖3.3 頂出缸速度循環(huán)圖 .2 頂出缸負載分析 主缸回程停止后,頂出缸下腔進油,活塞上行,這時會產(chǎn)生慣性、靜摩擦力、動摩擦力等負載。由于頂出缸工作時的壓力遠小于主缸的工況壓力,而且質(zhì)量也比主缸滑塊小很多,慣性負載很小,計算時可以忽略不計；同理摩擦負載與頂出力相比也很小,也可不計；工件頂出時的工作負載比較大,計算頂出缸的最大工作負載時可以近似等于頂

25、出力。將參數(shù)代入公式3.1計算頂出缸的最大負載。 即： F = Fw = 350000N 式中： Fw —頂出力； .3 頂出缸負載循環(huán)圖 〔1頂出缸工作循環(huán)各階段外負載如表3.2 表3.2 頂出缸工作循環(huán)負載 工 作 循 環(huán) 外 負 載 啟 動 F = F靜 + Fa 忽略不計 頂出缸頂出 F = = f 動 + Fw ≈350 KN 快速退回 F = f 動 + F背 ≈8 KN 注："f靜"表示啟動時的靜摩擦力,"f動"表示啟動后的動摩擦力。 〔2頂出缸各階段負載循環(huán)如圖3.4 圖3.4 頂出缸負載循環(huán)圖 液壓系統(tǒng)原理圖擬定 .

26、1 液壓系統(tǒng)供油方式及調(diào)速回路的選擇 液壓機工進時負載大,運動速度慢,快進、快退時的負載相對于工進時要小很多,但是速度卻比工進時要快。為了提高液壓機的工作效率,可以采用雙泵或變量泵供油的方式。綜合考慮,液壓機采用變量泵供油,基本油路如圖3.5所示。 由于液壓機工況時的負載壓力會逐步增大,為了使液壓機處于安全的工作狀態(tài),調(diào)速回路采用恒功率變量泵調(diào)速回路。當負載壓力增大時,泵的排量會自動跟著減小,保持壓力與流量的乘積恒為常數(shù),即：功率恒定,如圖3.6所示。 1-液壓缸 2-油箱 3-過濾器 4-變量泵 5-三位四通電磁換向閥 圖3.5 液壓機基本回路圖 圖3.6

27、恒功率曲線圖 .2 液壓系統(tǒng)速度換接方式的選擇 液壓機加工零件的過程包括主缸的快進、工進、快退和頂出缸的頂出、快速回程。采用什么樣的方式進行速度的安全、準確換接是液壓機穩(wěn)定工作的基礎(chǔ)。為了達到控制要求,液壓系統(tǒng)的速度換接通過行程開關(guān)控制。這種速度換接方式具有平穩(wěn)、可靠、結(jié)構(gòu)簡單、行程調(diào)節(jié)方便等特點,安裝也很容易。 .3 液壓系統(tǒng)原理圖 液壓系統(tǒng)采用插裝集成控制系統(tǒng),該控制系統(tǒng)具有密封性好、流通能力大、壓力損失小、易于集成等優(yōu)點。液壓機系統(tǒng)控制原理如圖3.7所示。 1、2、6、18、15、10、11-先導(dǎo)溢流閥 1S、2S、3S-行程開關(guān) 3、7-緩沖閥 14單向閥

28、 4、5、8、9、12、13、16、17、19、20-電磁換向閥 21-補油郵箱 22-充液閥 23、24-液壓缸 25壓力表 F1、F2、F3、F4、F5、F6、F7、F8、F9、F10-插裝閥 26-變量泵 27-過濾器 28、29、30、31梭閥 圖3.7 液壓機插裝閥控制系統(tǒng)原理圖 .4 液壓系統(tǒng)控制過程分析 整個液壓控制系統(tǒng)包括五個插裝閥集成塊,插裝閥工作原理分析如下： F1、F2組成進油調(diào)壓回路,其中F1為單向閥,用于防止系統(tǒng)中液壓油倒流回泵,F2的先導(dǎo)溢流閥2用于調(diào)整系統(tǒng)的壓力,先導(dǎo)溢流閥1用于限制系統(tǒng)的最高壓力,緩沖閥3與電磁換向4用于液壓泵卸

29、載和升壓緩沖； F3、F4組成主缸23油液三通回路,先導(dǎo)溢流閥6是用于保證主缸的安全閥,緩沖閥7與電磁換向閥8用于主缸上腔卸壓緩沖； F5、F6組成主缸下腔油液三通回路,先導(dǎo)溢流閥11用于調(diào)整主缸下腔的平衡壓力,先導(dǎo)溢流閥10為主缸下腔安全閥； F7、F8組成頂出缸上腔油液三通回路,先導(dǎo)溢流閥15為頂出缸上腔安全閥,單向閥14用于頂出缸作液壓墊,活塞浮動時上腔補油； F9、F10組成頂出缸下腔油液三通回路,先導(dǎo)溢流閥18為頂出缸下腔安全閥。 除此之外,進油主閥F3、F5、F7、F9的控制油路上都有一個壓力選擇梭閥,用于保證錐閥關(guān)閉可靠,防止反壓開啟。 .5 液壓機執(zhí)行部件動作過

