4×φ120残极压脱清理机的设计(毕业论文+全套CAD图纸)(答辩通过)

充值下载文档就送全套 CAD 图纸 扣扣加 414951605 充值下载文档就送全套 CAD 图纸 扣扣加 414951605 毕业设计说明书 日 i 前 言 毕业设计是对我们大学学习的一次系统总结，对我们今后的学习和工作具有重大的意义。 这次设计集中于残极压脱清理机总装图及机架零件图的设计，因而在设计中我们要认真思考，计算有理有据，培养独立设计的能力。 我们的设计还是比较初级的模型，在实践中，只有经过不断的改进，才能达到高的生产效率，然而，基础的知识和原理是设计的源头，工具书的编者为我们提供了如此系统的、直观的资料，是难得的财富，要爱护藏书，让知识美化世界，让文明净化人类。 就我个人而言，我希望能通过这次毕业设计对 自己未来将从事的工作进行一次适应性训练，从中锻炼自己分析问题、解决问题的能力，为今后的工作、学习打下良好的基础。 ii 目 录 摘要 . 1 Abstract . 2 第一章 压脱机设计方案的选择 . 3 第一节 概述 . 3 第二节 压脱机设计结构与功能 . 3 一、方案设计和功能分析 . 3 二、设计结构及功能 . 4 第三节 液压驱动方案设计 . 6 第二章 液压缸的设计与选择 . 7 第一节 液压缸的设计选用说明 . 7 一、液压缸设计中应注意的问题 . 7 二、液压缸主要参数的选定 . 7 三、使用工况及安装条件 . 7 四、缓冲机构的选用 . 9 五、工作介质的选用 . 9 第二节 强度计算及校核 . 10 一、磷铁环的强度计算 . 10 二、校核承压钢板的抗压强度 . 10 第三节 液压缸的设计及其参数的计算 . 11 一、液压缸推力 F的选择 . 11 二、初选液压缸的工作压力 . 12 三、理论推力与理论拉力的确定 . 12 四、液压缸许用行程 S 的确定 . 13 五、缸筒材料的选择 . 14 六、缸筒壁厚的计算 . 16 七、缸筒壁厚的验算 . 17 八、缸筒底部厚度的计算 . 19 九、缸筒头部法兰厚度的计算 . 19 十、拉杆的选择与校核， . 19 第三章 辅助元件的设计与选择 . 19 第一节 压脱机辅助元件的设计与选择 . 19 一、双耳环的安装尺寸的选择 . 19 二、柱销的选择 . 20 三、密封装置的选择 . 20 第二节 机架工作轴的校核及轴的直径的选择 . 21 第四章 液压泵与电动机的设计与选择及行走油缸的设计 . 22 第一节 液压泵与 电动机的选择 . 22 一、液压缸的最大流量的计算 . 22 二、液压泵与电动机的选择 . 22 第二节 平移油缸的设计 . 23 一、阳极碳块、阳极钢爪、阳极铝导杆等相关参数的计算 . 23 iii 二、平 移液压缸的选择 . 28 第五章 液压系统设计 . 30 第一节 液压传动与控制的优缺点 . 28 一、液压传动与控制的优点 . 28 二、液压 传动与控制的缺点 . 29 第二节 压脱机 液压系统工作原理 . 30 第三节 液压系统元、辅件的选择 . 31 一、阀的选择依据 . 31 二、选择控制阀应注意以下几个问题 . 31 第六章 夹具 的设计与选择 . 32 第一节 定位装置的设计 . 32 第二节 夹紧装置设计 . 33 一、夹紧装置的组成和基本要求 . 33 二、夹具体的选择与设计 . 36 结语 . 36 参考文献 . 37 中英文翻译资料 . 38 英文资料 . 38 中文翻译 . 44 致 谢 . 49 太原理工大学阳泉学院 -毕业设计说明书 1 4 120 残极压脱清理机 摘 要 针对我国生产自动化程度不高的中小型企业的实际需要，设计出了一种结构简单、实用性强的新型残极压脱清理机，用来脱落残极碳块。本设计简要介绍了残极压脱清理机的用途及特点，并详细的介绍了结构设计、液压驱动方案的确立和试用效果等方面。 