剪叉式液壓升降臺的設計
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12 屆畢業(yè)設計剪叉式液壓升降臺設計說明書學生姓名 學 號 所屬學院 機械電氣化工程學院 專 業(yè) 農業(yè)機械化及其自動化 班 級 指導教師 日 期 塔里木大學教務處制前 言高空作業(yè)平臺行業(yè)發(fā)展最關鍵的還是用信息技術帶動和提升高空作業(yè)平臺工業(yè)的制造技術水平。目前,CAD/CAE/CAM技術、快速模型制造技術在高空作業(yè)平臺工業(yè)中的應用,使高空作業(yè)平臺的設計制造技術發(fā)生了重大變革。另外,數(shù)控精密高效加工設備在高空作業(yè)平臺的開發(fā)和制造水平的應用,如五軸加工機床、高速銑等也大大提高了高空作業(yè)平臺行業(yè)的發(fā)展水平。但是,目前我國高空作業(yè)平臺行業(yè)發(fā)展中仍存在很多不完善的地方,需要繼續(xù)加以改進。具體表現(xiàn)為:技術含量低的高空作業(yè)平臺已供過于求,而技術含量較高的中、高檔高空作業(yè)平臺還遠不能適應國民經(jīng)濟發(fā)展的需要,諸如精密、復雜的沖壓高空作業(yè)平臺和塑料高空作業(yè)平臺、轎車覆蓋件高空作業(yè)平臺、電子接插件等電子產品高空作業(yè)平臺等高檔高空作業(yè)平臺仍有很大一部分依靠進口。本課題為順應整個社會經(jīng)濟、科技和工業(yè)發(fā)展的要求,主要針對目前市面液壓升降機的一些不足,比如導軌導向性和整體剛度較差,平臺的承載能力受到限制,受力不均勻,工作平臺的尺寸小等不足,提出了新型的桅柱式液壓升降臺的設計,主要目的是能減小臺面的橫截面積,大大提高升降臺的整體剛度、導向性和穩(wěn)定性。主要設計的要求和所需要達到的參數(shù)如下:1、最大承載量1000kg。2、升降范圍為2m;前后推進距離為1m。與本課題相關的研究工作已經(jīng)取得了一些經(jīng)驗累積和成果,在此基礎上開展這項研究會比較順利。其次,利用我們學校圖書館豐富的館藏圖書資料和充足的數(shù)據(jù)庫資源,很方便查閱相關資料。另外,我院有機械設計實驗室、機械電子實驗室、機械制造實驗室等,為本課題的進行提供了必要的理論研究資源和實驗條件,能保證課題的順利完成。目 錄1 緒論.12 機械部分的受力分析力.33 機械部分的強度校核.53.1外連桿強度校核.53.2內連桿強度較核.53.3連接兩連桿的銷軸的強度校核.64 確定液壓系統(tǒng)方案.84.1確定基本回路.84.1.1卸荷回路.84.1.2調速回路的確定.94.1.3保壓回路的確定.104.2 液壓傳動系統(tǒng)的形式確定.114.3 液壓系統(tǒng)原理圖.115 設計、選擇液壓元件、輔件.135.1確定液壓缸系數(shù).135.1.1初選系統(tǒng)壓力.135.2液壓輔助元件的計算及選擇.135.3油箱的設計.135.3.1油箱的設計要點.145.3.2油箱容積計算.145.4其它元、輔件的選擇.145.4.1吸油濾油器.145.4.2選擇濾油器的基本要求.145.4.3溢流閥的選擇.155.4.4壓力表開關選擇.155.4.5單向節(jié)流閥.155.4.6液控單向閥的選擇.155.5閥塊的設計.155.6效率的計算.155.6.1計算沿程壓力損失.165.6.2效率計算.175.6.3系統(tǒng)發(fā)熱與溫升計算.175.6.4液壓系統(tǒng)的一般使用和維護.186 液壓堆高車外型結構設計.206.1后輪的設計.206.1.1輪架的選擇.206.1.2階梯軸的材料選擇及結構設計.206.1.3后輪軸的結構設計.206.1.4輪子的材料選擇.216.1.5被動輪架.216.2機架的設計.226.2.1機架的主要組件的材料及尺寸的選擇.22 6.3貨叉架的設計.22 6.3.1貨叉架材料、尺寸的選擇.277 結論.24致謝.25參考文獻.26塔里木大學畢業(yè)設計1 緒論液壓傳動能在運動過程中實現(xiàn)無級調速、調速方便。