毕业设计（论文）-脚踏式液压拆卸压力机设计（全套图纸）.pdf

1 绪 论 在当今企业生产和一些维修部门， 经常遇到工件的拆装问题。 有些精度要求不高的 零件可以直接用锤子敲打，而对于一些要求高精度的的零件（如轴承）拆卸，就需要用 专门的工具去拆装，为此，设计一台脚踏式液压拆卸压力机构是非常有必要的。本设计 的主要部分是液压技术的设计与选用。下面对液压技术的发展史进行概述。 全套图纸加 153893706 1.1 液压技术的发展史 液压传动和气压传动称为流体传动，是根据 17 世纪帕斯卡提出的液体静压力传动 原理而发展起来的一门新兴技术，是工农业生产中广为应用的一门技术。如今，流体传 动技术水平的高低已成为一个国家工业发展水平的重要标志。 1795 年英国约瑟夫布拉曼(Joseph Braman,1749- 1814)，在伦敦用水作为工作介质, 以水压机的形式将其应用于工业上,诞生了世界上第一台水压机。1905 年将工作介质水 改为油,又进一步得到改善。 第一次世界大战(1914- 1918)后液压传动广泛应用,特别是 1920 年以后,发展更为迅 速。液压元件大约在 19 世纪末 20 世纪初的 20 年间,才开始进入正规的工业生产阶段。 1925 年维克斯(F.Vikers)发明了压力平衡式叶片泵,为近代液压元件工业或液压传动的 逐步建立奠定了基础。20 世纪初康斯坦丁尼斯克(GConstantimsco)对能量波动传递所 进行的理论及实际研究;1910 年对液力传动(液力联轴节、液力变矩器等)方面的贡献， 使这两方面领域得到了发展。 第二次世界大战(1941- 1945)期间,在美国机床中有30%应用了液压传动。 应该指出, 日本液压传动的发展较欧美等国家晚了近 20 多年。在 1955 年前后,日本迅速发展液压 传动,1956 年成立了“液压工业会”。近 2030 年间，日本液压传动发展之快，届世界 领先地位。 1.2 目前情况及发展趋势 液压技术是实现现代化穿动与控制的关键技术之一，世界各国对液压工业的发展都给予 很大重视。世界液压元件的总销售额为 350 亿美元。据统计，世界各主要国家液压工业 销售额占机械工业产值的 2%3.5%，而我国只占 1%左右，这充分说明我国液压技术使 用率较低，努力扩大其应用领域，将有广阔的发展前景 1。液压气动技术具有独特的优 点，如:液压技术具有功率重量比大，体积小，频响高，压力、流量可控性好，可柔性 传送动力，易实现直线运动等优点；气动传动具有节能、无污染、低成本、安全可靠、 结构简单等优点，并易与微电子、电气技术相结合，形成自动控制系统。因此，液压气 动技术广泛用于国民经济各部门。但是近年来，液压气动技术面临与机械传动和电气传 动的竞争，如：数控机床、中小型塑机已采用电控伺服系统取代或部分取代液压传动。 其主要原因是液压技术存在渗漏、维护性差等缺点。为此，必须努力发挥液压气动技术 的优点，克服缺点，注意和电子技术相结合，不断扩大应用领域，同时降低能耗，提高 效率，适应环保需求，提高可靠性，这些都是液压气动技术继续努力的永恒目标，也是 液压气动产品参与市场竞争是否取胜的关键。 1.2.1 液压产品技术发展趋势 由于液压技术广泛应用了高科技成果，如：自控技术、计算机技术、微电子技术、 可靠性及新工艺新材料等，使传统技术有了新的发展，也使产品的质量、水平有一定的 提高。尽管如此，走向 21 世纪的液压技术不可能有惊人的技术突破，应当主要靠现有 技术的改进和扩展，不断扩大其应用领域以满足未来的要求。其主要的发展趋势将集中 在以下几个方面。 1.2.2 减少损耗，充分利用能量 液压技术在将机械能转换成压力能及反转换过程中，总存在能量损耗。