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I 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(jié)構(gòu)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(jié)構(gòu)包括液壓缸 橫梁 立柱及充 液裝置等 動力機構(gòu)由油箱 高壓泵 控制系統(tǒng) 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(xiàn)能量的轉(zhuǎn)換 調(diào)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(tǒng) II 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 III 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(jié)構(gòu)選定 4 2 1 2 總體技術參數(shù)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(tǒng)的設計 8 3 1 確定液壓系統(tǒng)方案 8 3 1 1 快速行程方式 8 3 1 2 調(diào)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(tǒng)性能驗算 15 第四章 液壓缸設計 16 4 1 液壓缸的基本結(jié)構(gòu)設計 16 4 1 1 液壓缸的類型 16 4 1 2 鋼筒的連接結(jié)構(gòu) 16 IV 4 1 3 缸底結(jié)構(gòu) 16 4 1 4 油缸放氣裝置 17 4 1 5 緩沖裝置 17 4 2 缸體結(jié)構(gòu)的基本參數(shù)確定 17 4 2 1 直徑參數(shù) 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(jié)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(jié)構(gòu)設計 28 5 3 2 活動橫梁結(jié)構(gòu)設計 29 5 3 3 下橫梁結(jié)構(gòu)設計 29 5 3 4 各橫梁參數(shù)的確定 29 總 結(jié) 30 參考文獻 31 致 謝 32 液壓壓力機設計 1 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(tǒng)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(xiàn)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(xiàn)開創(chuàng)了工業(yè)革命的時代 傳統(tǒng)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(xiàn)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(lián)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 液壓壓力機設計 2 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(jīng)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(zhuǎn)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(nèi)無極調(diào)整 可 在任意位置輸出全部功率和保持所需壓力 結(jié)構(gòu)布置靈活 各執(zhí)行結(jié)構(gòu)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(zhì)可分為水壓 機和油壓機兩種 用乳化液做介質(zhì)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(zhì)的液壓壓力機成為油壓機 產(chǎn)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(jié)構(gòu)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(qū)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 液壓壓力機設計 3 力速度和保壓時間可調(diào)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(zhì)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(jù)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(xiàn)較大范圍內(nèi)的無級變速 4 一般采用礦物油為工作介質(zhì) 相對運動面可自行潤滑 使用壽命長 5 可以實現(xiàn)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(zhì)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 液壓壓力機設計 4 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(jié)構(gòu)選定 圖 2 1 為液壓壓力機系統(tǒng)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(tǒng)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(tǒng)換 液壓壓力機設計 5 為液體的壓力能 通過液體壓力能的變化來傳遞能量 經(jīng)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?qū)⑸舷履＞唛]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(tǒng) 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(tǒng)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(zhì)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(zhuǎn)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(zhuǎn)換成機械能 其中 油缸做直線運動 馬達做旋轉(zhuǎn)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(jù)需要無級 調(diào)節(jié)液動機的速度 并對液壓系統(tǒng)中工作液體的壓力 流量和流向進行調(diào)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(zhì) 工作介質(zhì)是指各類液壓傳動中的液壓油或乳化液 它經(jīng)過油泵 和液動機實現(xiàn)能量轉(zhuǎn)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(shù)選定 已知 參數(shù) 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(shù)如下 1 主缸公稱壓力 75KN1F 2 主缸回程力 30KN2 3 頂出缸公稱壓力 