JX03-228@经编织物包装用压缩机的设计-
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机械毕业设计全套
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JX03-228@经编织物包装用压缩机的设计-,机械毕业设计全套
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毕业设计（论文）任务书 本科 2006 级 机电 学院 机械工程及自动化 专业 设计（论文）题目 经编织物包装用压缩机的设计 学生姓名 方腾 学号 起讫日期 2010 年 3 月 日至 2010 年 6 月 日 设计地点 华侨大学 厦门 校区 指导教师 吴德华 职称 讲师 2010 年 3 月 20 日 nts1.毕业设计（论文）的目的： 1)综合已学知识，提高学生外语水平、专业水平、计算机水平、综合能力、创新开发研究能力以及严谨的工作作风。 2)理解包装压缩机的工作原理，了解 机械 产品开发流程 ，掌握编程控制的基础知识。 2.毕业设计（论文）任务的内容和要求： 在传统织物 包装用压缩机 结构的基础上， 设计一套带有可遍程控制器的 包装压缩机 ，并具有以下功能： 1） 压缩 吨位可调（通过压头下降到某个位置控制或其他方法）。 2）在规定 压缩 吨位下， 压缩 时间可调（ 3-5 分钟）。 3）压头自动恢复至原位 ，为下次工作准备 。 给定 包装压缩机 最大 吨位为 1 吨，压头尺寸为 1 米 X 1 米。 翻译相关英文资料，译出文字不少于 5 千字。 撰写设计 /使用说明书。 3.主要参考文献： nts1现代传动设计手册编辑委员会 .现代传动设计手册（第二版） M.北京：机械工业出版社， 2002 2机械设计手册编辑委员会 .机械设计手册 （ 3）（新版） M.北京：机械工业出版社， 2005 3机械设计手册编辑委员会 .机械设计手册（ 1-2）第三版 M.北京：机械工业出版社， 2004 4机械设计手册编辑委员会 .机械设计实用设计手册 M.北京：机械工业出版社， 2002 5 廖长初编著 .可编程控制器应用技术 .重庆 M：重庆大学出版社， 1997 6 李光弟编著 .单片机基础 M.北京：北京航空航天大学出版社， 2000 7刘鸿文主编 .材料力学 M.北京 : 高等教育出版社 , 1992.9 8 朱绍祥编著 .可编程控制器原理及应用 M.上海：上海交通大学出版社， 1988 9邹慧君主编 .机械原理课程设计手册 M. 北京 : 高等教育出版社 , 1998 10 孙同景，徐蹲编著 .可编程序控制器应用基础 M.山东科学技术出版社， 1996 11孙恒、陈作模主编 .机械原理 M.北京 : 高等教育出版社， 2001 12濮良贵、纪名刚主编 .机械设计 M.北京 : 高等教育出版社 , 1996 13成大仙 .机械设计课程设计手册（第 1、 2、 3卷） M.北京：化学工业出版社 ,2002 13 余雷声编著电 气控制与 PLC应用 M北京：机械工业出版社， 1996 14 郑洪生 .气压传动及控制 M.北京 :机械工业出版社， 1987 15 L. P_ust.Weak and strong nonlinearities in magnetic bearings J. Mechanism and Machine Theory， 39 (2004) 779 795 16 Programming Controller Melsec FX series Programming Manual.Misubishi electric,1994 4.毕业设计（论文）进度计划： 起讫日期 工作内容 3. -3. 查阅相关书籍，了解理论知识。 3. -4. 4. -5. 5. -5. 论文 撰 写 。 5. -6. 完善论文，答辩 。 系（教研室）审核意见： nts 主任签名 年 月 日 5. 