CDH1 MP312570200A1XB1CGEMWW重載型液壓缸設計(常州機電優(yōu)秀畢業(yè)設計含圖紙)
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432/62 Bosch Rexroth AG | Hydraulics CDT3.F / CGT3.F / CST3.F | RC 17039/09.05 4402 3/62 Hydraulics | Bosch Rexroth AG RC 17039/09.05 | CDT3.F / CGT3.F / CST3.F 1 2 3 4 5 454/62 Bosch Rexroth AG | Hydraulics CDT3.F / CGT3.F / CST3.F | RC 17039/09.05 4602 5/62 Hydraulics | Bosch Rexroth AG RC 17039/09.05 | CDT3.F / CGT3.F / CST3.F 476/62 Bosch Rexroth AG | Hydraulics CDT3.F / CGT3.F / CST3.F | RC 17039/09.05 4802 7/62 Hydraulics | Bosch Rexroth AG RC 17039/09.05 | CDT3.F / CGT3.F / CST3.F 498/62 Bosch Rexroth AG | Hydraulics CDT3.F / CGT3.F / CST3.F | RC 17039/09.05 5002 9/62 Hydraulics | Bosch Rexroth AG RC 17039/09.05 | CDT3.F / CGT3.F / CST3.F 1372/44 Bosch Rexroth AG | Hydraulics CDH1 / CGH1 | RC 17331/09.05 13803 3/44 Hydraulics | Bosch Rexroth AG RC 17331/09.05 | CDH1 / CGH1 1394/44 Bosch Rexroth AG | Hydraulics CDH1 / CGH1 | RC 17331/09.05 14003 5/44 Hydraulics | Bosch Rexroth AG RC 17331/09.05 | CDH1 / CGH1 1416/44 Bosch Rexroth AG | Hydraulics CDH1 / CGH1 | RC 17331/09.05 14203 7/44 Hydraulics | Bosch Rexroth AG RC 17331/09.05 | CDH1 / CGH1 1438/44 Bosch Rexroth AG | Hydraulics CDH1 / CGH1 | RC 17331/09.05 14403 9/44 Hydraulics | Bosch Rexroth AG RC 17331/09.05 | CDH1 / CGH1 2692/44 Bosch Rexroth AG | Hydraulics CDH3 / CGH3 | RC 17337/09.05 27003 3/44 Hydraulics | Bosch Rexroth AG RC 17337/09.05 | CDH3 / CGH3 2714/44 Bosch Rexroth AG | Hydraulics CDH3 / CGH3 | RC 17337/09.05 27203 5/44 Hydraulics | Bosch Rexroth AG RC 17337/09.05 | CDH3 / CGH3 2736/44 Bosch Rexroth AG | Hydraulics CDH3 / CGH3 | RC 17337/09.05 27403 7/44 Hydraulics | Bosch Rexroth AG RC 17337/09.05 | CDH3 / CGH3 2758/44 Bosch Rexroth AG | Hydraulics CDH3 / CGH3 | RC 17337/09.05 27603 9/44 Hydraulics | Bosch Rexroth AG RC 17337/09.05 | CDH3 / CGH3 三軸并聯(lián)銑床的功能仿真器米洛斯Glavonjic和德拉甘米盧蒂諾維奇和莎莎Zivanovic收稿日期:2007年7月12日 接稿日期:2008年6月27日 發(fā)表時間:2008年7月24日 施普林格出版社有限公司2008年倫敦摘要:盡管許多實驗室,許多人以并聯(lián)機床的運動機為研究和發(fā)展的主題,不幸的是,至今還是沒有個人有一定的成就。因此,利用低成本的但是功能強大的模擬器模擬三軸聯(lián)動銑床來獲取基本經(jīng)驗。這個想法是基于這樣的模擬器可以由傳統(tǒng)的三軸數(shù)控機床的控制驅動基礎上進行的。本文描述了一個包括相應的并聯(lián)機構,運動學建模和編程算法的選擇模擬器的發(fā)展過程。功能模擬器的想法已經(jīng)被充分驗證在標準化操作條件下,使得一些軟材料試件加工成功。關鍵詞:并聯(lián)機床; 功能仿真器;模擬和測試1簡介在當今世界上,教育和培訓具有戰(zhàn)略上的重要性,特別是在技術和科學學科。這也適用于并行結構機研究和開發(fā)這個世界性的話題。對并聯(lián)機床的基本知識的已經(jīng)出版很多書,許多不同的并行機制,3至6個自由度,包括三自由度并聯(lián)機構平移正交,也有使用。今天,不幸的是,研究機構,大學實驗室,和企業(yè)絕大多數(shù)沒有并聯(lián)機床。