10KN3 4 頂出缸回程力 6KN4F 5 滑塊距工作臺最大距離 800mm 6 滑塊行程 600mm 7 頂出行程 200mm 液壓壓力機設計 6 8 工作壓力 20MPa 9 滑塊速度 快進速度 200mm s1V 工進速度 20mm s2 回程 200mm s3 10 頂出速度 頂出 100mm s4V 回程 150mm s5 2 2 工況分析 2 2 1 工作循環(huán)分析 根據(jù)上述液壓壓力機液壓系統(tǒng)的分析可知 液壓系統(tǒng)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(tǒng)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(jù)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(zhì)量為 300Kg 1 工作負載 工作負載 37510tFN 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 0fs 液壓壓力機設計 7 動摩擦阻力 0fdFN 3 慣性負載 2 3nvFmt 60 251 0b 自重 94GgN 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 9m m m 表 2 1 工作循環(huán)各階段的外負載 工況 負載組成 推力 F 啟 動 60bfsFGN 6 7N加 速 3fdn 40 快進 bf 工進 7506fdtFGN 83N 快退 94fbF60 根據(jù)主缸的工藝要求和參數(shù) 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 液壓壓力機設計 8 第三章 液壓系統(tǒng)的設計 3 1 確定液壓系統(tǒng)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(tǒng)設計中首先要考慮的 確定液壓系統(tǒng)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(jié)構(gòu)簡單 3 1 2 調(diào)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(tǒng)壓力升高到一定值時自動變換速度 本系統(tǒng)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(zhuǎn)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(nèi)擋塊使液壓泵流量減到零 當 液壓缸工作行程結(jié)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(xié)調(diào) 在液壓系統(tǒng)中 當轉(zhuǎn)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 液壓壓力機設計 9 在工進行程中不同階段的系統(tǒng)壓力決定于負載 為了保證安全 應該限制液壓 系統(tǒng)的最高壓力 本系統(tǒng)擬在變量泵的壓油口與主油路間并聯(lián)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(jié)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(tǒng)根據(jù)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(tǒng)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(jié)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(lián)的方法來實現(xiàn)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(tǒng)原理圖如圖 3 1 所示 液壓壓力機設計 10 1 2 3 4 5 6 7 9 1 0 1 1 1 2 1 3 1 2 1 3 1 2 1 3 8 1 Y A 2 Y A 4 Y A 5 Y A 3 Y A 圖 3 1 液壓機液壓系統(tǒng)原理圖 系統(tǒng)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(jīng)背壓閥 7 再經(jīng) 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(jīng)閥 5 通至液控單向閥 3 使閥 3 打開 主缸下腔的油能經(jīng)閥 3 很快排入油箱 主缸在自重作用下實現(xiàn)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(jīng)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(jié) 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(jié)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(jīng)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(jīng)閥 4 排回油箱 此時主缸實現(xiàn)快速回 程 充液筒油液充滿后 溢出的油液可經(jīng)油管引至油箱 液壓壓力機設計 11 回程結(jié)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(jié)束后 2 YA 失電 閥 6 換至中位 工作循環(huán)完成 系統(tǒng)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 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 F cmA1 1 8 1060 91 0 0804 因為行程終了時流量 q 0 管路和閥均不產(chǎn)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 液壓泵的最大流量 qp K q max 泄漏系數(shù) 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(shù)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 根據(jù)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(zhuǎn)速為 1500 r min 故額定流量為 q qn 94 5L min 63 15001000 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 v 0 92 3 3 2 電動機的選擇 電動機功率 驅(qū)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 泵 0 85 則 P 6 78 kW Pmax p 5 760 85 選用功率為 7 5 kW 額定轉(zhuǎn)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 液壓壓力機設計 12 液壓控制閥是液壓系統(tǒng)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(tǒng)性能 可靠性和經(jīng)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(diào)節(jié)液壓系統(tǒng)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(diào)速閥是進行了壓力補償?shù)墓?jié)流閥 