液壓傳動簡化了機器結構,減少了零件的數(shù)目。由于系統(tǒng)充滿了油液,對各液壓件有潤滑和冷卻的作用,使之不易磨損,又由于容易實現(xiàn)過載保護,因而壽命長。液壓傳動易于實現(xiàn)標準化、系列化、通用化,便于設計、制造和推廣。液壓升降平臺由于升降平穩(wěn)、安全可靠、操作簡單,經(jīng)濟實用,被廣泛應用于生產流水線和倉庫、造紙、醫(yī)藥等行業(yè),主要用于生產流水線高度差之間貨物運送;物料上線、下線;工件裝配時調節(jié)工件高度;高處給料機送料;大型設備裝配時部件舉升;大型機床上料、下料;倉儲裝卸場所與叉車等搬運車輛配套進行貨物快速裝卸等。因此,對于液壓升降平臺的設計與研究具有重要意義。我國液壓、氣動和密封工業(yè)雖取得了很大的進步,但與主機發(fā)展需求,以及和世界先進水平相比,還存在不少差距,主要反映在產品品種、性能和可靠性等方面。以液壓產品為例,產品品種只有國外的1/3,壽命為國外的1/2。為了滿足重點主機、進口主機以及重大技術裝備的需要,每年都有大量的液壓、氣動和密封產品進口。據(jù)海關統(tǒng)計及有關資料分析,1998年液壓、氣動和密封件產品的進口額約2億美元,其中液壓約1.4億美元,氣動近0.3億美元,密封約0.3億美元,比1997年稍有下降。按金額計,目前進口產品的國內市場占有率約為30%。1998年國內市場液壓件需求總量約600萬件,銷售總額近40億元;氣動件需求總量約500萬件,銷售總額7億多元;密封件需求總量約11億件,銷售總額約13億元。社會需求永遠是推動技術發(fā)展的動力,降低能耗,提高效率,適應環(huán)保需求,機電一體化,高可靠性等是液壓氣動技術繼續(xù)努力的永恒目標,也是液壓氣動產品參與市場競爭是否取勝的關鍵。為了適應這些目標和滿足用戶的需要,現(xiàn)代液壓氣動產品發(fā)展呈如下主要趨勢。(1)減少能耗,充分利用能量 液壓技術在將機械能轉換成壓力能及反轉換方面,已取得很大進展,但一直存在能量損耗,主要反映在系統(tǒng)的容積損失和機械損失上。如果全部壓力能都能得到充分利用,則將使能量轉換過程的效率得到顯著提高。為減少壓力能的損失,必須解決下面幾個問題: 減少元件和系統(tǒng)的內部壓力損失,以減少功率損失。主要表現(xiàn)在改進元件內部流道的壓力損失,采用集成化回路和鑄造流道,可減少管道損失,同時還可減少漏油損失。 減少或消除系統(tǒng)的節(jié)流損失,盡量減少非安全需要的溢流量,避免采用節(jié)流系統(tǒng)來調節(jié)流量和壓力。 采用靜壓技術,新型密封材料,減少磨擦損失。 發(fā)展小型化、輕量化、復合化、廣泛發(fā)展3通徑、4通徑電磁閥以及低功率電磁閥。 改善液壓系統(tǒng)性能,采用負荷傳感系統(tǒng),二次調節(jié)系統(tǒng)和采用蓄能器回路。 日本小松、日立、川崎、德國Rexroth,Linde,美國Eiton-Vickers,Parker都采用負荷傳感系統(tǒng),可節(jié)省功率20-30%。 為及時維護液壓系統(tǒng),防止污染對系統(tǒng)壽命和可靠性造成影響,必須發(fā)展新的污染檢測方法,對污染進行在線測量,要及時調整,不允許滯后,以免由于處理不及時而造成損失。(2)主動維護液壓系統(tǒng)維護已從過去簡單的故障拆修,發(fā)展到故障預測,即發(fā)現(xiàn)故障苗頭時,預先進行維修,清除故障隱患,避免設備惡性事故的發(fā)展。 要實現(xiàn)主動維護技術必須要加強液壓系統(tǒng)故障診斷方法的研究,當前,憑有經(jīng)驗的維修技術人員的感宮和經(jīng)驗,通過看、聽、觸、測等判斷找故障已不適于現(xiàn)代工業(yè)向大型化、連續(xù)化和現(xiàn)代化方向發(fā)展,必須使液壓系統(tǒng)故障診斷現(xiàn)代化,加強專家系統(tǒng)的研究,要總結專家的知識,建立完整的、具有學習功能的專家知識庫,并利用計算機根據(jù)輸入的現(xiàn)象和知識庫中知識,用推理機中存在的推理方法,推算出引出故障的原因,提高維修方案和預防措施。