30、程分析 液壓機主缸、頂出缸工作循環(huán)過程分析如下： 〔1主缸 1啟動——按下啟動按鈕,所有電磁鐵處于失電狀態(tài),三位四通電磁閥4閥芯處于中位。插裝閥F2控制腔經(jīng)閥3、閥4與油箱接通,主閥開啟。液壓泵輸出的油液經(jīng)閥F2流回油箱,泵空載啟動。 2主缸滑塊快速下行——電磁鐵1Y、3Y、6Y得電,這時插裝閥F2關(guān)閉,F3、F6開啟,泵向系統(tǒng)供油,輸出油液經(jīng)閥F1、F3進入主缸上腔。主缸下腔油液經(jīng)閥F6快速流回油箱?；瑝K在自重作用下快速下行,這時會因為下行速度太快,泵的輸出流量來不及填充上腔而在上腔形成負壓。充液閥21打開,上部油箱對上腔進行補油,滑塊的快速下行。 3滑塊減速下行——當滑塊行至一定

31、位置觸動行程開關(guān)2S后,電磁鐵6Y失電,7Y得電,插裝閥F6控制腔先導(dǎo)溢流閥11接通,閥F6在閥11的調(diào)定壓力下溢流,主缸下腔會產(chǎn)生一定的背壓。主缸上腔的壓力這時會相應(yīng)升高,充液閥21關(guān)閉。主缸上腔進油僅為泵的輸出流量,滑塊減速下行。 4工進——當滑塊減速行進一段距離后接近工件,主缸上腔的壓力由壓制負載決定,主缸上腔的壓力會不斷升高,變量泵輸出流量會相應(yīng)自動減少。當主缸上腔的壓力達到先導(dǎo)溢流閥2的調(diào)定壓力時,泵的輸出流量全部經(jīng)閥F2溢流,此時滑塊停止運動。 5保壓——當主缸上腔的壓力達到所需要求的工作壓力后,電接點壓力表發(fā)出電信號,電磁鐵1Y 、3Y、7Y全部失電,閥F3、F6關(guān)閉。主缸上

32、腔閉鎖,實現(xiàn)保壓,同時閥F2開啟,泵卸載。 6主缸上腔泄壓——主缸上腔此時的壓力已經(jīng)很高,保壓一段時間后,時間繼電器發(fā)出電信號,電磁鐵4Y得電,閥F4控制腔通過緩沖閥7及電磁換向閥8與油箱接通,由于緩沖閥7的作用,閥F4緩慢開啟,主缸上腔實現(xiàn)無沖擊泄壓,保證設(shè)備處于安全工作狀態(tài)。 7主缸回程——當主缸上腔的壓力降到一安全值后,電接點壓力表發(fā)出電信號,電磁鐵2Y、5Y、4Y、12Y得電,插裝閥F2關(guān)閉,閥F4、F5開啟,充液閥21開啟,壓力油經(jīng)閥F1、F5進入主缸下腔,主缸上腔油液經(jīng)充液閥21和閥F4分別流回上部油箱和主油箱,主缸完成回程。 8主缸停止——當主缸回程到達上端點,觸擊行程開關(guān)

33、1S,全部電磁鐵失電,閥F2開啟,泵卸載。閥F5將主缸下腔封閉,上滑塊停止運動。 〔2頂出缸 1工件頂出——當主缸回程停止運動后,按下頂出按鈕,電磁鐵2Y、9Y、10Y得電,插裝閥F8、F9開啟,液壓油經(jīng)閥F1、F9進入頂出缸下腔,上腔油液經(jīng)閥F8流回油箱,工件頂出。 2頂出缸退回——按下退回按鈕,電磁鐵9Y、10Y失電,電磁鐵2Y、8Y、11Y得電,插裝閥F7、F10開啟,液壓油經(jīng)閥F1、F7進入頂出缸上腔,下腔油液經(jīng)閥F10流回油箱,頂出缸回程。 液壓系統(tǒng)基本參數(shù)計算 .1 液壓缸基本尺寸計算 〔1主缸工作壓力、內(nèi)徑、活塞桿直徑的確定 查表2-1 [1]并參考表2.1中