它由單向閥和節(jié)流閥并聯(lián)而成 節(jié)流閥用 來調(diào)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 A2A1 188 5804 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(tǒng)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 液壓壓力機設計 13 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(tǒng)中安裝一定精度的濾油器 是保證液壓系統(tǒng)正常工作的必要手段 根據(jù) 設計規(guī)格和尺寸參數(shù)選擇濾油器型號 XU 22X100 16 2 油管的選擇 油管內(nèi)徑 d 按下式計算 vqd 4 其中 油管的最大流量 查文獻資料得工況中系統(tǒng)的最大流量為vq 18 6L min 管道內(nèi)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(nèi)徑 d 后 按標準系列選出相應的管子 油管壁厚 按下式計算 2 Pd 其中 管內(nèi)最大工作壓力 根據(jù)設計手冊查得最大工作壓力為 30MPa P 管道內(nèi)徑 d 管道材料的許用應力 nb 管道材料的抗拉強度 根據(jù)設計手冊查得 其抗拉強度取 340MPa 安全系數(shù) 鋼管 P 7 MPa 時 取 8 P 17 5 MPa 時 取 6 nn P 17 5 MPa 時 取 4 所以安全系數(shù)取 4 n 液壓壓力機設計 14 根據(jù)計算出的油管內(nèi)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 s m管道內(nèi) 徑 實際取值 m壁厚 m 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(jù)經(jīng)驗公式來確定油箱的容量 qv V 其中 液壓泵每分鐘排出的壓力油的容積 qv 經(jīng)驗系數(shù) 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 L8024 V 表 3 4 油箱經(jīng)驗系數(shù)表 系統(tǒng)類 型 行走機 械 低壓系 統(tǒng) 中壓系 統(tǒng) 鍛壓系 統(tǒng) 冶金系 統(tǒng) 1 2 2 4 5 7 6 12 10 根據(jù)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(diào)速閥 2FRM 16 8 濾油器 XU 22X100 3 3 5 液壓系統(tǒng)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(tǒng)發(fā)熱和油箱升溫可按慢 液壓壓力機設計 15 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min 2 1Lq 0 5MPa p 1 6 minnqL 慢速加壓時的壓力損失 2 nqp MPa8 06 1502 慢速加壓時泵的工作壓力 取 pp 4 9 1 7 0 21q W647 01 4 36 慢速加壓時液壓缸的輸入功率查表 4 1 可知為 18 8W 系統(tǒng)總發(fā)熱功率 PH2 458 1621 有效散熱面積 320 5AV322 0 m 取油箱散熱系數(shù) 9 kWm C 油箱升溫為 HtKA 7 163 09245 設環(huán)境溫度 則熱平衡溫度為 2TC C 70 5T4 25 T121 此熱平衡溫度小于允許范圍 故該液壓系統(tǒng)不必設置冷卻器 20 液壓壓力機設計 16 第四章 液壓缸設計 4 1 液壓缸的基本結(jié)構(gòu)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 液壓壓力機設計 17 需要往復運動 從圖可見 油缸被活塞頭分隔為兩腔 側(cè)面有兩個進油口 因此 可以獲得往復的運動 實質(zhì)上起到兩個柱塞缸的作用 此種結(jié)構(gòu)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(jié)構(gòu) 在設計中上 頂出缸都選擇法蘭連接方式 這種結(jié)構(gòu)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(jié)構(gòu) 也有所不同 4 1 3 缸底結(jié)構(gòu) 缸底結(jié)構(gòu)常應用有平底 圓底形式的整體和可拆結(jié)構(gòu)形式 平底結(jié)構(gòu)具有易加工 軸向長度短 結(jié)構(gòu)簡單等優(yōu)點 所以目前整體結(jié)構(gòu)中大 多采用平底結(jié)構(gòu) 圓底整體結(jié)構(gòu)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(jié)構(gòu)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(jié)構(gòu)中大多采用平底結(jié)構(gòu)的一個 原因 然而整體結(jié)構(gòu)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(jié)構(gòu)受力情況好 結(jié)構(gòu)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(jié)構(gòu) 4 1 4 油缸放氣裝置 通常油缸在裝配后或系統(tǒng)內(nèi)有空氣進入時 使油缸內(nèi)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(xiàn)振動 因此 除在系統(tǒng)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(nèi)殘留的空氣 使油缸穩(wěn)定的工作排氣閥的結(jié)構(gòu)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(nèi)空氣從錐面間隙中擠出 并經(jīng)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(nèi)油液 全部或部分 通過節(jié)流把動能轉(zhuǎn)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(jié)構(gòu)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 液壓壓力機設計 18 緩沖過程中 由于其節(jié)流面積不變 故在緩沖開始時 產(chǎn)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(zhì)量和載荷等 因 此為了使結(jié)構(gòu)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(jié)構(gòu)的基本參數(shù)確定 4 2 1 直徑參數(shù) 1 主缸的內(nèi)徑 注 所用公式都來源于文獻 10 17 0 206m1Dp F 1464105 238 按標準取整 0 220m 2 主缸活塞桿直徑 0 175m1dP F 224 632105 4 0 按標準取整 0 180m 3 主缸實際壓力 實1P KND9 4105 2 04621 4 主缸實際回程力 實2 d 4 3105 2 18 02 4 4 621 