指导教师工作日记： 日期 工作内容 （指导和检查记录、学生表现评语、课题进度建议，等等） 指导教师签字 nts nts 1 第 1 章 绪论 1.1 课题背景 经 编织物是有弹性的物品，为了生产运输方便， 需要压缩包装，由于每一种产品规格及种类多样性， 要求在传统织物包装用压缩机结构的基础上，设计一套带有可遍程控制器的包装压缩机，并具有以下功能： 1）压缩吨位可调（通过压头下降到某个位置控制或其他方法）。 2）在规定压缩吨位下，压缩时间可调（ 3-5 分钟）。 3）压头自动恢复至原位，为下次工作准备。 1.2 PLC 可编程序控制 一 .PLC 的用途 PLC的初期由于其价格高于继电器控制装置 ,使其应用受到限制。但近年来由于微处理器芯片及有关元件价 格大大下降 ,使 PLC 的成本下降 ,同时又由于 PLC的功能大大增强 ,使 PLC 的应用越来越广泛 ,广泛应用于钢铁、水泥、石油、化工、采矿、电力、机械制造、汽车、造纸、纺织、环保等行业。 PLC 的应用通常可分为五种类型： （ 1）顺序控制 这是 PLC 应用最广泛的领域，用以取代传统的继电器顺序控制。 PLC可应用于单机控制、多机群控、生产自动线控制等。如注塑机、印刷机械、订书机械、切纸机械、组合机床、磨床、装配生产线、电镀流水线及电梯控制等。 （ 2）运动控制 PLC制造商目前已提供了拖动步进电动机或伺服电动机的单轴或多 轴位置控制模版。在多数情况下， PLC 把扫描目标位置的数据送给模版块，其输出移动一轴或数轴到目标位置。每个轴移动时，位置控制模块保持适当的速度和加速度，确保运动平滑。 相对来说，位置控制模块比计算机数值控制（ CNC）装置体积更小，价格更低，速度更快，操作方便。 nts 2 （ 3）闭环过程控制 PLC能控制大量的物理参数，如温度、压力、速度和流量等。 PID（ Proportional Intergral Derivative）模块的提供使 PLC 具有闭环控制功能 ,即一个具有 PID 控制能力的 PLC 可用于过程控制。当过程控制中某 一个变量出现偏差时 ,PID控制算法会计算出正确的输出 ,把变量保持在设定值上。 （ 4）数据处理 在机械加工中，出现了把支持顺序控制的 PLC 和计算机数值控制（ CNC）设备紧密结合的趋向。著名的日本 FANUC 公司推出的 Systen10、 11、 12系列，已将 CNC控制功能作为 PLC的一部分。为了实现 PLC和 CNC设备之间内部数据自由传递，该公司采用了窗口软件。通过窗口软件，用户可以独自编程，由 PLC送至 CNC 设备使用。美国 GE公司的 CNC 设备新机种也同样使用了具有数据处理的 PLC。预计今后几年 CNC系统将变成以 PLC为主体的控制和管理系统。 （ 5）通信和联网 为了适应国外近几年来兴起的工厂自动化（ FA）系统、柔性制造系统（ FMS）及集散控制系统（ DCS）等发展的需要，必须发展 PLC 之间， PLC 和上级计算机之间的通信功能。作为实时控制系统，不仅 PLC数据通信速率要求高，而且要考虑出现停电故障时的对策。 二 . PLC的特点 （ 1）抗干扰能力强，可靠性高 继电接触器控制系统虽具有较好的抗干扰能力，但使用了大量的机械触头，使设备连线复杂，由于器件的老化、脱焊、触头的抖动及触头在开闭时受电弧的损害大大降低了系统的可靠性 。 传统的继电器控制系统中使用了大量的中间继电器、时间继电器。由于触点接触不良，容易出现故障， PLC 用软件代替大量的中间继电器和时间继电器，仅剩下与输入和输出有关的少量硬件，接线可减少互继电器控制系统的 1/10-1/100，因触点接触不良造成的故障大为减少。 而 PLC采用微电子技术，大量的开关动作由无触点的电子存储器件来完成，大部分继电器和复杂的连线被软件程序所取代，故寿命长，可nts 3 靠性大大提高。 微机虽然具有很强的功能，但抗干扰能力差，工业现场的电磁波干扰，电源波动，机械振动，温度和湿度的变化，都可能使一般 通用微机不能正常工作。而 PLC在电子线路、机械结构以及软件结构上都吸收了生产控制经验，主要模块均采用了大规模集成电路， I/O 系统设计有完善的通道保护与信号调理电路；在结构上对耐热、防潮、抗震等都有精确的考虑；在硬件上采用隔离、屏蔽、滤波、接地等抗干扰能力，目前个生产厂家生产的 PLC，平均无故障时间都大大超过了 IEC 规定的 10万小时，有的甚至达到了几十万小时。 （ 2）控制系统结构简单、通用性强、应用灵活 PLC 产品均成系列化生产，品种齐全，外围模块品种也多，可有各种组件灵活组合成各种大小和不同要求的控制系统 。在 PLC 构成的控制系统中，只需在 PLC的端子上接入相应的输入、输出信号线即可，不需要诸如继电器之类的物理电子器件和大量而有繁杂的硬件接线线路。当控制要求改变，需要变更控制系统功能时，可以用编程器在线或离线修改程序，修改接线量很小。同一个 PLC 装置有、用于不同的控制对象，只是输入、输出组件和应用软件不同而已。 （ 3）编程方便，易于使用 PLC 是面向用户的设备， PLC的设计者充分考虑到现场工程技术人员的技能和习惯， PLC 程序的编制，采用梯形图或面向工业控制的简单指令形式。梯形图与继电器原理图相类似，直观易懂 ，容易掌握，不需要专门的计算机知识和语言，深受现场电气技术人员的欢迎，近年来又发展了面向对象的顺序控制流程图语言，也称功能图，使编程更加简单方便。 （ 4）功能完善，扩展能力强 PLC中含有数量巨大的用于开关量处理的继电器类软件，可轻松地实现大规模的开关量逻辑控制，这是一般的继电器控制所不能实现的。 PLC 内部具有许多控制功能，能方便地实现 D/A、 A/D转换及 PID运算，实现过程控制、数字控制等功能。 PLC具nts 4 有通信联网功能，他不仅可以控制一台单机，一条生产线，还可以控制一个机群，许多生产线。他不但可以进行现场 控制，还可以用于远程控制。 （ 5） PLC控制系统设计、安装、调试方便 PLC中相当于继电器系统中的中间继电器、时间继电器、计数器等“软元件”数量巨大，硬件齐全，且为模块化积木式结构，并已商品化，故可按性能、容量（输入、输出点、内存大小）等选用组装。又由于用软件编程取代了硬接线实现控制功能，使安装接线量大大减小，设计人员只要一台 PLC就可进行控制系统的设计可在实验室进行模拟调试。而继电接触器系统需要在现场调试，工作量很大且繁难。 （ 6）维修方便，维修工作量小 PLC具有完善的自诊断，履历情况存储及监视功能 。对于内部工作状态、通信状态、异常状态和 I/O点的状态均有显示。工作人员通过他可查出故障原因，便于迅速处理，及时排除。 （ 7）结构紧凑 体积小、重量轻，易于实现机电一体化。 由于以上特点，使得 PLC获得极为广泛的应用。 1.3 液压传动 液压传动开始应用于十八世纪末，但在工业上被广泛应用的时间比较短。有大幅度的发展也就在近 50 年。因此，与其它传动方式比还是一项年轻的技术。当今液压技术广泛应用于工程机械、起重运输、冶金工业、农用机械，轻工业和机床工业。 随着液压技术的不断发展，液压技术也广泛应用在高科技高精度的行 业，如机床行业。它能代替人们一部分频繁而笨重的劳动，能在条件恶劣的环境中工作。特别在数控机床这类要求精度较高的领域有着不可代替的作用，出现了液压传动的自动化机床，组合机床和自动生产线等。在国防工业中，如飞机，坦克、火炮等都普遍采用了液压传动装置和液nts 5 压控制装置。 当今研究的主要内容是高压粘性流体在密闭容器中流动规律和系统中承受高压的粘性流体的运动规律。 液压 系统有着独特的优势。其有着体积小，重量轻，可实现无级变速，运动平稳，结构简单，操作方便，工作寿命长，液压元件易于通用化、标准化、系列化的特点。基于以上优点 ，处于新兴技术的液压系统在近些年得到了大幅度的发展，还有着广泛的发展空间。它正向高压化、高速花、集成化、大流量、大功率、高效率、长寿命、低噪音的方向发展。 液压传动可以用很小的功率控制速度 、 方向。使用适当的节流技术可 使执行元件的精度达到最高。 其布局安装有很大的灵活性， 同 体积重量比却比其他机械小的多。因此能构成其他方法难以组成的复杂系统。液压传动能实现低速大吨位运动。采用适当的节流技术可使运动机构的速度十分平稳。 第 2 章 方案论证 2.1 传动方案的论证 目前冲压 设备 的传动方式主要有：液压式、气压式 、电动式和机械传动方式等。传动装置的选择正确与否，直接决定着冲压机的好坏。 1 .气压传动的结构简单，成本低，易于实现无级变速；气体粘性小阻力损失小，流速快，防火防爆。