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編號
無錫太湖學(xué)院
畢業(yè)設(shè)計（論文）
相關(guān)資料
題目： 齒輪泵的結(jié)構(gòu)改進設(shè)計
信機 系 機械工程及自動化專業(yè)
學(xué) 號： 0923807
學(xué)生姓名： 陳 浩
指導(dǎo)教師：何雪明（職稱：副教授 ）
（職稱： ）
2013年5月25日
目 錄
一、畢業(yè)設(shè)計（論文）開題報告
二、畢業(yè)設(shè)計（論文）外文資料翻譯及原文
三、畢業(yè)論文（論文）計劃、進度、檢查及落實表
四、實習(xí)鑒定表
無錫太湖學(xué)院
畢業(yè)設(shè)計（論文）
開題報告
題目： 齒輪泵結(jié)構(gòu)改進設(shè)計
信機 系 機械工程及自動化 專業(yè)
學(xué) 號： 0923807
學(xué)生姓名： 陳 浩
指導(dǎo)教師： 何雪明（職稱：副教授 ）
（職稱 ）
2012年11月10日
課題來源
課題來源于工程生產(chǎn)實際。
齒輪傳動因其具有傳動功率大、效率比較高、結(jié)構(gòu)相當(dāng)緊湊、傳動比穩(wěn)定精確等優(yōu)點而應(yīng)用在化工、汽車、船舶、航空、能源等國民經(jīng)濟的重要領(lǐng)域中。齒輪泵是液壓傳動中一種廣泛應(yīng)用的液壓機構(gòu)。在液壓傳動與控制技術(shù)中占有很大比重，其主要特點是結(jié)構(gòu)簡單、體積小、重量輕、自吸性好、耐污染、使用可靠、壽命較長、制造容易、維修方便、價格便宜。但漸開線型齒輪泵也有不少缺點，主要是流量和困油引起的壓力脈動較大、噪聲較大、排量不可變、高溫效率低等。這些缺點在某些結(jié)構(gòu)經(jīng)過改進的齒輪泵上己得到了很大的改善。近年來，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，特別是三聯(lián)、四聯(lián)齒輪泵的問世，部分地彌補了齒輪泵不能變量的缺點。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)域也在不斷擴大，許多過去使用柱塞泵的液壓設(shè)備也已改用齒輪泵（如工程起重機等）。
科學(xué)依據(jù)（包括課題的科學(xué)意義；國內(nèi)外研究概況、水平和發(fā)展趨勢；應(yīng)用前景等）
由于齒輪泵在液壓傳動系統(tǒng)中應(yīng)用廣泛, 因此, 吸引了大量學(xué)者對其進行研究。目前, 國內(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; ( 2) 齒輪泵間隙優(yōu)化及補償技術(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發(fā)展方向, 而提高工作壓力所帶來的問題是: ( 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 個問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, 國內(nèi)外學(xué)者針對以上2 個問題所進行的研究是: ( 1) 對齒輪泵的徑向間隙進行補償; ( 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)合材料滑動軸承代替滾針軸承等。但這些措施都沒從根本上解決問題。
目前液壓傳動系統(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)到這個目的，齒輪泵除了要穩(wěn)住其在潤滑系統(tǒng)、中低壓定量系統(tǒng)的絕對優(yōu)勢地位，另外還需要向以下幾個方面縱深發(fā)展：(1)高壓化 (2)低流量脈動 (3)低噪音 (4)大排量 (5)變排量。
研究內(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、借助有限元分析對不同齒廓的齒輪泵進行流體力學(xué)分析。
5、利用流體力學(xué)軟件fluent分析各類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、實驗方案及可行性分析
查閱各種資料，了解齒輪泵的工作原理、結(jié)構(gòu)、流量計算方法和優(yōu)化設(shè)計方法。學(xué)會熟悉UG軟件對產(chǎn)品結(jié)構(gòu)的設(shè)計，并了解齒輪泵的運動特性，對其不同齒廓進行有限元分析，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。
研究計劃及預(yù)期成果
研究計劃：
2012年11月1日-2012年12月25日：按照任務(wù)書要求查閱論文相關(guān)參考資料，填寫畢業(yè)設(shè)計開題報告書。
2013年1月11日-2013年3月5日：填寫畢業(yè)實習(xí)報告。
2013年3月8日-2013年3月14日：按照要求修改畢業(yè)設(shè)計開題報告。
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、裝配圖和說明書。
2013年4月26日-2013年5月21日：畢業(yè)論文撰寫和修改工作。
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)計說明書
特色或創(chuàng)新之處
運用UG對產(chǎn)品完成三維建模，制作完成二維圖形，通過對二維圖形有限元結(jié)構(gòu)分析，盡早發(fā)現(xiàn)產(chǎn)品設(shè)計的缺陷，及時更改問題和缺陷，并對其優(yōu)化，以提高齒輪泵的性能
已具備的條件和尚需解決的問題
