四柱式液壓機總體及液壓系統設計畢業論文(編輯修改稿)

　

【文章內容簡介】 接性能。根據液壓缸的參數、用途和毛坯來源等可選用以下材料:等；等。目前市場上還有采用退火冷拔或熱軋的無縫鋼管，國際市場上已有內孔經衍磨或內孔精加工，只需按所要求的長度切割無縫鋼管[10]。其主要要求是：(1)要有足夠的強度，能長期承受最高工作壓力及短期動態實驗壓力而不至產生永久變形；(2）有足夠的剛度，能承受活塞側向力和安裝的反作用力而不致產生彎曲；圖33 液壓缸缸筒結構圖 (3）內表面與活塞密封件及導向環的摩擦力作用下，能長期工作而磨損少，尺寸公差等級和形位公差等級足以保證活塞密封件的密封性。綜合以上各項要求初步確定缸筒材料選擇為35GrMo無縫鋼管，其材料參數為：1000MPa，==850MPa。 液壓缸缸筒的計算(1）缸筒內徑的計算液壓缸內徑通常根據液壓缸的牽引力F和有效工作壓力p來確定的。液壓缸的牽引力應能克服所受到的阻力?？傋枇ΠüQ壓力；密封裝置的摩擦力；回油腔因背壓作用產生的阻力和活塞與活塞桿的重力等，即最大牽引力 (37)① 公稱壓力根據本次設計給定初始條件確定為2500KN。② 密封裝置的摩擦力根據所選擇密封裝置不同，按各自公式計算，本次設計中采用密封裝置為Y形密封圈 = (38)式中f——摩擦系數，取f=；p——密封處的工作壓力d——密封處的直徑——密封圈的有效高度由于計算比較繁瑣，實際應用中所采用經驗公式進行估算，一般取=（—）F，本次設計取=。③ 回油腔背油壓力多根據經驗公式計算=，但本次設計中回油腔直接通油箱，故取=0。④ 活塞與活塞桿的重力本次計算中忽略不計。液壓缸有效工作壓力值由前述確定為25Mpa。代入原公式計算得： F 2700KN。則對于單活塞桿缸，無桿腔進油時，液壓缸內徑D的計算式為： (39)有桿腔進油時，液壓缸內徑D的計算公式為： (310)而本次設計中取回油壓力=0，此時可簡化內徑D的計算公式為：無桿腔進油時 (311)代入數值得 D= 有桿腔進油時 (312)代入數值計算得 D 379最后將以上各式所求得的D值，選擇其中最大者，圓整到標準值（見《機械設計手冊》表1963）綜合以上計算結果，圓整最大值確定D=400 。(2）缸筒壁厚的計算 缸筒壁厚為： (313) 其中——缸筒材料強度要求的最小值，m ——為缸筒外徑公差余量，m ——腐蝕余量，m 關于的值，按下列情況分別進行計算：當/，用薄壁缸筒的實用計算公式： m (314)當/D=，可用實用公式 m (315)當/： (316) (317)綜合以上計算，查相關數據表，初步確定=60 。計算/D=，所以采用公式為： (318)而式中為缸筒內最高工作壓力，通常取=== ——缸筒材料許用應力，===200 Mpa代入上式得 所取圓整值D=6057，符合強度要求。 (3）缸筒底部厚度計算缸筒低部為平面時，其厚度可以按照四周嵌住的圓盤強度公式進行近似計算： 代入數值計算得： 由于液壓缸底部需要連接油口等部件，有時還需要焊接等加工，本次設計中液壓缸底部需固定充液箱，所以缸筒底部應取足夠厚度值才能達到以上要求。初步確定缸筒底部厚度 .(1)液壓缸缸筒壁厚的較核本次設計中液壓缸缸筒壁厚與缸筒內徑比值較小，采用薄壁缸筒進行較核計算。根據規定，在計算中對液壓缸壁厚應加1，則 (319)= 而實際中壁厚為60 ，所以壁厚符合規定要求。(2)液壓缸底部厚度較核 本次設計液壓缸底部為平底結構，根據規定，較核如下： (320)= 而實際設計中缸底部厚度為120，滿足設計要求。 