基于plc的四柱萬能液壓機液壓系統設計論文(已改無錯字)

　　

【正文】 長度 dl )~(? ，此設計 mmmmdl ???? 。 液壓缸的結構設計 缸體 （ 1）缸體結構和連接形式 端蓋的 連接方式與液壓缸的工作壓力、缸體材科以及工作條件有關。 常用的缸體連接 結構有 六 類 : 法蘭連接結構簡單，易加工、裝卸， 強度較大，能承受高壓。 但其外徑較大，重量較重。 螺紋連接 （包括內、外） ：重量較輕，外徑較小，但其端部結構復雜，裝卸時要用專用的 工具。 外半環連接：重量較輕，但其半 環削弱了缸體，要相應加厚壁體。 內半環連接：結構緊湊，重量輕，但安裝時密封圈有可能被進油孔邊緣擦傷。 拉桿連接：缸體最易加工，最易裝卸，但其外形大，重量較重。 焊接：結構簡單，外形小，但缸內零件損壞時不易拆裝維修，且其有可能變形。 結合各連接形式的優缺點及現有液壓機所采用的形式，在此設計中選擇 法蘭 連接形式。如圖 所示： 圖 缸體連接形式 （ 2）缸體 加工工藝要求 ： 1）缸筒內徑采用 H H8配合 ,表面粗糙度 Ra 取 ，且需珩磨。 2）缸筒內徑 D的圓度公差值可按 10 或 11 級精度選取，圓柱度公差可按8 級精度選取。 3）缸筒端面的垂直度公差值可按 7級精度選取。 4）為了防止腐蝕和提高壽命，缸筒內表面應鍍以厚度為 35um 左右的鉻層，鍍后進行珩磨和拋光。 活塞 由于活塞在液體壓力的作用下沿缸筒往復運動，因此，它與缸筒的配合應適當，既不能過緊，也不能間隙過大。配合緊密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部泄露，降低容積效率，使液壓缸達不到要求的設計性能。 液壓 力的大小與活塞的有效工作面積有關，活塞直徑應與缸筒內徑一致。所以設計活塞時，主要任務就是確定活塞的結構形式。活塞與活塞桿的結構如圖 所示。 圖 活塞與活塞桿的結構 （ 1）活塞的結構形式 根據密封裝置型式來選用活塞的結構形式。通常分為整體活塞和組合活塞兩類。整體活塞在活塞圓周上開溝槽安置密封圈，其結構簡單，因此本設計中選用整體式活塞。 （ 2）活塞與活塞桿的連接 活塞與活塞桿的連接有多種型式，所有的型式均需要鎖緊措施以防止工作時由于往復運 動而松開。同時在活塞與活塞桿之間需設置靜密封。本設計中采用的連接型式為半環型，兩個半環卡入半環槽，然后再套上半環帽，再裝上彈性擋圈。這種連接型式結構簡單，裝拆方便，不易松動，應用較為廣泛。 （ 3）活塞的密封 密封的型式與活塞的結構有關，可根據液壓缸不同的作用和不同工作壓力來選擇。在此活塞與缸筒間采用 V 型密封圈、活塞與活塞桿之間采用 O 型密封圈來實現靜密封。 （ 4）活塞的材料 由于采用的是無導向環的活塞結構，故選用 HT300 作為活塞的材料。 （ 5）活塞尺寸及加工工藝要求 活塞寬度一般為活塞外徑的 ~ 倍 ，但也要根據密封件的型式，數量和安裝導向環的溝槽而。活塞寬度 B==150mm。 活塞外徑的配合一般采用 f8，外徑對內孔的同軸度公差不大于 ，在此取 。端面與軸線的垂直度公差不大于 100mm， 外徑 的圓度和圓柱度一般不大于外徑公差之半 。外徑對內孔的徑向圓跳動不大于外徑公差之半。 圖 活塞桿外端形式 （ 2）活塞桿的材料和技術要求 一般用中碳鋼調質處理后作為活塞桿的材料，本設計 中活塞桿的材料選用45 鋼，調質 20~25HRC。 活塞桿要在導向套中滑動，一般采用 H8/h7 或 H8/f7 配合，在此采用 H8/f7 的配合；與活塞的連接可采用 H7/g6配合。安裝活塞的軸頸與外圓的同軸度公差為。外徑圓柱度不大于直徑公差之半、直線度在 500mm 上不大于 。活塞桿加工完成后，在其表面進行鍍鉻處理，鍍層厚度不大于 ，并進行拋光。 導向套 活塞桿導向套裝在液壓缸有桿側蓋內，用以對活塞進行導向，內裝有密封裝置以保證缸筒有桿腔的密封。其外側裝有防塵圈，以防止活塞桿在后退時把雜質灰塵及水分帶到密封裝置處，損壞密封裝置，選用摩擦系數小。耐磨性好的青銅作為導向套的材料。導向套結構如圖 。 圖 導向套結構 （ 1）導向套的材料 導向套是活塞桿在往復運動時起導向作用的零件，要求它具有良好的耐磨性和一定的機械性能，材料硬度不能太高。常用的材料有：青銅、耐磨鑄鐵、球墨鑄 鐵、聚四氟 乙稀和夾布酚醛樹酯等，可根據載荷的性危價格和用途來選擇。本設計采用青銅作為 導向套的材料 。 （ 2）導向套的配合精度與表面粗糙度 導向套內徑尺寸的允許公差，一般推薦采用 H7，表面粗糙度值 為 。 （ 3）導向套的技術要求 導向套的滑動面長度，隨缸徑的大小和活塞桿密封種類及用途而異，一般取活塞桿直徑的 — 倍。導向套的外徑與內孔的同軸度不大于公差之半。 端蓋 （ 1） 缸蓋的材料 常用端蓋的材料有鑄鐵和 35 號、 45 號鋼。本設計采用 45 號鋼。 （ 2） 缸蓋的配合精度與表面粗糙度 缸蓋與缸體的配合面起定位和防止泄漏作用，一般采用 H7/h6。 配合表面的粗糙度值 。兼導向套的缸蓋與活塞 的配合采用 H8/f8。內孔的表面粗 糙度值 為 。 （ 3） 缸蓋的技術要求 1） 配合表面的圓住度和圓度不大于相應直徑公差之半。 2） 內外圓表面的同軸度不大于 。 3） 端面對軸線的垂直度在直徑 100mm上不大于 。 緩沖裝置 由于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，產生很大的沖擊壓力和噪聲，甚至嚴重影響工作精度和引起整個系統元件的損壞。那么就須采用緩沖裝置來盡量避免這種機械碰撞。根據所查閱相關資料知，液壓缸活塞運動速度在 ，不必采用緩沖裝置；在 時，就必須采用緩沖裝置。而在本設計中活塞運動的速度接近 ,因此必須采用緩沖裝置。 緩沖裝置如圖 所示，當活塞移近端蓋時，在緩沖長度內，油腔油液只能經過節流閥，因而使活塞受到制動 作用。同時，為了使制動阻力大小可調，采用針形節流閥一起組成節流口可調式緩沖裝置。另外，液壓缸活塞桿回縮時，單向閥開啟，即可調節流閥旁通，此時液壓缸活塞桿以最大速度回縮。此緩沖裝置緩沖作用均勻，沖擊壓力小，制動位置精度高。 圖 緩沖裝置 第 3 章 液壓系統性能驗算 驗算系統壓力損失并確定壓力閥的調整值 由于系統的管路布置尚未具體確定，整個系統的壓力損失無法全面估算。故只能先按參考文獻 [1]中式（ 346）式估算閥類零件的壓力損失，待 設計好管路布局后，加上管路的沿程損失和局部損失即可。但通常情況下，液壓系統的管路并不長，所以沿程的壓力損失比較小，可以不予考慮。壓力損失的驗算應按一個工作循環中不同階段分別進行。 （ 1） 主缸快速下行 主缸快速下行時，進油路上通過換向閥 6的流量為 ，通過單向閥13 的流量為也為 ，然后進入液壓缸的無桿腔。因此，油路上的總壓降 : M P aM P aM P ap v3 4 )2 4 (])80 ()80 ([ 22????????? 此值不大，不會使壓力閥開啟，故能確保泵的流量全部流入液壓缸。 回油路上，液壓缸有桿腔中的油液通過液控單向閥 9后，大部分流量經閥 6流回油箱，小部分油液經閥 21 流回油箱。故在有桿腔中形成的背壓 2p 為 : M P ap )802 ( 22 ????? 此值較小，與原估計值相差不大，故不必重算。 （ 2）主缸慢壓 主缸慢壓時，由于外負載逐漸增大，故泵出口流量逐漸減少，壓力逐漸增大至 25MPa，達到最大工作壓力，也即調壓閥 5的調整值為 25MPa。 回油路上，液壓缸有桿腔中的油液通過背壓閥 換向閥 閥 21流回油箱。當快速下行結束時，在背壓閥的調壓作用下，實現慢速加壓過程。 （ 3）主缸快速退回 快退時，油液進油路上經過閥 6的流量為 ，在閥 9 處的壓力損失為 ，因此進油路上的壓降為 : M P aM P ap v 3 4 ])80 ([ 2 ?????? 此值較小，所以液壓泵驅動電機的功率是足夠的。 回油路上，油液通過充液閥 14 流回油箱，因此回油路上的壓降為 : MPapv ??? 此值較小，故不必 充算。所以，快退時液壓泵的最大工作壓力為 : M PaM Pappp vp 2 0 )7 9 (11 ??????? （ 1） 頂出缸向上頂出 頂出缸頂出時，缸的工作壓力為 16MPa，進油路上通過閥 6 和閥 21 的流量均為 。因此，進油路上的壓降為 : M P aM P apv ])160 ()160 ([ 221 ??????? 回油路上，油液通過閥 21流回油箱，其流量 min/ Lq? 。因此，這時液壓缸回油腔的壓力 為 : M P aM P ap ])160 ([ 22 ??? 此值很小，故不必重算。所以，頂出缸頂出時液壓泵的最大工作壓力為： M PaM Pappp vp 1 2 )1 2 (11 ??????? 安全閥 18 的調整值須大于 16MPa。 系統溫升的驗算 由于本液壓系統回路比較簡單，并選用的是恒功率變量軸向柱塞泵供油