在比較熟悉運用UG的基礎(chǔ)上制作齒輪泵的二維圖，能運用Gambit和Fluent軟件對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，可以嘗試對三維的軟件進行流體分析，更能準(zhǔn)確的了解不同齒輪泵的優(yōu)劣。
指導(dǎo)教師意見
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
教研室主任簽名：
年 月 日
系意見
主管領(lǐng)導(dǎo)簽名：
年 月 日
無錫太湖學(xué)院
畢業(yè)設(shè)計（論文）外文資料翻譯
信機 系 機械工程及自動化 專業(yè)
院 （系）： 信 機 系
專 業(yè)： 機械工程及自動化
班 級： 機械97
姓 名： 陳 浩
學(xué) 號： 0923807
外文出處： 機械專業(yè)英語教程
附 件： 1.譯文；2.原文；3.評分表
2013年5月20日
英文原文
4.3 Flow in an Oil Injected Screw Compressor
Figure 4-27 Comparison of pressure change for turbulent and laminar flow calculations
The 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 compressor
The 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 compressor
4.3 Flow in an Oil Injected Screw Compressor
Figure 4-30 Dissipation rate within the screw compressor
Figure 4-31 Turbulent viscosity within the screw compressor
Figure 4-32 Dimensionless distances from the wall within the compressor
The 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 Accuracy
Most 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 compressor
The 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 sizes
Figure 4-35 Compressor power calculated with three different mesh sizes
4.3 Flow in an Oil Injected Screw Compressor
Figure 4-36 Discharge flow rates for different mesh sizes
Figure 4-37 Integral flow rate and Specific power obtained with different mesh sizes
Diagrams 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 噴油螺桿壓縮機的流量
圖4-27計算比較湍流和層流壓力變化
如圖4-28為在計算吸氣和排氣的質(zhì)量流量功能軸角中獲得的壓縮機流從層流和湍流差異?？傮w而言，湍流模型比流從層流高4%，無論是在平均值和振幅，壓縮機的排出端是最大的，通過計算近似結(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吸氣開口沒有任何顯著的動力損失，雖然在壓縮機低壓域存在湍流。這是預(yù)期的層流和湍流之間的差異計算將提高排氣壓力和減小壓縮機速度。
圖4-28根據(jù)流體的流動比較螺桿式壓縮機的入口和出口
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)在以下四個數(shù)字，如圖4-29的湍流的動能。圖4-30，圖4-31動蕩對粘度和無量綱距離墻Y +耗散率，如圖4-32。
圖4-29螺桿壓縮機內(nèi)的湍流動能
圖4-30螺桿式壓縮機內(nèi)的損耗率
圖4-31螺桿壓縮機內(nèi)的湍流粘度
圖4-32從墻壁內(nèi)壓縮機的量綱距離通過吸入閥和排出側(cè)的壓縮機的結(jié)果列于所有這些圖中，在通過轉(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。動蕩，耗散，湍流粘度和y+的動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)格大小對計算精度的影響
在計算這本書中的大部分平均30個細(xì)胞的數(shù)量沿一個和類似用于轉(zhuǎn)子之間旋轉(zhuǎn)兩位置的數(shù)量的選擇步驟嚙合。在這個例子中包括約45萬個細(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)果似乎是令人滿意的，并與實驗數(shù)據(jù)相同，但在康秀紅，杜強，李殿中，李依依的調(diào)查中，影響網(wǎng)格尺寸的計算精度的到的結(jié)果是可靠的。本次調(diào)查由45個數(shù)字單元格沿轉(zhuǎn)子的數(shù)值t網(wǎng)。這給了整個壓縮機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，可以在裝入光盤交換過程中溶液沒有可用的計算機內(nèi)存。圖4-33中介紹這在轉(zhuǎn)子軸垂直的截面中的三個數(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，從先前得到的值計算比功率。它顯示了輕微的下降值，計算增加的細(xì)胞數(shù)目。得到的結(jié)果是在研究壓縮機的平均面積為25至30數(shù)值RO涵道。出于這個原因，產(chǎn)生相同的壓縮機的是兩個額外的嚙合。