机械毕业设计（论文）-无缝钢管升降辊道设计（全套图纸） .pdf

摘要摘要 本文介绍了近年来国外无缝钢管机组的建设情况， 以及经过并购整合后形成 的10 大钢管集团的基本情况。分析了国外无缝钢管技术装备发展的特点：国外 各大钢管生产企业的新专利、新产品不断涌现，但在无缝钢管生产的节能降耗方 面技术进步不明显，连铸坯热送热装技术未有突破。 关键词关键词：国外；无缝钢管；技术装备；发展特点 全套图纸，加全套图纸，加 153893706 abstract presented here in the article are the information concerning the construction of seamless steeltube mills as set up recently at abroad， and a general introduction of the world top ten steel tube groups as resultingfrom relevant mergers and acquisitions and consolidations. the general trend feature of the development of technologicalequipment for seamless steel tube manufacture in relevant developed countries is analyzed，and identified，i.e.，new patents and products are constantly emerging，whereas no major progress in energy-saving technology for seamless steel tube production is made， and so is any breakout of the technology for hot-conveyance andcharge of cc billets. key words：at abroad；seamless steel tube；technological equipment； development feature 目录目录 摘要 1 abstract 2 目录 3 第一章 前言. 5 1.1 引言. 5 1.2 主要无缝钢管生产企业. 6 1.3 无缝钢管技术装备发展的特点 10 1.3.1 掀起三辊连轧管机组建设热潮 10 1.3.2 为最新技术推广应用的主力 10 1.3.3 积极开发新产品，满足用户新需求 11 1.4 节能降耗等新技术开发无大的进展 12 第二章 总体方案的设计 12 2.1 总体方案 12 2.2 无缝钢管升降轨道的设计要求 . 12 2.3 升降辊道的结构形式 . 13 2.4 工况分析 13 第三章 升降辊道主要参数设计计算 14 3. 1 系统组成 14 3. 2 电机功率的计算及选择 14 3. 2. 1 辊道驱动力矩的计算 14 3.2.2 电动机的功率 15 3.2.3 电动机的选择 15 3.2.4 电动机的验算 15 3.3 传动轴的估算和验算 16 3.3.1 传动轴直径的估算 16 3.4 强度校核 17 3.4.1 临界力计算 17 3. 5 计算工作安全系数 17 第四章 液压传动系统的设计计算. 18 4.1 明确设计要求 制定基本方案： 18 4.2 制定液压系统的基本方案 18 4.2.1 确定液压缸的类型 18 4.2.2 确定液压缸的安装方式. 18 4.2.3 缸盖联接的类型 19 4.2.4 拟订液压执行元件运动控制回路. 19 4.2.5 液压源系统. 19 4.3 确定液压系统的主要参数 19 4.3.1 载荷的组成与计算： 19 4.3.2 初选系统压力. 22 4.3.3 计算液压缸的主要结构尺寸. 23 4.3.4 确定液压泵的参数 6 . 25 4.3.5 管道尺寸的确定. 26 4.3.6 油箱容量的确定. 27 4.4 液压缸各组成部分的设计 28 4.4.1 液压缸缸筒的设计和计算: 28 4.4.2 活塞杆的设计与计算：. 29 4.4.3 导向套的设计与计算：. 30 4.4.4 液压缸油口的设计：. 32 4.4.5 端盖和缸底的设计计算：. 33 4.4.6 密封件的选用：. 33 4.4.7 防尘圈. 34 4.5 液压缸主要零件的材料和技术要求 35 4.5.1 缸体 35 4.5.2 活塞杆. 36 第五章 总结 37 附录. 38 浅析机电一体化技术的现状和发展趋势 . 38 参 考 文 献 49 第一章第一章 前言前言 1.1 引言 无缝钢管大规模工业化生产自19 世纪80 年代末始，至今已超过120 年，其 间出现了约10 种热轧无缝钢管生产工艺，包括顶管（ehrhardt） 、周期轧管 （pilger） 、自动轧管（plug） 、扩管（expander） 、三辊轧管（assel） 、二辊斜 轧（diescher） 、挤压管（ugine） 、连轧管（fassl、foren、全浮动芯棒、mpm、 半限动芯棒、三辊连轧）以及穿孔+冷轧（拔）等，并均在特定时期内得到过一 定的普及应用。 