关键词 ： 残极压脱清理机 恒压驱动 压脱力 太原理工大学阳泉学院 -毕业设计说明书 2 Pressure-disengaging Cleaning Machine For 4120Residual Anode Abstract In view of the production of a high degree of automation is not the actual needs of small and medium enterprises to design a simple structure, a new type of practical pressure-disengaging cleaning machine for residual anode, used to block off the residual carbon pole. The design brief the use of pressure-disengaging cleaning machine for residual anode and the characteristics of , and introduce the structural design,the establishment of hydraulic-driven program and trial results in detail. Keywords: pressure-disengaging cleaning machine for residual anode constant pressure-driven the pressure-disengaging force 太原理工大学阳泉学院 -毕业设计说明书 3 太原理工大学阳泉学院 -毕业设计说明书 4 太原理工大学阳泉学院 -毕业设计说明书 5 第一章 压脱机设计方案的选择 第一节 概述 随着国内电解铝工业技术的迅猛发展和生产规模的不断扩大，如何安全、高效地脱落残极已成为各生产厂家急待解决的问题。目前，国内大规模的铝厂如贵铝、平果铝等都是从国外引进包括从残极脱落到新 阳极浇注的一整套全自动化的阳极组装线。该生产线功能完善、安全高效、自动化程度高，但成本极其昂贵，对于中小型铝厂来说难以接受。目前，我国中小型铝厂的残极脱落大都是采用原始的人工敲打方式，劳动强度大，安全隐患多，效率低，极大地制约了生产的发展和规模的扩大。为消除安全隐患、降低劳动强度、提高残极脱落效率，我们设计出了这么一种新型的残极脱落设备 残极压脱清理机。 残极压脱清理机 是电解铝厂阳极组装车间、阳极生产线上的关键设备之一，主要用途是将残留在阳极钢爪上的 残极碳块 从钢爪上剥离下来，以便钢爪经清刷，涂石墨烘干后再次 与新阳极块进行浇铸，制成新阳 级 机组，再由运输机械送到电解车间使用。此压脱机安全防范措施齐全、设备运行平稳，压脱后的导杆无豁口、断裂、变型等现象，使疤杆数量大减，减轻了工人的劳动强度，杜绝了因人工敲打引起的抨溅等伤人事故，效率高、见效快。 所设计的 残极压脱清理机 为双阳极四爪，一根导杆可以一次太原理工大学阳泉学院 -毕业设计说明书 6 压脱完成。效率比进口设备提高 了许多 ，成本 也 比进口设备降低了 许多 。 而后再设计一套设备专门负责用于清理附着在钢爪上的磷铁环以及少量的碳块残渣。 第二节 压脱机设计结构与功能 一、方案设计和功能分析 国外进口的同类产品尽 管结构各异，但均是采用静压压脱方式，结构上的差异只是实现的方法不同，以及为适应全自动化生产线的要求而已。我们所设计的液压缸，其实现的形式是采用双缸驱动双压板方式。单缸可提高 6t的压脱力，工作压力 10MPa。机架对称布置，但为了方便残极的进入、垂直方向的固定以及脱极后残渣的清运，本方案采用左机架固定，右机架可以水平移动的结构形式，右机架的移动通过一平移油缸来驱动。不论是垂直方向的压脱油缸还是水平方向的平移油缸，它们的行程均通过限位开关双重控制。在考虑压脱机的结构、尺寸、操作的方便性以及操作工的安全性等问题时， 均采取了人性化的设计方法。 对于整个残极压脱清理机的设计主要应从以下两个方面来重点考虑，其一就是要保证残极碳块在压脱机上的定位与夹紧，这就要求必须设计一套合理的夹具来满足此项要求，既要起到定位夹紧作用，还要保证残极的铝导杆与钢爪不能分离；其二就是采用的执行机构是液压缸，由于液压驱动力大，实现相对容易，而且操作方便，因此，本机采用液压驱动。 