究其原因,很明顯,是教育和培訓的新技術,如個人知識管理,成本高。為了有助于實現(xiàn)在造型,設計,控制,編程實踐經(jīng)驗的收購,以及個人知識管理,降低成本,可以使用新提出的三軸并聯(lián)銑床功能仿真器來實現(xiàn)。這個想法是基于這樣的模擬器可以由傳統(tǒng)的3軸數(shù)控機床的控制驅動基礎上進行的。作為傳統(tǒng)的三軸數(shù)控機床的軸是相互正交,不同的三自由度正交平移關節(jié)空間并聯(lián)機構,可用于生成模擬器。本文描述了模擬器發(fā)展,包括相應的并聯(lián)機構,運動學建模和編程算法的選擇程序。功能模擬器應經(jīng)被驗證了在行業(yè)標準化操作條件下成功加工一些軟質材料。2模擬器的概念根據(jù)現(xiàn)在的知識,以系列運動機器和可用的資源為其程序,模擬器看作一種混合的三軸驅動傳統(tǒng)數(shù)控銑床空間并聯(lián)機構。其中的一種功能仿真器的概念,如圖1所示。完全平行的三自由度不斷支撐關節(jié)的長度和線性驅動機制,由傳統(tǒng)的三軸數(shù)控機床的控制。這個機制是基于線性三角,但與正交的線性驅動關節(jié),促進其用XM,YM和水平或垂直軸系列運動機ZM連接。通用平臺,始終保持與基地的同時,使主軸在三個不同的正交XP中。在圖一中,始終如一的平行與地平行,使主軸的位置在三個不同的正交XP,YP,ZP方向。在論文中。一些可能的配置的機制、其中的一個平臺被選中,因為它使便于安裝并聯(lián)機構的機器在XM軸上。其中的2個自由度被用來減少來自XM和YM軸的震動,除了選擇和調(diào)整引擎的機理與所選擇的串行機,下面的過程,模型,算法,以及軟件必須定義和發(fā)展:-對并聯(lián)機構運動造型,即直接運動學、矩陣, 運動學和奇異性分析模型-模擬工作空間分析和適當?shù)脑O計參數(shù)的選擇-模擬器的設計制造3模擬器的機制作用同時作為垂直和水平三軸數(shù)控機床的串行正交和驅動仿真器的軸,是最好的,如果三個自由度空間并聯(lián),模擬器的機制以及正交平移的關節(jié)。與串行數(shù)控機床的軸耦合,這將是必不可少的,在一般情況下,至少有一個兩個自由度被動的去耦串聯(lián)機構。數(shù)控機床模擬器與移動刀架和工作臺的是最方便的。在這樣的概念下兩三個軸的耦合,使其中一個自由度串聯(lián)他們的去耦和被動的模擬器驅動機制就足夠了。如果沒有橫向和縱向的3軸數(shù)控機床運動結構的劃分,有三自由度正交平移關節(jié),考慮和模擬器使用空間并聯(lián)機構的一些例子,如圖2,他們的工作區(qū)的形狀也顯示在圖中。該機制類似于上面的例子,在圖所示,基本運動學的概念差異問題是可以解決的。自由度被動串行,用于分離駕駛一系列數(shù)控機床軸運動機制的例子如圖所3示。在一些系列數(shù)控機床的概念中,其軸線可直接用作模擬的并行機制平移關節(jié)。在這種情況下,模擬器的一般概念的基礎上,如圖所示機制就可能被簡化了。圖4顯示了沒有自己的關節(jié)并聯(lián)機構簡化模擬器的例子。數(shù)控機床的驅動是一個臥式加工中心。相應的機械接口連接與分離軸加工中心聯(lián)合組成一個平行四邊形。兩自由度串聯(lián)機構加工中心分離出來Y和Z軸。圖5顯示了一個簡化的立式數(shù)控銑床與兩個耦合軸模擬器的設計。模擬器的機制有一個自己的移動式,聯(lián)合兩自由度串聯(lián)機構也是垂直軸數(shù)控銑床脫鉤使用方法。4模擬器造型的例子圖一中對模擬器詳細的運動學分析是以圖六中的幾何模型為基礎的,由于機械本身特有的性質,平臺和底座是平行的,因此,圖一中的每個空間平行四邊形由支柱表示。連接底座和平臺的坐標構架P和B是平行的,同時平行于參考系列機器協(xié)調(diào)框架 M ,這使得整個模擬器造型歸于普通化。這意味著分離并聯(lián)機構的造型本身是可行的,并且不考慮其安裝在水平還是垂直的系列機器上,也不考慮其在平臺上的軸的位置。構架B和P中的向量V分別用Bv 和 Pv.表示。模擬器參數(shù)定義的向量:移動平臺上的連接中心之間的中心點Ci的位置向量在構架P被定義為PPCi;(i=1,2,3)工具末端的位置向量在構架P中被定義為PPT ; xTP yTP zTPt , where zTP=-h.模擬器的驅動軸參考點Ri的位置向量被定義為BPRi; (i=1,2,3 )連接坐標向量L=l1 l2 l3T, ,l1,l2, 和l3是系列CNC機器在lmin li lmax范圍內(nèi)提供動力和控制的標量變數(shù),而Bai是單位向量,,和領域坐標向量:代表工具末端已編制好的位置向量,而代表平臺的位置,即連接在上面的坐標構架P的原操作。由于坐標構架B和P總是平行的,所以這兩個向量之間的關系是很明顯的,即 (1)其它向量和參數(shù)的定義如圖六所示,其中Bwi和Bqi是單位向量,而C是相互連接的平行四邊形的固定長度。模擬器連接坐標向量和 系列機器連接坐標之間的關系如圖六所示,是根據(jù)圖六中幾何關系,得出下列等式:等式4中等號兩邊加以平方得出:在等式3中應用運動學造型便被簡化。為了滿足這個要求,人們已經(jīng)找到了具體的方法,即設置參考點Ri, 通過替代等式5中的機械參數(shù),得到三個等式的方程組:由這個方程組又得出:相反的運動學等式如和直接運動學等式如由以上等式得出:如上所提,通過調(diào)整模擬器的機械參數(shù),等式6,相反和直接運動學的解大大被簡化了。