目前，国外拥有的各种无缝钢管热轧机组300多套，年产能3 000 万t 以上。 其中，连轧管机组约45 套，年产能1 700 万t 以上，约占总产能的57%，约有15 套是21 世纪新建的；原有自动轧管机组70 多套，近20 年来其中多半已停产或 改造；三辊轧管机组近40 套，年产能占比约为13；顶管机组约有45 套，年产 能占比不到10；周期轧管机组有70 多套，年产能占比约为20，近20年来随 着管坯连铸技术的发展和限动芯棒连轧管机组的推广， 中小直径周期轧管机组逐 渐被替代或停产拆除；挤压管机组有60 多套，其中大部分为卧式液压挤压管机 组，年产能为100 万t 以上，用于生产一些特殊用途钢管。 据不完全统计，近20 年来国外共新建或改建了40 余套热轧无缝钢管机组， 新增年产能约930万t。其中22 套为连轧管机组（包括14 套三辊连轧管机组） ， 新增年产能800 万t，占新增产能的87%。同时建设的其他类型的轧管机组总计约 20套（新型顶管机组5 套、三辊轧管机组5 套、挤压管机组10 套） 。可见连轧管 机组已成为当今无缝钢管生产技术发展的主流。 1.2主要无缝钢管生产企业主要无缝钢管生产企业 20 世纪90 年代国外无缝钢管生产企业进入整合期， 在2000 年初形成了5 大钢管生产集团 （tenaris 集团、 v 标准轨长度:25. 0 m; 重轨在辊道上的移送 速度0. 22 m/ s; 辊道升降高度80 mm. 2.3 升降辊道的结构形式升降辊道的结构形式 整个升降辊道由升降辊一、 升降辊二、连杆及联结件组成. 其中升降辊一为 7 组辊子, 升降辊二为2组辊子, 升降辊一和升降辊二通过连杆连接. 两组升降 辊的辊子均为单独驱动. 升降辊二安装有气缸, 当气缸活塞推动时, 升降辊二 的机体绕机架转动, 同时通过连杆使升降辊一的机体绕机架转动, 从而使整个 辊道上升或下降. 2.4 工况分析工况分析 本升无缝钢管升降辊道是一种升降性能好，适用范围广的无缝钢管生产机 构，该升降机主要有两部分组成：电机控制系统和升降系统。机械机构主要起传 递和支撑作用，电机控制系统主要提供动力，他们两者共同作用实现升降机的功 能。 第三章 升降辊道主要参数设计计算 3. 1 系统组成 本升降辊道设计由机体，传送机构，动力源三部分组成。其中机体由底座 及本体等部分组成；传送机构主要由轴及辊子所组成；动力源由电机驱动和液压 驱动两种形式构成。 3. 2 电机功率的计算及选择 3. 2. 1 辊道驱动力矩的计算辊道驱动力矩的计算 由于辊道是起动工作制, 辊道在加速的情况下运送轧件, 除了静力矩外, 还要 考虑辊子和轧件所产生的动力矩, 辊道在起动时所需的力矩 式中: c 为由一台电动机所驱动的辊子数目; gd21为一个辊子的飞轮力矩, kg; l1 为辊子在轧件打滑时的摩擦系数, 对于热轧件为0.3, 对于冷轧件为 0.15 0.18; 取0.18; d 为辊子直径, m; g 为重力加速度, mm/ s2; q 为在该组辊道上作用的轧件重力, n; g 1 为一个辊子的重量( 重力) , n; l为辊子轴承中的摩擦系数, 对于辊子轴承, l= 0.005; d 为辊子轴颈的直径, m; f 为轧件的辊子上的滚动摩擦系数, 对于冷轧件为0. 001 m. 代入上述参数, 计算得 驱动力矩m = 97.79 n. 3.2.2 电动机的功率电动机的功率 电动机功率 pd = mv / 1000rg. 式中: v 为辊子的线速度, m/ s; m 为辊子启动时的力矩, nm; r 为辊子的半径, m; g 为效率取0. 8. 代入参数得pd = 0. 41 kw. 3.2.3 电动机的选择电动机的选择 根据pd 可初步选用jg242-12 型辊道专用电动机, 其性能参数如下: 额定功率n = 0. 65 kw, 额定转速n = 400 r/ min. 3.2.4 电动机的验算电动机的验算 a) 传动比i 的计算 i = nd / ng . 式中: nd 为电动机的转速; ng 为辊子的转速, 且 所以减速机速比 i = 400/ 32.32 = 12.37. 初步选择减速机速比为12.35. b) 电动机的校核 因此所选电动机合适. 3.3传动轴的估算和验算传动轴的估算和验算 传动轴除了应满足强度要求外，还应满足刚度要求。强度要求保证轴在反复载 荷和扭转载荷作用下不发生疲劳破坏。机床主传动系统精度要求较高，不允许有 较大的变形。因此，疲劳强度不是主要矛盾。除了载荷很大的情况外，可以不必 验算轴的强度。刚度要求保证轴在载荷下不致产生过大的变形。如果刚度不足， 轴上的零件如齿轮、轴承等将由于轴的变形过大而不能正常工作，或者产生振动 和噪声、发热、过早磨损而失效。因此，必须保证传动轴有足够的刚度。通常， 先按扭转刚度估算轴的直径，画出草图之后，再根据受力情况、结构布置和有关 尺寸，验算弯曲刚度。 