產(chǎn)生一個較小以20分沿的轉(zhuǎn)子，這兩個轉(zhuǎn)子給了19萬個細(xì)胞，而其它的壓縮機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，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)?。這個數(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個數(shù)字單元格沿轉(zhuǎn)子的數(shù)值t網(wǎng)。這給了整個壓縮機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，可以在裝入光盤交換過程中溶液沒有可用的計算機內(nèi)存。圖4-33中介紹這在轉(zhuǎn)子軸垂直的截面中的三個數(shù)值的嚙合。
圖4-33網(wǎng)格大小相同的三鐘不同的壓縮機
在圖4-34中壓力角圖的計算結(jié)果，圖4-36中的排放流角圖。第一個圖表顯示如何計算研究所有三個門控網(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。
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)格尺寸壓縮機功率計算
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，從先前得到的值計算比功率。它顯示了輕微的下降值，計算增加的細(xì)胞數(shù)目。得到的結(jié)果是在研究壓縮機的平均面積為25至30數(shù)值RO-器的細(xì)胞沿網(wǎng)格進行計算三種不同的網(wǎng)目尺寸的壓縮機是足夠準(zhǔn)確的。
畢業(yè)設(shè)計（論文）任務(wù)書
本科 2006 級
機電 學(xué)院 機械工程及自動化 專業(yè)
設(shè)計（論文）題目 經(jīng)編織物包裝用壓縮機的設(shè)計
學(xué)生姓名 方騰 學(xué)號
起訖日期 2010年 3月 日至2010年6月 日
設(shè)計地點 華僑大學(xué)廈門校區(qū)
指導(dǎo)教師 吳德華 職稱 講師
2010 年 3 月 20 日
1.畢業(yè)設(shè)計（論文）的目的：
1)綜合已學(xué)知識，提高學(xué)生外語水平、專業(yè)水平、計算機水平、綜合能力、創(chuàng)新開發(fā)研究能力以及嚴(yán)謹(jǐn)?shù)墓ぷ髯黠L(fēng)。
2)理解包裝壓縮機的工作原理，了解機械產(chǎn)品開發(fā)流程，掌握編程控制的基礎(chǔ)知識。
2.畢業(yè)設(shè)計（論文）任務(wù)的內(nèi)容和要求：
在傳統(tǒng)織物包裝用壓縮機結(jié)構(gòu)的基礎(chǔ)上，設(shè)計一套帶有可遍程控制器的包裝壓縮機，并具有以下功能：
1）壓縮噸位可調(diào)（通過壓頭下降到某個位置控制或其他方法）。
2）在規(guī)定壓縮噸位下，壓縮時間可調(diào)（3-5分鐘）。
3）壓頭自動恢復(fù)至原位，為下次工作準(zhǔn)備。
給定包裝壓縮機最大噸位為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。
撰寫設(shè)計/使用說明書。
3.主要參考文獻：
[1]現(xiàn)代傳動設(shè)計手冊編輯委員會.現(xiàn)代傳動設(shè)計手冊（第二版）[M].北京：機械工業(yè)出版社，2002
[2]機械設(shè)計手冊編輯委員會.機械設(shè)計手冊（3）（新版）[M].北京：機械工業(yè)出版社，2005
[3]機械設(shè)計手冊編輯委員會.機械設(shè)計手冊（1-2）第三版[M].北京：機械工業(yè)出版社，2004
[4]機械設(shè)計手冊編輯委員會.機械設(shè)計實用設(shè)計手冊[M].北京：機械工業(yè)出版社，2002
[5] 廖長初編著.可編程控制器應(yīng)用技術(shù).重慶[M]：重慶大學(xué)出版社，1997
[6] 李光弟編著.單片機基礎(chǔ)[M].北京：北京航空航天大學(xué)出版社，2000
[7]劉鴻文主編.材料力學(xué)[M].北京: 高等教育出版社, 1992.9
[8] 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，1988
[9]鄒慧君主編.機械原理課程設(shè)計手冊[M]. 北京: 高等教育出版社, 1998
[10] 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，1996
[11]孫恒、陳作模主編.機械原理[M].北京: 高等教育出版社，2001
[12]濮良貴、紀(jì)名剛主編.機械設(shè)計[M].北京: 高等教育出版社, 1996
[13]成大仙.機械設(shè)計課程設(shè)計手冊（第1、2、3卷）[M].北京：化學(xué)工業(yè)出版社,2002
[13] 余雷聲編著．電氣控制與PLC應(yīng)用[M]．北京：機械工業(yè)出版社，1996
[14] 鄭洪生.氣壓傳動及控制[M].北京:機械工業(yè)出版社，1987
[15] L. P_ust.Weak and strong nonlinearities in magnetic bearings [J]. Mechanism and Machine Theory， 39 (2004) 779–795
[16] Programming Controller Melsec FX series Programming Manual.Misubishi electric,1994
4.畢業(yè)設(shè)計（論文）進度計劃：
起訖日期
工作內(nèi)容
3. -3.
查閱相關(guān)書籍，了解理論知識。
3. -4.
4. -5.
5. -5.
論文撰寫。
5. -6.
