机械毕业设计（论文）-钢卷翻转运输机设计（全套图纸） .doc

本科毕业设计(论文)题目：钢卷翻转运输机设计院 （系）： 专 业： 班 级： 学 生： 学 号： 指导教师： 2011年 5月湖南文理学院芙蓉本科毕业设计（论文）钢卷翻转运输机设计摘要在冶金机械领域矿山生产当中，运输小车用途广泛，各种类型的小车名目众多，按不同用途可分为运卷小车，过跨小车，换辊小车，轧辊小车等等。按驱动的动力源又可分电机拖动，液压油缸带动，总体是把设备或成品从一个地方转移至另一处，本次设计的钢卷运输小车它的驱动是由电机来完成的，其大体组成主要由钢卷翻转机架总成，钢卷翻转机的行走机构，顶升装置，翻转机构、液压总成和电气控制系统组成。通过设计，综合运用所学过的力学，机械设计，机械制图的有关知识，电工技术，电气控制技术，检测技术，液压传动技术，计算机技术等方面的知识。通过这一设计过程，加深对所学知识的了解和运用能力，并加深对机电系统的了解 ，并接受基本的机械设计训练和电气控制系统设计的训练，了解和学会一些新型电控装置的使用。本设计中的钢卷翻转机是一种非标准化机械设备，该设计采用了机，电液，联合操作控制系统，在外观设计及技术性能上有其简捷独特的一面，它整体布局合理，互换性强具有良好的结构刚性和稳定性，对我们所学专业是一个很好的运用实列。在整个的设计过程中，用到了以前学过的机械制图、cad制图、机械设计、机械原理、液压传动技术、计算机技术等多方面的知识，在以前未必掌握的很好，在这个设计的过程中，经过反复的运用，很好的加深了对它们的理解。关键词：运输装置 液压传动 顶升装置 ，翻转装置 1本科毕业设计（论文）全套图纸，加153893706abstract in the area of mines production of metallurgical machinery, the transport vehicle is widely used. and there are many types of transporter. those can be divided into transportation volume car, roll change car, etc. according to its different uses car. and can be divided into motor drive, hydraulic jack drive according to its drive source. the whole function of coil transfer car is for transporting . this design of the coil transfer car is driven by the motor and is made up of the the main frame by the coil assembly, coil cars running bodies, jacking device, assembly of hydraulic and electrical control system. coil car is is a non-standard mechanical device, this design of the coil transfer car uses a machine and electro-hydraulic operation control system . and its design and technical properties is unique . it has a reasonable overall arrangement,and good interchangeability and stability . it is a very good instance for our major .during the whole design process, i used the knowledge of mechanical drawing, cad drawing, mechanical design, mechanical principles of hydraulic technology, computer