3.3.1 传动轴直径的估算传动轴直径的估算 传动轴直径按扭矩刚度用下列公式估算传动轴直径： mmn n d j 491 =2. 68 其中：n该传动轴的输入功率 n=nd kw 2.69 nd电机额定功率； 从电机到该传动轴之间传动件的传动效率的乘积 （不计该轴轴承上的 效率） 。 nf该传动轴的计算转速 r/min。 计算转速 nf是传动件能传递全部功率的最低转速。各传动件的计算转速可 以从转速图上，按主轴的计算转速和相应的传动关系而确定，轴的计算转速为： ( ) 1 3 = z nimj nn 主 每米长度上允许的扭转角（deg/m） ，可根据传动轴的要求选取。 根据参考书中所给出的公式和本次设计所必须满足的条件， 在传动过程中所 有轴的直径的估算如下： nj（主）=nmin z/3-1 =125 r/min 由 ： mmn n d j 491 = 则计算主轴直径 d 如下： 主轴 d5=80 mm ； 3.4强度校核 根据受力分析, 连杆在工作中不仅受轴向拉力,而且还受轴向压力. 而连杆为 细长杆, 其受压失去正常工作能力并不是由于强度不够引起, 而是在强度不足破 坏以前, 不能维持在直线状况下的平衡而失去稳定性. 故对于连杆需校核稳定 性. 3.4.1 临界力计算临界力计算 k= l / i . 式中: l 为压杆长度, mm; 为长度系数; 两端铰支l= 1; i 为截面的惯性半径, 圆截面i = d / 4 . 对于q235-a, 可算出 式中: e 为弹性模量, mpa; rp 为比例极限, mpa , 则k kp, 故为细长杆. 应该用欧拉公式计算临界力, 即 3. 5 计算工作安全系数 金属结构中的压杆安全系数nw 取值范围为1.8 3.0. 工作安全系数n = plj / p . 式中: plj 为临界压力, n; p 为轴向压力, p = 10939.05 n , 则 满足稳定性条件, 故连杆是稳定的. 第四章 液压传动系统的设计计算 4.1 明确设计要求明确设计要求 制定基本方案：制定基本方案： 设计之前先确定设计产品的基本情况，再根据设计要求制定基本方案。以下 列出了本设计升降辊道设计的一些基本要求： （1）主机的概况：主要用起升，便于维修，占地面积小，适用于室外，总 体布局简洁； （2）主要完成起升与下降重物的动作，速度较缓，液压冲击小； （3）最大载荷量定为 1 吨，采用单液压缸控制联接叉杆机构进行升降动作。 （4）运动平稳性好； （5）人工控制操作，按钮启动控制升降； （6）工作环境要求：不宜在多沙石地面、木板砖板地面等非牢固地面进行 操作，不宜在有坡度或有坑洼的地面进行操作，不宜在过度寒冷的室外进行 操作； （7）性能可靠，成本低廉，便于移动，无其他附属功能及特殊功能； 4.2 制定液压系统的基本方案制定液压系统的基本方案 4.2.1 确定液压缸的类型 工程液压缸主要用于工程机械、重型机械、起重运输机械及矿山机械的 液压系统。根据主机的运动要求，选择液压缸的类型为：直线运动单活塞杆 液压缸。 4.2.2 确定液压缸的安装方式 工程液压缸均为单活塞式液压缸，安装方式多采用耳环型。本设计中液 压缸在作用过程中是两端在垂直面上自由摆动的形式，因此选择液压缸的安 装方式为：头尾部耳环联接。 4.2.3 缸盖联接的类型 按缸盖与缸体的联接方式，可分为螺纹联接式、内卡键联接式及法兰联 接式三种。这里采用螺纹联接。 4.2.4 拟订液压执行元件运动控制回路 液压执行元件确定之后， 其运动方向和运动速度的控制是拟订液压回路的核 心问题。方向控制用换向阀或是逻辑控制单元来实现。对于一般中小流量的液压 系统， 大多数通过换向阀的有机组合实现所要求的动作。对于高压大流量的液压 系统， 现多采用插装阀于先导控制阀的组合来实现。本设计剪叉式液压升降台其 特点：起升压力大，运行缓慢、平稳，能人工控制起升至某一固定高度并时保持 该高度自锁。 4.2.5 液压源系统 液压系统的工作介质完全由液压源提供，液压源的核心是液压泵。在无其他 辅助油源的情况下，液压泵的供油量要大于系统的需油量，多余的油经过溢流阀 回油箱，溢流阀同时起到开展并稳定油源压力的作用。容积调速系统多数是用变 量泵供油，用安全阀限定系统的最高压力 2。 为节省能源并提高效率，液压泵的供油量要尽量于系统所需流量相匹配。对 在工作循环各阶段中系统所需油量相差较大的情况下， 则采用多泵供油或变量泵 供油。对于本设计，由于工作周期短，循环次数少，供油量可以适当减少以节省 能源，采用单泵供油即可，不需蓄能器储存能量。 对于油液的净化：油液的净化装置在液压源中是必不可少的。一般泵的 入口要装有粗滤油器，进入系统的油液根据被保护元件的要求，通过相应的 精滤油器再次过滤。为防止系统中杂质流回油箱，可在回油路上设置磁过滤 或其他形式滤油器。 根据液压设备所处环境及对温升的要求， 还要考虑加热、 冷却等措施。 4.3 确定液压系统的主要参数确定液压系统的主要参数 液压系统的主要参数是压力和流量，它们是设计液压系统，选择液压元件的 主要依据。 压力决定于外载荷。 流量取决于液压执行元件的运动速度和构结尺寸。 