為了滿足等式6中的條件,采用了六根指示長度的校準支柱,如圖七,應用通過校正支柱長度而得出的相反和正運動學解,定義了sliders(不知道啥意思) Si, (i=1, 2, 3)的參照點位置,并通過校準plain環(huán)固定,如圖七。4.1 分析運動學的正解和逆解分析逆運動學方差解,等式8,在給定平臺位置的情況下,不同的平行機械構造有:基本構造,圖2a,在等式8中,在平方根之前的所有符號都是負號可供選擇的構造之一,圖2b,在等式8中,在平方根之前所有符號都是正的其它可能的機械構造,在等式8中,在平方根之前的符號是正負號用相同的方法,通過對運動學正解分析,等式9,在驅動軸位置給定的情況下,建立不同的平行機械構造:基本構造,圖2a,和實際情況一致,在等式9中,在平方根之前是正號供選擇的構造,圖2c和d,在等式9中,在平方根之前是負號,根據(jù)驅動系列機器的結構可通過不同的方法實現(xiàn)圖2所示的基本的和供選擇的構造。4.2 雅可比矩陣和異常分析鑒于PKM異常關系重大,這個問題已被細致分析,如圖2a中顯示的機械變型,這種機械變型可用來發(fā)展水平機器中心的模擬器,如圖1??紤]時間的情況下區(qū)分等式8,得到的雅可比矩陣為: 由于方程組7中的等式有連接和領域坐標的功能,根據(jù)它們的區(qū)別也可以得出雅可比矩陣:其中是正逆運動學的雅可比矩陣,用這種方法,可以識別出三種不同形式的異常,比如,正逆運動學異常和聯(lián)合異常。仔細分析雅可比矩陣的決定因素,正逆運動學異常和聯(lián)合異常是顯而易見的。通過適當?shù)拿枋龊偷仁剑瑘D8中顯示了可能的模擬器異常構造,從圖8中可以看出,所有的異常都處在理論上可獲得工作空間的臨界上,所以,通過足夠的設計解答和或機械限制可以輕松地避免這些異常,這就意味著可獲得的模擬器工作空間要比理論上的工作空間要小,理論上工作空間的界線是在半徑C的汽缸上,而半徑C的軸是從逆運動學等式8中得出的XB, YB, ZB,同時半徑C的范圍是以圖8中的OB為中心的。5 模擬器的實例大家都知道,除了要選擇合適的運動學布局,選擇正確的幾何維度也是非常重要的,因為要考慮已定的用途,這是個困難的工作,開發(fā)PKM的設計工具仍然需要研究,調(diào)整圖1、4和5中的模擬器設計參數(shù)是為了在可用CNC機器運作效果的基礎上獲得更多的模型和工作空間維度,其中制造的模擬器就是配給CNC機器的,這個程序必須要進行重復,因為在選擇基礎設計參數(shù)時,要考慮機構因素可能的干擾和det(J) 與 det(J1)決定因素的重要性(等式14、15和16中涉及)。在圖6中模擬器變型的幾何模型中,可以看到工作空間維度主要受到平行四邊形長度C的影響,同時要達到圖8中D3, D3I2, 和 D3I1異常得出的機械距離。對于配備模擬器的可用CNC機器,要用重復的程序對平行四邊形長度C和坐標(l1,2,3min l1,2,3max)的重要結合進行分析,在每次重復過程中,要注意潛在的設計限制、干擾以及det(J) 與 det(J1)的重要性,即異常產(chǎn)生的距離。用這種方法得到的參數(shù)在圖9中模擬器原型的詳細設計中得到輕微的糾正,長度C=850 mm、l1,2,3min=200 mm和l1,2,3max=550 mm的平行四邊形的形狀、體積和可獲得工作空間的位置如圖2a所示。在采用這種構想和設計參數(shù)的基礎上,構造了頭兩個模擬器,如圖9、10所示。6 模擬器編程和測試在PC平臺上以CADCAM environment標準開發(fā)模擬器編程系統(tǒng)(圖11),幾何工作空間模型可以和其它系統(tǒng)交換,并且可以模仿工具軌跡,線性插值工具軌跡是從CL文件標準。模擬器使用者可以選擇其它方式也能畫出工具軌跡,系統(tǒng)的基礎部分是由developed and implemented postprocessor組成的,并且不用后處理器發(fā)電機,后處理器包括正逆運動學(inverse and direct kinematics)、模擬器設計參數(shù)和模擬器工具途徑的運算法則(圖12),模擬器工具途徑線性化是必要的,因為CNC機器線性插值是被當做模擬器聯(lián)合坐標插值使用的,這樣的話,模擬器的工具軌跡仍在先定半徑的偏差范圍之內(nèi),先定半徑是CL文件中點Tj1 和點 Tj之間,對于以這種方式獲得數(shù)控機床長節(jié)目傳送到數(shù)控機床,可以在空閑的模擬器運行驗證。對軸的運動范圍已經(jīng)在處理器上檢查了。該模擬器在這個階段的測試包括:核查的程序和通信系統(tǒng),切割加工各種試件測試(圖13)。7結束語為了有助于實現(xiàn)在造型,設計,控制,編程實踐經(jīng)驗的收購,以及降低個人知識管理的成本,提出了三軸并聯(lián)銑床功能仿真。所開發(fā)的三維并聯(lián)數(shù)控銑床功能仿真器作為混合系統(tǒng),現(xiàn)有的技術設備(數(shù)控機床的CAD - CAM的硬件和軟件)和并聯(lián)機制,為全面和復雜的教學提供了設施。關于功能模擬器的想法,為驗證一些軟質材料在進行標準化測試操作條件下作出成功的決策。這個想法可能會進一步用于模擬器的決策。致謝由塞爾維亞科技部支持,并提出的尤里卡計劃3239工作。8寧XX大學畢業(yè)設計(論文) CDH1 MF3/63/45/200A1X/B1CGEMWW 重載型液壓缸設計所在學院專 業(yè)班 級姓 名學 號指導老師 年 月 日摘 要 本液壓油缸以傳遞動力為主,保證足夠的動力是其基本要求。另外,還要考慮油缸的穩(wěn)定性、可靠性、可維護性、安全性及效率。其中穩(wěn)定是指系統(tǒng)工作時的運動平穩(wěn)性及系統(tǒng)性能的穩(wěn)定性(如環(huán)境溫度對油液的影響等因素)??