technology and so on .during this process, i get a better understanding of related knowledge .keywords: transport vehicle 、hydraulic jacking device 、lifting device2本科毕业设计（论文）目录摘要1abstract2目录21 概述12 该设计中整体的方案及工作原理13 机械系统的设计33.1 钢卷翻转机车架总成结构设计33.1.1 钢卷翻转机总体结构:33.1.2 传动装置的结构:33.1.3 钢卷翻转机车轮组安装结构33.2 钢卷翻转机行走机构的设计43.2.1参考数据43.3 选择电动机43.3.1 类型的选择43.3.2功率的确定53.3.3工作机的阻力53.3.4电动机的转速的确定63.4计算传动装置的运动参数和动力参数63.4.1 计算总传动比i63.4.2各轴的转速63.4.3 各轴的功率63.4.4各轴的转距73.4.5链轮、链条的选取校核73.4.6 轴承的选取校核83.5轴的设计与校核93.5.1轴的设计93.4.2 轴的强度校核94液压总成的设计134.1.工况要求134.2动力和运动参数134.2.1顶升截荇134.2.2 速度134.2.3 工作行程144.3工况分析144.3.1顶升油缸分析144.3.2计算液压缸尺寸及工况144.4液压缸主要尺寸确定164.4.1顶升油缸壁厚及外径计算164.4.2工作行程确定174.4.3缸盖厚度得确定174.4.4最小导向长度得确定184.4.5缸体长度得确定194.4.6缸体与缸盖得连接形式194.4.7活塞杆与活塞连接结构194.4.8活塞杆导向部分的结构194.4.9密封图选用194.4.10液压缸的缓冲装置194.4.11 液压缸的安装连接结构204.4.12进出油口形式及大小确定204.4.13杆用双耳环安装尺寸204.4.14液压缸主要零件材料和技术要求205 拟定液压系统原理图235.1调速方式的选择235.2液压缸动作回路的选择235.3确定供油方式235.4液压系统的组合236 选择液压元件256.1 确定泵的pp pn和规256.1.1 泵的工作压为确定256.1.2泵的流量确定256.1.3选择液压泵的规格256.1.4泵电机的选定266.2液压阀的选择266.3定管道尺寸276.4定油箱容量287液压系统的验算297.1压力损失验算：297.1.1顶升油缸上升是油路压力损失297.1.2顶升时回油路得压力损失：307.1.3变量泵出口处的压力pp为：307.1.4液压系统的发热与温升验算：317.1.5有效功率：317.1.6系统的发热功率：317.1.7散热面积a317.1.7油液温升t328 总结33致 谢34参考文献35钢卷翻转运输机的设计前言 在冶金机械领域矿山生产当中，运输小车用途广泛，各种类型的小车名目众多，按不同用途可分为运卷小车，过跨小车，换辊小车，轧辊小车等等。按驱动的动力源又可分电机拖动，液压油缸带动，总体是把设备或成品从一个地方转移至另一处，本次设计的钢卷运输小车它的驱动是由电机来完成的，其大体组成主要由钢卷翻转机架总成，钢卷翻转机的行走机构，顶升装置，电缆坦克链，液压总成和电气控制系统组成。通过设计，综合运用所学过的力学，机械设计，机械制图的有关知识，电工技术，电气控制技术，检测技术，液压传动技术，计算机技术等方面的知识。通过这一设计过程，加深对所学知识的了解和运用能力，并加深对机电系统的了解 。1 概述热轧厂生产的钢卷，钢卷从加热炉到卷取区再到运输链需120s，原来是由一条运输链进行钢卷的运输，自从主轧线的设备经过技术改造以后，生产能力大幅地提高了，该条运输链远远不能满足生产运输的需要，因此又增添了一条平行的运输链，本设计中的钢卷小车是热轧厂卷取作业区为了适应高效，快节奏的生产需要，把成品钢卷从s链运输转送到t链上的一种过渡小车，实现两条运输链的横向连接。 钢卷翻转运输机是一种机械化设备，该设计采用了机，电液，联合操作控制系统，在外观设计及技术性能上有其简捷独特的一面，它整体布局合理，结构紧凑，配套性好，互换性强具有良好的结构刚性和稳定性，操作人员在控制室里就可以方便操作。