要進一步引發(fā)液壓系統(tǒng)故障診斷專家系統(tǒng)通用工具軟件,對于不同的液壓系統(tǒng)只需修改和增減少量的規(guī)則。另外,還應開發(fā)液壓系統(tǒng)自補償系統(tǒng),包括自調整、自潤滑、自校正,在故障發(fā)生之前,進市補償,這是液壓行業(yè)努力的方向。(3) 機電一體化電子技術和液壓傳動技術相結合,使傳統(tǒng)的液壓傳協(xié)與控制技術增加了活力,擴大了應用領域。實現(xiàn)機電一體化可以提高工作可靠性,實現(xiàn)液壓系統(tǒng)柔性化、智能化,改變液壓系統(tǒng)效率低,漏油、維修性差等缺點,充分發(fā)揮液壓傳動出力大、貫性小、響應快等優(yōu)點,其主要發(fā)展動向如下: 電液伺服比例技術的應用將不斷擴大。液壓系統(tǒng)將由過去的電氣液壓on-oE系統(tǒng)和開環(huán)比例控制系統(tǒng)轉向閉環(huán)比例伺服系統(tǒng),為適應上述發(fā)展,壓力、流量、位置、溫度、速度、加速度等傳感器應實現(xiàn)標準化。計算機接口也應實現(xiàn)統(tǒng)一和兼容。 發(fā)展和計算機直接接口的功耗為5mA以下電磁閥,以及用于脈寬調制系統(tǒng)的高頻電磁閥(小于3ms)等。 液壓系統(tǒng)的流量、壓力、溫度、油的污染等數(shù)值將實現(xiàn)自動測量和診斷,由于計算機的價格降低,監(jiān)控系統(tǒng),包括集中監(jiān)控和自動調節(jié)系統(tǒng)將得到發(fā)展。 計算機仿真標準化,特別對高精度、“高級”系統(tǒng)更有此要求。 由電子直接控制元件將得到廣泛采用,如電子直接控制液壓泵,采用通用化控制機構也是今后需要探討的問題,液壓產品機電一體化現(xiàn)狀及發(fā)展。液壓元件由于制造精度高,因而造價相對于機械零件要求,為了做到經(jīng)濟實惠,在選擇液壓元件時,盡量以國內同類產品代替國外產品。比如電磁換向閥,我選擇了沈陽液壓件廠的產品,并且有直流電源和交流電源兩種,我選擇了交流電源。因為,雖然用直流電源,電磁換向閥如果卡位,電磁塊不至于被燒壞。但配置一套直流電源的價格遠比一個電磁塊的價格高,況且電磁閥被卡住的情況也是偶而的。權衡了一下還是選擇了交流電池。同理,在一些產品性能不相上下時,我盡量選用了沈陽液壓件廠的產品??梢允∪ミ\費和避免一些其它問題,這都降低了成本。2 機械部分的受力分析 機械部分整體結構圖如下:2-1圖2-1 剪叉結構圖1.上板架 2.內連桿 3.外連桿 4.下板架估算各構件的自重:上板鋼板:G1=shp=2.21.20.0057.8103=102.96Kg 上板架:G2=SLp=120.24810-47.8103=96.5Kg F=(G1+G2)g=(102.96+96.5)9.8=1955N內連桿:G=SLp=25.1624.210-4+0.920.253.14(0.0832-0.0632)+0.085 0.154.27.8103=156Kg F=Gg=1569.8=1530N外連桿:G=SLp=25.1624.210-4+0.253.1410.22-8.2210-41.8+0.253.14(8.32-6.32)10-41.8+4.20.851510-47.8103=196Kg取軸自重7Kg,則 F=2059.8=2010N取滑輪與槽鋼摩檫系數(shù)=0.2,外負載1000Kg。對上板進行受力分析如圖2-2:圖2-2 上板受力分析圖 Fy1+Fy2=(P+G)0.5 Fx1= -Fx2= -uFy2 Fy22000=0.5(F+P)1000 解得 Fy2=2744N Fy1=2744N Fx1=Fx2=548.8N對內連桿進行受力分析如圖2-3:圖2-3 內連桿受力分析圖 根據(jù)受力平衡得: Fx1+Fx3=Fx4 Fy3=F+Fy1+Fy4 Fx4=uFy4 Fy3d3+Fx4d4=Fx3d1+Fd2+Fy4d 解得: Fx3=46N Fy3=7247N Fx4=595N Fy4=2973N對外連桿進行受力分析如圖2-4:圖2-4 外連桿受力分析圖外連桿自重2010N。