缸筒螺紋連接部分計算缸筒與端部用螺紋連接時如圖，缸筒螺紋處的強度計算如圖34所示：圖34 螺紋連接結構示意圖螺紋處的拉應力 (321)式中——螺紋連接處承受的最大推力，； ——缸筒內徑，；——螺紋外徑，；——擰緊螺紋系數，不變載荷取，變載荷取代入數值得 = 螺紋處的剪應力 (322)式中——螺紋連接的摩擦系數，平均值取=代入數值得 = 合成應力 (323)許用應力=代入數值得 所以螺紋連接部分符合強度要求。液壓缸的活塞在液體壓力作用下，沿缸筒往復運滑動，它與缸筒的配合應適當，液壓力的大小與活塞有效面積有關，活塞直徑與缸筒內徑一致。所以設計活塞時，主要任務就是確定活塞的結構形式[11]?；钊问竭x擇如圖35所示：圖35 活塞結構圖活塞與活塞桿連接形式如圖36所示：活塞的密封采用Y型橡膠密封圈，活塞材料采用高強度鑄鐵HT200300或球墨鑄鐵?；钊鈴降呐浜弦话悴捎胒9，，外表面的圓度和圓柱度一般不大于外徑公差的一半?；钊麠U是液壓缸傳遞力的重要零件，它承受拉力、壓力、彎曲力和振動沖擊等多種作用力，必須有足夠的強度和剛度。對雙作用單邊活塞桿液壓缸，起活塞桿直徑通常根據往復運動速比（即面積比）來確定圖36 活塞與活塞桿連接結構圖 (324)代入數值得 =280 活塞桿的強度計算活塞桿在穩定工況下，如果只受到軸向推力或拉力，可以近似的用直桿承受拉壓負載的簡單強度計算公式進行計算 (325)式中——液壓缸工作壓力 ，；——活塞桿直徑，代入數值得 所以活塞桿強度符合設計要求?；钊麠U表面的螺紋、退刀槽等結構，往往是活塞桿上的危險截面，通常要進行計算。危險截面處的合成應力應滿足 (326)本次設計所用活塞桿具體形式及主要尺寸如下圖所示：圖37 活塞桿結構圖本次設計活塞桿主要針對如圖AA，BB面按公式()進行驗算。對于AA面： 對于BB面： 所以AA，BB截面的強度符合要求。 活塞桿穩定性驗算對于活塞桿的穩定性驗算，通常在情況下按相關公式進行，本次設計活塞桿，活塞桿直徑為，則所以活塞桿直徑長度比值符合穩定性要求，不必進行穩定性驗算?；钊麠U導向套裝在液壓缸的有桿側端蓋內，用以對活塞桿進行導向，內裝有密封裝置一保證缸筒有桿腔的密封。外側裝有防塵裝圈，以防止活塞桿在后退時把雜質、灰塵及水帶到密封裝置處，損壞密封裝置。 導向套結構及相關計算本次主缸設計導向套采用軸套式導向套，該種導套主要是耐磨材料制成，也有用鋼制成并內裝有耐磨套或導向環的。其優點是拆卸方便，拆卸時不用拆端蓋。導向套一般安裝在密封圈與缸筒油腔之間，以利缸內的壓力油對導套進行潤滑。為了使密封圈的唇邊張開，在導向套內可開軸向通溝。圖39 導套長度示意圖導向套長度不應過大，特別是高速缸，以免摩擦力過大；導向長度過短，將使缸因配合間隙引起的初始撓度增大，影響液壓缸的工作性能和穩定性，因此，設計必須保證有一定的最小導向長度，一般應滿足 m （327）導向套滑動面的長度A，在缸徑小于80時，取活塞寬度 代入數值計算得 。圖38 導向套的結構圖導向套的加工要求為，外圓與端蓋內孔的配合多為H8/f7，內孔與活塞桿的配合多為H9/f9。，圓度和圓柱度公差不大于直徑公差之半，內孔中的環行油槽和直油槽要淺而寬，保證良好的潤滑。 緩沖裝置液壓缸的活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。在他們的行程終端，當桿頭進入液壓缸的端蓋和缸底部分時，會引起機械碰撞，產生很大的沖擊壓力和噪聲。采用緩沖裝置，就是為了避免這種機械碰撞，緩沖裝置的工作原理是使液壓缸低壓腔內油液通過節流把動能轉化為熱能，熱能由循環的油液帶到液壓缸外。