完善論文，答辯。
系（教研室）審核意見：
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)評語、課題進度建議，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)運輸方便，需要壓縮包裝，由于每一種產(chǎn)品規(guī)格及種類多樣性，要求在傳統(tǒng)織物包裝用壓縮機結(jié)構(gòu)的基礎(chǔ)上，設(shè)計一套帶有可遍程控制器的包裝壓縮機，并具有以下功能：
1）壓縮噸位可調(diào)（通過壓頭下降到某個位置控制或其他方法）。
2）在規(guī)定壓縮噸位下，壓縮時間可調(diào)（3-5分鐘）。
3）壓頭自動恢復(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的初期由于其價格高于繼電器控制裝置,使其應(yīng)用受到限制。但近年來由于微處理器芯片及有關(guān)元件價格大大下降,使PLC的成本下降,同時又由于PLC的功能大大增強,使PLC 的應(yīng)用越來越廣泛,廣泛應(yīng)用于鋼鐵、水泥、石油、化工、采礦、電力、機械制造、汽車、造紙、紡織、環(huán)保等行業(yè)。PLC的應(yīng)用通?？煞譃槲宸N類型：
（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)用于單機控制、多機群控、生產(chǎn)自動線控制等。如注塑機、印刷機械、訂書機械、切紙機械、組合機床、磨床、裝配生產(chǎn)線、電鍍流水線及電梯控制等。
（2）運動控制 PLC制造商目前已提供了拖動步進電動機或伺服電動機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，其輸出移動一軸或數(shù)軸到目標(biāo)位置。每個軸移動時，位置控制模塊保持適當(dāng)?shù)乃俣群图铀俣?，確保運動平滑。
相對來說，位置控制模塊比計算機數(shù)值控制（CNC）裝置體積更小，價格更低，速度更快，操作方便。
（3）閉環(huán)過程控制 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,即一個具有PID控制能力的PLC可用于過程控制。當(dāng)過程控制中某一個變量出現(xiàn)偏差時,PID控制算法會計算出正確的輸出,把變量保持在設(shè)定值上。
（4）數(shù)據(jù)處理 在機械加工中，出現(xiàn)了把支持順序控制的PLC和計算機數(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。通過窗口軟件，用戶可以獨自編程，由PLC送至CNC設(shè)備使用。美國GE公司的CNC設(shè)備新機種也同樣使用了具有數(shù)據(jù)處理的PLC。預(yù)計今后幾年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)國外近幾年來興起的工廠自動化（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和上級計算機之間的通信功能。作為實時控制系統(tǒng)，不僅PLC數(shù)據(jù)通信速率要求高，而且要考慮出現(xiàn)停電故障時的對策。
二. PLC的特點
（1）抗干擾能力強，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，但使用了大量的機械觸頭，使設(shè)備連線復(fù)雜，由于器件的老化、脫焊、觸頭的抖動及觸頭在開閉時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、時間繼電器。由于觸點接觸不良，容易出現(xiàn)故障，PLC用軟件代替大量的中間繼電器和時間繼電器，僅剩下與輸入和輸出有關(guān)的少量硬件，接線可減少互繼電器控制系統(tǒng)的1/10--1/100，因觸點接觸不良造成的故障大為減少。
而PLC采用微電子技術(shù)，大量的開關(guān)動作由無觸點的電子存儲器件來完成，大部分繼電器和復(fù)雜的連線被軟件程序所取代，故壽命長，可靠性大大提高。
微機雖然具有很強的功能，但抗干擾能力差，工業(yè)現(xiàn)場的電磁波干擾，電源波動，機械振動，溫度和濕度的變化，都可能使一般通用微機不能正常工作。而PLC在電子線路、機械結(jié)構(gòu)以及軟件結(jié)構(gòu)上都吸收了生產(chǎn)控制經(jīng)驗，主要模塊均采用了大規(guī)模集成電路，I/O系統(tǒng)設(shè)計有完善的通道保護與信號調(diào)理電路；在結(jié)構(gòu)上對耐熱、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，目前個生產(chǎn)廠家生產(chǎn)的PLC，平均無故障時間都大大超過了IEC規(guī)定的10萬小時，有的甚至達(dá)到了幾十萬小時。
（2）控制系統(tǒng)結(jié)構(gòu)簡單、通用性強、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、輸出信號線即可，不需要諸如繼電器之類的物理電子器件和大量而有繁雜的硬件接線線路。當(dāng)控制要求改變，需要變更控制系統(tǒng)功能時，可以用編程器在線或離線修改程序，修改接線量很小。同一個PLC裝置有、用于不同的控制對象，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是面向用戶的設(shè)備，PLC的設(shè)計者充分考慮到現(xiàn)場工程技術(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)控制的簡單指令形式。梯形圖與繼電器原理圖相類似，直觀易懂，容易掌握，不需要專門的計算機知識和語言，深受現(xiàn)場電氣技術(shù)人員的歡迎，近年來又發(fā)展了面向?qū)ο蟮捻樞蚩刂屏鞒虉D語言，也稱功能圖，使編程更加簡單方便。
（4）功能完善，擴展能力強 PLC中含有數(shù)量巨大的用于開關(guān)量處理的繼電器類軟件，可輕松地實現(xiàn)大規(guī)模的開關(guān)量邏輯控制，這是一般的繼電器控制所不能實現(xiàn)的。PLC內(nèi)部具有許多控制功能，能方便地實現(xiàn)D/A、A/D轉(zhuǎn)換及PID運算，實現(xiàn)過程控制、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單機，一條生產(chǎn)線，還可以控制一個機群，許多生產(chǎn)線。他不但可以進行現(xiàn)場控制，還可以用于遠(yuǎn)程控制。
（5）PLC控制系統(tǒng)設(shè)計、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、時間繼電器、計數(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、內(nèi)存大?。┑冗x用組裝。又由于用軟件編程取代了硬接線實現(xiàn)控制功能，使安裝接線量大大減小，設(shè)計人員只要一臺PLC就可進行控制系統(tǒng)的設(shè)計可在實驗室進行模擬調(diào)試。而繼電接觸器系統(tǒng)需要在現(xiàn)場調(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，履歷情況存儲及監(jiān)視功能。對于內(nèi)部工作狀態(tài)、通信狀態(tài)、異常狀態(tài)和I/O點的狀態(tài)均有顯示。工作人員通過他可查出故障原因，便于迅速處理，及時排除。
（7）結(jié)構(gòu)緊湊 體積小、重量輕，易于實現(xiàn)機電一體化。
由于以上特點，使得PLC獲得極為廣泛的應(yīng)用。
1.3 液壓傳動
液壓傳動開始應(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(shù)。當(dāng)今液壓技術(shù)廣泛應(yīng)用于工程機械、起重運輸、冶金工業(yè)、農(nóng)用機械，輕工業(yè)和機床工業(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(shù)控機床這類要求精度較高的領(lǐng)域有著不可代替的作用，出現(xiàn)了液壓傳動的自動化機床，組合機床和自動生產(chǎn)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。