根據(jù)力矩平衡原理:對O點取矩,并設x為液壓缸受力,力臂為600mm。 x600=(7247+2010)1000+46200+400548.8+20002744解得 x=25000N。3 機械部分的強度校核3.1外連桿強度校核圖3-1 外連桿強度校核由受力分析得:x=25000N Fx2=548.8N Fy2=2744N Fx3=46N Fy3=7247Nsin=380/2020,則=11cos=a2+b2-c2/2ab,則=10。此外連桿材料為熱軋16號槽鋼,高度160mm,寬65mm,Wx=117cm3, L=934.5cm4,A=25.15cm2該外連桿的危險截面為I-I截面。軸力產生正應力為 =Fr3/A=46/25.1510-4=1.8104Pa彎距Mx產生正應力為=Mx/Wx=72470.535/11710-6=33.1106Pa由兩種應力疊加后,可知,危險點在I-I截面上側和下側邊緣,分別為最大壓應力和最大拉應力。最大壓應力 1=+=0.018+33.1=33.118Mpa最大拉應力為 2=|-|=33.082Mpa查表4得,Q235型槽鋼的彎曲靜許用應力=135Mpa,1,2,因此,外連桿各個截面均為安全截面。3.2 內連桿強度較核圖3-2 內連桿強度校核由受力分析得:Fx1=548.8N Fy1=2744N Fy3=7247N Fx3=46N Fx4=595N Fy4=2973N內連桿材料為16號熱軋普通槽鋼: Wx=117cm3,Ix=934.5cm4,A=25.15cm2此內連桿的危險截面為I-I截面。軸力產生的拉應力為 =N/A=548.8/25.1510-4=0.218Mpa彎距Mx產生彎曲正應力為 =Mx/Wa=2973/11710-6=2.5Mpa兩種應力疊加后,I-I截面上、下邊緣點為危險點,分別產生最大拉應力和最大壓應力分別為: 1=+=25.218Mpa 2=|-|=24.782Mpa許用應力=135Mpa所以,內連桿各截面安全。3.3連接兩連桿的銷的強度校核圖3-3 銷的受力分析圖圖3-4彎距圖圖3-5扭距圖Q4=x=25000N T=x0.02=5000Nm綜合分析,可知,截面I-I或II-II為危險截面。 Mg=Q4L=2.5104(0.08-0.06)/2=2500Nm抗彎截面模量 w=3.14/32d3=0.1d3抗扭截面模量 wt=3.14/16d3=0.2d3由第三強度4理論得: = = = = =5.6MPa 查表4得許用彎曲應力為120Mpa,因此,此銷安全。4 確定液壓系統(tǒng)方案液壓系統(tǒng)方案的確定是液壓系統(tǒng)設計的一個重要環(huán)節(jié)。目的是選擇回路,并把各回路組成系統(tǒng),以便以后確定原理。理論課上,我們知道任何復雜的液壓系統(tǒng)都是由一些簡單的基本回路構成的。液壓元件又組成了基本回路。所以根據(jù)液壓系統(tǒng)的動作要求和性能特點選液壓元件組成液壓系統(tǒng)。這次畢業(yè)設計的液壓升降平臺要求為:1、舉升高度為2米;2、原始高度0.6米;3 舉升重量1000公斤。所設計系統(tǒng)必須能完成舉升動作,并達到以上要求,考慮系統(tǒng)效率以及經(jīng)濟上的一些問題。我設計的液壓系統(tǒng)如圖4-1電源啟動上升下降快降圖4-1 液壓系統(tǒng)圖4.1確定基本回路4.1.1卸荷回路卸荷回路的作用是在電動機不熄火的情況下使液壓油卸荷,即泵輸出的液壓油以最低壓力回油箱。卸荷回路主要有以下幾種: 如圖4-2采用換向閥的卸荷回路,用三位四通換向閥中位M型(或H,K型)滑閥機能,或在液壓泵出口旁路接二位三通閥,使液壓泵輸出的油液流回油箱,液壓泵卸荷。它適用于低壓小流量(P=2.5MPa,Qp40L/min)的液壓系統(tǒng),高壓大流量系統(tǒng)用換向閥卸荷時沖擊較大。