2 该设计中整体的方案及工作原理该设计中的钢卷小车是一台集机械，电气，液压联合控制操纵的半自动化设备，以电力为动力源，变频无级调速，传感器监测安全预报，平稳安全可靠。在我厂卷取作业区，钢板经过轧制后成钢卷需运送到精整作业线，原来输送钢卷的一条s链承当着所有钢卷的运输，由于主轧线主体设备的改造，生产能力大幅地提高，而且该条运输链比较成旧，设备老化，不能满足生产的需要，因此需在s链平行的一侧再增加一条运输链，分担其中一部分钢卷和作备用链。但是由于现场条件的限制，两条运输链高低落差约5米，平行间距约14米，在这种情况下设计一条钢卷运输小车可以满足这样的需求本设计主要组成有钢卷翻转机架总成，钢卷翻转机的行走机构，顶升装置，电缆坦克链，液压总成和电气控制系统组成。，钢卷翻转机的行走总成安装在由钢板组焊而成的钢卷翻转机架总成上，顶升总成装在钢卷翻转机底面平台之上，电缆坦克链用螺栓与钢卷翻转机的右侧面向连接，随车行走而卷曲。液压总成则固定在钢卷翻转机架下半部的侧面。操作人员在控制室里操作手柄，通过电气信号操作钢卷翻转机的行走及顶升。而竖直的液压缸及顶升立柱的四个侧面有滑轨及其直线轴承导套副。该车的运行是由蜗轮蜗杆驱动机构来传动，使钢卷翻转机在水平的轨道上左右行走，从而达到所设计的目的。整车的工作原理：在所设计的钢卷翻转机中，主要的运动是行走机构的水平运动和液压缸的竖直运动。行走机构应用交流电机驱动，宜采用变频调速。液压缸的上升和下降运动，可以采用节流调速的方式。钢卷由前方的翻卷机翻到钢卷翻转机的顶升托架弧面上，操作换向手柄，使竖直的油缸伸出，托举钢卷达到一定的位置，操作钢卷翻转机的移动开关，使钢卷翻转机在轨道上水平移动到目的地，然后操作换向按钮，使油缸缓慢下降，此时钢卷落到“v”支撑位置上，钢卷翻转机顶升立柱下落到最下位，操作钢卷翻转机移动按钮，退出。 湖南文理学院芙蓉本科毕业设计（论文）3 机械系统的设计3.1 钢卷翻转机车架总成结构设计 3.1.1 钢卷翻转机总体结构:此车总体设计尺寸为长宽高1420700694，采用钢板组焊而成的珩架结构，底部是用 长宽18090的，厚为20的钢板，中部三块肋板加焊而成，同时作为顶升装置油缸的基座的一部，钢卷翻转机台架四周焊有固板q235钢板，以保证台架在极限载荷作用下具有可靠的整体钢性和稳定性。顶升油缸的基座是一个壁厚为50的圆柱体，它焊在钢卷翻转机台架的底部，四周分别焊有长宽109080厚同样为50的肋板，以增加油缸基座的钢性和稳定性。顶升立柱是由q235尺寸为长宽高441575050钢板组焊而成，四周分别镶嵌有四块滑块，用沉头螺栓固定在立柱上。 3.1.2 传动装置的结构:此车是采用链轮传动，该机构是整个钢卷翻转机工作的基础部分。在电动机的带动下，通过安装在支架上的轴承和传动轴，传递到车轮轴上，从而带动钢卷翻转机沿工字钢导轨运动，进而实现钢卷的搬运功能。传动装置支架主要靠焊接而成，这主要是由于制造和安装的需要，同时也由于焊接结构有其特有的优点，节省材料和工时，能化大为小，拼小成大，易于实现制造。这样整个结构制造起来就简单容易。因此将 传动装置安装在行走车轮的下方，用螺栓与车架相连接。 3.1.3 钢卷翻转机车轮组安装结构 在钢卷翻转机的四周焊有直角钢架，用q235钢，钢架侧面和上部分分别焊有肋板，以增加其稳定性和牢固性，四周直角钢架用于支撑和安装刚钢卷翻转机行走车轮组，在上面分别焊有竖直垫块和横向垫块，用45钢。竖向垫块径向距离为，垂直度要求0.05，轴向间距为2046，平行度要求0.05，在安装车轮组时可保证四个车轮踏面在同一个平面上。3湖南文理学院芙蓉本科毕业设计（论文）3.2 钢卷翻转机行走机构的设计3.2.1参考数据 工作速度 v=021m/min钢卷翻转机自重 g1=300kn钢卷（最大）g2=225kn车轮直径 d=250mm分析拟定动方案由其工作速度及承载钢卷能力的要求，选择链轮传动，其传动比大，结构紧凑，布置在传动装置的高速级，获得比较小的结构尺寸，工字轨道使钢卷的行走平稳，提高承载能力和传动效率。其传动简图如下 3.3 选择电动机 3.3.1 类型的选择 根据电源的种类，工作要求，工作环境，载荷大小，本设计中选择我国新设计的国际市场上通用的统一系列y型系列三相异步电动机。