5 活塞桿直徑 d 的校核 表 4 3 活塞桿所選材料 型號 MPab MPas s 45MnB 1030 835 9 4 Fd 4 103 m2 d 0 05m 滿足要求 F 活塞桿上的作用力 液壓壓力機設計 19 活塞桿材料的許用應力 1 4 b 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 1Q 1Q1 24VD MinL 8 6402 0 2 快速空行程時的活塞腔的排油流量 1 1121 4d inL 62 402 8 02 4 3 工作行程時的活塞腔進油流量 2Q 2Q214 VD MinL 3 4160 02 4 工作行程時的活塞腔的排油流量 2 2212 d inL 3 96014 8 0 42 5 回程時的活塞桿腔進油流量 3Q 3Q3 21 4VdD MinL 23 16047 18 02 42 6 回程時的活塞腔的排油流量 3 33214 inL 4 186047 02 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 01C2 當 0 3 時 用使用公式 D 8 液壓壓力機設計 20 0 042 m 0 max32P Dp 31 25 20 取 0 050m 為缸筒材料強度要求的最小 M0 為鋼筒外徑公差余量 M1C 為腐蝕余量 M2 試驗壓力 16M 時 取 1 25P maxP PamaxP P 管內(nèi)最大工作壓力為 25 M 鋼筒材料的許用應力 M np ap b 鋼筒材料的抗拉強度 Mb P n 安全系數(shù) 通常取 n 5 當 時 材料使用不夠經(jīng)濟 應改用高屈服強度的材料 D 2 0 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 P MPa 0 35 44MPa 2135 0D 234 0 外徑 D 內(nèi)徑1 同時額定工作壓力也應該完全塑性變形的發(fā)生 2 3 320 98 3MParlPD lg3 21s lg1 36 缸筒完全塑性的變形壓力 rl 材料屈服強度 MPas 鋼筒耐壓試驗壓力 MParP 34 4 41 3 MPa rlP42 0 35 3 缸筒的暴裂壓力 r 液壓壓力機設計 21 2 3 610 187 4MPa rPD lg3 21b lg1 36 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 0 433 0 433 mm 1 P D p2 125 8 53096 取 mm 筒底厚 MM60 1 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 20cm 則kr 0 6875 12r k 640 69 8 MPa 2175 0 p 20 8753 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 3104Fbh par 120 751433 取 h 45mm 法蘭外圓半徑 ar 螺孔半徑 螺釘 M201 b 螺釘中心到倒角端的長度 32cm 42cm 48 5cm 10cm h 10cm1r2r4r1h12r 37cm 47 25cm5 12 32 1 Rr 24 45 8 液壓壓力機設計 22 圖 3 2 部分工作缸 2 校核法蘭部分強度 0 067cm 1 23214ln 6 rr 324ln324 0 6 1 435l rhrPM 其中 P 110 2 11 02KN cm 52 H 521p 725 0 0335 h 106 0 367 521r 375 2 1 31 h30 14lnr 0 4232 5 48ln 所以 95 1MPa4 0167 0 1 M 62121rPhHz 32 5952 液壓壓力機設計 23 57 1 34 6 91 7 MPa 滿足要求 依據(jù)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 MPab MPas s 35 540 320 17 a 螺釘處的拉應力 MPa 4 5MPa 6210zd4kF 623108 4 z 螺釘數(shù) 8 根 k 擰緊螺紋的系數(shù)變載荷 取 k 4 螺紋底徑 m1d b 螺紋處的剪應力 0 475MPa 6310z2d kFK MPa0n sp 725 屈服極限 安全系數(shù) 5s c 合成應力 n MPa n23 431 8 P 2 墊片與橫梁間螺釘?shù)男：?a 螺釘處的拉應力 MPa 3 8 MPa 6210zd4kF 623108 04 3 z 螺釘數(shù) 8 根 k 擰緊螺紋的系數(shù)變載荷 取 k 4 螺紋底徑 m1d b 螺紋處的剪應力 液壓壓力機設計 24 0 475 MPa 6310z2d kFK MPa0n sp 725 屈服極限 安全系數(shù) 5s c 合成應力 n MPa n23 3108 1 394 P 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 液壓壓力機設計 25 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 aMP 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(shù)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(shù) 立柱材料為 45 鋼 中頻淬火 620MPa 375MPab s 中心載荷時的應力 22 2 5 1 2 dnF23 041 aMP 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 1 2 dnF31 0me2 04 3 015 aMP 150 因此是安全的 aMP 對于截面的 45 鋼 375MPa 尺寸系數(shù)已考慮在內(nèi) 立柱表面為精車 對s 于正火的 45 鋼 表面質(zhì)量系數(shù)為 0 9 因此 可取為 300MPa 過渡圓角半徑為0 30mm 疲勞強度校核 0 1 5 3 d r30 0 107 5 4 min 2 液壓壓力機設計 26 從文獻 10 中查出 1 58tK K 1 0 70 1 58 1 1 41 5 5 K 1 41 96 3 104 4 300 5 6 t aMPa 為 200MPa 因此是安全的 0 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(jié)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(jié)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(jié)形式 在中 小型液壓機中 常用的連結(jié)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(jié)構(gòu)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(diào)整 裝配后機架的精度也無法調(diào)整 且對立柱臺肩間尺寸精度的加工要求很高 因此 這種結(jié)構(gòu)僅在無精度要求的小型 簡易液壓機中采用 2 內(nèi)外螺母式 即在立柱上分別用內(nèi) 外兩個螺母來固定上 下橫梁 用內(nèi) 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 液壓壓力機設計 27 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(nèi)螺母的調(diào)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(nèi)螺母精度 內(nèi)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(diào)整比較麻煩 3 