课程设计（论文）-大型高压液压拉伸器方案设计.doc

大型高压液压拉伸器方案设计自动液压压砖机是陶瓷墙地、面砖成型的关键设备，本结构为三梁四柱式（图1-1）。四根立柱将底座、活动横梁、上横梁连为一体，两头用m320x4大螺母锁紧。在工况条件差，压制频率高，振动场合螺纹很容易拉伸、松动，造成自动液压压砖机四立柱受力不均衡，在工作中液压活塞与工作台面不垂直，活塞与油缸间隙单边，导致高压密封失效。目前国内自动液压压砖机四立柱预紧的办法有两种：1）电加热棒加热，将电热棒插入立柱深孔中通电后，加热到一定的温度，使立柱线膨胀达到计算好的预紧伸长量，再将螺母琐紧。2）采用液压拉伸器借助于超高压气驱泵的动力，将立柱轴向拉长，达到预定值时将螺母旋到位，关闭气驱泵卸压，利用材料自身的弹性将螺纹锁紧。主要用于各立柱的定值预紧和拆卸，利用超高压气驱泵产生的油压力，使活塞环、螺母上升，使被施加力的立柱在其弹性变形区内被拉长，立柱直径轻微变形，从而使螺母易于旋入或松动 ，实现定值预紧和拆卸的作用。1.超高压液压拉伸器原理及特点大型高压液压拉伸器采用无转距结构设计，可避免螺母与横梁接触面的磨擦，螺纹变形扭曲等影响立柱的预紧力，使被紧立柱受纯拉伸应力，预紧载荷精度2%，预紧力均匀，重复精度高，防松效果好。在装配过程中，通过测量螺栓的伸长量，控制螺栓的轴向预紧力能排除摩擦系数、接触应力变形影响、预紧力除受“松弛量” 影响。特别适应于大功率，有振动，防松要求高的场合。大型高压液压拉伸器具有操作简单、安全、可靠、快速、易控制、节能等优点，为机械设备的安装，检修带来更高的效率。为保证自动液压压砖机装配后四立柱有足够、均匀的预紧力，我们选择大型超高压液压拉伸器作为设计方案选型。 图1-12. 结构设计选型在设计过程中有三种拉伸器结构，都为单油缸式结构。由于工作液压力达到100mpa，属高压液压设计，这对油缸的结构、材料、刚性和密封形式有很高的要求。如图2-1由于该结构密封圈靠发兰压紧，油缸高度尺寸增大，刚性差，螺栓在高压状态工作下被拉伸，只适应于油缸直径小，液压力小的拉伸器。图2-2其结构设计简练。油缸刚性好，整过拉伸器尺寸小，由于螺母8旋在立柱上，每根立柱需要增长油缸厚度+螺母厚度为200mm，每台压机四根m320x4立柱，材料浪费较大，不宜采用。图2-3油缸结构和图3-2基本形式一样就是将支撑座件6加高，增加一个螺母套将立柱和拉杆连接起来。其缺点就是一次性投资较图3-2型大。由于图2-3具有刚性好、油缸结构简单、节省立柱材料，加工工艺性好等优点，设计选型为图2-3设计结构。图2-1 图2-2图2-3 3 设计结构及参数的确定超高压液压拉伸器在工作时高压泵流量小，液力施压缓慢，实际行程短，在计算过程中可以视静密封状态。以4200吨压制力的压砖机为例：表5.1 主要技术参数立柱螺纹直径mmm320x8最大预紧力n12600000 气驱液压泵工作压力mpa103（气压0.294mpa）u型滑环密封圈最大压力mpa300最大行程mm20mm外形尺寸mm680x888重量kg1586 图5-1单缸式预紧 图5-2双缸立柱预紧4. 高压液压拉伸器设计计算立柱承受工作载荷后，因所受的拉力增大而沿轴向继续伸长，其伸长量增加了，故总伸长量为b+。与此同时，原来被压缩的被上横梁，因立柱伸长而被放松，其压缩量也随之减小。根据联接的变形协调条件，则被上横梁压缩变形的减小量应等于立柱拉伸变形的增加量。此时的工作载荷为42000000n，上横梁材料为：zg310-570; 立柱材料：35crmoa锻件。5.1 每根立柱受拉力为f0工作载荷为fa=42000000n 每台压机的立柱为四根n=4f0=fa/n=42000000/4=10500000 n5.2 立柱预紧力计算 预紧力系数：k=1.5/（1+c0）立柱与上横梁拉压刚度比：c0=ez*az*lh/eh*ah*lz查设计手册表：立柱材料：35crmoa（锻件） ez=206x103mpa 上横梁材料为：zg210-500（铸件） eh=202 x103mpa立柱截面积为：az=r2/2 =3.14x1622/2 =82406.14mm2 上横梁的截面积；ah=324269mm2lh、lz立柱与上横梁结合长度相等为1200mm故 