煽啃允侵赶到y(tǒng)不因意外的原因而無法工作(如油管破裂、無電等情況)。可維護性是指系統(tǒng)盡可能簡單,元件盡可能選標準件,結構上盡可能使維護方便安全性是指不因液壓缸的故障導致后車廂蓋的其它事故效率是指液壓缸的各種能量損失盡可能的小。上述要求中,除滿足系統(tǒng)的動力要求外,最重要的是保證系統(tǒng)的安全性和可靠性。關鍵詞:液壓缸,油缸27AbstractThe hydraulic system to transfer power, ensure adequate power is its basic requirement. In addition, consider the system stability, reliability, maintainability, safety and efficiency. The stabilizing means when the system works steady motion and system performance stability (such as environmental temperature on the influence of oil etc). Reliability refers to the system is not due to accident reason to work ( such as tubing rupture without electricity, etc. ). Maintainability is referred to the system as simple as possible, element is chosen as far as possible standard parts, structure as much as possible so that the maintenance is convenient. Security is not due to the fault of the hydraulic system causes the antenna frame collapse or other accidents (such as the drop out of control, antenna due to gravity acceleration whereabouts ) . Efficiency refers to the hydraulic system of the various energy loss as small as possible. The above requirements, in addition to meet the power requirements, the most important thing is to ensure the safety and reliability of the system.Keywords: hydraulic system, 目 錄摘 要IIAbstractIII目 錄IV油缸設計計算52.1油缸主參數(shù)的確定52.2油缸主要部位的計算校核92.2.1 活塞桿強度和液壓缸穩(wěn)定性計算92.2.2 缸筒的加工要求112.2.3法蘭設計112.2.4 (缸筒端部)法蘭連接螺栓的強度計算122.3 活塞的設計142.4 導向套的設計與計算142.5 端蓋和缸底的設計與計算162.6 缸體長度的確定172.7 緩沖裝置的設計172.8 排氣裝置182.9 密封件的選用202.10 防塵圈212.11 液壓缸的安裝連接結構22總 結25致 謝26參考文獻27油缸設計計算基本技術數(shù)據(jù),是根據(jù)用途及結構類型來確定的,它反映了工作能力及特點,也基本上上確定了輪廓尺寸及本體總質量等。2.1油缸主參數(shù)的確定本課題設計的油缸CDH1 MF3/63/45/200A1X/B1CGEMWW重載型液壓缸設計,查表查得油缸的液壓缸的內(nèi)徑為63mm,活塞桿直徑為45mm,有效行程為200 mm 表4.1 液壓缸內(nèi)徑系列 mm8101216202532405063801001251602002503204005001. 液壓缸缸體厚度計算 缸體是液壓缸中最重要的零件,當液壓缸的工作壓力較高和缸體內(nèi)經(jīng)較大時,必須進行強度校核。缸體的常用材料為20、25、35、45號鋼的無縫鋼管。在這幾種材料中45號鋼的性能最為優(yōu)良,所以這里選用45號鋼作為缸體的材料。式中,實驗壓力,MPa。當液壓缸額定壓力Pn5.1MPa時,Py=1.5Pn,當Pn 16MPa時,Py=1.25Pn。缸筒材料許用應力,N/mm。=,為材料的抗拉強度。注:1.額定壓力Pn額定壓力又稱公稱壓力即系統(tǒng)壓力,Pn=25MPa2.最高允許壓力PmaxPmax1.5Pn=1.2525=31.25MPa液壓缸缸筒材料采用45鋼,則抗拉強度:b=600MPa安全系數(shù)n按液壓傳動與控制手冊P243表210,取n=5。則許用應力=120MPa = =8.2mm,滿足。取液壓缸厚度10mm。取液壓缸缸體外徑為83mm。4.液壓缸長度的確定 液壓缸工作行程長度可以根據(jù)執(zhí)行機構實際工作的最大行程確定,并參照表4-4選取標準值。液壓缸活塞行程參數(shù)優(yōu)先次序按表4-4中的a、b、c選用。