4.3.1 载荷的组成与计算： 首先，需要确定液压缸处于最大工作压力时的位置，通过上述的讨论，得知 当液压缸与地面夹角 为最小值时，也即支撑杆与地面夹角 为最小值时，液压 缸处于最大的工作压力状态下。根据支撑杆的长度1.3m。当液压缸下降至最低高 度时（设此时支撑杆与地面夹角 0 =） 0 =10o。 1300sinh= （1） (165 150)cosjtg= （2） (650220)sink=+ （3） sin(165 150)cos(650220)sincjktg=+=+ （4） 165/150tg = （5） 47.73 = o （6） 222 2206502 220 650 cos2l=+ （7） 220/sin/sin2l= （8） 222222 (150165 )2150165cos(47.73)cll=+ （9） 上式中： h任意位置时升降平台的高度； c任意位置时铰接点 f 到液压铰接点 g 的距离； l支撑杆的长度 l=1300； l支撑杆固定铰支点 a 到铰接点 f 的距离； 支撑杆与水平线的夹角； 活塞杆与水平线的夹角； 任意位置时铰接点 f 与支撑杆固定铰支点 a 的连线与支撑杆的夹角； eag，47.73eag= o。 以下相同。 得 0 h =225mm 0 c =378mm 0 =49.5o。 液压缸作用于活塞杆的推力计算： 已知负载q=10kn，现在b值还是一个未知量，但b值的大小必须在01300之 内，当 max 1300a=mm时，根据公式 870sin() qb p = + ，液压缸作用于活塞杆的 推力p有最大值。代入公式计算得： max 17.3p=kn。 当平台处于最低位置 0 10 = o 时，液压缸荷重p最大， max 17.3p=kn。 下面就根据载荷量来选取合适的液压缸。 图4-1液压缸 本图表示一个以液压缸为执行元件的液压系统计算简图8。各有关参数标注 于图上， 其中 w f 是作用在活塞杆上的外部载荷， m f 是活塞与缸壁以及活塞杆与 导向套之间的密封阻力。作用在活塞杆是的外部载荷包括工作载荷 g f ，导轨的 摩擦力 f f 和由于速度变化而产生的惯性力 a f 。 （1）工作载荷 g f 常见的工作载荷有作用于活塞杆上轴线的重力、切削力、挤压力等，这些作 用力的方向与活塞的运动方向相同为负，相反为正。在实际工作过程中，由于载 荷量较大，活塞自身的重力可以忽略不计，切削力与挤压力共同组成的外力即为 工作载荷 g f ，在图3中， g f =p。由于本设计按最大载荷量定为1吨来计算，所以 液压缸工作载荷 g f =p=17300n。 （2）导轨摩擦载荷 f f 对于直动型安装的液压缸一般都附有活塞导轨以固定其运动方向， 导轨摩擦 相对于总载荷可以忽略不计，因此 f f =0。 （3）惯性载荷 a f a fma=， v a t = 。 v速度变化量m/s t起动或制动时间，s。一般机械=0.10.5s，对轻度载荷低速运动部件取 小值，对重载荷高速部件取大值。行走机械一般取=0.51.5s a 加速度 2 /m s 初步选定速度变化量v=0.16m/s，t=0.6s，则 v a t = = 0.16 0.6 =0.27 2 /m s ， 10000 0.272700 a fman= 以上三种载荷之和称为液压缸的外载荷 w f ， 173000270020000 wgfa ffffn=+=+=。 起动加速时 wgfa ffff=+=20000n， 运稳态动时 wgf fff=+=20000n， 减速制动时 wgfa ffff=+=14600n。 工作载荷 g f 并非每阶段都存在，如该阶段没有工作，则 g f =0。但在计算和 校核时，应按照最大值取。 除了外载荷 w f 外，作用于活塞上的载荷f还包括液压缸密封处的摩擦阻力 m f ，由于各种液压缸的密封材质和密封形式不同，密封阻力难以精确计算，一 般估算为(1 ) mm fp= 式中 m 液压缸的机械效率，一般取0.900.95，这里 取0.95， 20000 21053 0.95 w m f fn = 4.3.2 初选系统压力 液压缸的选择要遵循系统压力的大小，要根据载荷的大小和设备类型而定。 还要考虑执行元件的装配空间、条经济件及元件供应情况等限制。在载荷一定的 情况下，工作压力低，势必要加大执行元件的构结尺寸，对某些来设备说，尺寸 要受到限制，从材料消耗角度看也不是很经济；反之，压力选的太高，对泵、缸、 阀等元件的材质、 密封、 制造精度也要求很高， 必然要提高设备成本。 一般来说， 对于固定尺寸不太受限的设备，压力可选低一些，行走机械重载设备压力要选的 高一些 9。按下表初步选取15mpa。 各种机械常用的系统工作压力 机械机 床 农业机械小液压机大 类型 磨床 组合 机床 龙门 刨床 拉床 型工程机械建筑 机械 中型挖掘机重 型机械 工作 压力mpa 0.8 0.2 3 5 2 8 8 10 1018 2032 4.3.3 计算液压缸的主要结构尺寸 （1）液压缸的相关参数和构结尺寸 液压缸有关的参数设计见图所示： 图4-2 液压缸参数设计 图a为液压缸活塞杆工作在受状压态，图b表示活塞杆受拉状态 40。 