4湖南文理学院芙蓉本科毕业设计（论文）3.3.2功率的确定 计算工作机所需的功率pw 工作机所需的功率pw（kw）由工作机的工作负载（阻力）和运动参数计算求得：式中 fw工作机的阻力（n） vw工作机的线速度（m/s） tw工作机的转矩 （n.m） 工作机的效率 3.3.3工作机的阻力已知v=21m/min0.35（m/s）又f=g1g2=300000225000=525000（n）fw=525000（n）由手册表1-14查得车轮与钢轨的滚动摩擦系数f0.050.07, 本设计中取 f0.05，fw=f.f5250000.05 26250 （n）工作机的效率 由手册表1-15查得链传动的0.97 工作机的功率pw 电机的输出功率 p0由工作机所需功率和传动装置的总效率可求得电动机所需的输出功率 式中为电动机至主传动装置的总效率（包括链轮传动，两对滚动球轴承一弹性联轴器弹性体联轴器）值的计算 12由手册表1-15查得 链轮传动10.97 滚动球轴承2 0.99因此 0.970.99 0.965所以 确定电动机的额定功率 pm:按下式确定电动机的额定功率pm（11.3）p0 功率的大小可据负载状况来决定，由手册第一篇中有关y系列电动机技术参数的表中，取电动机的额定功率为pm11kw，符合设计要求。 3.3.4电动机的转速的确定从动轴的转速: r/min按手册表14-1推荐的各种传动机构传动比的范围，取链轮传动的传动比为i1，所以，电机可选择的转速范围为n电动机型号的确定:选择jk系列减速电机y2160m-43.4计算传动装置的运动参数和动力参数3.4.1 计算总传动比i 传动装置的总传动比 1 式中 nm电动机满载转速 nw轴转速3.4.2各轴的转速 i 电动机转速 n129r/min 轴 29r/m3.4.3 各轴的功率 i 轴 p1pm2110.99510.945（kw）6湖南文理学院芙蓉本科毕业设计（论文）ii轴 p2p11310.9450.970.99=10.51kw3.4.4各轴的转距 电机轴 t03640（nm）i 轴 t1t03640（nm）ii 轴 =3461n3.4.5链轮、链条的选取校核设轴径d50mm，链传动比i1选择链轮齿数：初步确定z33定链的节距取ka1.0，齿数系数kz0.73，单排链，则计算功率为1. 选择链条型号和节距根据pcm8.03kw及n129r/min查表9-11，可选32a 查表的链条节距为p=50.82. 计算链节数和中心距初选中心距a0=(3050)p=(3050)x50.8mm=15242540mm取a0=1550 相应的链长节数为 取链长节数lp=94节链长l=lpp/1000=94*50.8/1000=4.8m查表得中心距计算系数f1=0.24467,则链传动的最大中心距为72337.6mm3. 计算链速v,确定润滑方式由v=0.810m/s和链号32a,查图9-14可知应采用滴油润滑4. 计算压轴力fp有效圆周力为:链轮水平布置时的压轴kfp=1.15, 则压轴力为fp=kfpfe=1.1513580.2=15617.2n计算结果总汇:链条规格:32a单排链,94节,长4.8m大小齿轮数都为33,中心距a=1550压轴力为15617.2n, 轴径d=76,轮径d=209mm3.4.6 轴承的选取校核设计选取运输车工作速度为21m/min则每个轴承所承受的压力为f=525000/4=131250n转速为则查表6-4，选择调心滚子轴承，代号为22214c其基本参数为：d=70mm d=125mm b=31mm =158kn =205kn 径向载荷 =131250n轴向载荷=0n / =0h 故轴承寿命满足条件。则轴承选取合适。3.5轴的设计与校核3.5.1轴的设计3.4.2 轴的强度校核进行轴的强度校核计算时,应根据轴的具体受载及应力情况,采取相应的计算方法,并恰当地选取其许用应力。对于仅仅承受扭矩的轴，应按扭矩强度条件计算；对于只承受弯矩的轴，应按弯矩强度条件计算；对于即承受弯矩又承受扭矩的轴，应按弯矩合成强度条件进行计算，需要时还应按疲劳强度条件进行精确校核。传动轴受力结构简图如下：9校核轴的强度已知轴的弯矩和扭矩后，可针对某危险截面做弯矩合成强度校核计算。按第三方强度理论，计算应力：通常由弯矩所产生的弯曲应力是对称循环变应力，而由扭矩所产生的扭转切应力则常常不是对称循环变应力。3.4.2.1轴的扭转强度条件为：由上式可得轴直径：3.4.2.210校核轴的强度：已知轴的弯矩和扭矩后，可针对某危险截面做弯矩合成强度校核计算。