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(xiàn)無級變速，運動平穩(wěn)，結(jié)構(gòu)簡單，操作方便，工作壽命長，液壓元件易于通用化、標(biāo)準(zhǔn)化、系列化的特點?；谝陨蟽?yōu)點，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(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)。液壓傳動能實現(xiàn)低速大噸位運動。采用適當(dāng)?shù)墓?jié)流技術(shù)可使運動機構(gòu)的速度十分平穩(wěn)。
第2章 方案論證
2.1 傳動方案的論證
目前沖壓設(shè)備的傳動方式主要有：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(jié)構(gòu)簡單，成本低，易于實現(xiàn)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(fù)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(biāo)準(zhǔn)化程度高，易于實現(xiàn)自動化，缺點是平穩(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、腐蝕等環(huán)境的影響大。
3. 機械傳動準(zhǔn)確可靠，操作簡單，負(fù)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(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(nèi)實現(xiàn)無級調(diào)速，運動平穩(wěn)，設(shè)計簡單，操作方便，工作壽命長，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，液壓傳動系列基本符合設(shè)計要求，能達(dá)到預(yù)期的標(biāo)準(zhǔn)。所以，此次設(shè)計將采用液壓傳動，傳動原理如下：
圖1 傳動原理圖
1 壓縮包裝機基座
2 壓縮包裝機壓頭
3 活塞
4 液壓缸
5 電動機
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
流量原理圖說明：電動機5帶動柱塞變量泵8向主油路供油，可以通過溢流閥5和調(diào)壓閥4對液壓系統(tǒng)進行調(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，液壓缸將下降運動，完成下壓運動；如果右端通電，液壓缸將上升動作，完成工藝中的快退。
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(xiàn)壓頭的下壓、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(chǎn)生的電磁力來使閥芯運動，達(dá)到油路的轉(zhuǎn)換，易于實現(xiàn)自動化控制，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(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)閥可實現(xiàn)對液流的方向、壓力和流量大小的控制。其結(jié)構(gòu)簡單，動作反應(yīng)快，適合高壓大流量的場合。
從設(shè)計課題上考慮，電磁換向閥比較符合設(shè)計要求，完全可以滿足性能要求。
第3章 液壓缸的設(shè)計及參數(shù)選擇
設(shè)計本臺液壓式壓縮包裝機，其工作循環(huán)可分為：快速下行，減速下壓，快速退回。
由設(shè)計題目按如下參數(shù)設(shè)計：
壓力：10噸=10×1000×9.8=0.98×10N
生產(chǎn)率： 1次/210秒（其中保壓時間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：1.0×10N
快速下降所用的時間為11s，運行的距離為0.58m。工進所用的時間為11s，運行的距離為0.22m?？焱朔祷氐臅r間為8s，其運行的距離為0.50m。
得到各個工藝路線的速度參數(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)的總時間是：11+11+8=30s
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
4.1 動力（負(fù)載）分析及負(fù)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(gòu)的受力情況。由于工作機構(gòu)作直線往復(fù)運動時，液壓缸必須克服的外負(fù)載為：
=++ （4—1）
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)動工作時所需要克服的機械摩擦阻力。
由于詳細(xì)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(fù)載。
4.1.2慣性負(fù)載
慣性負(fù)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(zhì)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(jīng)驗可得=0.5s
壓頭啟動和制動的加速或減速都在0.5秒內(nèi)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(fù)載
壓力機沖頭上負(fù)載分為兩個階段：第一階段負(fù)載力緩慢的線增加，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%=9.8×10×5%=0.49×10N
終壓階段上升到=壓力=0.98×10N
4.1.4負(fù)載循環(huán)圖
圖4—1 壓縮包裝機的負(fù)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(jù)已知條件，快速下行時，行程為0.58m，速度0.053m/s ，時間11s。慢速下降時行程0.22m，速度 0.02m/s，時間11s。快退是行程為0.8m，速度0.1m/s，時間8s。
4.2.2速度循環(huán)圖
圖4—2 壓縮包裝機的速度循環(huán)圖
第５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（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(jù)資料文獻查得，工作壓力=10——32MP。參考同類機械的設(shè)計和加工的經(jīng)驗，這里工作壓力取16MPa。
背壓力=0.5---1.5MP。參考同類機械的設(shè)計和加工的經(jīng)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(guān)設(shè)計參數(shù)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
根據(jù)參考文獻[1]表43.6—26和表43.6—27對D和d進行調(diào)整得
=100mm=0.1m
= 70mm=0.07m
所以 =0.01m
=0.0051m
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= =0.01×0.053=0.00053 m/s
=31.8L/min
工進所需流量==0.01×0.02=0.0002 m/s
=12 L/min
快退所需流量==0.0051×0.1=0.00051 m/s
=30.6 L/min
5.3 計算系統(tǒng)所需的壓力
1.當(dāng)系統(tǒng)快進時，所需壓力為：
= + （5—8）
式子中 ——工作中的負(fù)載（N）
——活塞的橫截面積（m）
——背壓力（MPa）
該工藝中分勻速運動和制動兩部分構(gòu)成。
當(dāng)工藝處于啟動的時候：
= 108/0.01×10+1
=0.0108+1
=1.0108MPa
當(dāng)工藝處于勻速的時候：
= 0/0.01×10+1
=1MPa
2.當(dāng)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(fù)載（N）
——活塞的橫截面積（m2）
——背壓力（MPa）