表4-4(a)液壓缸行程系列(GB 2349-80)62550801001251602002503204005006308001000125016002000250032004000表4-4(b) 液壓缸行程系列(GB 2349-80)6 40 6390110140180220280360450550700900110014001800220028003600表4-4(c) 液壓缸形成系列(GB 2349-80)6240260300340380420480530600650750850950105012001300150017001900210024002600300034003800液壓缸長度L根據(jù)工作部件的行程長度確定。 L=200mm 查油缸參數(shù)得到的5. 活塞桿直徑的設計查液壓傳動與控制手冊根據(jù)桿徑比d/D,一般的選取原則是:當活塞桿受拉時,一般選取d/D=0.3-0.5,當活塞桿受壓時,一般選取d/D=0.5-0.7。本設計我選擇d/D=0.7,即d=0.7D=0.763=44.1mm。表4.2 活塞桿直徑系列456810121416182022252832364045505663708090100110125140160180200220250280320360400故取d=45mm。2.活塞桿強度計算:式中 許用應力;(Q235鋼的抗拉強度為375-500MPa,取400MPa,為位安全系數(shù)取5,即活塞桿的強度適中)3活塞桿的結構設計 活塞桿的外端頭部與負載的拖動電機機構相連接,為了避免活塞桿在工作生產(chǎn)中偏心負載力,適應液壓缸的安裝要求,提高其作用效率,應根據(jù)負載的具體情況,選擇適當?shù)幕钊麠U端部結構。4.活塞桿的密封與防塵活塞桿的密封形式有Y形密封圈、U形夾織物密封圈、O形密封圈、V形密封圈等6。采用薄鋼片組合防塵圈時,防塵圈與活塞桿的配合可按H9/f9選取。薄鋼片厚度為0.5mm。為方便設計和維護,本方案選擇O型密封圈。2.2油缸主要部位的計算校核2.2.1 活塞桿強度和液壓缸穩(wěn)定性計算A.活塞桿強度計算活塞桿的直徑按下式進行校核式中,為活塞桿上的作用力;為活塞桿材料的許用應力,=,n一般取1.40。滿足要求B.液壓缸穩(wěn)定性計算活塞桿受軸向壓縮負載時,它所承受的力不能超過使它保持穩(wěn)定工作所允許的臨界負載,以免發(fā)生縱向彎曲,破壞液壓缸的正常工作。的值與活塞桿材料性質、截面形狀、直徑和長度以及液壓缸的安裝方式等因素有關。若活塞桿的長徑比且桿件承受壓負載時,則必須進行液壓缸穩(wěn)定性校核?;钊麠U穩(wěn)定性的校核依下式進行式中,為安全系數(shù),一般取=24。 a.當活塞桿的細長比時 b.當活塞桿的細長比時式中,為安裝長度,其值與安裝方式有關,見表1;為活塞桿橫截面最小回轉半徑,;為柔性系數(shù),其值見表3-2; 為由液壓缸支撐方式?jīng)Q定的末端系數(shù),其值見表1;為活塞桿材料的彈性模量,對鋼??;為活塞桿橫截面慣性矩;為活塞桿橫截面積;為由材料強度決定的實驗值,為系數(shù),具體數(shù)值見表3-3。表3-2液壓缸支承方式和末端系數(shù)的值支承方式支承說明末端系數(shù)一端自由一端固定1/4兩端鉸接1一端鉸接一端固定2兩端固定4表3-3 、的值材料鑄鐵5.61/160080鍛鐵2.51/9000110鋼4.91/500085c.當時,缸已經(jīng)足夠穩(wěn)定,不需要進行校核。此設計安裝方式中間固定的方式,此缸已經(jīng)足夠穩(wěn)定,不需要進行穩(wěn)定性校核。2.2.2 缸筒的加工要求缸筒內(nèi)徑采用H7級配合,表面粗糙度為0.16,需要進行研磨;熱處理:調(diào)制,HB240;缸筒內(nèi)徑的圓度、錐度、圓柱度不大于內(nèi)徑公差之半;剛通直線度不大于0.03mm;油口的孔口及排氣口必須有倒角,不能有飛邊、毛刺;在缸內(nèi)表面鍍鉻,外表面刷防腐油漆。2.2.3法蘭設計液壓缸的端蓋形式有很多,較為常見的是法蘭式端蓋。本次設計選擇法蘭式端蓋(缸筒端部)法蘭厚度根據(jù)下式進行計算: 式(3-8)式中, -法蘭厚度(m);密封環(huán)內(nèi)經(jīng)d=40mm(m);密封環(huán)外徑(m);=50mm系統(tǒng)工作壓力(pa);=25MPa附加密封力(Pa);值取其材料屈服點353MPa;螺釘孔分布圓直徑(m);=55mm密封環(huán)平均直徑(m);=45mm法蘭材料的許用應力(Pa);=/n=353/5=70.6MPa法蘭受力總合力(m) 所以=13.2mm為了安全取=14mm2.2.4 (缸筒端部)法蘭連接螺栓的強度計算連接圖如下:圖3-1缸體端部法蘭用螺栓連接1-前端蓋;2-缸筒螺栓強度根據(jù)下式計算:螺紋處的拉應力:(MPa) 式(3-9)螺紋處的剪應力(MPa) 式(3-10)合成應力 (MPa) 式(3-11)式中, 液壓缸的最大負載,=A,單桿時,雙桿是螺紋預緊系數(shù),不變載荷=1.251.5,變載荷=2.54;液壓缸內(nèi)徑;缸體螺紋外徑;螺紋內(nèi)經(jīng);螺紋內(nèi)摩擦因數(shù),一般取=0.12;變載荷取=2.54;材料許用應力,,為材料的屈服極限,n為安全系數(shù),一般取n=1.21.5;Z螺栓個數(shù)。最大推力為:使用4個螺栓緊固缸蓋,即:=4螺紋外徑和底徑的選擇:=10mm =8mm系數(shù)選擇:選取=1.3=0.12根據(jù)式(3-9)得到螺紋處的拉應力為:=根據(jù)式(3-10)得到螺紋處的剪應力為:根據(jù)式(3-11)得到合成應力為:=367.6MPa由以上運算結果知,應選擇螺栓等級為12.9級;查表的得:抗拉強度極限=1220MP;屈服極限強度=1100MP;不妨取安全系數(shù)n=2可以得到許用應力值:=/n=1100/2=550MP證明選用螺栓等級合適。