活塞杆受压时 1122 w m f fp ap a = 活塞杆受拉时 1221 w m f fp ap a = 式中 2 1 4 ad =无杆腔活塞有效工作面积 2 m 22 2 () 4 add =有杆腔活塞有效工作面积 2 m 1 p 液压缸工作腔压力 pa 2 p 液压缸回油腔压力 pa，其值根据回路的具体情况而定，一般可以按照 下表估算 d活塞直径 m d活塞杆直径 m 执行元件背压力表 41 系 统 类 型 背 压 力 mpa 简单系统或轻载节流调速 系统 0.20.5 回油带调速阀的系统 0.40.6 回油路设置有背压阀的系 统 0.51.5 用补油泵的闭式回路 0.81.5 回油路复较杂的工程机械 1.23 回油路较短，可直接回油 路 可忽略不计 在这里我们取背压力值 2 0pmpa= 在本设计中，液压缸不存在受拉的状态，所以只考虑其受压。一般液压缸在 受状压态下工作时，其活塞面积为： 22 1 11 fp af a pp + = 1 44 21053 42.3 15 f dmm p =。液压缸的直径d的计算值要按国家标准 规定的液压缸的有关标准进行圆整。按照机械手册中工程液压缸的技术规格表 37- 7- 7可以选择圆整后的参数：缸径50mm，工作压力16mpa。 计算活塞杆的行程 当平台处于最低位置 0 10 = o 时，此时活塞杆应处于完全收状缩态,液压缸的 长度为最小值 0 c ， 0 378c =mm。平台的高度0225hmm=。 再计算一下平台上升的最大高度，这里设上升至最大高度的30 = o，计算 得出最大高度h=650m。此时活塞杆伸长至528c =mm。 当活塞杆处于完全收状缩态时，液压缸的长度就等于 0 c ；当活塞杆处于完 全伸出状态时，液压缸的长度就等于c。计算其行程： 0 528378150sccmm=。选定液压缸长度为378mm。 4.3.4 确定液压泵的参数 6 确定液压泵的最大工作压力 1p ppp+ pa， 式中 1 p 液压缸最大工作压力，根据 1122 w m f fp ap a =可以求出 1 1 10.8 f pmpa a = p 从液压泵出口到液压缸入口之间的总的管路损失。初算可按数经验 据选取：管路简单、流速不大的取0.20.5mpa；管路复杂，进油口有调速阀的， 取0.51.5 mpa。这里取0.5mpa。 即10.80.511.3 p pmpa+=,取12 p pmpa=。 确定液压泵的流量 p q maxp qkq 3 /ms k系统泄漏系数，一般取1.11.3，这里取1.2 max q液压缸的最大流量，对于在工作中用节流调速的系统，还需加上溢流 阀的最小溢流量，一般取 43 0.5 10 m /s 在前面已经初步选定台面速度变化量v=0.16m/s， 我们就设定台面起升的 最大速度0.16m/s y v =，则活塞的运动速度应用公式 0 130cos 87sin() y v v = + 。00.59=0.09m/s y vv=（这是在台面刚刚起升状态时， 10 ,49.5= oo） 343 01 0.09 1.96 101.76 10/qv ams = 所以 4443 max 1.2 (1.76 100.5 10 )2.72 10/ p qkqms =+= 选择液压泵的规格 根据以上求得的和值，按系统中拟订的液压泵的形式，从手册中选择相应的 液压泵产品。为使液压泵油一定的压力储备，所选泵的额定压力一般要比最大工 作压力大2560% 42。 查找手册p37- 135选择cb- a f 型齿轮泵，其参数如下表 型号 排 量 压 力 转 速 特点 生 厂产 额定 最高 额定 最高 cb- a f 10 40 16 20 1800 2400 铝 合 金 壳 体，可作双 联泵 榆 次液压 件厂 确定液压泵的驱动功率 在工作中，如果液压泵的压力和流量比较恒定，则 3 10 pp p p q pkw =，其中 p 液压泵的总效率，参考下表选择 p =0.7 液压 泵类型 齿 轮泵 螺杆 泵 叶 片泵 柱 塞泵 总效 率 0. 60.7 0.65 0.80 0.6 00.75 0.8 00.85 则 64 33 11.3 102.72 10 4.4 10100.7 pp p p q pkw = ，据此可选择合适的电机型号 y2- 132s- 4，5.5kw。 4.3.5 管道尺寸的确定 在液压、气压传动及润滑的管道中常用的管子有钢管、铜管、胶管等，钢管 能承受较高的压力，价廉，但安装时的弯曲半径不能太小，多用在装配位置比较 方便的地方。这里我们采用钢管连接。 管道内径计算 4q dm / s v = m 式中 q通过管道内的流量 3 m / s v管道内允许流速 m / s，取值见下表： 允许流速推荐值 油液流经的管道 推荐流速 m/s 液压泵吸油管道 0.51.5，一般取1以下 液压系统压油管 道 36，压力高，管道粘度小取 大值 液压系统回油管 道 1.52.6 取v吸=0.8m/s，v压=4m/s, v回=2m/s.分别应用上述公式得 d吸=20.8mm,d压=9.3mm,d回=13.2mm。根据内径按标准系列选取相应的管子。