=1.032×10/ 0.01×10+ 0.5
=10.32+0.5
=10.82MPa
3.當(dāng)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(fù)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(gòu)成。
當(dāng)工藝處于勻速運動的時候：
= 1.0×10/0.01×10+ 2
=0.1+2
=2. 1MPa
當(dāng)工藝處在制動的時候：
=204/ 0.01×10+2
=0.0204+2
=2.0204MPa
5.4 繪制壓縮機主缸工況圖
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(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 通過最后確定的液壓元件的結(jié)構(gòu)尺寸，再根據(jù)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(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(shè)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(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
進 勻速
工
進
快 勻速
退 制動
108
0
1.032×10
1.0×10
204
1.0108
1
10.82
2. 21
2.0204
0.00053
0.0002
0.00051
有前面所得的數(shù)據(jù)，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=31.8L/min=0.00053 m/s
最大壓力值=10.82MPa
5.5 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[1]查得=0.8m。
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?qū)崿F(xiàn)直線往復(fù)運動。本液壓缸活塞兩端面積差較大，使活塞往復(fù)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(shù)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(diào)質(zhì)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(gòu)件比鑄鋼節(jié)省材料，重量也輕。所以本設(shè)計的液壓缸采用QT450—10。鑄件需進行正火消除內(nèi)應(yīng)力處理。
由參考文獻[1]得缸體的技術(shù)要求：
（1）缸體的內(nèi)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(dāng)活塞采用橡膠密封圈時，Ra為0.1—0.4μm，當(dāng)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(nèi)徑的圓度公差值可按9、10、11級精度選取，圓柱度公差應(yīng)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(yīng)用6級精度的米制螺紋。
（5）當(dāng)缸體帶有耳環(huán)或軸銷時，孔徑或軸徑的中心線對缸體內(nèi)孔軸線垂直公差值按9級精度選取。
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)計冶壓缸活塞材料選用45號鋼，需要經(jīng)過調(diào)質(zhì)處理。
由參考文獻[1]得活塞的技術(shù)要求：
（1）活塞外徑D對內(nèi)孔d的徑向跳動公差值，按7、8級精度選取。
（2）端面T對內(nèi)徑d軸線的垂直度公差值，應(yīng)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(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)的計算
液壓缸的結(jié)構(gòu)參數(shù)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(dāng)≤16MPa時，=1.5；當(dāng)≥16MPa時，=1.25P；所以在此=1.25=1.25×10.82=13.525MPa
——液壓缸的內(nèi)徑（m）
[]——材料的許用應(yīng)力（MPa）
——材料的抗拉強度，在此取600（MPa）
——安全系數(shù)，在此取=5
由公式（5—11）得：
=/2[]=/（2/）
=13.525×100/（2×600/5）
=5.6mm
因為當(dāng)/〉16時，薄壁公式才成立，
而在此/=100/5.6=17.86>16。所以液壓缸是薄壁，取壁厚為12.5mm。
缸體的外徑=+2=100+2×12.5=125mm=0.125m
5.6.2液壓缸油口的計算
液壓缸油口的直徑計算應(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)油口是進油口時：
=0.13（/） （5—13）
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[5]，液壓缸的進油液流速度=2 m/s；
由公式（5—13）得：
=0.13×100×（3.6/2）
=17.44mm
取一整數(shù)=20mm=0.02m。
當(dāng)油口是出油口時：
根據(jù)文獻[5]，液壓缸的進油液流速度=5 m/s；
由公式（5—14）得：
=0.13×100×（3.6/5）
= 11.03mm
取一整數(shù)=15mm=0.015m。
5.6.3缸底厚度的計算
本設(shè)計采用缸底無油孔，所以采用公式：
=0.433（/[]） （5—14）
式中 ——液壓缸內(nèi)徑（m）
——實驗壓力（MPa）
——缸底厚度（m）
[]——缸底材料的許用應(yīng)力（m/s）
由公式（5—14）得：
=0.433×0.1×（10.82/120）
=0.013m
參考同類液壓缸的制造經(jīng)驗取=0.02m
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：
[]=/=1.0×10/0.0051=1.96MPa
[]=0.42MPa〈2.02MPa
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(yīng)力（MPa）
由公式（5—17）得：
=（4×0.98×10/（×120））
=32.25mm＜=70 mm
所以活塞桿直徑滿足要求。
第6章 液壓元件和液壓油的選擇
6.1 液壓泵的選擇
液壓泵是將原動機的機械能轉(zhuǎn)換為液壓能的能量轉(zhuǎn)換元件。在設(shè)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(chǔ)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(zhuǎn)過程中應(yīng)不斷變化。
2. 泵的吸油是靠彈簧克服摩擦力的阻力、推力推動活塞下移而實現(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：
≥+ （7—1）
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(jīng)驗數(shù)據(jù)選?。汗苈泛唵危魉俨淮蟮娜?0.2—0.5MPa；管路復(fù)雜，流速較大的取=0.5—1MPa。該系統(tǒng)取=0.5MPa
由公式（5—11）得：=10.82+0.5＝11.32MPa；
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(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。
即有下式計算液壓泵的流量公式：
≥（∑） （m/s） （7—2）
式中 ——系統(tǒng)泄漏系數(shù)。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(dá)）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(diào)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