34、設(shè)計參數(shù),因液壓機的工作負載比較大,取主缸的工作壓力為P=25MPa。 計算主缸內(nèi)徑和活塞桿直徑。由主缸負載圖3.2可知最大負載F=2000KN。查表2-3 [1],由主缸工作壓力為25MPa選取d/D為0.7,取液壓缸的機械效率 ηcm = 0.95。液壓缸受力如圖3.8所示。 圖3.8 液壓機主缸受力簡圖 由圖2.8可知 D=<3.3> 式中： P1—液壓缸工作壓力； P2—液壓缸回路背壓,對于高壓系統(tǒng)初算時可以不計； F—工作循環(huán)中最大負載； ηcm—液壓缸機械效率,一般ηcm = 0.9～0.95。 將參數(shù)代入公式〔3.3,P2忽略不計,可求得液壓缸內(nèi)徑

35、 即： D=mm ≈327mm 查表2-4 [1],將液壓缸的內(nèi)徑圓整為標準系列直徑,取D=320mm；那么由d/D=0.7可以求得活塞桿直徑。 即： d=0.7D=0.7x327 ≈229mm 同理查表2-5 [1],將活塞桿直徑圓整為標準系列直徑,取d=220mm。 經(jīng)過計算液壓機主缸的內(nèi)徑、活塞桿直徑分別為：D=320mm ；d=220mm。 〔2頂出缸工作壓力、內(nèi)徑、活塞桿直徑的確定 頂出缸工作負載與主缸相比要小很多,查表2-1 [1],取頂出缸的工作壓力P=12MPa, 計算頂出缸內(nèi)徑和活塞桿直徑。由頂出缸負載圖3.4可知最大負載F=350KN。查表2-3 [

36、1],缸工作壓力為12MPa,選取d/D為0.7,取液壓缸的機械效率 ηcm = 0.95。液壓缸受力如圖3.9所示。 圖3.9 液壓機頂出缸缸受力簡圖 將參數(shù)代入公式〔3.3,P2忽略不計,可求得液壓缸內(nèi)徑 即： D=mm ≈198mm 查表2-4 [1],將液壓缸的內(nèi)徑圓整為標準系列直徑,取D=200mm；那么由d/D=0.7可以求得活塞桿直徑。 即： d=0.7D=0.7x198 ≈138mm 同理查表2-5 [1],將活塞桿直徑圓整為標準系列直徑,取d=140mm。 經(jīng)過計算液壓機頂出缸的內(nèi)徑、活塞桿直徑分別為：D=200mm ；d=140mm。 .2

37、液壓系統(tǒng)流量計算 〔1主缸所需流量計算 參考表2.1及主缸的尺寸,對主缸各個工況所需流量進行計算。已知主缸的快進速度為0.08m/s,工進速度為0.006m/s,快速回程速度為0.03m/s,主缸內(nèi)徑為320mm,活塞桿直徑為220mm。 由流量計算公式： 〔3.4 快進時： = ≈385.8L/min 工進時： = ≈28.8L/min 快退時： = ≈76.2L/min 〔2頂出缸所需流量計算 參考表2.1及頂出缸的尺寸,對頂出缸各工況所需流量進行計算。已知頂出缸的頂出速度為0.02m/s,快退速度為

38、0.05m/s,頂出缸內(nèi)徑為200mm,活塞桿直徑為140mm,代入公式〔3.4,即： 頂出時： = ≈37.8L/min 快退時： = =48L/min 〔3液壓泵額定壓力、流量計算及泵的規(guī)格選擇 1泵工作壓力確定 實際工作過程中,液壓油在進油路中有一定的壓力損失,因此在計算泵的工作時必須考慮壓力損失。泵的工作壓力計算公式為： 〔3.5 式中： Pp—液壓泵最大工作壓力； P1—執(zhí)行部件的最大工作壓力； —進油路中的壓力損失,對于簡單的系統(tǒng),取0.2～0.5MPa,對于復(fù)雜系統(tǒng),取0.5～1.5MPa。 本液壓機執(zhí)行部件的最大

39、工作壓力P1=25MPa,進油路中的壓力損失,取=0.5MPa。代入公式〔3.5可求得泵的工作壓力。 即： 通過計算,泵的工作壓力Pp=25.5MPa。該壓力是系統(tǒng)的靜壓力,而系統(tǒng)在各種工礦的過渡階段出現(xiàn)的動態(tài)壓力有時會超過靜壓力。此外,為了延長設(shè)備的使用壽命,設(shè)備在設(shè)計時必須有一定的壓力儲備量,并確保泵的壽命,因此在選取泵的額定工作壓力Pn時,應(yīng)滿足,取Pp=1.25。 即： ≈31.9MPa 2液壓泵最大流量計算 通過對液壓缸所需流量的計算,以及各自的運動循環(huán)原理,泵的最大流量可由公式<3.6>計算得到。 <3.6> 式中： —液壓泵的最大流量； KL—液壓系統(tǒng)泄漏