二、设计结构及功能 （一）残极压脱清理机的结构及功能，见图 1： 1.行走油缸，驱动行走机构左右运动。其极限位置由限位开关来控制。 2.行走机构，该机构向左运动，上下两块推 移钢板将残极推到预订位置固定夹紧，压脱过程开始；压脱完成后该机构向右运动到位，天车起吊，压脱完成。 3.右机架（带上下两块推板） 4.压板（左右各一） 5.压脱油缸，两压脱油缸同时驱动左、右压板向下运动，靠静压压脱残极碳块，完成脱落。压脱后，油缸复位。 6.左机架（带承压钢板） 太原理工大学阳泉学院 -毕业设计说明书 7 图 1 残极压脱清理机 （二）残极压脱清理机工艺流程 残极压脱清理机工艺流程见图 2 太原理工大学阳泉学院 -毕业设计说明书 8 图 2 残极压脱清 理机工艺流程图 第三节 液压驱动方案设计 确立液压驱动方案应充分考虑残极压脱的工艺要求，不论是普通液压油泵还是恒压泵，只要选型正确，均能满足要求的工作压力。但是，在工作时两者压力建立的过程是有区别的。如果以一恒值压力快速作用于残极碳块将会极大的提高压脱的成功率、减少压脱时间提高生产效率。因此，本方案采用恒压变量泵作为动力源。其压脱速度通过恒压泵与 调速阀 构成的容积节流调速回路来调节。该调速方式与普通的节流调速相比，既有回路无溢流损失、效率高和发热少的长处，比容积调速回路的速度稳定性好，而且泵的供油量自动 与液压缸所需的流量相适应，同时它的负载特性又非常符合压脱的工艺要求。 太原理工大学阳泉学院 -毕业设计说明书 9 第二章 液压缸的设计与选择 第一节 液压缸的设计选用说明 一、液压缸设计中应注意的问题 液压缸的设计和使用是否正确与否，直接影响到它的性能和易否发生故障。在这方面经常碰到的是液压缸安装不当、活塞杆承受偏载、液压缸或活塞下垂以及活塞杆的压杆失稳的问题。所以在设计液压缸时必须注意如下几点： （一）尽量使活塞杆在受拉状态下承受最大负载，或在受压状态下具有良好的纵向稳定性。 （二）考虑液压缸行程终了的制动问题和液压缸的排气问题。缸内如无缓冲和排气装置，系统中需要有相应的措施。但并非所有的液压缸都要考虑这些问题。 （三）正确确定液压缸的安装、固定方式。如承受弯曲的活塞杆不能用螺纹连接，要用止口连接。液压缸不能在两端用键或销定位，只能在一端定位，为的是不阻碍它在受热时的膨胀。 （四）液压缸各部分的结构须根据推荐的结构形式和设计标准进行设计，尽可能做到结构简单、紧凑，加工、装配和维修方便。 二、液压缸主要参数的选定 额定工作压力 pn，一般取决于整个液压系统，因此液压缸的主要参数就是缸 筒内径 D 和活塞杆直径 d。此两数值按照国家标准所示的方法确立后，最后必须选用符合太原理工大学阳泉学院 -毕业设计说明书 10 国家标准 GB2348 80 的数值。这样才便于选用标准密封件和附件。 三、使用工况及安装条件 （一）工作中有剧烈冲击时，液压缸的缸筒、端盖不能用脆性的材料，如铸铁。 （二）排气阀须装在液压缸油液空腔的最高点，以便排除空气。 （三）采用长行程液压缸时，须综合考虑选用足够刚度的活塞杆和安装中隔圈。 （四）当工作环境污染严重，有较多的灰尘、砂、水份等杂质时，须采用活塞杆防护套。 （五）安装方式与负载导向 1.耳环安装 作用力处在一平面内， 如耳环带有球铰，则可在 4。 圆锥角内变向。 2.耳轴安装 作用力处在一平面内。通常较多采用的是前端耳轴和中间耳轴。后端耳轴只用于小型短行程液压缸上，因它的支承长度较大，影响活塞弯曲稳定性。 3.法兰安装 作用力与支承中心处在同一轴线上。法兰与支承座的链接应使法兰面承受作用力，而不应使固定螺钉承受拉力。 4.底座安装 前端底座须用定位螺钉或定位销，后端底座则用较松螺孔，以允许液压缸受热时，缸筒能伸缩。 当液压缸的轴线较高，离开支承面的距离较大时，底座螺钉及底座刚性应能承受倾覆力矩的作用。 5.负载导向 液压缸 活塞不应承受侧向负载力，否则，必然使活塞杆直径过大，导向套长度过长。因此通常对负载加装导向装置。 