∑31.8L/min；
由公式（7—2）得：
≥1.1×31.8=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 （7—3）
由公式（7—3）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[9]，選則液壓泵的型號為JPW200/30-45；排量32ml/r；轉(zhuǎn)速1500r；額定壓力21MP；
額定流量得：32×1500/1000=45L/min，這里選45 L/min；
6.1.4確定驅(qū)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(zhǔn)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JPW200/30-45型號液壓泵的壓力、流量曲線圖可得：=0.00053m3/s,
所以由公式（7—4），得：
=（）
=（1.0×10/0.01）×0.00053=530（w）
二、液壓缸壓力達(dá)到最大值時（即到達(dá)系統(tǒng)最高壓力時）
由JPW200/30-45型號液壓泵的壓力、流量曲線圖可得：=0.0002m3/s,
所以由公式（7—4），得：
=10.82×10×0.0002×10=2.164kw
三、液壓缸處于快退時
由JPW200/30-45型號液壓泵的壓力、流量曲線圖可得:
=0.00051 m3/s,
所以由公式（7—4），得：
=2.2×10×0.00051×10=1.12kw
因此，選出液壓泵的最大輸出功率=2.164kw。
6.2 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(jié)構(gòu)形成應(yīng)根據(jù)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(zhì)的變化，過載情況等），啟動性能和啟動、制動正反轉(zhuǎn)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(jié)構(gòu)簡單，工作可靠，價格低廉，因此本設(shè)計選用此電動機。
根據(jù)所求得到的液壓泵的功率，對電動機進行選擇，根據(jù)參考文獻[4]本設(shè)計可選電動機Y100L2—4，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)計專用的控制閥。
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(yīng)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(shè)計的機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B之間相連，A與O之間相連，液壓缸下降動作，完成快進和工進兩種動作。
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，液壓缸上升動作，完成快退工藝。。
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。
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)計管道選擇45號無縫鋼管。
6.4.1 管道內(nèi)徑的確定
由流體力學(xué)可知，當(dāng)通過管道的油液流量Q一定時，管道內(nèi)徑?jīng)Q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(nèi)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(dāng)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=20.83mm
根據(jù)文獻[4]表14.2—12取=25mm；
當(dāng)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=12.75mm
根據(jù)文獻[4]表14.2—12取=20mm；
當(dāng)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=18.05mm
根據(jù)文獻[4]表14.2—12取=20mm；
6.4.2 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(nèi)徑（m）
[]——管道材料的抗拉許用應(yīng)力（MPa）
——材料的抗拉強度（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，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=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(shè)計取=4。
[]=/ （7—7）
=600/4=150MPa；
當(dāng)對吸油管時由公式（7—6）得：
=（21×25）（2×150）
=1.75mm
計算出值應(yīng)符合標(biāo)準(zhǔn)系列值，查文獻[4]表14.2—12得=5mm。
外徑管=25+2×5=35mm;
查閱文獻[4]得管=35mm;
當(dāng)對壓油管時由公式（7—6）得：
=（21×20）（2×150）
=1.4mm
計算出的值應(yīng)符合標(biāo)準(zhǔn)系列值，查文獻[4]表14.2—12得=5mm。
外徑管=20+2×5=30mm ;
查閱文獻[4]得管=30mm;
當(dāng)對回油管時由公式（7—6）得 ：
=（20.5×20）（2×150）
=1.36mm
計算出的值應(yīng)符合標(biāo)準(zhǔn)系列值，查文獻[4]表14.2—12得=5mm。
外徑管=20+2×5=30mm ;
查閱文獻[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、空氣過濾器及液位計等。
油箱的設(shè)計要點：
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，蓋板上有空氣過濾器。
5. 油箱底部應(yīng)距地面150mm以上，以便于搬運，散熱，放油等。
6. 對油箱內(nèi)表面要做好防腐處理。
本設(shè)計初選油箱體積為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)恼扯群土己玫恼场獪靥匦裕湍姸纫?，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(yīng)性。同時液壓油還應(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；
6.5.2過濾器的選擇
過濾器的功能是清除液壓系統(tǒng)工作介質(zhì)中的固體污染物，使工作介質(zhì)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(yīng)具有足夠大的通油能力，并且壓力損失要小，過濾精度應(yīng)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(jù)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。
6.6 聯(lián)軸器的設(shè)計
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)格的對中，而是存在著某種程度的相對位移。這就要求設(shè)計聯(lián)軸器時，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位移的性能。
彈性聯(lián)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(jīng)常啟動和逆轉(zhuǎn)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(lián)結(jié)，使用一個有彈性元件的聯(lián)軸器。
根據(jù)參考文獻[8]表41.5—29，選用彈性柱銷聯(lián)軸器，型號為HL5型。
第7章 液壓系統(tǒng)的性能驗算