按 表37- 9- 1经过圆整后分别选取d吸=20mm，d压=10mm, d回=15mm。对应管子壁厚 2 0 . mm =。 4.3.6 油箱容量的确定 在确定油箱尺寸时，一方面要满足系统供油的要求，还要保证执行元件全部 排油时，油箱不能溢出，以及系统最大可能充满油时，油箱的油位不低于最低限 度。初设计时，按经验公式 4 vp vaqq= 3 m 选取。 式中 v q 液压泵每分钟排出压力油的容积 a经验系数,按下表取 a=4： 系统类 型 行走机 械 低压系 统 中压系 统 锻压系 统 冶金机 械 a 12 24 57 612 10 则46065 vp vaqql=。 4.4 液压缸各组成部分的设计液压缸各组成部分的设计 4.4.1 液压缸缸筒的设计和计算: 缸筒是液压缸的主体零件，它与端盖、缸底、油口等零件构成密封的容腔， 用以容纳压力油，同时它还是活塞的运动轨道。设计液压缸缸筒时，应正确确定 各部分的尺寸，保证液压缸有足够的输出力、运动速度和有效行程，同时还必须 有一定的强度，能够承受也压力、负载力和干扰力等冲击力。另外，缸筒的内表 面应具有合适的配合精度、表面粗糙度和几何精度，以保证液压缸的密封性、运 动平稳性和耐用性。 计算液压缸内径和活塞杆直径均与设备的类型有关。例如机床类，对于较大 的机床（拉床、刨床和研磨机等）一定要满足牵引力的要求，计算时以力为主； 对于轻载高速的机床一定要满足速度，计算时以速度为主，而本次液压缸的内经 主要以力为主来计算的。 根据液压缸的载荷力和系统工作压力计算。 1 44 21053 42.3 15 f dmm p =。 液压缸的直径d的计算值要按国家标准规定的液压缸的有关标准进行圆整。 按照机械手册中工程液压缸的技术规格表37- 7- 7可以选择圆整后的参数：缸径 50mm，工作压力16mpa。 式中 d-液压缸内经（m） f-液压缸推力（kn） p-选定的系统工作压力（mpa） 第二章 缸筒壁厚及缸筒外径的计算： a. 缸筒厚壁的计算 对低压系统中或 /d 16 时，缸筒壁厚一般按薄壁筒计算 45 2 y p d （m） = b n 式中-缸筒壁厚， （） ； d-缸筒内径 （） ； y p -缸筒试验压力，液压缸的额定压力 n p 16mpa 时的 y p =1.5 n p ，额定压力 n p 16mpa 时的 y p =1.25 n p ; -材料许用应力,mpa b 为材料的抗拉强度，n为安全系数,n=3.55,这里取n=5。 选用 45 号钢，并且调质 241，查阅工程力学刘静香著可 知号钢的抗拉强度 b =530，现取 b =560mpa，故： = b n =560=112mpa 由于液压缸的工作压力 p=12mpa69 mm，活塞杆强度符合要 求. 故选择活塞杆直径 d=50mm 满足强度要求。 4.4.3 导向套的设计与计算： 1、最小导向长度 h 的确定： 当活塞杆全部伸出时， 从活塞支撑面中点到导向套滑动面中点的距离称为最 小导向长度。如果导向长度过短。将使液压缸因间隙引起的初始挠度增大，影响 液压缸的工作性能和稳定性。因此，在设计时必须保证液压缸有一定的最小导向 长度。对于一般液压缸，最小导向长度应满足下式要求： hl/20+d/2 式中 l-最大工作行程（m） d-缸筒内径（m） 由前面的数据可知，l=0.15m,d=0.05m,代入公式 hl/20+d/2 得： hl/20+d/2=0.15/20+0.05/2=0.0325m=32.5mm 2、导向套的结构： 导向套有普通导向套、易拆导向套、球面导向套、静压导向套等，可按 工作情况适当选取。 （1）普通导向套： 这种导向套安装在支撑座或端盖上， 油槽内的压力油起润滑作用并可以张开 密封圈唇边而起密封作用。 （）易拆导向套： 这种导向套用螺钉或螺纹固定在端盖上。当导向套和密封圈磨损而需要更 换时，不必拆卸段该和活塞杆就能进行，维修十分方便。它适用于工作条件比较 恶劣，需要经常更换导向套和密封圈而又不允许拆卸液压缸的情况下。 （3）球面导向套： 这种导向套的外球面和端盖接触，当活塞杆受一偏心负载而引起方向偏斜 时，导向套可以自动调位，使向套轴线始终与运动方向一致，不产生“憋径”现 象。这样，不仅保证了活塞杆的顺利工作，而且导向套的内孔磨损也比较均匀。 （4）静压导向套： 活塞杆往复运动频率高、速度快、震动大的液压缸。可以采用静压导向套。 由于活塞杆与导向套之间有压力油膜，不存在它们之间的直接接触，而是在压力 油中浮动，所以摩擦系数小、无磨损、能吸收震动、同心高度，但制造复杂，要 有专用的静压系统。 常见的导向套结构图见下表： 本次设计采用普通导向套，安装在端盖上。 4.4.4 液压缸油口的设计： 油口孔是压力油进出液压缸的直接通道，虽然只是一个孔，但不能轻视 其作用。如果孔小了，不仅造成进油时流量供不应求，影响液压缸的活塞运动速 度，而且会造成回油时受阻，形成背压，影响活塞的退回速度，减少液压缸的负 载能力。对液压缸往复运动要求较严格的设计，一定要计算孔径的大小。 液压缸的进出油口。可以布置在缸筒和前后端盖上。对于活塞杆固定的 液压缸，进出油口可以设在活塞杆端部。