见表 1，按负载为重、中或轻型，推荐以下安装方式和导向条件； 表 1 负载与安装方式的对应关系 负载类型 推荐安装方式 作用力承受情况 负载导向条件 法兰安装 作用力与支承中心在同一轴线上 导向 耳轴安装 同上 导向 太原理工大学阳泉学院 -毕业设计说明书 11 重型 底座安装 作用力与支承中心不在同一轴线上 导向 后球铰 作用力与支承中心在同一轴线上 不要求导向 中型 耳环安装 作用力与支承中心在同一轴线上 导向 法兰安装 同上 导向 耳轴安装 同上 导向 轻型 耳环安装 同上 可不导向 四、缓冲机构的选用 一般认为普通液压缸在工作压力 10MPa、活塞速度 0.1m/s 时，应当采用缓冲装置或其他缓冲办法。这只是一个参考条件，主要还是要看具体情况和液压缸的用途等来决定。例如 :要求速度变化缓慢的液压缸，当活塞速度 0.05 0.12m/s 时，也得采用缓冲装置。 缸外制动机构：当 smum /5.41时，缸内缓冲机构不可能吸收全部动能，须在缸外加装制动机构 ，如： （一）外部安装行程开关。当开始进入缓冲阶段时，开关即切断供油，使液压能等于零，但仍可能形成压力脉冲。 （二）在活塞杆与负载之间加装减震器。 （三）在液压缸出口加装液控调速阀。 此外，可按工作过程对活塞线速度变化的要求，确定缓冲机构的型式，如： （一）减速过渡过程要求十分柔和，如砂型操作，易碎物品托盘操作，精度磨床进给等，宜选用近似恒减速型缓冲机构如多孔缸筒或多孔柱塞型以及自调节流型。 （二）减速过程允许微量脉冲，如普通机床粗轧机等，可采用铣槽型、阶梯型缓冲机构。 （三）减速过程允许承受一定的脉冲，可 采用圆锥型或双圆锥型甚至圆柱型的缓冲机构。 五、工作介质的选用 太原理工大学阳泉学院 -毕业设计说明书 12 按照环境温度可初步选定工作介质品种： （一）在常温（ -20 60）下工作的液压缸，一般采用石油型液压油。 （二）在高温（ 60）下工作的液压缸，须采用难燃液及特殊结构液压缸。 液压缸按不同结构对工作介质的粘度和过滤精度有不同的要求 . （一）工作介质粘度要求：大部分生产厂要求其生产的液压缸所用的工作介质粘度范围为 12 28cSt，个别生产厂允许到 2.8 380cSt。 （二）工作介质过滤精度要求：用一般弹性物密封件的液压缸： 20 25 m ；伺服液压缸： 10 m ；用活塞杆的液压缸： 200 m 。 第二节 强度计算及校核 一、磷铁环的强度计算 磷铁环， 如图 3 所示，取磷铁环的理想断面为 130 ，故磷铁环的面积为 S= 130 100=40820 2=0.040820 。 图 3 磷铁环 方案一：查机械设计手册 表 3.1-6得： HT100 的抗拉强度 b 130MPa，由此可得破坏一个磷铁环至少需要： F1= b S=130MPa 0.040820 =5.3066 106N 破坏四个磷铁环至少需要： F= 4F1=4 b S=4 5.3066 106N =21.2264 106N 方案二：查机械设计手册 表 3.1-6得： HT200 的抗拉强度 b 220MPa，由此可得破坏一个磷铁环至少需要： F2= b S=220MPa 0.040820 =8.9804 106N 破坏四个磷铁环至少需要： F = 4F2=4 b S=4 8.9804 106N =35.9216 106N 太原理工大学阳泉学院 -毕业设计说明书 13 考虑此设备的经济性和合理性，故选用 HT100 代替磷铁环来进行压脱试验。由于磷铁环的屈服强度比碳块的屈服强度大，又由于压脱机的压板在压碳块的时候产生175mm 的偏心距，压板没有压到磷铁环上而压到碳块上，所以，本设计所采用的是压碳块的方法将碳块从阳极钢爪上掰裂，完成压脱任务。 二、校核承压钢板的抗压强度 由于所设计的方案是只用左机架上伸出来的钢板来承受重压，故 m1=F/10=2.12264 106 总质量： m=m1+m2 =2.12264 106 +921 =2.123552 106 m2为阳极电极总质量 F= m 10=21235520N s=F/S=21235520N/0.446 =47.6 MPa s=250 Mpa 0.446 为承压钢板的面积 故 100mm 的承压钢板足以支承被压件的重量和压脱力。 