40、系數(shù),一般取KL=1.1～1.3,取KL=1.2； —同時動作的各執(zhí)行元件所需流量之和的最大值。如果這時溢流閥正處于溢流狀態(tài),還應(yīng)加上溢流閥的最小溢流量。 將參數(shù)代入公式〔3.6中,即： ≈463L/min 3液壓泵規(guī)格選擇 查表5-17 [1],根據(jù)泵的額定壓力,選取液壓泵的型號為：250YCY14-1B。 基本參數(shù)如下： 排量：250mm/r ； 額定壓力：32MPa ； 額定轉(zhuǎn)速：1000r/min ； 容積效率：92% ； 4泵的流量驗算： 由液壓泵的基本參數(shù)可知泵每分鐘排量=160ml/r×1000r/min=250L/min,而泵

41、實際所需的最大流量=463L/min,液壓機出現(xiàn)供油不足,快進無法實現(xiàn)。為了滿足液壓機的正?？爝M,必須在液壓系統(tǒng)中設(shè)置補油油箱。 .3 電動機的選擇 液壓機的執(zhí)行件有兩個,即：主缸和頂出缸。主缸和頂出缸各自工況的快進、工進、回程速度又不盡相同,這樣對功率的消耗也不同。電動機額定功率的確定必須根據(jù)消耗功率最大的工況來確定,因此要分別計算主缸、頂出缸各工況消耗的功率。功率計算公式如下： P=<3.7> 式中： P-電動機額定功率； Pp-液壓泵的工作壓力； -液壓泵的流量； η-液壓泵的總效率,取η=0.7。 〔1主缸各工況功率計算 1快進功率 主缸滑塊快進時

42、,在自重作用下速度比較快,而液壓泵此時的輸出油量不能滿足滑塊的快速下行。快進時的負載很小,只有活塞與缸筒、導(dǎo)柱與滑塊之間的摩擦負載,這樣泵的出口壓力也很小,消耗的功率不會很大。 2工進功率 由主缸負載循環(huán)圖3.2可及,工進時主缸最大負載為2000KN,無桿腔面積A=≈0.08㎡,進油回路壓力損失取P=0.5MPa,則液壓泵的壓力Pp由公式〔3.8計算。 〔3.8 即： 將、=28.8L/min、η=0.7代入公式〔3.7中,求得工進功率為： 3快退功率 由圖3.2可知,快退負載為400KN,,取進油回路壓力損失取P=0.5MPa,代入公式〔3.8,求得泵的壓力

43、。 即： 將、=76.2L/min、η=0.7代入公式〔3.7中,求得快退功率即為： 〔2頂出缸各工況功率計算 1頂出功率 由頂出缸負載循環(huán)圖3.4可及,頂出時主缸最大負載為350KN,無桿腔面積A=≈0.032㎡,進油回路壓力損失取P=0.5MPa,那么液壓泵的壓力Pp可由公式〔3.8計算。 即： 將、=37.8L/min、η=0.7代入公式〔3.7中,求得工進功率即為： 2回程功率 頂出缸回程時,負載只有活塞與缸筒間的摩擦負載。負載大小應(yīng)該比頂出時的負載要小很多,這樣回程消耗的功率也比頂出時消耗的功率要小,因此,回程功率計算從略。 〔3電動機額定功率及型

44、號的確定 電動機額定功率的確定,應(yīng)依據(jù)消耗功率最大的工況。比較主缸、頂出缸各工況所需要的功率,主缸工進時的功率最大,為17.5KW。 查表12-1 [2],選取電動機型號為：Y180M-4。 其它技術(shù)參數(shù)為：額定功率：18.5KW ； 滿載轉(zhuǎn)速：1470r/min 。 .4 液壓元件的選擇 通過液壓系統(tǒng)的參數(shù)計算查閱液壓手冊,液壓元件選擇如表3.4所示： 表3.4 液壓元件明細表 序 號 液 壓 元 件 名 稱 元 件 型 號 額定流量〔L/min 1 溢 流 閥 YEF3-E25B 120 2 溢 流 閥 YEF3-E20B 120 4 電磁換向

45、閥 34F3P-E16B 80 5 電磁換向閥 24F3-E16B 80 6 溢 流 閥 YEF3-E25B 120 8 電磁換向閥 24F3-E16B 80 9 電磁換向閥 24F3-E16B 80 10 溢 流 閥 YEF3-E25B 120 11 溢 流 閥 YEF3-E20B 120 12 電磁換向閥 34F3O-E16B 80 13 電磁換向閥 24F3-E16B 80 14 單向閥 AF3-Eb20B 100 15 溢 流 閥 YEF3-E25B 120 16 電磁換向閥 24F3-E16B

46、 80 17 電磁換向閥 24F3-E16B 80 18 溢 流 閥 YEF3-E25B 120 19 電磁換向閥 24F3-E16B 80 20 電磁換向閥 24F3-E16B 80 22 充液閥 YAF3-Ea20B 150 25 壓力表 KF3E6L 240 26 變量泵 250YCY14-1B 250 27 過濾器 WU-250X180F 250 3.4 液壓系統(tǒng)零部件設(shè)計 液壓機主缸設(shè)計 通過.1 液壓缸基本尺寸的計算,可及主缸的內(nèi)徑、活塞桿直徑等參數(shù)。下面對主缸的其它參數(shù)進行具體設(shè)計。 〔1主缸缸體材料選