如果液压缸无专门的排气装置，进出油 口应设在液压缸的最高处，以便空气能从液压缸排出。液压缸进出油口的连接形 式有螺纹、方形法兰和矩形法兰等 47，液压缸进出油口的形式见下图： 本次设计的液压缸油口布置在缸筒上， 油口孔直径 do 根据活塞最大运动速度 vmax 和油口最高流速 vo 定： do=0.05(vmax/vo)0.5 式中 d液压缸内经，m vmax-液压缸最大输出速度，m/min; vo-油口液流速度，m/s,一般不大于 5 m/s. 由于活塞运动受结构的限制，它的运动速度范围是：0.10.2 在此取活塞杆最大运动速度ax=0.03m/s,取油口液流最高速度 vo=3m/s, 由公式 do=0.05(vmax/vo)0.5= 5mm. 参考国家标准 gb/t2878-93 规定了液压缸进出油口螺纹连接的油口尺寸系 列，见下表： 故取液压缸进出油口的螺纹尺寸为 m141.5 do=10mm 4.4.5 端盖和缸底的设计计算： 在单塞杆液压缸中，有活塞杆通过的缸盖称为端盖，无活塞杆通过的端盖称 为缸头或缸底。端盖、缸底与缸筒构成密封的压力容腔，它不仅要有足够的强度 以承受液压力，而且必须具备一定的连接强度，端盖上有活塞杆导孔及防尘圈、 密封圈槽，还有连接螺钉孔，受力情况比较复杂，设计得不好容易损坏。 1、缸底厚度 h 的计算： 缸底分平底缸、椭圆缸底，半球型缸底。本次设计采用平底缸底。 对于平型缸底，缸底无油孔时， =0.433d(py/ )0.5 (m) 式中 -缸底材料的许用应力，mpa； py试验压力，py=1.5p=1.512=18mpa; =112mpa; 把这些数据带入公式=0.433d(py/ ) 0.5，得： =0.433d(18/112) 0.5=0.0087m=9mm 4.4.6 密封件的选用： 液压缸工作中要达到零泄漏、摩擦小和耐磨损的要求。在设计中，正确的选 择密封件、导向套和防尘圈的结构形式和材料是很重要的。从现代的密封技术来 分析， 液压缸的活塞和活塞杆及其它们的密封、导向和防尘等应为一个综合的密 封系统来考虑，只有具有可靠的密封系统，才能使液压缸有良好的工作状态和理 想的使用寿命。 在液压元件中，对液压缸的密封要求是比较高的，特别是一些特殊液压缸， 如摆动液压缸等。液压缸中不仅有静密封，更多的部位是动密封，而且工作压力 高， 这就要求密封件的密封性要好， 耐磨损， 对温度的适应范围大， 要求弹性好， 永久变形小，有适当的机械强度，摩擦阻力小，容易制造和拆卸，能随压力的升 高而提高密封性能和利于自动补偿磨损 48。 密封件一般按断面形状分类，有 o 型、y 型、u 型、v 型、j 型、l 型等， 除 o 性 外，其他都属于唇形密封件。 4.4.7 防尘圈 防尘圈设置于活塞干或柱塞密封外侧，用于防止外界尘埃、沙粒等义务浸入 液压缸，从而可以防止液压油被污染导致元件磨损。参考液压缸活塞杆用防尘 圈沟槽形式、尺寸和公差国家标准（gb/10708.3-89）. 4.4.8 液压缸的安装连接结构 液压缸的安装链接结构包括液压缸的安装结构、液压缸进出油口的连接 等。 1.液压缸的安装形式 液压缸的安装形式很多 ，但大致可以分为两类。 （1）轴线固定类 这类安装形式的液压缸在工作时，轴线位置固定不变。机床上的液压缸绝大 多数是采用这种安装形式。 通用拉杆式 在两端盖上钻除通孔， 用双头螺杆将缸和安装座连接拉紧。 一般用于短行程、 压力低的液压缸。 法兰式 用液压缸上的法兰将其固定在机器上。 支座式 将液压缸头尾两端的凸缘与支撑座紧固在一起。 支座可置于液压缸左右的径 向、切向，也可以置于轴向底部的前后端盖。 （2）轴线摆动类 液压缸在做往复运动时，由于机构的相互作用使其轴线产生摆动，达到调整 位置和方向的要求。安装这类液压缸，安装形式也只能采用使其能摆动的铰链方 式。工程机械、农业机械翻斗汽车和船舶甲板机械等所用的液压缸多用这类安 装形式。 耳轴式 将固定在液压缸上的铰轴安装在机械的轴座内， 是液压缸轴线能在某个平面 内自由摆动。 耳环式 将液压缸的耳环与机械上的耳环用销轴连接在一起， 是液压缸能在某个平面内自 由摆动。耳环在液压缸的尾部，可以是单耳环，也可以是双耳环，还可以做成带 关节 轴承的单耳环或双耳环。 球头式 将液压缸尾部的球头与机械上的球座连接在一起， 使液压缸能在一定的空间 维角范围内任意摆动。 4.5 液压缸主要零件的材料和技术要求 4.5.1 缸体缸体 1.缸体的材料 液压缸缸体的常用材料为 20、35 和 45 号无缝钢管。因 20 号钢的力学性能略低， 且不能调质，应用较少。当缸筒与缸底、缸头、接管头或耳轴等件焊接时，则应 采用焊接性能较好的 35 号钢，粗加工后调质。一般情况下均采用 45 号钢，并调 质到 241285hb。 缸体的毛坯也可采用锻钢、铸钢或铸铁件。铸钢一般采用 zg25、zg35 和 zg45 等。铸铁可采用 ht200ht350 之间的几个牌号或球墨铸铁 qt500-05、qt600-02 等。 特殊情况下，可采用铝合金等材料。 