圖4-2 換向閥的卸荷回路圖4-3 溢流閥的卸荷回路如圖4-3為溢流閥的卸荷回路。當先導式溢流閥1控制管路通過二位二通電磁換向閥3 接回油箱時,液壓泵輸出的油液以很低的壓力經(jīng)溢流閥回油箱。實現(xiàn)液壓泵的卸荷。工作過程中流量變化較大的液壓系統(tǒng),采用雙連泵供油。如圖4-4是利用特殊結構的液壓缸使泵卸荷的回路。在液壓缸3活塞向左運動返回終點時,缸體上帶單向閥2的旁通油口開啟,液壓泵的油液從液壓缸的有桿腔經(jīng)過此油口流回油箱,液壓泵卸荷。我在設計中選擇了第一種卸荷方式,因為其適用于低壓小流量的液壓系統(tǒng),并比較簡單。圖4-4 特殊液壓缸使泵卸荷4.1.2調速回路的確定液壓調速分為節(jié)流調速,容積調速和容積節(jié)流調速三種方式。節(jié)流調速,容積節(jié)流調速只能用于開式系統(tǒng)。容積調速多用于閉式系統(tǒng)。由于本系統(tǒng)簡單,固采用開式系統(tǒng),具體原因以后在述。 節(jié)流調速回路,由流量控制閥,溢流閥,定量泵和執(zhí)行元件等所組成。它通過改變流量控制閥的通流面積,控制和調節(jié)流入和流出執(zhí)行元件的流量,達到調速的目的。這種調速回路具有結構簡單,工作可靠,成本低,使用維護方便,調速方便,調速范圍大等優(yōu)點。但它能量損失大,效率低,一般用于功率不大的場合。 由于流量控制閥在回路中的按放位置的不同,節(jié)流調速回路有進口節(jié)流式,出口節(jié)流式,旁路節(jié)流式和進出口同時節(jié)流式幾種節(jié)流形式。(1)進口節(jié)流調速回路(如圖4-5所示) 為使油液通過節(jié)流閥流入液壓缸,液壓泵的工作壓力P必須大于P1,節(jié)流閥的壓差在工作中或因負載變化或因其開度的改變,要在一定的范圍內變動。其設定值一般為Pi=0.2-0.3MPa。 圖4-5 進口節(jié)流調速 (2)出口節(jié)流調速回路這種調速回路是將節(jié)流閥置在回油路上,用它來控制油腔流出的油量,因而也就控制了進入液壓缸的流量,從而也就控制了液壓缸的速度。 (3)旁路節(jié)流調速回路(如圖4-6所示)如圖1-5,這種調速回路是把節(jié)流閥放在與液壓缸相并聯(lián)的支路上。節(jié)流閥在調節(jié)流量的同時、起溢出多余流量的作用。回路中溢流閥起安全閥作用。 當節(jié)流面積一定時,負載越大,速度剛性越大; 當負載不變時,節(jié)流閥通流面積越小,即速度越大,速度剛性越大; 當活塞面積變大時,減小節(jié)流閥指數(shù)和泄露系數(shù)均可提高速度剛性。圖4-6 旁路節(jié)流調速回路(4)容積節(jié)流調速回路容積節(jié)流調速回路是利用變量泵和節(jié)流閥組合而成的一種調速回路。它保留了容積調速回路無溢流損失、效率高和發(fā)熱少的長處。綜合以上調速回路的特點,我選擇了進油調速回路。4.1.3保壓回路的確定有些機械回程時如釋放過快,將引起液壓系統(tǒng)劇烈的沖擊、震動和噪聲,基至導致管路和閥門的破裂。保壓回路有以下幾種:(1) 用液壓單向閥的保壓回路(如圖4-7)在液壓缸無桿腔油路上接入一個液控單向閥,利用單向閥錐形閥座的密封性能實現(xiàn)保壓。一般在20MP工作壓力下保壓10min。圖4-7 用單向閥的保壓回路(2) 用輔助液壓泵保壓回路在回路中增設一臺輔助液壓泵。當液壓缸加壓完畢要求保壓時,由壓力繼電器發(fā)出電訊號,使輔助液壓泵供油,維持系統(tǒng)壓力不變。(3) 用蓄能器的保壓回路(如圖4-8)用重錘式蓄能器在保壓過程中向a點供油、保壓時,蓄能器充入高壓油,重錘上升,觸及限位開關時,使電液換向閥的電磁鐵1Y斷電,主液壓泵卸荷,以后由蓄能器保持系統(tǒng)壓力。此種保壓回路壓力液動小,不超過0.1-0.2MP。圖4-8 用蓄能器的保壓回路綜上所述,我選用了第一種用液控單向閥的保壓回路。