第三节 液压缸的设计及其参数的计算 一、液压缸推力 F 的选择 选择碳块的危险截面如图 4 所示 图 4 碳块的危险截面图 Wz=bh2/6=1.6 0.132/6=0.004507m3 h=0.13m 为碳块电解后的厚度 查阅矿山机械 2003.01 论文“ 500t 残极破碎机参数计算”可知： 碳块的耐压强度值为 32MPa；劈裂强度约为抗压强度的 1/（ 8 10）。 要使碳块像如图 5所示，沿其横截面断裂，则至少需要的弯矩值为： 太原理工大学阳泉学院 -毕业设计说明书 14 M= Wz=1/10 32 MPa 0.004507 m3=14422.4N m 如图 5所示压脱力的作用线偏离残极中心线 l=175mm。 710510N O图 5 受力分析图 由力矩平衡方程可得： F 脱 =M/l=14422.4N m /0.175m=8.24 104N 由图还可以看出活动压力板绕 N点转动，由力偶矩平衡方程可得： M（ N） =0， F 油 510 F 脱 710=0 从而得出油缸推力和压脱力的关系： F 油 =1.39F 脱 若用单缸来破坏残极，则需要的油缸推力为： F 油 =1.39F 脱 =1.39 8.24 104N=1.15 105N 由于所选择的是用双缸来压脱残级碳块，故单缸所需的油缸的推力为 F 油 = F 油 /2=5.73 104N 二、初选液压缸的工作压力 液压缸工作压力的选择是否合理，直接影响到整个系统设计的合理性，确定时不能只考虑满足负载要求，应全面考虑液压装置的性能要求和经济性。如果液压缸的工作压力选定较高，则泵、缸、阀和管道尺寸可选的小些，这样结构较为紧凑、轻巧，加速时惯性负载也小，易于实现高速运动的要求。但工作压力太高，对系统的密封性能要求也相应提高了，制造较困难，同时缩短了液压装置的使用寿命。此外，高压会使构件弹性变形的影响增大，运动部件容易产生振动。 对于各类液压系统，由于各自特点和使用场合不同，其液压 缸的工作压力亦不相同，根据机械设计手册表 19-2-13 及表 19-6-3选择额定工作压力 Pn=10MPa。 三、理论推力与理论拉力的确定 根据机械设计手册表 19-6-4知 （一）当活塞前进时的理论推力： F1=A1 Pi 106（ N） 太原理工大学阳泉学院 -毕业设计说明书 15 F1= /4 D2 Pi 106（ N） 式中： A1 活塞杆无杆侧有效面积（）； Pi 供油压力（ MPa）； D 活塞直径（即液压缸内径）（ m） F1=5.73 104N， Pi=10 MPa 则： 5.73 104N = /4 D2 10 106Pa 可得 D=0.085m=101mm，圆整得 D=85mm 根据机械设计手册表 19-6-3液压缸内径系列，取 D=100mm 综合考虑，选择拉杆型液压缸，因为这种液压缸结构简单，制造和安装均较方便。且其缸筒是用内径经过珩磨的无缝钢管半成品，按行程长度相应的尺寸切割。端盖与活塞均为通用件，因此制造成本较低。但这类液压缸受到行程长度、缸筒内径和额定工作压力的限制。行程长度即拉杆长度过大时，安装时容易偏歪致使缸筒端部泄漏。缸内径过大或额定工作压力过高时，由于径向布置尺寸和拆装问题，拉杆直径不能过大，致使拉杆的拉应力可能超过屈服强 度。因而拉杆型液压缸通常用于行程长度 1.5m，缸内径 D 250mm，额定工作压力 pn 20MPa 的场合。 液压缸装配如图 6所示 图 6 液压缸装配图 （二）当活塞退回时的理论拉力 F2： F2=A2 Pi 106（ N） = /4（ D2 d2） Pi 106（ N） 式中： A2 活塞杆有杆侧有效面积（）； d 活塞杆直 径（ m） （三）当活塞差动前进时（即活塞的两侧同时进压力相同的油液）的理论推力F3： 太原理工大学阳泉学院 -毕业设计说明书 16 F3= /4 d2 Pi 106（ N） 由机械设计手册表 19-6-5 常用标准液压缸理论推力和拉力可以知道 : d=45 ,F2=6.26 104N,A2=62.63 2,P2=10 MPa D=100 ,F1=7.85 104N,A1=78.54 2,P1=10 MPa 需要说明的是活塞杆直径 d 在此处有三种不同的系列，可以试选符合所设计的要求，在此选 d=45 。 