、技术要求 内径用 h89 的配合 缸体内经 d 的圆度公差值可按 9、10 或 11 级精度选取，圆柱度公差 值可按 8 级精度选取 缸体端面 t 的垂直度公差值可按 7 级精度选取 内表面母线直线度在 500mm 长度上不大于 0.03mm 缸体与端盖采用螺纹连接时，螺纹采用 6h 级精度 为防止腐蚀和提高寿命，内径表面可以镀 0.03.04mm 厚的硬铬， 镀后在进行珩磨或抛光，缸体外涂耐蚀油漆。 当缸体带有耳环或销轴时， 孔径 d1 或轴径 d2 的中心线对缸体内孔轴 线的垂直度公差应按 9 级精度选取。 4.5.2 活塞杆活塞杆 （5）材料 实心活塞杆材料为 35、 45 钢； 空心活塞杆材料为 35、 45 钢的无缝钢管。 （6）主要表面粗糙度 外圆柱面粗糙度 ra 为 0.40.8. 3.技术要求 活塞杆的热处理：粗加工后调质到硬度为 229285hb，必要时，再经高 火淬，硬度达 4555hrc 活塞杆 d 和 d2 的圆度公差值，按 9、10 或 11 级精度选取；活塞杆 d 的圆 柱度公差值，应按 8 级精度选取。 外径表面直线度早 500 长度上不大于 0.03mm. 端面 d 的垂直公差值，则应按 7 级精度选取。 d3 对 d 的径向圆跳动不大于 0.01mm 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。 活塞杆上若有连接销孔时，该孔径应按 h11 级加工。该孔轴线与活塞杆轴 线的直线度公差值，按 6 级精度选取。 活塞杆上的螺纹一般按 6 级精度加工；如载荷较小时，允许按 7 级或 8 级精度制造 活塞杆上下表面必要时可以镀铬，镀层厚度约为 0.05mm.镀后抛光。 第五章 总结 在本设计的开题论证、课题研究、论文撰写和论文审校整个过程中，我学到 许多新知识，但是也发现了不少存在的问题。在这次的毕业设计中，能否看懂图 纸是关键，要了解图纸上所标注的是何含义，有何作用。 在这次编制工艺过程中，也犯了不少原本可以避免的错误，但在老师的精心 指导下，逐渐纠正了这些错误，也说明了绘图时规范性。编制工序对我来说，还 处于理论方面的知识，在实践中还是有所欠缺的。当拿到一张零件图纸后，却不 知该从何下手了。 如何定基准。 加工的工艺路线也前后矛盾。 加工时所用的刀具， 测量时所需测量工具等等。都不清楚，使我感到十分困惑。但是在学校技工培训 和在威浮有限公司实习期间已对各个方面都有了一定的认识。 这次毕业设计是我们在学校的最后一次课。它将我们平时所学相互结合起 来，为我们将来进入工作做准备。它让我们了解了更多的新知识。 感谢老师、系领导和学校的关心和指导，在设计过程中，结合工作体会和经 历，为我完成设计给予了极大的帮助，为我们上了最后一次重要的课程。 附录附录 浅析机电一体化技术的现状和发展趋势浅析机电一体化技术的现状和发展趋势 摘要摘要 机电一体化是现代科学技术发展的必然结果,本文简述了机电一体化技术的 基本概要和发展背景。综述了国内外机电一体化技术的现状，分析了机电一体化 技术的发展趋势。 关键词关键词 机电一体化 技术 现状 产品 制造技术 发展趋势 0绪论绪论 现代科学技术的不断发展，极大地推动了不同学科的交叉与渗透，导致了工 程领域的技术革命与改造。在机械工程领域，由于微电子技术和计算机技术的迅 速发展及其向机械工业的渗透所形成的机电一体化，使机械工业的技术结构、产 品机构、功能与构成、生产方式及管理体系发生了巨大变化，使工业生产由“机 械电气化”迈入了“机电一体化”为特征的发展阶段。 1机电一体化概要机电一体化概要 机电一体化是指在机构得主功能、动力功能、信息处理功能和控制功能上引 进电子技术，将机械装置与电子化设计及软件结合起来所构成的系统的总称。 机电一体化发展至今也已成为一门有着自身体系的新型学科， 随着科学技术 的不但发展，还将被赋予新的内容。但其基本特征可概括为：机电一体化是从系 统的观点出发，综合运用机械技术、微电子技术、自动控制技术、计算机技术、 信息技术、传感测控技术、电力电子技术、接口技术、信息变换技术以及软件编 程技术等群体技术，根据系统功能目标和优化组织目标，合理配置与布局各功能 单元，在多功能、高质量、高可靠性、低能耗的意义上实现特定功能价值，并使 整个系统最优化的系统工程技术。由此而产生的功能系统，则成为一个机电一体 化系统或机电一体化产品。 因此，“机电一体化”涵盖“技术”和“产品”两个方面。只是，机电一体 化技术是基于上述群体技术有机融合的一种综合技术，而不是机械技术、微电子 技术以及其它新技术的简单组合、拼凑。这是机电一体化与机械加电气所形成的 机械电气化在概念上的根本区别。机械工程技术有纯技术发展到机械电气化，仍 属传统机械，其主要功能依然是代替和放大的体力。但是发展到机电一体化后， 其中的微电子装置除可取代某些机械部件的原有功能外，还能赋予许多新的功 能，如自动检测、自动处理信息、自动显示记录、自动调节与控制自动诊断与保 护等。 即机电一体化产品不仅是人的手与肢体的延伸，还是人的感官与头脑的眼 神，具有智能化的特征是机电一体化与机械电气化在功能上的本质区别。 2机电一体化的发展状况机电一体化的发展状况 机电一体化的发展大体可以分为3个阶段。