按第三方强度理论，计算应力：对于直径为d的圆轴，弯曲应力为，扭转切应力为,将，代入公式得轴的弯扭合成强度条件为：式中：轴的计算应力，mpa m轴所受的弯矩，n.mm t轴所受的扭矩，n.mm w轴的抗弯截面系数， 对称循环变应力时轴的许用弯曲应力3.4.2.3 按疲劳强度条件进行精确校核求出计算安全系数并应使其稍大于或至少等于设计安全系数s,即:3.4.2.4轴的刚度校核计算轴的弯曲刚度校核计算：式中：阶梯轴第i段的长度，mm 阶梯轴第i段的直径，mm 阶梯轴的计算长度，mm 阶梯轴计算长度内的轴段数。当载荷作用与两支承之间时，ll（l为支承跨距）；当载荷作用于悬臂端时，l=l+k（k为轴的悬臂长度，mm）。轴的弯曲刚度条件为：11挠度 偏转角 式中：轴的允许挠度，mm轴的允许偏转角，rad轴的扭转刚度校核计算轴的扭转变形用每米长的扭转角来表示。圆轴扭转角的计算公式为：光轴 阶梯轴 式中：t轴所受的扭矩，n.mm g轴的材料的剪切弹性模量，mpa，对于钢材， 轴的截面的极惯性矩，对于圆轴， l阶梯轴受扭矩作用的长度，mm ，分别代表阶梯轴第i段上所受的扭矩，长度和极惯性矩，单位同前 z阶梯轴受扭矩作用的轴段数。轴的扭转刚度条件为：式中，为轴每米长的允许扭转角，与轴的使用场合有关。对于一般传动轴，可取0.51（）/m;对于精密传动轴，可取0.250.5（）/m；对于精度要求不高的轴可大于1（）/m。由此计算可得轴满足设计要求。12湖南文理学院芙蓉本科毕业设计（论文）4液压总成的设计本设计中的液压缸运动是竖直上下运动，液压传动系统的主要优缺点是：功率密度较大，能够输出较大的力和力矩，执行机构在相同的条件下，重量远比电气元件轻、运动惯性小、响应速度快；易于实现大范围的无级调速；容易和电气控制相结合，实现自动控制；标准化程度高，执行元件布置灵活，易于设计和制造。 液压传动系统其主要的缺点：由于液压装置工作的时泄漏很难避免和油液的可压缩性，液压传动不适宜要求严格的定比传动中；由于油液流动时的损失较大，系统容易发热，产生振动和温升；液压传动系统要求细心维护，而且出现故障不易检查，要求维修人员有较高的技术水平。4.1.工况要求工作性能和动作循环：由顶升油缸动作把钢卷及顶升立拉托起，然后由小车移动至指定位置。动作循环为：把钢卷及拉生立拉匀速上升至一定高度，由小车水平匀速移动至指定位置，顶升油缸匀速下降，水平匀速后退4.2动力和运动参数4.2.1顶升截荇 钢卷最大重量： g122.5t 顶升装置： g25t4.2.2 速度 节流阀调定顶升油缸上升额定速度为35mm/s 节流阀调定顶升油缸下降额定速度为70mm/s13湖南文理学院芙蓉本科毕业设计（论文）4.2.3 工作行程 顶升油缸工作行程 lmax=1750mm 翻转油缸工作行程 lmax=1700mm4.3工况分析4.3.1顶升油缸分析设计顶升油缸上升时,顶升油缸会把顶升立拉和钢卷同时顶起。4.3.1.1顶升油缸的受外负载：ff1+f2=22.5*1000*9.8+5*1000*9.8=269500n4.3.1.2上升时间s1 已知顶升油缸工作行程l1max=1750s上升额定速度为：v135m/秒 s1=l1max/v1=1750/35=50秒4.3.1.3各阶段外负载根据上述结果：可到出顶升油缸各工作阶段的受外负载：如表31所示 表31顶升油缸工作循环各阶段的外负载工作循环外负载f（n）上升f=g2g49000顶起fmax=f上269500下降f=g2g490004.3.2计算液压缸尺寸及工况4.3.2.1顶升油缸a ,缸内径d,活塞杆直径d的确定由公式 可求得杆径d14式中 f液压缸的受负载（n） p1液压缸设定工作压力（mpa） p2液压缸工作背压（mpa） gcm液压缸机械效率一般=0.90.97 本设计中去g=0.9所以 = =209mm说明d/d电液压缸内径d与活塞直径d的关系可当工作压力p7mpa时可选d/d0.7电液压缸内径尺寸系列（gb2348-80）液压缸内劲标准值为d1=200mm所以活塞杆直径d1=d1*0.7=200*0.7=140mm由活塞杆直径系列（gb2348-80）可求得活塞杆直径标准值为d1=140mm4.3.2.2油缸各面积计算无杆面积 ： a1=有杆面积 活塞杆面积4.3.2.3计算油缸在工作循环中各阶段15所需压力流量和功率：计算油缸在工作循环中各阶段所需压力流量和功率列于表中34中表34各工况所需压力流量和功率工况计算公式f0(n)液压缸p1(mpa)qv(l/mm)p(kw)上升49001.59109.9017.474顶起2695008.6109.90 94.544下降49003.011434.2 4.4液压缸主要尺寸确定4.4.1顶升油缸壁厚及外径计算由前面计算可知顶升油缸内径d1=200mm活塞杆直径d1=140mm 液压缸的壁厚由液压缸的强度条件来计算：液压缸的壁厚一般是指缸内筒中最薄处的厚度。