为减少 能量的损失，必须解决下面几个问题：减少元件和系统的内部压力损失，以减少功率损 失；减少或消除系统的节流损失，尽量减少非安全需要的溢流量；采用静压技术和新型 密封材料，减少摩擦损失；改善液压系统性能，采用负荷传感系统、二次调节系统和采 用蓄能器回路。 1.2.3 泄漏控制 泄漏控制包括：防止液体泄漏到外部造成环境污染和外部环境对系统的侵害两个方 面。今后，将发展无泄漏元件和系统，如发展集成化和复合化的元件和系统，实现无管 连接，研制新型密封和无泄漏管接头，电机油泵组合装置等。无泄漏将是世界液压界今 后努力的重要方向之一。 1.2.4 污染控制 过去，液压界主要致力于控制固体颗粒的污染，而对水、空气等的污染控制往往不 够重视。今后应重视解决：严格控制产品生产过程中的污染，发展封闭式系统，防止外 部污染物侵入系统；应改进元件和系统设计，使之具有更大的耐污染能力。同时开发耐 污染能力强的高效滤材和过滤器。研究对污染的在线测量；开发油水分离净化装置和排 湿元件， 以及开发能清除油中的气体、 水分、 化学物质和微生物的过滤元江及检测装置。 1.2.5 主动维护 开展液压系统的故障预测，实现主动维护技术。必须使液压系统故障诊断现代化， 加强专家系统的开发研究，建立完整的、具有学习功能的专家知识库，并利用计算机和 知识库中的知识，推算出引起故障的原因，提出维修方案和预防措施。要进一步开发液 压系统故障诊断专家系统通用工具软件，开发液压系统自补偿系统，包括自调整、自校 正，在故障发生之前进行补偿，这是液压行业努力的方向。 1.2.6 机电一体化 机电一体化可实现液压系统柔性化、智能化，充分发挥液压传动出力大、惯性小、 响应快等优点，其主要发展动向如下：液压系统将有过去的电液开发系统和开环比例控 制系统转向闭环比例伺服系统，同时对压力、流量、位置、温度、速度等传感器实现标 准化；提高液压元件性能，在性能、可靠性、智能化等方面更适应机电一体化需求，发 展与计算机直接接口的高频，低功耗的电磁电控元件；液压系统的流量、压力、温度、 油污染度等数值将实现自动测量和诊断；电子直接控制元件将得到广泛采用，如电控液 压泵，可实现液压泵的各种调节方式，实现软启动、合理分配功率、自动保护等；借助 现场总线，实现高水平信息系统，简化液压系统的调节、争端和维护 4。 1.2.7 液压 CAD 技术 充分利用现有的液压 CAD 设计软件，进行二次开发，建立知识库信息系统，它将 构成设计-制造-销售-使用-设计的闭环系统。将计算机防真及适时控制结合起来，在试 制样机前，便可用软件修改其特性参数，以达到最佳设计效果。下一个目标是，利用 CAD 技术支持液压产品到零不见设计的全过程， 并把 CAD/CAM/CAPP/CAT， 以及现代 管理系统集成在一起建立集成计算机制造系统（CIMS） ，使液压设计与制造技术有一个 突破性的发展 5。 1.2.8 新材料、新工艺的应用 新型材料的使用，如陶瓷、聚合物或涂敷料，可使液压的发展引起新的飞跃。为了 保护环境，研究采用生物降解迅速的压力流体，如采用菜油基和合成脂基或者水及海水 等介质替代矿物液压油。铸造工艺的发展，将促进液压元件性能的提高，如铸造流道在 阀体和集成块中的广泛使用，可优化元件内部流动，减少压力损失和降低噪声，实现元 件小型化。 2 总体方案设计 本装置由三大部分组成：支架部分、压系统和控制系统。压力拆卸机的执行元件是 平移液压缸，拆卸机的固定装置是由一个可在导轨上移动的固定台和与螺钉连接的一个 平移液压缸组成，将液压缸的前端置于固定台上。采用脚踏压力装置来提供具有一定压 力的液压油，再由液压缸将液压能转换成活塞杆的作用力，作用于轴完成轴承的拆卸与 安装。液压缸的上下运动方向的改变通过换向阀来实现，单向阀主要来完成液压油的单 向流动，实现小液压缸的吸油压油。 