四、液压缸许用行程 S 的确定 由机械设计手册 19-6-7 许用行程 S 与计算长度 L 的关系，可知，根据需要选用一端刚性固定，一端自由的液压缸， n=1/4 活塞杆的最大允许计算长度，由欧拉公式确定的 Lk的值： Lk=192.4d2/（ D P ） 式中： Lk 最大计算长度 ，； D 液压缸内径，； d 活塞杆直径，； P 工作压力， MPa 由所选的缸可知 D=100 ， d=45 ， P=10 MPa 则 Lk=192.4d2/（ D P ） =192.4 452/（ 100 10 ） =1232 L与 Lk的关系式： L=Lk/2=1232/2=616 许用行程 S=L l1 根据缸径 100 的液压缸，查表机械设计手册表 19-6-8 液压缸固定部分的参考尺寸可知 l1=150 ,故 S=L l1=616 150=466 ，根据机械设计手册表19-6-3，取 S=500 。 五、缸筒材料的选择 缸筒是液压缸的主要零件，它与缸盖、缸底、油口等零件构成密封腔，用以容纳压力油液，同时它还是活塞的运动的“轨道”。考虑到缸筒一般要求有足够的强度和冲击韧性，并且还必须足以保证活 塞密封件的密封性，根据液压缸的参数、用途和毛坯的来源等，参考机械设计手册表 19-6-11，、选择 45 钢作为缸筒的材料，由表知 b 600N/ 2, s 340N/ 2 六、缸筒壁厚的计算 参考机械设计手册表 19-6-12，可知缸筒壁厚 的计算公式为： 太原理工大学阳泉学院 -毕业设计说明书 17 = 0 c1 c2 式中： 0 为缸筒材料强度要求的最小值， m； c1 为缸筒外径公差余量， m； c2 腐蚀余量， m； 缸筒材料的许用应力， N/ 2； Pmax 缸筒内最高工作压力， MPa； D 缸筒内径， m n 安全系数，通常取 n=5 = b/n=600 MPa/5=120 MPa 当 /D 0.08 时，可用薄壁缸筒的实用计算式： 0 Pmax D/（ 2 ） =10 MPa 0.1m/（ 2 120 MPa） =4.2 10-3m 当 /D=0.08 0.3 时，可用实用公式： 0 Pmax D/（ 2.3 3 Pmax） =10 MPa 0.1m/（ 2.3 120 MPa 3 10 MPa） =4.1 10-3m 当 /D 0.3 时，可用薄壁缸筒的实用计算式： 0D/2（ maxmax 3.14.0 1） =0.1m/2（ 103.11 2 0104.01 2 0 1） MPa=3.8 10-3m 0 D/2（ max3 1） =0.1m/2（ 1031 201 20 1） MPa=4 10-3m 考虑缸筒外径公差余量和腐蚀余量： c1 c2=5.0 10-3m 选 /D=0.08 0.3 时的实用公式 = 0 c1 c2=4.1 10-3 +0.5 10-3 m =9.1 10-3m=9.1 因此可以初步确定缸筒的外径为 118 。 七、缸筒壁厚的验算 参考机械设计手册表 19-6-12，可知对最终采用的缸筒壁厚 应作四方面的验算 ： 额定工作压力 Pn应低于一定极限值，以保证工作安全： 太原理工大学阳泉学院 -毕业设计说明书 18 Pn 0.35 s（ D21 D2） / D21 MPa 式中： Pn 液压缸的额定工作压力， MPa； s 缸筒材料屈服强度， N/ 2； D1 缸筒外径， m； D 缸筒内径， m； 液压缸的额定工作压力为 10 MPa，缸筒材料屈服强度为 340N/ 2，缸筒外径可以通过查 机械设计手册表 19-6-13 知其为 121mm，符合我们计算所得的结果。 