在與上橫梁連結(jié)處用臺肩代替內(nèi)螺母 精度調(diào)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(nèi)螺母 但精度調(diào)節(jié) 比第 3 種簡便可靠 在設計中選用的是第四種連結(jié)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(jié)構(gòu) 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(nèi)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(nèi) 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(zhuǎn)過的弧長來度量 立柱冷卻后 就在螺母與橫梁 之間產(chǎn)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 液壓壓力機設計 28 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(cè)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(zhì)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(jié)構(gòu)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(jié)構(gòu) 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05 3 導套結(jié)構(gòu)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 102qdcT 1 33 MPa 滿足要求 5 7 2 30 186 q 式中 T 機架計算中求得立柱上的側(cè)推力 N d 導套內(nèi)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 液壓壓力機設計 29 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(nèi)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(jié)構(gòu) 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(jié)構(gòu)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(jù) 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(nèi)降到最小 梁體做成箱形結(jié)構(gòu) 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 液壓壓力機設計 30 圖 5 4 梁的不等高結(jié)構(gòu) 5 3 2 活動橫梁結(jié)構(gòu)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(jié)構(gòu) 活動橫梁上 部與工作缸柱塞相連 下部與上模座相連 梁體結(jié)構(gòu)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(nèi) 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(cè) 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(jié)構(gòu) 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(jié)構(gòu)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(jié)構(gòu)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(shù)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 考慮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 活動橫梁受力部分為 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 液壓壓力機設計 31 總 結(jié) 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(jié) 是對畢業(yè)生的一次考核 通過設計的構(gòu)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(lián)系在一起的 是一次理論聯(lián)系實際的有機結(jié)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(tǒng) 的性能 發(fā)現(xiàn)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(zhuǎn)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 液壓壓力機設計 32 參考文獻 1 液壓傳動與控制手冊 陳啟松 編 上海科學技術出版社 2006 2 機電一體化系統(tǒng)設計 張鍵民等編 高等教育出版社 2007 3 機電控制技術及應用 楊公源 編 電子工業(yè)出版社 2005 4 機械設計手冊 新版 1 6 王文斌等編 機械工業(yè)出版社 2004 5 互換性與測量技術基礎 王伯平編 機械工業(yè)出版社 2007 6 電動機的單片機控制 王曉明編 北京航空航天大學出版社 2007 7 機械制造技術基礎 熊良山等編 華中科技大學出版社 2007 8 機械零件材料與熱處理工藝選擇 支道光編 機械工業(yè)出版社 2008 9 液壓元件及選用 王守城 段俊勇編 化學工業(yè)出版社 2007 10 液壓機的設計與應用 俞新陸編 機械工業(yè)出版社 2007 11 液力傳動理論與設計 馬文里編 化學工業(yè)出版社 2004 12 單片機原理及應用教程 M 范立南 謝子殿 北京大學出版社 2006 13 機電控制系統(tǒng)分析與設計 高春甫等編 科學出版社 2007 14 潤滑設計手冊 吳曉玲編 化學工業(yè)出版社 2006 15 Sors l fatigue design of machine components oxford pergramon press 1991 16 電機學 第四版 李發(fā)海 朱東起編 科學出版社 2007 17 機械設計手冊 單行本 3 版 液壓控制 減 變 速器 電機與電器 成 大先等編 化學工業(yè)出版社 2006 18 Bradley D A Mechatronics Electronics in products and Processes London Chpman and Hall 1991 液壓壓力機設計 33 致 謝 在本文即將結(jié)束之際 請允許我對大學生活學習中給予我支持和鼓勵的各位老 師和同學致以深深的感謝 首先 我要感謝我的指導老師 感謝她在我的研究和學習過程中給予我的指導 和幫助 老師深厚的理論素養(yǎng) 淵博的學識和誨人不倦的精神使我受益非淺 更重 要的是 老師嚴謹?shù)闹螌W風范和對學術問題的概括與抽象能力在潛移默化中影響著 我 教育著我 在大學生活中 老師對我的言傳身教以及給予我許多無私的關心和 幫助 所有這些不僅是我得以順利地完成本文 而且更是使我終身受益 我還要感 謝系里的各位老師 他們?yōu)槲业漠厴I(yè)設計提出諸多良好的建議以及努力方向