从材料力学可知，承受内压力的圆筒其内应力分布规律因壁厚的不同而各异，一般计算时可分为薄壁圆筒和厚壁圆筒起重运输机械和工程机械的液压缸一般用无缝钢管材料太16多属于薄壁圆筒结构，其壁厚按薄壁圆筒公式计算：17 式中g液压缸壁厚（m） d液压缸内径（m） py实验压力，一般取最大工作压力（1.251.5）倍mpa 6缸筒材料的许用应力取6=100-110mpa无缝钢管所以d外d128200225250mm4.4.2工作行程确定液压缸工作行程长度根据执行机构实际工作的最大行程来确定所以顶升缸实际最大行程并参照液压缸活塞杆行程参数系列（gb2349-80）表可查得标准值为l12000mm4.4.3缸盖厚度得确定一般液压缸多为平底缸盖，其有效厚度t按强度要求可用下面两式进行近似计算：无孔时： 有孔时： 式中 t缸盖有效厚度（m） d2缸盖止口内径（m） d0缸盖孔得直径（m） 缸盖螺孔得孔竞选d032mm18缸盖的螺栓孔的直径选择魏d0=32mm受拉螺栓的螺纹部分的强度条件为为 即：0.9287.4166（n/mm2） =360/1.5=240（n/mm2）即： 符合设计要求顶升油缸缸盖厚度t 取t1=0.05m =50mm4.4.4最小导向长度得确定当活塞杆全部外伸时从活塞支撑面中点到缸盖滑动支撑面中点得距离即为导向长度若导向长度过小，将使液压缸得初始饶度（间隙引起得饶度）增长影响液压缸得稳定性，因此设计时必须保证有一定得最小导向长度。对一般得液压缸，最小导向长度h应满足以下要求：式中l液压缸得最大行程 d液压缸得内径活塞得宽度b一般取b（0.61.0）d缸盖滑动支承面得长度l1根据液压缸内径d而定，本设计中取b=d。当d80m时 取l1=(0.6-1.0)d本设计中得l1=d为保证最小导向长度h若过分增大l1和b都是不适宜得，必要时可在缸盖与活塞之间增加一隔19套k来增加h得值。隔套长度c由需要得最小导向长度h来定 即c=h1/2(l1+b)顶升油缸最小导向长度： 取h1190 活塞的宽带 隔套的长度 所以需要隔套长为20mm4.4.5缸体长度得确定液压缸缸体内部长度应等于活套得行程与活塞得宽度之和缸体外形长度还要考虑到两端端盖得厚度，一般液压缸缸体长度不应大于内径得2030倍。 4.4.6缸体与缸盖得连接形式顶升油缸，缸体与缸盖却采用法兰连接。这样结构简单，容易加工，便于装拆而且强度较大，能承受高压。4.4.7活塞杆与活塞连接结构顶升油缸由于压力高，负荷大，有振动，所以活塞杆与活塞的连接结构采用半环连接，这种结构特点是，结构简单装拆方便而且不易松动。4.4.8活塞杆导向部分的结构本设计的油缸采用导向套导向，这样结构特点为：导向套与活塞杆接触支承导向，磨损后便于更换导向套，也可用耐磨材料，盖与杆的密封常用y形及v形密封装置，密封可靠适用于中高压液压缸，防尘方式常用j形或三角形防尘装置。4.4.9密封图选用由活塞及活塞杆的密封圈使用参数表可查的y形圈材料用nbr十夹纤维速度范围小于等于0.5m/s，压力范围小于等于25m/s，温度范围在30度120度之间，这些参数符合设计要求，所以本设计中活塞及活塞杆外密封圈选用y形圈。4.4.10液压缸的缓冲装置液压缸带动工作部件运动时因主动件的质量较大，主动速度较高在到达行程终点时，会产生液压中甚至使活塞与缸筒端盖之间产生机械碰撞为防止这样现象发生。在行程末端设置缓冲装置。本设计中油缸由于运动惯性不大运动速度不高，所以采用环状间隙式节流缓冲装置。4.4.11 液压缸的安装连接结构顶升油缸由于受到升降平台结构限制采用尾部外法兰连接4.4.12进出油口形式及大小确定 顶升油缸进出油口布置在缸体上大小尺寸可由杆液压杆油口安装尺寸（is0 8138）表可查的,表格中的压力等级小于16mpa,而本系统大于16mpa，油口的尺寸为302。 