c0=ez*az*lh/eh*ah*lz=206x103x82406.14/202 x103x324269 =0.259ez 、eh立柱、上横梁弹性模量；az、ah立柱与上横梁的截面积；lh、lz立柱与上横梁结合长度；预紧力系数：k=1.5/（1+c0）=1.5/(1+0.259)=1.19因立柱材料为35crmoa，上横梁为zg310-500比立柱的刚度要大，故取k =1.2 实际每根拉伸力为：f/=k f0 =1.2x 10500000=12600000 n5.3立柱伸长量计算已知：立柱拉伸力f0=12600000 n 立柱有效长度l=4300mm 立柱弹性模量e=206x103mpa 立柱截面积a=78883.86mm2从材料的机械性能可知，在螺栓产生屈服之前，螺栓的拉伸变形是弹性变形，伸长量与轴向预紧力f的关系为：= f0 l(ea)=12600000x4300/206x103x78883.86=3.334mm.包括各个接触面松弛量，实际拉伸量5mm。5.4 油缸受力面积设计计算 油缸受压面积计算：设计油缸内环外径为：570mm，活缸内环内径为：410mma=255046.5-131958.5=123088mm25.5 活塞环轴向出力计算油缸工作压力p=103mpafa=axp=103123088=12678064 n5.6 油缸材料选择及壁厚设计计算由于油缸受高压油的作用，要求材料强度高、刚性好、变形小、加工性好，40crnimoa材料具有以上优点。材料选择： 40crnimoa 调质：hb250 时 查工程材料手册 b =800mpad=570mm p=103mpa b =800mpa 安全系数取n=1.5= /n=800/1.5=533.33mpa 按厚壁油缸计算公式计算油缸壁厚：当活塞环受轴向推力时： d/d=1.365 根据油缸壁厚计算公式： =55.04 mm 5.7 油缸底部壁厚度计算h= 因缸底厚度的圆周上开进油孔，设计厚度比计算厚度大。图6-1 ls126-1-4油缸5.8 活塞环壁厚设计计算材料选择： 40crnimoa 调质：hb250 时 查工程材料手册 b =800mpad=570mm p=103mpa b =800mpa 安全系数n=2= /n=800/2=400 mpa 活塞环受轴向剪切力校核：按h=52.9mm 计算根据剪切强度计算公式： b=0.6 b=0.6x800=480 mpa受剪面积: a=（510x3.14xh）=510x3.14x52.9=84714.06mm2受剪力: f=103（570/2）2x3.14-（510/2）2x3.14=5396586.12 n=f/a=5396586.12/8471.06=63.7 mpa63.7 mpab= 480 mpa 满足设计要求图6-2 ls126-1-7活塞环5.9 拉杆横截面强度设计计算 拉杆材料选择：35crmoa 查工程材料手册 调质hb275 b =750mpa （调质hb270） 拉杆螺纹直径：m320x4 螺纹高度：145mm 螺纹底径：d0=d-4+0.752=320-4+0.752=316.75mmb = 4f/（*d02）=41260000/（3.14316.752）=159.98mpab =159.98mpab =750 mpa .满足设计要求5.10 拉杆m320x4螺纹牙的强度校核 根据剪切强度公式校核： =0.6b=0.6750=450 mpa=87.368mpa=87.368mpa =450 mpa 满足设计要求根据螺纹牙的强度公式校核b =141.87mpa b =141.871mpab =750 mpa 满足设计要求材料为35crmo m3208 h=145螺纹满足设计要求。图6-3 ls126-1-10 m320x4 拉杆6. 高压密封件设计选型高压密封系统的结构主要有油缸、活塞环，密封环、内、外法兰组成（如下图）。密封环在高液压力作用下，油缸、活塞环都会发生变形，密封环唇口紧贴油缸面无泄露。6.1超高压密封条件设计工作压力为103mpa，工作温度50，活塞速度慢，密封圈单向受压，最大行程25mm。