0.35 s（ D21 D2） / D21 =0.35 340（ 0.1212 0.12） / 0.1212 =37.72 MPa 很明显 Pn 37.72 MPa 同时额定工作压力也应与完全塑性变形压力有一定的比例范围，以避免塑性变形的发生： Pn （ 0.35 0.42） Prl 式中： Prl 缸筒发生完全塑性变形的压力， MPa Prl=2.3 slog（ D1/D） =2.3 340 log（ 121/100） =64.7 MPa （ 0.35 0.42） Prl=（ 0.35 0.42） 64.7 MPa=（ 22.66 27.17） MPa 很明显 Pn （ 22.66 27.17） MPa 此外，尚需验算缸筒径向变形 D 应处在允许范围内 D=D Pr/E（ D21 D2） /（ D21 D2） ） m 式中： Pr 缸筒耐压试验压力， Pr =1.5Pn =1.5 10 MPa =15 MPa； E 缸筒材料弹性模量， 2.10 105N/ 2； 缸筒材料泊桑系数，对钢材， =0.3 D =D Pr/E（ D21 D2） /（ D21 D2） ） =0.1 15/2.10 105（ 0.1212 0.12） /（ 0.1212 0.12） 0.3） =4.0 10-5m 易知变形量 D 不超过密封圈的允许范围。 最后，还应验算缸筒的爆裂压力 PE： PE=2.3 blog（ D1/D） MPa=2.3 600 log（ 121/100） MPa=114.2 MPa 很明显，计算的 PE值远远超过耐压试验压力 Pr 故所选择的缸筒 符合条件，满足要求。 太原理工大学阳泉学院 -毕业设计说明书 19 八、缸筒底部厚度的计算 参考机械设计手册表 19-6-12，可知缸筒底部为平面时，其厚度 可以按照四周嵌住的圆盘强度公式进行近似的计算： 0.4330D P m 式中： P 筒内最大工作压力， 10MPa； 筒底材料许用应力， 120N/ 2； D 缸筒内径； 则 0.4330D P =0.4330 0.1 12012.5 =0.012m 考虑缸筒底部的强度和刚度以及实际要求，取 =0.05m=50 九、缸筒头部法兰厚度的计算 参考机械设计手册表 19-6-12，考虑螺孔，则法兰厚度 3104 La dr Fbhm 式中： F 法兰在缸筒最大内压下，所承受的轴向压力 F=PA1=10 MPa 78.54 2=10 106Pa 78.54 10-4 m2=78540N； ra 法兰外圆半径，取其为 0.14 m； b 取其为 0.018 m； dL 取其为 0.01 m； 缸筒头部材料许用应力， 120N/ 2； 则 11m mm101.11012001.014.014.3 018.0785 404 23 mh同样也对其进行适当的加厚，取 h=20 ，缸筒头部取 50 。 十、拉杆的选择与校核， 为使结构简单，制造和安装均较方便，故用六根拉杆对两端盖和缸筒进行联接拉紧。 参考机械设计可知 受轴向载荷的螺栓组联接，每个螺栓所受的工作载荷为： F=F /z 式中： F 轴向载荷， 5.73 104N； 太原理工大学阳泉学院 -毕业设计说明书 20 z 螺栓拉杆的个 数， 6 个 则 F=F /z=5.73 104N /6=9550N 螺栓小径： d1F4式中： 松螺栓联接许用应力，我们所选的螺栓材料为 Q235，则 = s/s s 螺栓材料屈服强度， MPa 查表 11-6，根据 GB/T3098.1-2000 和 GB/T3098.2-2000 可知， s的公称值为 400 MPa，安全系数取 1.3 则 = s/s=400/1.3=308 MPa 有 d1 mm3.6m0 0 6 3.01030814.39 5 5 046 m 故我们取 d1=8mm 查吴宗泽主编的机械零件设计手册，由表 4-17 知 选择公称直径 d=10mm 的 M10 的粗牙六角头螺栓对两端盖和缸筒进行联接。 参考机械设计手册表 19-6-12，知螺栓或拉杆的强度计算： 螺纹处的拉应力： 2621 /N10zd4KF mm 式中 :F 缸筒端部承受的最大推力， 5.73 104N； D 缸筒内径， 0.1m； d1 螺纹底径， 0.008m； k 拧紧螺栓的系数，不变载荷取 k=1.25 1.5，此处取 1.25 代入数据可得：M P a238/N106008.04105 . 7 31 . 2 5/N10zd4KF 26242621 mmmm 许用应力 = s/ns MPa s 缸筒材料的屈服极限， 340 MPa； ns 安全系数， ns=1.2 2.5，取 ns=1.2 则 = s/ns=340/1.2=283 MPa 太原理工大学阳泉学院 -毕业设计说明书 21 由于 ，故拉杆满足强度要求，符合条件 同理，也可以查表选用 M16 的粗牙六角头螺栓用来联接法兰与机体。 