液壓系統(tǒng)在初步設(shè)計時，各種參數(shù)都是靠經(jīng)驗估計出來的，當(dāng)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(shè)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(shè)計更加完善與可靠。
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(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）
——通過閥的實際流量（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(nèi)徑為0.02m，第三段發(fā)生在液壓缸到油箱這個沿程上，L=2.3m，管道內(nèi)徑為0.02m。
由于系統(tǒng)在快進的時候得到最大值=30.6L/min=0.00051m/s；
本設(shè)計選擇的液壓油運動粘度為32mm/s，密度為900kg/m；
當(dāng)是回油管時，管道里的流量為最大值的一半即0.000255m3/s
實際流速為：=4/==0.812m/s
=/ ==812＜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(shù)：
=75/=75/812=0.092
當(dāng)是壓油管時，管道里的流量為0.00053m3/s
實際流速為：=4/==1.688m/s
=/ ==1055＜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(shù)：
=75/=75/11055=0.071
由公式（8—2）得：
=/×/2+/×/2；
=（0.071×1.7）/0.02×（900×0.812）/2+
（0.0092×2.3）/0.02×（900×0.812）/2
=17906+313.9
=18219 Pa
7.1.2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(shè)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。
7.1.3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(dǎo)致的局部壓力損失，該系統(tǒng)選擇的電磁換向閥的幾個參數(shù)。
=0.001㎡
=0.02MPa
由流體力學(xué)知識得實際流量的計算公式：
= （8—5）
式中 ——小孔流量系數(shù)，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(shù)參數(shù)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=10.82+0.0182=10.84＜21MPa
由計算出來的結(jié)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。
7.2 液壓沖擊的計算
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，系統(tǒng)內(nèi)就會產(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)閉的時候，當(dāng)液壓系統(tǒng)瞬時關(guān)閉液流時，管道內(nèi)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(shù) =1.67×10MPa；
——管道內(nèi)材料的彈性系數(shù) =2.1×10MPa；
——管道內(nèi)徑（m）
——管道的壁厚（m）
當(dāng)是吸油管時，由公式（8—6）得：
=
=0.51MPa
當(dāng)是壓油管時，由公式（8—6）得：
=
=0.37MPa
當(dāng)是回油管時，由公式（8—6）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)熱分析及其計算
液壓系統(tǒng)的壓力，容積和機械三方面的損失構(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)油溫過高會產(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(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(chǎn)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(chǎn)生總的熱量：
= +=1.92+0.143=2.063kw；
7.3.2液壓系統(tǒng)的散熱計算
根據(jù)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(jù)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(shù)w/m.C，由于本設(shè)計的油箱尺寸比較大，所以采用外置油箱，通風(fēng)良好。根據(jù)參考文獻[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(chǎn)生的熱量要求，故不需要另加冷卻器。
第9章 機架的設(shè)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(chǔ)臺等零件的統(tǒng)稱。
機架分類按機構(gòu)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(shè)計準(zhǔn)則：
機架的設(shè)計主要應(yīng)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(yīng)該考慮變形問題。設(shè)計時的變形盡量小，機架的剛度和強度都應(yīng)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(shè)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(jié)合面的剛度匹配等。
機架設(shè)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(yīng)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(yīng)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(gòu)設(shè)計合理，工藝性良好，便于鑄造，焊接和機械加工。
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)軌的機架，要求軌道面受力合理，耐磨性好。
8. 造型美觀，使之即經(jīng)濟又美觀。
根據(jù)以上條件和液壓機的具體工作情況，選擇框架式機架。
9.1 機架材料的選擇
由于多數(shù)機架形狀比較復(fù)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(dāng)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(jù)經(jīng)驗和查閱相關(guān)資料，液壓機本設(shè)計的材料選用鑄鐵。查表得鑄鐵牌號為HT200。他的流動性好，體收縮和線收縮小，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，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(chǎn)的優(yōu)點。鑄鐵廣泛應(yīng)用于軋鋼機械，重型機床的床身等場合。所以本設(shè)計采用HT200。
第10章 PLC控制
10.1總體規(guī)劃
編織物包裝壓縮機主要有兩大系統(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)動壓頭完成點動和半自動循環(huán)等規(guī)定的工藝動作。
本章主要是電氣系統(tǒng)的設(shè)計，任務(wù)是按照液壓系統(tǒng)規(guī)定的動作圖表驅(qū)動電機、選擇規(guī)定的工作方式，使有關(guān)電磁鐵在PLC以完成點動和半自動循環(huán)指定的工藝動作。
先啟動電機，按下SB1，X005置1，輔助繼電器M1得電驅(qū)動換向閥動作，壓頭塊回程，放手手動作即停。打開光