4.2液壓傳動系統(tǒng)的形式確定 液壓傳動系統(tǒng)可分為開式系統(tǒng)和閉式系統(tǒng)。 開式系統(tǒng)中,油泵自油箱吸油,供給執(zhí)行機構,低壓油直接返回油箱,有系統(tǒng)簡單、系統(tǒng)散熱條件好等優(yōu)點。閉式系統(tǒng)中油泵進油管直接與執(zhí)行機構的排油管相連通,形成一個閉合回路。為了補償系統(tǒng)中泄露損失,還需有一個輔助供油泵,其優(yōu)點是1)油箱所需容積小;2)無論是高壓管路還是低壓管路都有一定壓力。因此空氣難進入,運轉平穩(wěn);3)系統(tǒng)中采用變量軸向柱塞泵,一般不需要換向閥來改變執(zhí)行機構運行方向,減少了換向時的沖擊。綜合以上傳動系統(tǒng)的特點我選用開式系統(tǒng)。4.3液壓系統(tǒng)原理圖在以上基本回路確定的基礎上,擬定液壓系統(tǒng)原理圖,如圖4-9所示。 圖4-9 液壓系統(tǒng)原理圖5 設計、選擇液壓元件、輔件5.1確定液壓缸系數(shù)5.1.1初選系統(tǒng)壓力系統(tǒng)壓力選定是否合理直接關系到整個系統(tǒng)設計的合理程度。在液壓系統(tǒng)功率一定情況下,若選取的系統(tǒng)壓力過底,則液壓元、輔件的尺寸、重量就增加,系統(tǒng)造價也相應增加;若系統(tǒng)壓力選的較高,則液壓設備的重量、尺寸和造價會相對較低。由于對制造液壓元件、輔件的材料、密封、制造精度等要求的提高,反而會增大或增加液壓設備的尺寸、重量和造價、其系統(tǒng)效率和使用壽命也會相應下降。根據(jù)我所要設計的機器的特點,并參照有關資料,我初選系統(tǒng)工作壓力10MP。1) 計算液壓缸尺寸:活塞面積 A=F/p=2.5103/0.910106=2.7810-3m2 D=5.89cm查表4,取液壓缸的內徑為63mm,外徑為76mm。桿徑比d/D,一般按下述原則?。寒敾钊麠U受拉時,一般選取d/D=0.3-0.5;當活塞桿手壓時,一般取d/D=0.5-0.7。所以本設計我取d/D=0.7,即d=0.7D=0.758.9=44mm,取活塞桿直徑為45mm。2) 泵組選擇:q=2Av=21/4(D2-d2)V=20.253.1463210-6210-2=7.48 L/min3) 液壓杠所需流量為 q=2Av=21/4(D2-d2)V=20.253.1463210-6210-2=7.48 L/minq=7.48L/min查表4選取齒輪泵CB3-10。理論排量10mL/r,理論流量14.5L/min,電動機最大功率P=pq/。 P=1061014.5106/0.860=3.02kw取電動機Y112M-4型:額定功率4kw,效率84.55%。5.2液壓輔助元件的計算及選擇1)根據(jù)齒輪泵的額定流量14.5L/min查表(JB827-66)。根據(jù)推薦管路通過流量25L/min的管徑為8mm管路通過6.3L/min的管徑為5.6mm,所以選取公稱直徑D=8mm的鋼管,鋼管外徑為14mm.管接頭連接螺紋M141.5。2)管接頭的類型管接頭按材料可分為金屬管接頭、軟管接頭和快速接頭。通常選用金屬管接頭。金屬管接頭又可分為擴口式管接頭、卡套式管接頭、焊接式管接頭、球面焊式管接頭。各管接頭的特點如下:擴口式管接頭:利用管子端部擴口進行密封,不需其他密封件;結構簡單,適用于薄管連接,工作壓力8MPa。卡套式管接頭:利用卡套變形卡住管子進行密封,裝拆方便,但對管子尺寸精度要求較高,工作壓力31.5MPa。焊接式管接頭:利用“0”型密封圈端面密封,連接牢固可靠,對管子尺寸精度要求不高。管壁要求較厚,裝配時需要焊接。工作壓力31.5MPa。球面焊接式管接頭:利用球面進行密封,不需要其它密封件,但加工精度要求較高,裝配時需要焊接。工作壓力35MPa。 根據(jù)以上介紹的各種管接頭的特點,我選擇了焊接式管接頭,因為它的特點更適合于我所設計的系統(tǒng)。5.3油箱的設計油箱的作用是儲油、散發(fā)油的熱量、沉淀油的雜質和使油中的氣泡上浮釋出;有時油箱蓋還可以用作油泵裝置和其它液壓元件的底板。