4.4.13杆用双耳环安装尺寸单杆液压缸18mpa，油缸采用双耳环结构。4.4.14液压缸主要零件材料和技术要求 液压缸主要零件材料和技术要求见表36所示20设计项目计算及说明表36 液压缸主要两件得零件名称材料主要表面粗糙度技术要求缸体45无缝钢管液压缸内圆柱表面粗糙度为ra0.20.41. 内径用h8h9的配合2. 内径圆度，圆柱度不大于直径公差之半3. 内表面母线的直线度再500mm长度上不大于0.03mm4. 缸体端面对轴线的垂直再直径每100mm上不大于0.03mm5. 缸体于端盖采用螺纹连接时，螺纹采用6h级精度6. 为防止腐蚀和提高寿命，内径表面可以镀0.030.04mm厚的硬铬再进行抛光缸体外涂耐腐蚀油漆活塞采用耐磨铸铁活塞外圆柱表面粗糙度为ra0.81.6um1. 外径d的圆度，圆柱度不大于外径公差之半2. 外径d对内孔d1的径向跳动不大于外径公差之半3. 端面t对轴线垂直度再直径100mm上不大于0.04mm活塞外径用橡胶密封圈时可取f7f9配合，内孔与活塞杆的配合h8活塞杆实心活塞杆：45钢杆外圆柱面粗糙度为ra0.40.8um1. 材料热处理：调质2025hrc2. 外径d和d2的圆度。圆柱度不大于直径公差之半3. 外径表面直线度在500mm，长度不大于0.03mm4. d2对d的径向跳动不大于0.01mm5. 活塞杆与导向套采用h8/f7配合与活塞的连接可采用h8/h8配合缸盖45钢配合表面粗糙度为ra0.81.6um1. 配合表面的圆柱度不大于直径公差2. d2,d3对d的同轴度不大于 0.03mm3. 端面a.b对孔轴线的垂直度在直径100mm上不大于0.04mm导向套青铜导向表面粗糙度为r0.8um1. 导向套的长度一般取活塞杆直径的601002. 外径d与内孔的同轴度不大于内径公差之半。21湖南文理学院芙蓉本科毕业设计（论文）5 拟定液压系统原理图5.1调速方式的选择该液压系统中，顶升油缸均的上升，下降的速度要求不一样，有各自的速度要求，在一般情况吓，要求运动平稳性好速度负载特性好，所以在缸的路中采用单项调速的回油节流调速回路。翻转油缸采用双缸驱动形式，必须要保证钢卷翻转过程中的同步性，这里我们采用桥式双向同步回路，保证其同步性。5.2液压缸动作回路的选择本液压系统设计中，顶升油缸换向阀处于中位机能时及缸定位时，泵油卸载回路即容载运行，本设计采用m型换向阀中位机能的卸载回路。5.3确定供油方式考虑到该系统中液压缸在工作时速度负载变化流量变化较大，从节省能量减小发热泵源系统重选用变量泵供油。5.4液压系统的组合由于顶升油缸要有定位功能，所以顶升油缸油路中装有液压锁即：液控单向阀，在所选基本回路的基础上在综合考虑其他因素的影响和要求便于组成图313的液压回路图：23湖南文理学院芙蓉本科毕业设计（论文）图313液压回路图24湖南文理学院芙蓉本科毕业设计（论文）6 选择液压元件6.1 确定泵的pp pn和规6.1.1 泵的工作压为确定 考虑到正常工作中进油管路有一定的压力损失，所以泵工作压力为： pp=p1+p 式中pp液压泵的最大工作压力 p1执行元件的最大工作压力 p进油路中的压力损失简单系统可取0.20.5mpa本 即pp=p1+p=(18+0.5)=18.5 mpa上述计算所得pp时系统的静态压力，考虑到系统在各种工况的过滤阶段出现的动态压力往往超过静态压力，另考虑到一定的压力储备量并确保泵的寿命，因此选泵的额定压力pn应满足pn大于等于（1.251.6）pp中低压系统取小值高压系统取大值本设计中：6.1.2泵的流量确定液压泵的最大流量应为 qpkl(q)max式中9p液压泵的最大流量。（q）max同时动作的各执行元件所需流量之和的最大值，如果这是溢流阀正进行工作尚须加溢流阀的最小溢流量23l/mm。 kl系统泄漏系数一般取kl1.11.3现取kl1.2。由于本系统中油缸下降时q最大即： q下降/4(d2d2)v1120980 l/min即 ： qp= kl(q)max=1.211209801345176 l/min6.1.3选择液压泵的规格上述计算的pn=29.6m pa，qp1345176l/mm为泵在工况特殊情况下即正常工况值远小于最高值在考虑到能源消耗及泵的使用寿命选略小于此标准的型号25湖南文理学院芙蓉本科毕业设计（论文）a4cs0250dr/1x恒压变量拉塞泵，需要五台泵开四备一比较合适此泵每转250ml,额定压力32 m pa。