47、擇及技術(shù)要求 液壓缸的結(jié)構(gòu)形式一般有兩種形式,即：薄壁圓筒和厚壁圓筒。當液壓缸的內(nèi)徑D與壁厚δ的比值滿足D/δ≥10的圓筒稱為薄壁圓筒。液壓缸的制造材料一般有鍛鋼、鑄鋼〔ZG25、ZG35、高強度鑄鐵、灰鑄鐵〔HT200、HT350、無縫鋼管〔20、30、45等。對于負載大的機械設(shè)備缸體材料一般選用無縫鋼管制造,主缸缸體材料選用無縫鋼管45。 液壓缸內(nèi)圓柱表面粗糙度為Ra0.4～0.8μm；內(nèi)徑配合采用H8～H9；內(nèi)徑圓度、圓柱度不大于直徑公差的一半；缸體內(nèi)表面母線的直線度500mm長度之內(nèi)不大于0.03mm；缸體端面對軸線的垂直度在直徑每100mm上不大于0.04mm；如果缸體與端蓋采用

48、螺紋連接,螺紋采用6H級精度。 〔2主缸壁厚的確定 壁厚計算公式如下： 〔3.9 式中： δ—液壓缸壁厚〔m； D—液壓缸內(nèi)徑〔m； —實驗壓力,一般取最大工作壓力的〔1.25～1.5倍； [σ]—缸筒材料的許用應(yīng)力。鍛鋼：[σ]=110～120MPa ；鑄鋼：[σ]=100～110MPa ；高強度鑄鐵：[σ]=60MPa ；灰鑄鐵：[σ]=25MPa ；無縫鋼管：[σ]=100～110MPa 。 主缸壁厚δ計算,將D=0.32m ；[σ]= 110MPa ；=1.4×25.5MPa=35.7MPa代入公式〔2.9中,

49、即： 液壓缸缸體的外徑D外計算公式如下： D外≥D＋2δ <3.10> 將參數(shù)代入公式〔3.10,即： D外≥0.32m＋0.104m＝0.426m 外徑圓整為標準直徑系列后,取主缸缸體外徑D外＝430mm。 〔3主缸缸蓋材料、厚度的確定 缸蓋常用制造材料有35鋼、45鋼、鑄鋼,做導(dǎo)向作用時常用鑄鐵、耐磨鑄鐵。缸蓋材料選用35鋼,缸蓋厚度計算公式如下： 〔3.11 式中： t—缸蓋的有效厚度； —缸蓋止口直徑； [σ]—缸蓋材料許用應(yīng)力。 即： 圓整后取缸蓋厚度t=60mm。 〔4主缸

50、最小導(dǎo)向長度的確定 當活塞桿全部外伸時,從活塞支承面中點到缸蓋滑動支承面中點的距離稱為最小導(dǎo)向長度,用H表示。如果導(dǎo)向長度太小,會因為間隙引起的撓度而使液壓缸的初始撓度增大,影響液壓缸的穩(wěn)定工作。一般而言,液壓缸的最小導(dǎo)向長度應(yīng)該滿足如下要求： <3.12> 導(dǎo)向長度如圖3.10所示 圖3.10 主缸導(dǎo)向長度簡圖 式中： L—液壓缸的最大行程； D—液壓缸的內(nèi)徑。 由表1.1可知主缸的最大行程H=700mm,液壓缸內(nèi)徑D=320mm代入公式〔3.12中,求主缸的最小導(dǎo)向長度。 即： 為了保證最小導(dǎo)向長度H,不應(yīng)過分增大和B的大小,必要時可以在缸

51、蓋和活塞之間增加一個隔套來增加最小導(dǎo)向長度。隔套的長度C可有公式〔3.13求得,即： <3.13> 式中： B—活塞的寬度,一般取B=〔0.6～1.0D； —缸蓋滑動支承面的長度,根據(jù)液壓缸內(nèi)徑的不同有不同的算法,當D＜80mm時,取=〔0.6～1.0D；當D＞80mm時,取=〔0.6～1.0d。 〔5主缸活塞材料、技術(shù)要求、外形尺寸及密封方案的確定 活塞制造材料一般選用灰鑄鐵、當缸體內(nèi)徑較小時,整體式結(jié)構(gòu)的活塞選用35鋼、45鋼。主缸活塞選用灰鑄鐵HT200。 活塞制造時外圓柱表面的粗糙度為Ra0.8～1.6μm；外徑圓度、圓柱度不大于外徑公差的一半；