工作原理示意图如图 2.1 所示： 图 2.1 压力机原理简图 2.1 初选系统工作压力 压力的选定要根据载荷大小和设备类型而定。还要考虑执行元件的装配空间、经济 条件及元件供应情况等的限制。在载荷一定的情况下，工作压力低，势必要要加大执行 元件的结构尺寸，对某些设备来说，尺寸要受到限制，从材料消耗角度看也不经济；反 之，压力选的太高，对泵、缸、阀等元件的材质、密封、机制精度也要求较高，必然要 提高设备成本。一般来说，对于固定的的尺寸不太受限的设备，压力可以选的低一些。 本次设计是行程为 90mm、公称压力 1000kg 左右的脚踏式液压脚踏式液压拆卸压力机 的设计，即载荷为 10kN ，按表 2.1 根据工作载荷选取工作压力（MP） ： 表表 2- 1 工作压力系列表工作压力系列表 载荷/KN 50 工作压力工作压力 20 速度比速度比 1.33 1.46;2 2 由工作压力2.5pMp=此处选取1.33 =。 1 dD = （3.3） d 活塞杆直径 速度比 D 液压缸内径 代入得39.8dmm= 圆整得40dm m= 3.1.3 液压缸结构参数的计算 液压缸的结构参数，主要包括缸筒壁厚、油口直径、缸底厚度、缸头厚度等，其具 体计算步骤如下： （1）缸筒壁厚的计算 对于 2.5Mp 的低压系统或16 D 时，液压缸缸筒的厚度一般按薄壁壁筒计算。 2 y pD （3.4） 液压缸缸筒壁厚（m） y p 实验压力（Mp） ，工作压力16 a pMP时，1.5 y pp=；当 工作压力16 a pMP时，1.25 y pp=； D 液压缸内径（m） ； 缸体材料的许用应力 b n = b 缸体材料的抗拉强度（MPa） ； n 安全系数，3.5 5n =，一般取5n =。 锻钢 100 120MPa = 铸钢 100 110MPa = 钢管 100 110MPa = 铸铁 60MPa = 综上求的：2mm ，为满足结构要求取6mm = （2）液压缸油口直径计算 液压缸油口直径应根据活塞最高运动速度v和油口最高液流速度 0 v 而定 0 0 0.13 v dD v = （3.5） 0 d 液压缸油口直径（m） D 液压缸内径（m） v 液压缸最大输出速度（m/min） 0 v 油口液流速度（m/s） 估算得： 0 d =10mm （3）缸底厚度计算 缸底的设计带有油孔，其计算公式如下： 0 0.433 () y p D hD Dd = （3.6） h 缸底厚度（m） D 液压缸内径（m） y p 实验压力（MPa） 0 d 缸底油孔直径（m） 计算得： 7.1mmh = 取 由于缸底需要大油孔，故根据结构与连接要求取 48mm （4）缸头厚度的计算 由于在液压缸缸头上有活塞杆导向孔，因此其厚度的计算方法与缸底不同。对于常 用的法兰缸头，其螺钉连接法兰计算方法如下： 0 3 () cp cp F Dd h d = （3.7） 222 () 44 H Fd pdd q =+ （3.8） h 法兰厚度（m） F 法兰受力总和（N） d 密封环内径（m） H d 密封环外径（m） p 系统工作压力（Pa） q 附加密封力（Pa） 0 D 螺钉孔分布圆直径（m） cp d 密封环平均直径（m） 法兰材料的许用压力（Pa） 计算得：19hmm=，取 20hmm= 3.1.4 液压缸 I 结构及工艺设计 （1）液压缸结构 缸筒是液压缸的主要零件，它与缸盖、缸底、油口、等零件构成密封的容腔，用以 容纳压力油液，同时还是活塞运动的轨道。因此，液压缸要有足够的强度，并能长期承 受最高工作压力及短期动态实验压力而不至于产生永久变形；内表面在活塞密封件的及 导向环的摩擦力作用下，能长期工作而磨损少，尺寸公差等级和形位公差等级足以保证 活塞密封件的密封性。根据上面计算可知液压缸内径为 80mm，壁厚 6mm。 