2.3 活塞的設計活塞的寬度一般取=(0.6-1.0)即=(0.6-1.0)63=(37.5-63)mm取=40mm由于活塞在液壓力的作用下沿缸筒往復滑動,因此,它與缸筒的配合應適當,既不能過緊,也不能間隙過大。配合過緊,不僅使最低啟動壓力增大,降低機械效率,而且容易損壞缸筒和活塞的配合表面;間隙過大,會引起液壓缸內(nèi)部泄露,降低容積效率,使液壓缸達不到要求的設計性能?;钊c缸體的密封形式分為:間隙密封(用于低壓系統(tǒng)中的液壓缸活塞的密封)、活塞環(huán)密封(適用于溫度變化范圍大、要求摩擦力小、壽命長的活塞密封)、密封圈密封三大類。其中密封圈密封又包括O形密封圈(密封性能好,摩擦因數(shù)小,安裝空間?。?、Y形密封圈(用在20Mpa壓力下、往復運動速度較高的液壓缸密封)、形密封圈(耐高壓,耐磨性好,低溫性能好,逐漸取代Y形密封圈)、V形密封圈(可用于50Mpa壓力下,耐久性好,但摩擦阻力大)。綜合以上因素,考慮選用O型密封圈。2.4 導向套的設計與計算1.最小導向長度H的確定 當活塞桿全部伸出時,從活塞支承面中點到到導向套滑動面中點的距離稱為最小導向長度1。如果導向長度過短,將使液壓缸因間隙引起的初始撓度增大,影響液壓缸工作性能和穩(wěn)定性。因此,在設計時必須保證液壓缸有一定的最小導向長度。根據(jù)經(jīng)驗,當液壓缸最大行程為L,缸筒直徑為D時,最小導向長度為: (4-5)一般導向套滑動面的長度A,在缸徑小于80mm時取A=(0.61.0)D,當缸徑大于80mm時取A=(0.61.0)d.?;钊麑挾菳取B=(0.61.0)D。若導向長度H不夠時,可在活塞桿上增加一個導向套K(見圖4-1)來增加H值。隔套K的寬度。圖4-1 液壓缸最小導向長度1因此:最小導向長度,取H=9cm;導向套滑動面長度A=活塞寬度B=隔套K的寬度2.導向套的結構 導向套有普通導向套、易拆導向套、球面導向套和靜壓導向套等,可按工作情況適當選擇。 1)普通導向套 這種導向套安裝在支承座或端蓋上,油槽內(nèi)的壓力油起潤滑作用和張開密封圈唇邊而起密封作用6。 2)易拆導向套 這種導向套用螺釘或螺紋固定在端蓋上。當導向套和密封圈磨損而需要更換時,不必拆卸端蓋和活塞桿就能進行,維修十分方便。它適用于工作條件惡劣,需經(jīng)常更換導向套和密封圈而又不允許拆卸液壓缸的情況下。 3)球面導向套 這種導向套的外球面與端蓋接觸,當活塞桿受一偏心負載而引起方向傾斜時,導向套可以自動調(diào)位,使導向套軸線始終與運動方向一致,不產(chǎn)生“憋勁“現(xiàn)象。這樣,不僅保證了活塞桿的順利工作,而且導向套的內(nèi)孔磨損也比較均勻。4)靜壓導向套 活塞桿往復運動頻率高、速度快、振動大的液壓缸,可以采用靜壓導向套。由于活塞桿與導向套之間有壓力油膜,它們之間不存在直接接觸,而是在壓力油中浮動,所以摩擦因數(shù)小、無磨損、剛性好、能吸收振動、同軸度高,但制造復雜,要有專用的靜壓系統(tǒng)。2.5 端蓋和缸底的設計與計算 在單活塞液壓缸中,有活塞桿通過的端蓋叫端蓋,無活塞桿通過的缸蓋叫缸頭或缸底。端蓋、缸底與缸筒構成密封的壓力容腔,它不僅要有足夠的強度以承受液壓力,而且必須具有一定的連接強度。端蓋上有活塞桿導向孔(或裝導向套的孔)及防塵圈、密封圈槽,還有連接螺釘孔,受力情況比較復雜,設計的不好容易損壞。1.端蓋的設計計算端蓋厚h為:式中 D1螺釘孔分布直徑,cm; P液壓力,; 密封環(huán)形端面平均直徑,cm; 材料的許用應力,。2.缸底的設計 缸底分平底缸,橢圓缸底,半球形缸底。2.端蓋的結構 端蓋在結構上除要解決與缸體的連接與密封外,還必須考慮活塞桿的導向,密封和防塵等問題6。缸體端部的連接形式有以下幾種: A焊接 特點是結構簡單,尺寸小,質量小,使用廣泛。缸體焊接后可能變形,且內(nèi)缸不易加工。主要用于柱塞式液壓缸。 B螺紋連接(外螺紋、內(nèi)螺紋) 特點是徑向尺寸小,質量較小,使用廣泛。缸體外徑需加工,且應與內(nèi)徑同軸;裝卸徐專用工具;安裝時應防止密封圈扭曲。 C法蘭連接 特點是結構較簡單,易加工、易裝卸,使用廣泛。徑向尺寸較大,質量比螺紋連接的大。非焊接式法蘭的端部應燉粗。 D拉桿連接 特點是結構通用性好。缸體加工容易,裝卸方便,使用較廣。外形尺寸大,質量大。用于載荷較大的雙作用缸。 E半球連接,它又分為外半環(huán)和內(nèi)半環(huán)兩種。外半環(huán)連接的特點是質量比拉桿連接小,缸體外徑需加工。半環(huán)槽消弱了缸體,為此缸體壁厚應加厚。內(nèi)半環(huán)連接的特點是結構緊湊,質量小。安裝時端部進入缸體較深,密封圈有可能被進油口邊緣擦傷。F鋼絲連接 特點是結構簡單,尺寸小,質量小。2.6 缸體長度的確定 液壓缸缸體內(nèi)部長度應等于活塞的行程與活塞的寬度之和。缸體外形長度還需要考慮到兩端端蓋的厚度1。一般液壓缸缸體長度不應大于缸體內(nèi)經(jīng)的2030倍。2.7 緩沖裝置的設計 液壓缸的活塞桿(或柱塞桿)具有一定的質量,在液壓力的驅動下運動時具有很大的動量。在它們的行程終端,當桿頭進入液壓缸的端蓋和缸底部分時,會引起機械碰撞,產(chǎn)生很大的沖擊和噪聲。采用緩沖裝置,就是為了避免這種機械撞擊,但沖擊壓力仍然存在,大約是額定工作壓力的兩倍,這就必然會嚴重影響液壓缸和整個液壓缸的強度及正常工作。緩沖裝置可以防止和減少液壓缸活塞及活塞桿等運動部件在運動時對缸底或端蓋的沖擊,在它們的行程終端能實現(xiàn)速度的遞減,直至為零。 當液壓缸中活塞活塞運動速度在6m/min以下時,一般不設緩沖裝置,而運動速度在12m/min以上時,不需設置緩沖裝置。