5.3.1油箱的設計要點(1)油箱必須有足夠大的容積以滿足散熱、容納停機時因重力作用而返回油箱的油,操作時油面保持適當高度的要求;(2)油箱底部做成適當?shù)男倍?,并設放油塞;(3)從構造上應考慮清洗換油方便,應設置人孔,便于清洗污物;(4)箱壁上需裝油面指示器,油箱上并裝上溫度計;(5)油箱上應有帶空氣濾清器的通氣孔,有時注油孔和通氣孔可兼用;(6)吸油管和回油管應盡量遠隔開,吸油管離箱底的距離H2D(管徑)。距箱邊不小于3D,回油管插入最低油面以下,防止回油時帶入空氣。距箱底H2D(管徑)。油的排口面向油箱,管端斜成45度;(7)吸油側和回油側要用隔板隔開,用以分離回油帶來的氣泡和贓物。隔板高度不低于油面到管底高度的3/4;(8)為了防銹、防凝水,油箱內壁應用好的耐油涂料。綜合以上的設計要點,我設計我的油箱,但由于機器工作不頻繁,所以沒有設計溫度計,并設計了兩個隔板。5.3.2油箱容積計算按經(jīng)驗公式計算油箱容積:V=(3-5)qp=314.5=43.5L我所設計的油箱設有冷卻器,在這種情況下,油箱的長:寬:高為1:1:1到1:2:3。油面達到油箱高度的80%。油箱的長為370mm,寬為365mm,高為320mm。5.4其它元、輔件的選擇5.4.1吸油濾油器濾油器有以下幾種形式、用途特性如下:(1)網(wǎng)式濾油器 裝在油泵吸油管上,可以保護油泵。特性為結構簡單,通油能力大,過濾效果差;(2)線隙式濾油器 過濾材料強度低,一般用于低壓系統(tǒng),特性為結構簡單,過濾效果較好,通油能力大,但不易清洗;(3)紙芯濾油器 用于油的粗過濾,最好與其它濾油器聯(lián)合使用,特性為過濾效果好,精度高,但易阻塞,無法清洗,需要換紙蕊;(4)燒結式濾油器 用于特別要求過濾質量的液壓系統(tǒng),最好與其它濾油器合用,特性是在高溫下工作與承受較高壓力,抗腐蝕能力強,制造簡單,性能穩(wěn)定;(5)磁式濾油器 用于濾清帶磁性鐵屑與磨料,特性是效果好,維護復雜; (6)片式濾油器 用于一般過濾,特性為強度大,不易損壞,通油能力大。5.4.2選擇濾油器的基本要求(1)過濾精度滿足要求;(2)能力滿足設計系統(tǒng)要求;(3)濾芯應有足夠的強度,不至于因油液壓力而破壞;(4)在一定溫度下,有一定的耐久性;(5)能抵抗濾油的侵蝕;(6)容易清洗和更換濾芯;(7)價錢低廉。由于液壓系統(tǒng)中對油的要求很高,尤其是油的過濾過程。因此濾油器的選擇非常重要。所以敘述頗多。綜合各種濾油器的特性,我選擇了網(wǎng)式濾油器。泵的流量為14.5L/min。由于經(jīng)驗公式告訴我濾油器過濾能力大于泵的流量的2倍,因此我選的濾油器為XV-40180j。5.4.3溢流閥的選擇由于我設計的系統(tǒng)中有閥塊,閥塊上有溢流閥、換向閥、截止閥(壓力表開關),所以溢流閥選板式溢流閥,系統(tǒng)壓力為10MP,流量為14.5L/mn。所以我選擇了直動式溢流閥型號為DBDS6P10。5.4.4壓力表開關選擇由于是板式連接,系統(tǒng)管道公稱直徑8mm。所以我選擇型號為KF-L8/12E的壓力表開關。5.4.5單向節(jié)流閥 由于閥塊上沒有安裝單向節(jié)流閥,所以單向節(jié)流閥選管式,根據(jù)管路公稱直徑、流量,我選擇了型號為MK8G10/V的單向節(jié)流閥。5.4.6 液控單向閥的選擇選擇液控單向閥為SV10PB120型。各種元件、輔件的詳細型號如表5-1所示:表5-1 輔件選擇表名稱 型號 流量 備注吸油濾油器 XV-40180J 40 壓力0.30.6損失液位計 溢流閥 DBDS6P10齒輪泵 CB3-10 14.5 5.7KW電動機 Y112M-4 4KW壓力表 Y-60截止閥 KF-L8/12E電磁換向閥 4WEP10/AW220單向節(jié)流閥 MK8G10/V液控單向閥 3V10PB120空氣濾清器 查機械設計手冊取D=45mm5.5閥塊的選擇我所選擇的閥塊相安有電磁換向閥,直動式溢流閥,壓力表開關。