6.1.4泵电机的选定由公式pp1qv可等出顶升油缸动作时各工况最大功率。即： p上p上qv上18106a1v1=17.5kw p下p1qv下18106a2v2=34.2kw p顶起p上qv上18106a1v1=94.5kw取p顶起时功率作为选择电机规格的依据，由于在空载即泵在卸荷状态运行时，泵输出的流量减少泵效率急剧降低一般当流量在0.21l/mm范围时，可取g0.030.14同时还应注意到，为了使选择的电动机在经过泵的流量特性曲线最大功率点时不致停需进行验算，即：式中 pn所选电动机额定功率 pb恒压式变量泵的限定压力 qp压力为pb时泵输出流量根据选取各阶段工作的最大功率再查y（tpa4）三项异步电动机技术参数表选用y280m-4型电动机其额定功率pn=90kw。转速n1480r/min因此 2pn=290180kw即：所以选电机功率满足验算公式拐点处能正常工作6.2液压阀的选择根据液压泵的工作压力荷通过阀的实际流量选择各种液压元件荷辅助元件的规格。列表37说明：26 表37所选液压元件说明编号元件名称型号数量1成对节流单向阀z2fs型叠加式双单向节流阀22溢流阀zdb10系列13单向阀s型单向阀14换向阀wmm型手动换向阀15液控单向阀z2s型叠加式液控单向阀16变量泵ha10vso16.3定管道尺寸 由本系统下降油缸时的流量最大qv下=114 l/min（），取润许流速v=5 m/s，则主压力油管直经d取下式计算： 式中 ：qv 通过油管的流量 v油管中许可流速，一般吸油管取0.5-1.5 m/s压油管取2.5-5 m/s。本题取5 m/s。即d=41910-3/3.145=0.02m=20mm。查钢管公称通径、外径、壁厚、连接螺纹及流量表。取 d标准值为d=20 mm 并查得钢管外径为22 mm，其臂厚为1 mm。管接头选用卡套式管接头，其规格按油管通径取。27286.4定油箱容量在高压系统中，油箱的容量可取液压泵公称流量qv的6-12倍，本系通取12倍。v=12250=3000l。28湖南文理学院芙蓉本科毕业设计（论文）7液压系统的验算7.1压力损失验算：7.1.1顶升油缸上升是油路压力损失 已知该液压系统中进、回油管的内经均为32cm，各管道长度分别为ab=5m，ac=6m，选用ya-n46型液压油，考滤到油的最低温度为150c，查得150c时该液压油的动粘度v1.7cm2/s，油的密度：950kg/cm3。上升时油缸的最大速度为35 cm2/s，进给时的最大流量为250 l/min ,则液压油在管内的流速v为： 管道流动雷诺数re1为 re12300，可见油液在管道内流态为层流，具沿程阻力系数 则进油管道ab的沿程压力损失p1-1为从力士乐产品说明书中查得手动换向阀4wmm10g3x，液控单向阀zs10-4-3x,成对节流单向阀z2f-s10-5-3x/sv得压力损失分别为：p1-20.22mpa，p1-2 =1.2 mpa ， p1-3=0.3 mpa。忽略油液通过管接头，油路板某处得局部压力损失，则进出油路总压力损失p为：29湖南文理学院芙蓉本科毕业设计（论文）7.1.2顶升时回油路得压力损失：本系统选用得为单活塞杆液压缸，且液压缸油杆腔得工作面积与无杆腔得工作面积之比为：140/200则回油管道得沿程压力损失p2-1为查力士乐样本知手动换向阀4wmm10g3x,单向节流阀z2f-s10-3x/sv后的压力损失分别为：p2-2 =0.22 mpa p2-3=2.8 mpa所以：7.1.3变量泵出口处的压力pp为：这个值比估算的溢流阀调整压力为18 mpa稍小，因此顶升油缸动作时，主30油路上的元件和管路直径均可不变。7.1.4液压系统的发热与温升验算：为简化计算，主要考虑水平油缸下降时发热（因工作时流量，功率量大）故按下将油缸后退验算系统温升。液压泵输入功率p输入顶升油缸下降时：v=180mm/s(108cm/min)q=4.32 l/min =0.75 则p输入7.1.5有效功率：p输出p1qv上181067.210410.1103w=10.1kw7.1.6系统的发热功率： pn=p输入p输出 10.710.1=0.6kw