緩沖裝置的一般技術要求為：（1） 緩沖裝置要能以較短的緩沖行程吸收最大的動能；（2） 緩沖過程中盡量避免出現壓力脈沖及過高的緩沖腔壓力峰值，是壓力變化為漸變過程；（3） 緩沖腔內壓力峰值應為；（4） 動能轉變為熱能使油液溫度上升時，油液的最高溫度不能超過密封件的允許極限。圖310 縫隙節流式緩沖裝置示意圖設計液壓機部分采用整體行程限位開關形式并輔助以縫隙節流式緩沖裝置，具體見裝配圖，限位開關不僅在形成位置上起到限制作用，從而使活動橫梁上下移動速度得到優化，有效提高工作效率。而且能夠在活塞移動過程中，在始、末位置給予設定，起緩沖作用。 排氣閥的設計壓力油進入液壓缸后，缸內仍會有空氣，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系統在工作中的顛振和爬行，影響液壓機的正常工作。為了避免這中現象的發生，出了防止空氣進入液壓系統外，必須在液壓缸上安裝排氣閥，對于垂直安裝的液壓缸，排氣閥應設在端蓋的上方，均與壓力腔相通。本次設計液壓缸采用排氣閥具體形式如圖311： 與液壓缸相關的連接結構設計 液壓缸與上橫梁連接結構設計缸筒與上橫梁采用缸肩與背緊螺母鎖緊連接結構，其背緊螺母與缸筒采用螺紋連接，擰至上橫梁上適當位置時有鎖緊螺釘鎖緊，下端缸肩與缸筒用螺紋連接為一體，并用鎖緊螺釘鎖緊，缸肩上留有油孔。其結構如圖312所示：此種連接方式的優點是構造簡單，所需零件數量較少，方便拆卸，并且結構組合強度較高，適合較大噸位的液壓機應用。缺點是此中連接方式中的背緊螺母等零件尺寸較大， 圖311 整體式排氣閥結構圖需要特殊的螺紋加工工序，并且安裝過程中也需要專門的安裝工具，這就影響到實際應用中的拆裝。圖 312 缸筒與上橫梁連接結構圖 活塞桿與活動橫梁連接結構設計活塞桿與活動橫梁連接結構如下圖312所示，活塞桿與活動衡量間采用分體十法蘭盤安裝形式，法蘭盤由兩個半圓型部分組成，具體見液壓缸裝配圖，法蘭盤與活動橫梁用四個螺栓連接，并在活塞桿前端設計圓柱部分與活動橫梁的圓孔之間配合，方便定位。圖 312 活塞桿與活動橫梁連接結構圖此結構安裝方便，結構簡單，并且強度相對較高，適合安裝在較大型的液壓機中。河北科技師范學院2011屆本科畢業設計4 液壓機的液壓系統設計液壓機主要是靠液體壓力來完成工作的，大多數屬于高壓、大流量的范疇。液壓傳動系統的設計是整機設計的一部分，它除了應符合主機動作循環和靜、動態性能等方面的要求外，還應當滿足結構簡單，工作安全可靠，效率高，經濟性好，使用維護方便等條件[12]。液壓機對液壓系統的基本要求可歸納如下：（1）在操作特點上，要求能實現對模時的微動調整操作、手動操作和半自動操作。（2）在行程速度上，要求能實現空程快速運動和回程快速運動，以節省輔助時間。（3）在工作液體壓力上，一般為20～30MPa，對公稱壓力較小而結構空間較大的，取較低的工作壓力值；對工件單位變形壓力大，壓機公稱壓力大而臺面尺寸又不太大的，取較高的工作壓力值。（4）在工藝特點上，對于小型液壓機一般不進行壓力分級，對于中型以上液壓機，一般要求具有分級的公稱壓力，以滿足不同工藝的需要。（5）在工作行程結束，回程將要開始之前，一般要求對主缸預卸壓，以減少回程時的沖擊振動等。對于工作過程的要求，應根據所進行的不同工藝，區別對待并采用相應的措施來滿足。根據論文設計要求，該液壓機為通用液壓機，可用于多種產品的加工，滿足不同工藝要求則設計液壓系統時，應使液壓機具有如下特點：（1）在主機結構上，一般結構空間較大，設有活塞式主工作缸，供壓制和回程用，并設有頂出缸，供頂出工件、反向拉延、液壓壓邊和起液壓墊作用。（2）在傳動系統上，一般設有充液系統，