根據(jù)所選的以上幾種元、輔件的外形尺寸,初選擇閥塊為100100100的立方體。閥塊體如圖5-1:圖5-1 閥塊體1) 為壓力油入口2)回油口3)側壓口4)油液進系統(tǒng)口5)油液出系統(tǒng)口6)溢流閥瀉油口7)溢流閥進油口8)換向閥進(出)油口(A)9)換向閥進油口10)B口11)換向閥出油口5.6效率的計算5.6.1計算沿程壓力損失1)判斷流動狀態(tài)由雷諾系數(shù)Re=vd/r=4Q/3.14dr可知,在油液黏度一定的條件下,Re大小與Q成正比,與管道的內徑成反比。 缸的所需流量為7.8L/min,管子公稱直徑為8mm,所以 Re=4Q/dr=4Q7.810-3/603.14810-34.510-5=230 由于累諾數(shù)Re小于臨界雷諾數(shù)2000,由此可推論出各工況下的進、回油路中油液的狀態(tài)為層流。2)計算沿程壓力損失Pc=l/dv2p/2 6=75/Re=753.14dv/4QV=4Q/3.14d2上式代入沿程壓力損失的計算公式得: Pc=150prl/d4Q(1)油箱到泵的進口沿程壓力損失:PL1=150rl/d4Q=150917.44.510-50.214.510-3/3.14(810-3)460=2.3104Pa(2) 泵出口到閥塊沿程壓力損失:PL2=150rl/d4Q=150917.44.510-50.514.510-3/3.14(810-3)460=5.8104Pa(3) 閥塊到油箱沿程壓力損失:PL3=150rl/d4Q=150917.44.510-50.87.810-3/3.14(810-3)460=4.9104Pa(4) 閥塊到單向節(jié)流閥沿程壓力損失:PL4=150rl/d4Q=150917.44.510-50.17.810-3/3.14(810-3)460=0.6104Pa(5) 單向節(jié)流閥到閥塊2沿程壓力損失:PL5=150rl/d4Q=150917.44.510-50.47.810-3/3.14(810-3)460=2.4104Pa(6) 閥塊到液壓缸沿程壓力損失:PL6=150rl/d4Q=150917.44.510-50.67.810-3/3.14(810-3)460=1.5104Pa(7) 液壓缸到閥塊沿程壓力損失:PL7=PL6=1.5104Pa總的沿程壓力損失為:PL=0.19106Pa3)計算局部壓力損失 (1)油箱到泵有一個90度的彎頭V=Q/0.25d2=14.510-3/0.253.14600.0082=4.8m/sPr1=rH=0.29Pr1=3000Pa (2)泵到閥塊4個彎頭 Pr2=4rH=4rv2/2g=1200Pa(3)閥快到油箱3個彎頭 Pr3=3rH=9000Pa(4)閥塊到液壓缸1個彎頭 Pr4=rH=3000Pa(5)液壓缸到閥塊 Pr5=rH=3000Pa所以,總的管道局部壓力損失為 Pr=30000Pa4)計算閥類元件壓力損失 Pr=Pn(Q/Qn)2 (5-3) 式中 Pv閥的額定壓力損失。可由產品樣本查出。 Q通過閥的實際流量 Qn 閥的額定流量(1)直動式溢流閥 Pv1=P(Q/Qn)2=10106(0.7/60)2=0.1106Mpa(2)電磁換向閥 Pv2=P(Q/Qn)2=1.3106(0.7/60)2=1.4105Pa(3)液控單向閥 Pv3=P(Q/Qn)2=0.2106Pa所以,總的閥類元件局部壓力損失為0.34106Pa5)管路總的壓力損失為: P=0.66Mpa5.6.2效率計算 升降回路效率: c1=P1Q1/PpQp=101067.48/10.6610614.5=0.48=48%系統(tǒng)總效率: c2=pc1m p=0.8 m=0.95 c2=0.80.950.48=0.36=36%5.6.3系統(tǒng)發(fā)熱與溫升計算升降平臺上升速度0.02m/s,上升時間t=1/0.02=50s。由手冊4查最高溫度Q1=75 P1=KA(Q1-Q
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