图 3.2 液压缸缸体 由机械设计手册（第二版）5 中标准液压缸来选取本次液压缸的油口直径为 10mm，连 接油口尺寸为 M181.5，其结构图如图 3.2 所示。 此液压缸的的缸头为螺纹连接，缸盖为焊接，作为双作用液压缸，油孔开在缸壁 和缸盖处。 （2）液压缸长度的确定 液压缸缸体内部长度应等于活塞的行程与活塞的宽度之和。缸体外形长度还要考虑 到两端端盖的厚度。一般液压缸缸体长度不应大于内径的20 30 倍，此处设计为 292mm。 （3）液压缸体技术要求 缸体内径采用 H8 级配合，表面粗糙度 Ra 为 0.32um，需要进行研磨；热处理为调 质，硬度 241285HB；通往油口的的内孔口应倒角，不允许有飞边、毛刺，以免刮伤密 封件。为便于装配和不损坏密封件，缸筒内孔口应倒角 15 度。在缸筒上焊接油口时必 须在半精加工以前进行，以免精加工后焊接而引起内孔变形。 3.1.5 液压缸活塞杆设计 （1）活塞杆结构 活塞杆有实心杆和空心杆， 空心活塞杆的一端， 要留出焊接和热处理时用的通气孔。 本次设计采用实心式活塞杆，分为四个轴段，轴肩高度根据结构要求取 h=（0.070.1） d，其中 d 为与零件的相配处轴的直径，轴端螺纹尺寸为 M272。轴上零件有开口螺母、 垫片、密封圈、活塞、导向套、挡圈、防尘圈等。具体机构如图 3.3 所示： 图 3.3 活塞杆 （2）活塞杆技术要求 活塞杆的热处理：粗加工后调质到硬度为 229285HB，必要时，在经过高频淬 火，硬度达 4555HRC. 活塞杆的圆度公差值，按 10 级精度选取。活塞杆要在导向套中滑动，一般采用 H8/f7 配合。太紧了，摩擦力大；太松了，容易引起卡滞现象和单边磨损。其圆度公差 不大于直径公差的一半。安装活塞的轴径与外圆的同轴度公差不大于 0.01mm，可保证 活塞杆与外圆的同轴度，避免活塞与缸筒、活塞杆与导向套的卡滞现象。安装活塞的轴 肩端面与活塞杆轴线的垂直度公差不大于 0.04/mm，以保证活塞安装时不产生歪斜。 活塞杆的圆柱度公差，应按 8 级精度选取。 活塞杆的径向跳动公差为 0.01mm。 活塞杆上的螺纹，由于载荷小，机械振动也比较小，按 7 级精度加工制造。 活塞杆上工作表面的粗糙度为 Ra0.63um。太滑了，表面形成不了油膜，反而不 利于润滑。为了提高耐磨性和防腐蚀性也可进行镀锘处理，活塞杆内端的卡环槽、螺纹 和缓冲柱塞也要保证与轴线的同心。 图3.4 活塞结构 3.1.6 活塞结构 由于活塞在液体压力的作用下沿缸筒往复运动，因此它与缸筒的配合应适当，即不 能过紧，也不能间隙过大。配合过紧，不紧使最低启动压力增大，降低效率，而且容易 损坏缸筒和活塞的滑动配合表面；间隙过大，会引起液压缸内部泄漏，降低容积效率， 使液压缸达不到要求的设计性能。其结构形式如图 3.4。 活塞宽度一般为活塞外径的 0.61.0 倍，此处为 70mm。活塞外径配合一般采用 f9， 外径对内孔的同轴度公差不大于 0.02mm，端面与轴线的的垂直度公差不大于 0.04/100mm，外表面的圆度和圆柱度公差不大于外径公差的一半。 综上液压缸的主要参数如表 3.2 所示。 表表 3.2 液压缸参数液压缸参数 缸径 壁厚 活塞杆 油口尺寸 活塞长度 尺寸（mm） 80 6 40 10 70 3.2 液压缸的设计 3.2.1 液压缸类型的选择 脚踏式液压拆卸压力机主要用于用于轴承的拆卸，只需活塞单向运动：根据机械设 计手册（5） 表 43.632 液压缸的类型，确定小液压缸也为单作用活塞式液压缸。 3.2.2 液压缸主要几何尺寸的计算 （1）液压缸内径D的计算 液压系统中大液压缸液压油的压力为 2.5Mp，由于液压系统中换向阀、单向阀、油 路的压降，小液压缸的实际油压稍大。