52、外徑對內(nèi)孔的徑向跳動不大于外徑公差的一半；端面對軸線垂直度在直徑100mm上不大于0.04mm；外徑用橡膠密封圈密封的公差配合取f7～f9,內(nèi)孔與活塞桿的配合取H8/f7。 活塞寬度系數(shù)取0.8,即活塞的寬度B=0.8D=0.8×320mm =256mm。圓整后取活塞寬度B=260mm。 查表2-10[1],液壓機主缸工況時的壓力大,泄漏量也會隨壓力成正比升高,因此密封圈選用Y形密封圈,這種密封圈能承受的大的工作壓力,泄漏量小。 〔6主缸活塞桿材料、技術(shù)要求及長度確定 活塞桿有空心和實心兩種結(jié)構(gòu)形式?？招臅r一般選用35鋼、45鋼的無縫鋼管；實心結(jié)構(gòu)選用35鋼、45鋼。主缸活塞桿選用45

53、鋼。 活塞桿制造時外圓柱面粗糙度為Ra0.4～0.8μm；熱處理要求調(diào)質(zhì)20～25HRC；外徑圓度、圓柱度不大于直徑公差的一半；外徑表面直線度在500mm上不大于0.03mm；活塞桿與導(dǎo)向套之間的配合公差采用H8/f7,與活塞連接的配合公差采用H7/g6。 由滑塊的行程,確定活塞桿的長度L桿=1250mm。 〔7主缸長度的確定 液壓缸缸體內(nèi)部長度等于活塞的行程與活塞的寬度之和。缸體的外形尺寸還應(yīng)考慮兩端端蓋的厚度,總體而言,液壓缸缸體的長度L不應(yīng)該大于缸體內(nèi)徑D的20～30倍,即：L≤〔20～30D 。 由主缸行程為700mm,活塞寬度為260mm,缸蓋厚度為60mm,通過計算可知,

54、主缸的長度取L缸=1080mm。 〔8活塞桿穩(wěn)定性校核 活塞桿工作中主要受壓,當液壓缸的支承長度Lb≥<10～15>d時,必須對活塞桿的彎曲穩(wěn)定性進行校核,d為活塞桿直徑。通過計算可知,Lb的最大值不可能大于L桿+L缸=2330mm,而<10～15>d=2500～3750mm。 將參數(shù)代入Lb≥<10～15>d中,比較后Lb＜<10～15>d,活塞桿滿足使用要求,工作時不會失穩(wěn)。 〔9主缸結(jié)構(gòu)設(shè)計 1缸體與端蓋的連接形式 查表2-7 [1],缸體與端蓋的連接形式通常有法蘭連接、螺紋連接、外半環(huán)連接、內(nèi)半環(huán)連接等形式。由于液壓機工況時缸體內(nèi)的壓力很大,所以缸體與端蓋的連接方式選用法蘭

55、形式。 2活塞桿與活塞的連接形式 查表2-8 [1],活塞與活塞桿的連接結(jié)構(gòu)有整體式結(jié)構(gòu)、螺紋連接、半環(huán)連接、錐銷連接等連接形式。主缸活塞與活塞桿的連接選用螺紋連接形式。 3活塞桿導(dǎo)向結(jié)構(gòu)形式 活塞桿的導(dǎo)向部分包括端蓋、導(dǎo)向套、密封、防塵和鎖緊結(jié)構(gòu)。工程機械中導(dǎo)向套一般安裝在密封圈的內(nèi)側(cè),有利于導(dǎo)向套的潤滑。 4緩沖與排氣裝置 液壓機運動時的質(zhì)量大,快進時的速度快,這樣活塞在到達行程中點時,會產(chǎn)生液壓沖擊,甚至活塞與缸筒端蓋會產(chǎn)生機械的碰撞。為防止這種現(xiàn)象的發(fā)生,在行程末端要設(shè)置緩沖裝置。一般緩沖裝置有環(huán)狀間隙式節(jié)流緩沖裝置、可調(diào)節(jié)流緩沖裝置、三角槽式節(jié)流緩沖裝置。 大型液壓缸需

56、要有穩(wěn)定的運動速度,這樣需要設(shè)置排氣裝置,防止空氣在傳動時對系統(tǒng)傳動精度有影響。排氣閥安裝在液壓缸兩端的最高處,雙作用液壓鋼需要設(shè)兩個排氣閥。 液壓機頂出缸設(shè)計 〔1頂出缸缸體材料選擇及制造技術(shù)要求 頂出缸工作時的最大工作壓力為12.5MPa,比主缸的要小,為了保證頂出缸安全工作,缸體材料也選用無縫鋼管45。 缸體的制造要求應(yīng)該滿足液壓缸內(nèi)圓柱表面粗糙度為Ra0.4～0.8μm；內(nèi)徑配合采用H8～H9；內(nèi)徑圓度、圓柱度不大于直徑公差的一半；缸體內(nèi)表面母線的直線度500mm長度之內(nèi)不大于0.03mm；缸體端面對軸線的垂直度在直徑每100mm上不大于0.04mm。 〔2頂出缸壁厚的