在該組合機床液壓缸中,動力滑臺的最大速度為4m/min,因此沒有必要設計緩沖裝置。2.8 排氣裝置 如果排氣裝置設置不當或者沒有設置排氣裝置,壓力油進入液壓缸后,缸內(nèi)仍會存在空氣6。由于空氣具有壓縮性和滯后擴張性,會造成液壓缸和整個液壓缸在工作中的顫振和爬行,影響液壓缸的正常工作。比如液壓導軌磨床在加工過程中,這不僅會影響被加工表面的光潔程度和精度,而且會損壞砂輪和磨頭等機構。為了避免這種現(xiàn)象的發(fā)生,除了防止空氣進入液壓缸外,還必須在液壓缸上設置排氣裝置。配氣裝置的位置要合理,由于空氣比壓力油輕,總是向上浮動,因此水平安裝的液壓缸,其位置應設在缸體兩腔端部的上方;垂直安裝的液壓缸,應設在端蓋的上方。一般有整體排氣塞和組合排氣塞兩種。整體排氣塞如圖4-2(a)所示。表4-5 排氣閥(塞)尺寸6d閥座閥桿孔cDM16611619.29323117108.53484623M20x2814725.41143392213114594828 圖4-2 (a) 整體排氣孔 圖4-2(b) 組合排氣孔 圖4-2(c) 整體排氣閥零件結構尺寸由于螺紋與缸筒或端面連接,靠頭部錐面起密封作用。排氣時,擰松螺紋,缸內(nèi)空氣從錐面空隙中擠出來并經(jīng)過斜孔排除缸外。這種排氣裝置簡單、方便,但螺紋與錐面密封處同軸度要求較高,否則擰緊排氣塞后不能密封,造成外泄漏。組合排氣塞如圖4-2(b)所示,一般由絡螺塞和錐閥組成。螺塞擰松后,錐閥在壓力的推動下脫離密封面排出空氣。排氣裝置的零件圖及尺寸圖見4-2(c)以及表4-2(d)。圖4-2(d) 組合排氣閥零件結構尺寸2.9 密封件的選用1.對密封件的要求 液壓缸工作中要求達到零泄漏、摩擦小和耐磨損的要求。在設計時,正確地選擇密封件、導向套(支承環(huán))和防塵圈的結構形式和材料是很重要的。從現(xiàn)在密封技術來分析,液壓缸的活塞和活塞桿及密封、導向套和防塵等應作為一個綜合的密封系統(tǒng)來考慮,具有可靠的密封系統(tǒng),才能式液壓缸具有良好的工作狀態(tài)和理想的使用壽命。 在液壓元件中,對液壓缸的密封要求是比較高的,特別是一些特殊材料液壓缸,如擺動液壓缸等。液壓缸中不僅有靜密封,更多的部位是動密封,而且工作壓力高,這就要求密封件的密封性能要好,耐磨損,對溫度適應范圍大,要求彈性好,永久變形小,有適當?shù)臋C械強度,摩擦阻力小,容易制造和裝卸,能隨壓力的升高而提高密封能力和利于自動補償磨損。 密封件一般以斷面形狀分類。有O形、U形、V形、J形、L形和Y形等。除O形外,其他都屬于唇形密封件。2.O形密封圈的選用 液壓缸的靜密封部位主要是活塞內(nèi)孔與活塞桿、支承座外圓與缸筒內(nèi)孔、缸蓋與缸體端面等處6。這些部位雖然是靜密封,但因工作由液壓力大,稍有意外,就會引起過量的內(nèi)漏和外漏。靜密封部位使用的密封件基本上都是O形密封圈。O形密封圈雖小,確實一種精密的橡膠制品,在復雜使用條件下,具有較好的尺寸穩(wěn)定性和保持自身的性能。在設計選用時,根據(jù)使用條件選擇適宜的材料和尺寸,并采取合理的安裝維護措施,才能達到較滿意的密封效果。 安裝O形圈的溝槽有多種形式,如矩形、三角形、V形、燕尾形、半圓形、斜底形等,可根據(jù)不同使用條件選擇,不能一概而論。使用最多的溝槽是矩形,其加工簡便,但容易引起密封圈咬邊、扭轉等現(xiàn)象。2.動密封部位密封圈的選用 液壓缸動密封部位主要有活塞與缸筒內(nèi)孔的密封、活塞桿與支承座(導向套)的密封等。 形密封圈是我國液壓缸行業(yè)使用極其廣泛的往復運動密封圈。它是一種軸、孔互不通用的密封圈。一般,使用壓力低于16MPa時,可不用擋圈而單獨使用。當超過16MPa并用于活塞動密封裝置時,應使用擋圈,以防止間隙“擠出”。2.10 防塵圈防塵圈設置與活塞桿或柱塞密封外側,用于防止外界塵埃、沙粒等異物侵入液壓缸,從而可以防止液壓油被污染導致元件磨損。1.防塵圈A型防塵圈 是一種單唇無骨架橡膠密封圈,適于在A型密封結構形式內(nèi)安裝,起防塵作用。B型防塵密封圈 是一種單唇帶骨架橡膠密封圈,適于在B型密封結構形式內(nèi)安裝,起防塵作用。C型防塵圈 是一種雙唇密封橡膠圈,適于在C型結構形式內(nèi)安裝,起防塵和輔助密封的作用。2.防塵罩 防塵罩采用橡膠或尼龍、帆布等材料制作。在高溫工作時,可用氯丁橡膠,可在130以下工作。如果溫度再高時,可用耐火石棉材料。當選用防塵伸縮套時,要注意在高頻率動作時的耐久性,同時注意在高速運動時伸縮套透氣孔是否能及時導入足夠的空氣。但是,安裝伸縮套給液壓缸的裝配調(diào)整會帶來一些困難。2.11 液壓缸的安裝連接結構液壓缸的安裝連接結構包括液壓缸的安裝結構、液壓缸近處有口的連接等。1.液壓缸的安裝形式 液壓缸的安裝形式很多,但大致可以分為以下兩類。 1)軸線固定類 這類安裝形式的液壓缸在工作時,軸線位置固定不變。機床上的液壓缸絕大多數(shù)是采用這種安裝形式。 A 通用拉桿式。在兩端缸蓋上鉆出通孔,用雙頭螺釘將缸和安裝座連接拉緊。一般短行程、壓力低的液壓缸。 B 法蘭式。用液壓缸上的法蘭將其固定在機器上。 C 支座式。將液壓缸頭尾兩端的凸緣與支座固定在一起。支座可置于液壓缸左右的徑向、切向,也可置于軸向底部的前后端。 2)周線擺動類 液壓缸在往復運動時,由于機構的相互作用使其軸線產(chǎn)生擺動,達到調(diào)整位置和方向的要求。安裝這類液壓缸,安裝形式也只能采用使其能擺動的鉸接方式。工程機械、農(nóng)用機械、翻斗汽車和船舶甲板機械等所用的液壓缸多用這類安裝形式。 A 耳軸式。將固定在液壓缸上的鉸軸安裝在機械的軸座內(nèi),使液壓缸軸線能在某個平面內(nèi)自由擺動。 