此处估计压降为 0.5MPa，即小液压缸的油压为 P=3MPa 时才能提供大液压缸 2.5MPa 的工作压力。假设示意图中为小液压缸提供的所 需推力 F 为 2000N，并以此来求取小液压缸缸径。计算如下： 图3- 5 液压缸受力示意图 2 2 22 4 D FP AP = （3.9） 2 P小液压缸工作压力 F 小液压缸所需提供压力（MPa） 2 D 小液压缸内径（mm） 综上代入得： 2 29.4Dmm=，根据机械设计手册（5）表 43.626，液压缸内径标准 系列 2=32mm D取，代入上述公式从新计算得 F=2412N，即脚踏装置提供给小液压缸的 驱动力为 2412N。 （2）小活塞杆直径 2 d 的计算 根据强度要求要求来计算活塞杆直径 2 d ，由活塞杆在稳定状态下，仅承受轴向拉压 载荷，活塞杆直径按简单的拉、压强度计算。此时： 2 2 3.5710 F d （3.10） 活塞杆直径的许用应力（Mp） 当活塞杆为碳钢时， 100 120Mp = F 液压缸所受压力（N） 求得0.32dmm，故活塞杆很易满足强度要求，为满足结构要求在按速度比要 求来计算活塞杆直径。根据大液压缸设计时所依据，工作压力 P 与速度比的关系表，选 取速度比。由工作压力3pMPa=，此处选取1.33 =。 22 1 dD = （3.11） 2 d 活塞杆直径 速度比 2 D 小液压缸内径 代入得 2 15.94dmm=，根据机械设计手册（第二版）5，活塞杆标准系列， 圆整 得 2 18dmm=。 3.2.3 小液压缸结构参数的计算 小液压缸的结构与大液压缸有所不同，其内部结构除了大液压缸结构零件外，还主 要有单向阀装置，来实现压力油的输入与输出。 （1）缸筒壁厚的计算 对于 3Mp 的低压系统或16 D 时，液压缸缸筒的厚度一般按薄壁壁筒计算。 2 2 y pD （3.12） 液压缸缸筒壁厚（m） y p 实验压力（Mp） ，工作压力16 a pMP时，1.5 y pp=；当 工作压力16 a pMP时，1.25 y pp=； D 液压缸内径（m） ； 缸体材料的许用应力 b n = b 缸体材料的抗拉强度（MPa） ； n 安全系数，3.5 5n =，一般取5n =。 对于钢管 100 110MPa = 综上求得：0.72mm ，为满足结构要求同样取4mm = （2）液压缸油口直径计算 液压缸油口直径应根据活塞最高运动速度v和油口最高液流速度 0 v 而定 02 0 0.13 v dD v = （3.13） 0 d 液压缸油口直径（m） 2 D 液压缸内径（m） v 小液压缸最大输入速度（m/min） 0 v 油口液流速度（m/s） 估算得： 0 d =3.8mm，圆整取油口尺寸 0 d =5mm。 （3）缸头，缸底厚度计算 缸底的设计带有油孔，其计算公式如下： 2 2 20 0.433 () y p D hD Dd = （3.14） h小液压缸底厚度（m） 2 D 小液压缸内径（m） y p 实验压力（MPa） 0 d 缸底油孔直径（m） 计算得： 4.3mmh = 取 6hmm= 由于缸底需要组合安装单向阀体，这里只取缸头的厚度为 6mm，缸底的厚度根据 单向阀体的尺寸大小确定，考虑到其复杂性，采用阀体与小液压缸分离式结构，阀体只 选取标准件。 （4）小液压缸行程计算 小液压缸是为大液压缸提供压力油的，是驱动装置，其行程的计算要根据大液压缸 容积计算。这里假设，小液压缸的吸油、压油的过程 10 次才能实现大液压缸的 100mm 的行程，即 n=10。具体计算步骤如下： 2 1 11 2 D Vs = （3.14） 2 2 22 2 D Vs = （3.15） 12 VnV= （3.16） 1 D 大液压缸的内径（mm） 2 D 小液压缸的内径（mm） 1 s 大液压缸的行程（mm） 2 s 小液压缸的行程（mm） 1 V 大液压缸的容积（mm） 2 V 小液压缸的容积（mm） n 液压缸来回行程次数 计算得小液压缸的行程： 2 62.5smm= ，取整 65mm。 （5）液压缸流量的计算 2 2 222 2 D Qns Ans = （3.16） 字母意义同上，带入计算得流量：0.52 /minQL=。 综上计算得小液压缸的主要参数如表 3.3 所示： 表表 3.3 液压缸液压缸参数参数 缸径 壁厚 活塞杆 油口尺寸 活塞长度 行程 尺寸（mm 32 4 18 5 26 65 3.2.4 小液压缸结构及工艺设计 小液压缸的结构设计类同于大液压缸，只是进出油口需要安装滚珠结构件，形成单 向阀式整体结构，来实现小液压缸从油箱里规律吸油、压油过程。加工工艺参数类同于 大液压缸。 4 液压控制阀 4.1 方向控制阀 方向控制阀在液压系统中主要用来通断油路或改变油液流动的方向，从而控制液压 执行元件的起动或停止，改变其运动方向。主它要分为单向阀和换向阀，单向阀有普通 单向阀和液控单向阀两种，本次脚踏式压力机的设计中主要用到单向阀和换向阀两种阀 体。单向阀主要用于小液压缸的驱动装置，来实现压力油的输入和输出；换向阀通过改 变油路，主要用来实现液压缸的上下运动。 4.2 单向阀结构 普通单向阀简称单向阀， 它的作用是使用油液只能沿一个方向流动， 不许反向倒流。 图 3 所示为直通式单向阀的结构及图形符号。压力油从 p1 流入时，克服弹簧 3 作用在 阀芯 2 上的力，使阀芯 2 向右移动，打开阀口，油液从 p1 口流向 p2 口。当压力油从 p2 口流人时，液压力和弹簧力将阀芯压紧在阀座上，使阀口关闭，液流不能通过。 1 2 a b3 P1P2 P2 P1 (a)结构原理图(b)图形符号 图 4.1 单向阀结构简图 单向阀的弹簧主要用来克服阀芯的摩擦阻力和惯性力，使阀芯可靠复位，为了减小 压力损失，弹簧钢度较小，一般单向阀的开启为 0.03 MPa0.05 MPa（如换上刚度较大 的弹簧，使阀的开启压力达到 0.2 MPa0.6 MPa，便可当背压阀使用） 。 4.3 换向阀 换向阀是具有两种以上流动形式和两个以上油口的方向控制阀。是实现液压 油流的沟通、切断和换向，以及压力卸载和顺序动作控制的阀门。可分为手动换 向阀、电磁换向阀、电液换向阀等。 又称克里斯阀，阀门的一种，具有多向可调 的通道，可适时改变流体流向。 工作时借着阀外的驱动传动机构转动驱动轴，带 动摇拐臂，启动阀板，使工作流体时而从左入口通向阀的下部出口，时而从右入 口变换通向下部出口，实现了周期变换流向的目的。 这种变换阀在石油、化工生 产中有着广泛的应用，在合成氨造气系统中最为常用。此外，换向阀还可作成阀 瓣式的结构，多用于较小流量的场合。工作时只需转动手轮通过阀瓣来变换工作 流体的流向。液动系统对换向阀性能的的主要要求是：油液流经换向阀时压力损失要 小；互不相同的油口间的泄漏要小；换向要平稳、迅速且可靠。 图 4.2 手动换向阀结构简图 换向阀的种类很多，其分类方式也各不相同，一般来说按阀心相对于阀体的运动方 式来分有滑阀和转阀两种；按操作方式分类有手动、机动、电磁动、液动和电液动等多 种；按阀芯工作时在阀体中所处的位置有二位和三位等；本次设计中主要通过改变油路 来实现大液压缸的上下运动，由于压力机为脚踏驱动，不需要缓冲与保压，故选取二位 四通结构的手动换向阀即可。手动换向阀的结构如图 4.2 所示。 5. 油箱设计 油箱在液压系统中除了储油外， 还起着散热、 分离油液中的气泡、 沉淀杂质等作用。 邮箱可分为开式油箱和闭式油箱两种。开式油箱，箱中液面与大气相通，在油箱盖上装 有空气过滤器。开式油箱，结构简单，安装维护方便，液压系统普遍采用这种形式。闭 式油箱一般