57、確定 將D=0.2m ；[σ]= 110MPa ；=1.3×12.5MPa=16.25MPa代入公式〔3.9中,即： 將D=0.2m ；取δ=0.02m代入公式〔3.10,即： D外≥0.2m＋0.04m＝0.24m 外徑圓整為標準直徑系列后,取主缸缸體外徑D外＝240mm。 〔3頂出缸缸蓋材料、厚度的確定 缸蓋常用制造材料有35鋼、45鋼、鑄鋼,做導(dǎo)向作用時常用鑄鐵、耐磨鑄鐵。頂出缸缸蓋材料選用35鋼,缸蓋厚度計算公式見〔3.11： 即： 取缸蓋厚度t=25mm。 〔4頂出缸最小導(dǎo)向長度的確定 由表2.1可知頂出活塞行程L=250mm,頂出缸內(nèi)徑D=200mm,代

58、入公式<3.12>, 即： 〔5頂出缸活塞材料、技術(shù)要求、外形尺寸及密封方案的確定 頂出缸活塞選用灰鑄鐵HT200。 頂出缸活塞外圓柱表面的粗糙度為Ra0.8～1.6μm；外徑圓度、圓柱度不大于外徑公差的一半；外徑對內(nèi)孔的徑向跳動不大于外徑公差的一半；端面對軸線垂直度在直徑100mm上不大于0.04mm；外徑用橡膠密封圈密封的公差配合取f7～f9,內(nèi)孔與活塞桿的配合取H8/f7。 計算活塞寬度時區(qū)寬度系數(shù)為0.8,即活塞的寬度B=0.8D=0.8×200mm =160mm。取活塞寬度B=160mm。 查表2-10[1],液壓機頂出缸工況時的工作壓力比主缸要小很多,密封圈選用O形密

59、封圈。 〔6頂出缸活塞桿材料、技術(shù)要求及長度確定 活塞桿有空心和實心兩種結(jié)構(gòu)形式?？招臅r一般選用35鋼、45鋼的無縫鋼管；實心結(jié)構(gòu)選用35鋼、45鋼。頂出缸活塞桿選用35鋼。 活塞桿外圓柱面粗糙度為Ra0.4～0.8μm；熱處理要求調(diào)質(zhì)20～25HRC；外徑圓度、圓柱度不大于直徑公差的一半；外徑表面直線度在500mm上不大于0.03mm；活塞桿與導(dǎo)向套之間的配合公差采用H8/f7,與活塞連接的配合公差采用H7/g6。 由頂出活塞的行程,確定活塞桿的長度L桿=705mm。 〔7頂出缸長度的確定 液壓缸缸體內(nèi)部長度等于活塞的行程與活塞的寬度之和。缸體的外形尺寸應(yīng)考慮兩端端蓋的厚度,總

60、之,液壓缸缸體的長度L不應(yīng)該大于缸體內(nèi)徑D的20～30倍,即：L≤〔20～30D 。 由主缸行程為250mm,活塞寬度為160mm,缸蓋厚度為25mm,通過計算可知,主缸的長度取L缸=650mm。 〔8活塞桿穩(wěn)定性校核 當液壓缸的支承長度Lb≥<10～15>d時,應(yīng)該對活塞桿的彎曲穩(wěn)定性進行校核,d為活塞桿直徑。通過計算可知,Lb的最大值不可能大于L桿+L缸=1355mm,而<10～15>d=2000～3000mm。 將參數(shù)代入Lb≥<10～15>d中,比較后Lb＜<10～15>d,活塞桿滿足使用要求,工作時不會失穩(wěn)。 液壓油管設(shè)計 液壓傳動中裝置中,常用的液壓油管有鋼管、銅管、

61、膠管、尼龍管和塑料管等。鋼管承受的壓力高,彎曲半徑不能太小,彎制時比較困難。對于高壓系統(tǒng)液壓油管一般選用無縫鋼管；紫銅管承受的工作壓力一般在6.3～10MPa。紫銅管加熱軟化后可進行彎曲,比鋼管容易彎制,價格昂貴,抗振性較弱；尼龍管主要用于低壓系統(tǒng)；塑料管承受的工作壓力比較小,一般用于液壓系統(tǒng)的回油路中；膠管有高壓管和低壓管兩種,而者的區(qū)別在于骨架組成不同。高壓膠管是鋼絲編制體或鋼絲纏繞為骨架,可用于較高的油路中。低壓膠管的組成骨架是麻線或棉線編制體,多用于壓力較低的油路中。 通過液壓機主缸、頂出缸工作壓力的計算可知,主缸的最大工作壓力約為25.5MPa,頂出缸的工作壓力約為12.5MPa。