6.2 超高压密封设计选型 图7-1 超高压液压油缸密封结构形式根据拉伸器的密封条件和油缸结构形式,选择活塞孔用u形滑环式组合密封圈。表7-1 u形滑环式组合密封圈工况条件型号规格mm材料压力mpa工作温度速度 m/s介质单价元tb6-atb6-b570x7410x7聚四氟乙烯（pife）0-300-55+250液压油350015007 气驱液压泵设计选型7.1 气驱液压泵工作原理与特点气驱液压泵利用压缩空气作动力带动液压泵柱塞运动以形成压力油。利用气动活塞和油泵柱塞面积的悬殊比值(1:300)来产生很高的油压。结构紧凑，重量轻，拉力大；适用面广，使用简单方便；精确度高，速度快，使用安全；通用性强，通过更换拉伸头，可适用于多个规格的螺栓；成本低，是液压系统的理想动力源。近年来，一直被广泛用于各种工矿、建筑安装企业。 将经过油水分离过滤的压缩气体从驱动空气入口1进入，通过换向阀6和驱动空气管路2，进入气动活塞3下部的汽缸内推动气动活塞向上运动，同时关闭底部梃杆7，打开顶部挺杆4，压缩气体进入先导阀5，推动换向阀6向右移动，活塞上部空气通过换向阀6排出，在气动活塞3向上移动的同时，连接在下部的活塞杆向上运动油缸内吸油，入口单向阀10打开。当汽缸活塞3向下运动时，底部挺杆7打开，换向阀6阀芯左移，气体通过先导阀5，底部挺杆阀7和先导排气口排出，汽缸活塞3向下运动同时，入口单向阀关闭，带动油缸活塞向下运动将压力油通过出口单向阀11、高压快换接头、高压软管送入拉伸器油缸,推动活塞环上升，实现立柱拉伸，达到立柱预紧的目的。7.2 气驱液压泵主要技术参数表8-1气驱液压泵主要技术参数工作参数hpu189mc2.0 工作压力(bar)*1500增压比1:300零压力流量（l/min）0.512油箱容积（l）12压力表量程（bar）0-2000空气输入接口1/4bsp高压输出接口公接头116系列 尺寸（mm）470400530mm重量（kg）40（不含油）是否可手动操作可 8.主关件有限员分析8.1 ansys有限元软件确立建图模型根据以上主关件solidworks三维建图尺寸和主要技术参数,采用大型通用有限元软件ansys中运用apdl语言完成了整个建模、分网和求解过程，采用了solid95、targe170和conta174三种计算单元。表9.1液压拉伸器主要技术参数拉伸器工作压力mpa103油缸面积mm21230883活塞环出力n12678000工作行程mm25 8.2有限元分析计算ls126-1液压拉伸器在ansys中所建几何模型结果显示ls126-1液压拉伸器ansys中分网后结果显示ls126-1液压拉伸器整体模型mises应力云图ls126-1液压拉伸器整体模型位移云图 ls126-1-4油缸网格图1（活塞行程l20mm）ls126-1-4油缸网格图2（活塞行程l20mm）ls126-1-4油缸mises应力云图1（选取四分之一模型且活塞行程为l=20mm时计算结果，黑线框为变形前位置，最大应力507mpa为某些局部点，是因为网格划分不均的影响）避开不正常应力点选取过渡圆弧上的局部应力最大值为350.6mpals126-1-4油缸位移力云图（选取四分之一模型且活塞行程为l=20mm时计算结果）ls126-1-3支撑座mises应力云图1(最大应力598mpa出现在开腰形孔位置，为压应力)ls126-1-3支撑座mises应力云图2ls126-1-3支撑座位移云图通过计算得到如下结果： 1)油缸底面与两侧环面过渡圆角r3处应力较大，通过有限员分析修改成过渡圆角r82）当活塞环行程达到20mm时，外环面径向位移最大为0.0512mm,对密封影响不大。3)支撑座长腰形孔对结构的削弱作用大于相反面圆弧的削弱作用，减小开孔长度。4)底座620环面最大应力为230mpa，缩小的空间很小。5)拉杆的过渡圆角r20改为r50，过渡圆角处最大应力将从576mpa降低到379mpa。6）有限元分析结果与材料力学刚架模型计算有较大差别。7）原m320x4连接螺纹改为m320x8，提高工效。根据以上有限员计算结果，在主关件图纸应力较大区修改尺寸，大大增加大型超高压液压拉伸器设计更可行性、可靠性。9.结论在设计过程中，大型超高压液压拉伸器配套件，