第三章 辅助元件的设计与选择 第一节 压脱机辅助元件的设计与选择 一、双耳环的安装尺寸的选择 参考液压工程手 册由表 7.3-19，根据 ISD/DIS8133 标准，见图 7，查得 : 单位， 图 7 双耳环 型号： 30 活塞杆直径： 45 缸筒内径： 100 太原理工大学阳泉学院 -毕业设计说明书 22 公称力： 125000N KK： M33 2 CK（ H9）： 30 CM（ A16） :50 ER（ max） :50 CE（ Js13） :129 AV（ min） :45 LE（ min）： 54 CL（ max） :103 二、柱销的选择 见图 8由表 7.3-23 可知，且根据 ISO 8132 标准，得 图 8 柱销 型号： 30 公称力： 50000N EK（ f8）： 30 EL（ H16）： 103 三、密封装置的选择 参考液压工程手册由表 7.5-2 知 缸筒用静密封圈 O 型圈，见图 9 太原理工大学阳泉学院 -毕业设计说明书 23 图 9 O 型圈 参考液压工程手册由表 7.5-3 可知，见图 10 活塞和活塞杆的密封圈 O 型圈 图 10 O 型圈 第二节 机架工作轴的校核及轴的直径的选择 此处我们选择 45 钢作为圆轴的材料 由公式 =M/Wz Wz= d3/32 知 3 M32d 式中： M 轴上任意一点处所受的弯矩值， N m； Wz 抗弯截面模量； 45 钢的许用应力值 ,640MPa； d 圆轴的直径， m ON510710图 11 受力分析图 太原理工大学阳泉学院 -毕业设计说明书 24 如图 11 所示，列力的平衡方程可得： Fy=0, F=F 油 F 脱 =5.73 104N 4.12 104N =1.61 104N 以 O 点为中心，则 N点相对 O点的力偶矩为 M= FlON=1.61 104N 0.51m=8211N m 则 3 M32d = mm51m051.01064014.3821132d 3 6 故所选工作轴的最小直径为 51 ，此处取 d=55 第四章 液压泵与电动机的设计与选择及行走油缸的设计 第一节 液压泵与电动机的选择 一、液压缸的最大流量的计算 参考机械设计手册表 19-6-4 知，根据已知参数选择中型系列，则活塞杆 最大运动线速度 vmax=0.6m/s=36m/min 单位时间内油液通过缸筒有效截面的体积，即流量 Q=vA= v /4 D2 103 L/min =36 /4 0.12 103 L/min =0.2826 103 L/min=4.71 10-3m3/s 二、液压泵与电动机的选择 使用一恒值压力快速作用于残极块将会极大的提高压脱的成功率、减少压脱时间提高生产效率。因此，在设计中采用恒压变量泵（柱塞泵）作为动力源，其压脱速度通过恒压泵与 调速阀 构成的容积节流调速回路来调节。 参考机械设计手册表 19-5-4，由部分液压泵和液压马达产品主要技术性能，在此首先试选 ZBP 型号的柱塞泵 试选供油压力 P=10MPa，转速 n=2880r/min 由于单个液压缸单独工作时所需的最大流量为 Q=0.2826 103 L/min=4.71 10-3m3/s 故单液压泵供给多个执行元件同时工作时，泵的流量 Qmax要大于液压执行元件所需最大流量的总和，则 Qmax=2Q=0.5652 103 L/min 则其排量 q0=Qmax/n=0.5652 103 L/min /2880r/min 196ml/r 太原理工大学阳泉学院 -毕业设计说明书 25 故选 ZBP227 型号的柱塞泵 计算液压泵的驱动功率 参考机械设计手册，按液压泵的实际使用情况，计算其驱动功率： P= PNQN/103 p kw 式中： PN 液压泵的额定压力， 14MPa； QN 液压泵的额定流量， 1.1 10-2m3/s； p 液压泵的总效率，参考机床液压传动与控制，由表 8-10，各种泵在工程压力下的总效率：取 p=0.90； 转换系数， =0.4 将数据代入上面公式，整理可得 P= PNQN/103 p =0.4