62、查表6-1[1] 、6-5[1] ,主缸工作壓力較高,油管選用無縫鋼管,頂出缸油路油管選用高壓膠管。 油管的內(nèi)徑可由公式〔3.14求得 <3.14> 式中： —油管內(nèi)徑； —油路通過最大流量； —油管中允許流速m/s。 〔1主缸液壓油管內(nèi)徑計算 進油油管內(nèi)徑確定：主缸快進所需流量=385.8L/min,而泵的額定流量q=250L/min,取油管允許流速=4m/s,代入公式<3.14>,即： 圓整后,查表6-1[1] ,取,壁厚t=5mm。 回油油管內(nèi)徑確定：主缸快退所需流量=76.2L/min,取油管允許流速=4m/s,代入公式<3.14>,即：

63、 圓整后,查表6-1[1],取,壁厚t=4.5mm。 〔2頂出缸液壓油管內(nèi)徑計算 進油油管內(nèi)徑確定：頂出缸頂出所需流量=37.8L/min,取油管允許流速=4m/s,代入公式<3.14>,即： 圓整后,查表16.5-1[3] ,取。 回油油管內(nèi)徑確定：頂出缸回程所需流量=48L/min,取油管允許流速=4m/s,代入公式<3.14>,即： 圓整后,查表16.5-1[3],取。 液壓油箱設(shè)計 液壓油箱主要作用是貯存液壓油、分離液壓油中的空氣和雜質(zhì),同時還起到散熱的作用。 〔1油箱有效容積的確定 液壓油箱根據(jù)系統(tǒng)壓力的不同,有效容積的確定也不一樣。為了防止液壓油

64、從油箱中溢出,油箱中的液壓油位不能太高,一般不應(yīng)該超過液壓油箱高度的80%。低壓、中壓、高壓系統(tǒng)油箱的有效容積V確定算法如下： 低壓系統(tǒng)：V=<2～4> <3.15> 中壓系統(tǒng)：V=<5～7> <3.16> 中高壓或高壓系統(tǒng)：V=<6～12> <3.17> 式中： V—液壓油箱有效容積； —液壓泵額定流量。 液壓機屬于高壓系統(tǒng),油箱的有效容積可由公式<3.17>求出,即： V

65、=9=7×250L =1750L 〔2油箱外形尺寸確定 油箱的有效容積確定后,液壓油箱外形尺寸長、寬、高的比值一般為：1:1:1～1:2:3。為了提高冷卻效率,安裝位置不受影響時,可適當增大油箱的容積。液壓油箱的外形尺寸為：長×寬×高=1000×760×690。 〔3油箱的結(jié)構(gòu)設(shè)計 液壓油箱材料一般選用Q235A鋼板,通過焊接的方式連接。油箱的結(jié)構(gòu)組成一般包括隔板、吸油管、回油管、頂蓋、清洗孔、油面指示、吊鉤、加熱與冷卻裝置等。 隔板主要是為了增加液壓油的流動時間,除去沉淀的雜質(zhì),分離清除水和空氣,調(diào)節(jié)溫度,吸收液壓油壓力波動及防止液面的波動。 吸油管前應(yīng)設(shè)有過濾器,過濾器

66、與箱底間的距離應(yīng)不小于20mm。吸油管應(yīng)插入液面以下,防止吸油時吸入空氣,使空氣混入系統(tǒng)；回油管出口有直口、斜口、彎管直口、帶擴散器的出口等形式,一般采用45°斜口。為防止液面波動,可在出口設(shè)擴散器或?qū)⒒赜凸懿迦胍好嬉韵?一般距離油箱底面的距離大于300mm。為了不讓進油、回油相互影響,用隔板將其隔開,兩管的斜口方向還應(yīng)一致,而不是相對。 頂蓋用于安裝液壓泵、閥組、動力裝置、空氣濾清器。泵和動力裝置安裝時底座應(yīng)該與頂蓋分開,另外制做。頂蓋與油箱要有好的密封性,防止泄漏的油液直接進入油箱而污染油液；清洗孔用于清洗油箱內(nèi)的角落和取出油箱內(nèi)的元件；油面指示用于油箱內(nèi)最高、最低油位；吊鉤方便裝配和搬運。 3.5 液壓站布局設(shè)計 液壓站設(shè)計需要考慮的問題 〔1液壓裝置中各部件、元件的布置要勻稱,要便于安裝和維修； 〔2液壓站結(jié)構(gòu)盡量采用集中式,液壓泵裝置的安裝盡量采用臥式,這樣方便維護和散熱； 〔3行程閥安裝位置必須靠近運動部件,手動換向閥的位置必須靠近操作部位。換向閥之間應(yīng)留有一定的軸向距離,便于手動調(diào)整和裝拆電磁鐵。壓力表及開關(guān)應(yīng)布置在便于觀察和調(diào)整的地方； 〔4隨工作運動的