B 耳環(huán)式。將液壓缸的耳環(huán)與機械上的耳環(huán)用銷軸連接在一起,使液壓缸能在某個平面內(nèi)自由擺動。耳環(huán)在液壓缸的尾部,可以是單耳環(huán),也可以是雙耳環(huán),還可以做成帶關節(jié)軸承的單耳環(huán)或雙耳環(huán)。 C 球頭式。將液壓缸尾部的球頭與機械上的球座連接在一起,使液壓缸能在一定的空間錐角范圍內(nèi)任意擺動。2.液壓缸油口設計 油口孔是壓力油進入液壓缸的直接通道,雖然只是一個孔,但不能輕視其作用6。如果孔小了,不僅造成進油時流量供不應求,影響液壓缸的活塞運動速度,而且會造成回油時受阻,形成背壓,影響活塞的退回速度,減少液壓缸的負載能力。對液壓缸往復速度要求較嚴的設計,一定要計算孔徑的大小。液壓缸的進出油口,可以布置在缸筒和前后端蓋上。對于活塞桿固定的液壓缸,進出油口可以設在活塞桿端部。如果液壓缸無專用排氣裝置,進出油口應設在液壓缸的最高處,以便空氣能首先從液壓缸排出。液壓缸進出油口的鏈接形式有螺紋、方形法蘭和矩形法蘭等。B. O形密封圈的選用液壓缸的靜密封部位主要有活塞內(nèi)孔與活塞桿、支撐座外圓與缸筒內(nèi)孔、端蓋與缸體端面等處。靜密封部位使用的密封件基本上都是O形密封圈。C.動密封部位密封圈的選用由于O型密封圈用于往復運動存在起動阻力大的缺點,所以用于往復運動的密封件一般不用O形圈,而使用唇形密封圈或金屬密封圈。液壓缸動密封部位主要有活塞與缸筒內(nèi)孔的密封、活塞桿與支撐座(或導向套)的密封等?;钊h(huán)是具有彈性的金屬密封圈,摩擦阻力小,耐高溫,使用壽命長,但密封性能差,內(nèi)泄漏量大,而且工藝復雜,造價高。對內(nèi)泄漏量要求不嚴而要求耐高溫的液壓缸,使用這種密封圈較合適。V形圈的密封效果一般,密封壓力通過壓圈可以調(diào)節(jié),但摩擦阻力大,溫升嚴重。因其是成組使用,模具多,也不經(jīng)濟。對于運動速度不高、出力大的大直徑液壓缸,用這種密封圈較好。U形圈雖是唇形密封圈,但安裝時需用支撐環(huán)壓住,否則就容易卷唇,而且只能在工作壓力低于10MPa時使用,對壓力高的液壓缸不適用。比較而言,能保證密封效果,摩擦阻力小,安裝方便,制造簡單經(jīng)濟的密封圈就屬Yx型密封圈了。它屬于不等高雙唇自封壓緊式密封圈 ,分軸用和孔用兩種。綜上,所以本設計選用Yx型圈,聚氨酯和聚四氟乙烯密封材料組合使用,可以顯著提高密封性能:a.降低摩擦阻力,無爬行現(xiàn)象;b.具有良好的動態(tài)和靜態(tài)密封性,耐磨損,使用壽命長;c.安裝溝槽簡單,拆裝簡便。這種組合的特別之處就是允許活塞外園和缸筒內(nèi)壁有較大間隙,因為組合式密封的密封圈能防止擠入間隙內(nèi),降低了活塞與缸筒的加工要求,密封方式圖如下:圖3-2 密封方式圖總 結在這不到一周的設計中,能學到的東西真的很有限,但是不能說一點收獲都沒有,我想我知道了一般機床液壓缸的設計框架而且我也掌握了設計一個液壓缸的步驟,我想本次課程設計是我們對所學知識運用的一次嘗試,是我們在液壓知識學習方面的一次有意義的實踐。在本次設計中,我獨立完成了自己的設計任務,通過這次設計,弄懂了一些以前書本中難以理解的內(nèi)容,加深了對以前所學知識的鞏固。在設計中,通過老師的指導,使自己在設計思想、設計方法和設計技能等方面都得到了一次良好的訓練。致 謝這次畢業(yè)設計可以圓滿的完成,離不開導師XXX的悉心指導。從課題的提出和論證到論文完成,X導師淵博的學識、先進的學術思想、對待研究的嚴謹態(tài)度和無私的奉獻精神都是學生的楷模,使我受益匪淺,在論文完成之際,謹向尊敬的X導師致以崇高的敬意和由衷的感謝。在進行畢業(yè)設計的過程中 ,我的感激之情無以言表,僅以此文獻給他們,感謝我的朋友們,大家這四年來無論深處何地,距離多遠,我始終感受的到與你們大家在一起;感謝我的老師,四年來對我的關心幫助讓我在學校的生活和學習中都能有親人般的感覺;感謝我的同學們,大家雖然來自不同的地方,但是大家始終相親相愛,團結一致。我很慶幸能有了你們大家陪我一路走過艱難的歷程?;厥状髮W四年,往事歷歷在目,心緒難以平復,如此多的關心和幫助讓我感到莫大的幸運,感覺充滿力量,無論是身邊的同學老師還是遠方的親人朋友們,他們的支持是我可以努力和堅持的最大動力,有了他們才真正讓我感受到這個世界是無與倫比的美麗,這些都將支持我走向新的崗位,為社會為他人貢獻我的綿薄之力。參考文獻1 李碩衛(wèi),張國賢.現(xiàn)代液壓技術的發(fā)展現(xiàn)狀J. 機械工程師,2009(2):54572 郭麗穎.液壓自動換向回路及其應用J. 煤礦機械,2005(3):90913 董傳軍,楊延水,劉艷霞.一種液壓增壓缸的應用J. 制造技術與基礎,2009(7):1081094 王建軍.一種液壓增壓缸的介紹J. 液壓與氣動,1992(4):365 周曉君,袁輝.單井增注液壓增壓系統(tǒng)設計J. 液壓與氣動,2003(7):12146 隋文臣.自控式雙作用增壓器的研究J. 煤礦機械,2004(9):1061087 許福玲,陳堯明.液壓與氣壓傳動(第3版)M.北京:機械工業(yè)出版社,2007.1431448 李振軍,劉建英.液壓傳動與控制.北京:機械工業(yè)出版社,2009.1019Y.He,P.5.K.Chua,G.H.Lim.Fault Diagnosisof Loaded Water hydraulie Aetuators by Online Testing with LABVIEWJ. 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