但是空气易于压缩，负载对传动特性的影响大，不易在低温环境下工作。空气不易被密封，传动功率小。 2. 电气传动的优点是传动方便，信号传递迅速，标准化程度高， 易于 实现自动化，缺点是平稳性差，易受到外界负载影响。惯性大，换向慢，电气设备和元件要耗用大量的有色金属。成本高，受温度、湿度、震动、腐蚀等环境的影响大。 3. 机械传动准确可靠，操作简单，负 载对传动特性几乎没有影响。传动效率高，制造容易和维护简单。但是，机械传动一般不能进行无级nts 6 调速，远距离操作困难，结构也比较复杂等。 4.液压传动与以上几种 传动方式 比较有以下优点：获得力和力矩很大，体积小，重量轻，能在大范围内实现无级调速 ，运动平稳，设计简单，操作方便，工作寿命长，易于通用化、标准化、系列化。 它有很广阔的发展空间。 从各方面考虑，液压传动系列基 本符合设计要求，能达到预期的标准。所以，此次设计将采用液压传动，传动原理如下： 图 1 传动原理图 1 压缩包装机基座 2 压缩包装机压头 3 活塞 4 液压缸 5 电动机 6 油箱 7 滤油器 8 柱塞变量泵 9 调压阀 nts 7 10 溢流阀 11 换向阀 12 支撑阀 13 压力表 流量原理图说明：电动机 5 带动柱塞变量泵 8 向主油路供油，可以通过溢流阀 5 和调压阀 4 对液压系统进行调压，使压力表 13 的值到系统需要的压力，利用换向阀 11 进行换向。如果处于中间位置，系统处于保压状态；如果左端通电，液压缸将下降运动，完成下压运动；如果右端通电，液压缸将上升动作，完成工艺中的快退。 2.2 控制元件的分析 液压传动中 主要有以下几种控制元件实现 压 头的下压 、 保压和返回的 过程。 1.手动换向阀 用人工操作控制阀芯的运动。手动换向阀又分为手动和脚动两种。优点是操作简单、灵活、容易控制。 2.电磁换向阀 通过电磁铁产生的电磁力来使阀芯运动，达到油路的转换 ，易于实现自动化控制， 但由于受电磁铁吸引力的限制，电磁换向阀流量 不 能过大而且需要在回路中增加减速装置。 3.插装阀 是一种新型的开关式阀体，结构以锥阀为基础单位，配以不同的先导阀可实现对液流 的方向、压力和流量大小的控制。其结构简单，动作反应快，适合高压大流量的场合。 从设计课题上考虑， 电磁换向 阀比较符合设计要求，完全可以满 足性能要求。 第 3 章 液压缸 的设计及参数选择 设计 本 台液压 式压缩包装 机，其工作循环 可分 为：快速下行，减速下压， 快速退回。 由设计题目 按如下 参数 设计 ： nts 8 压力 FW： 10吨 =10 1000 9.8=0.98 105 N 生产率： 1 次 /210秒 （其中保压时间 180秒） 工作行程： 800mm=0.8m 最大压厚度： 20mm=0.02m 压头及顶柱 的重量 G ： 1.0 104 N 快速下降所用的时间为 11s，运行的距离为 0.58m。工进所用的时间为 11s，运行的距离为 0.22m。快退返回的时间为 8s，其运行的距离为0.50m。 得到各个工艺路线的速度参数如下： 快速下行： 行程： 580mm 速度： 53mm/s 减速下压： 行程： 220mm 速度： 20mm/s 快 退： 行程： 800mm 速度： 100mm/s 单次循环的总时间是： 11+11+8=30s 液压缸采用 Y 型密封圈。 其机械效率一般为 0.9-0.95 之间，本液压缸的效率取 ： m=0.95。 第 4 章 工况分析 4.1 动力（负载）分析及负载循环图 动力分析就是一部机器在工作过程中执行机构的受力情况。由于工作机构作直线往复运动时，液压缸必须克服的外负载为： F =Fe+Ff+Fi（ 4 1） 式中 Fe-工作负载 Ff-摩擦负载 Fi-惯性负载 nts 9 4.1.1 摩擦负载 摩擦负载就是液压缸驱动工作时所需要克服的机械摩擦阻力。 由于详细计算比较烦琐，一般将它算入液压缸的机械效率 cm中考虑。在这里不用考虑摩擦负载。 4.1.2 惯性负载 惯性负载即运动部件在启动和制动过程中的惯性力。 计算公式为： Fi=ma =gGtv（ N） （ 4 2） 式中 m 运动部件的质量 （ kg） a 运动部件的加速度 （ m/s2 ） G 运动部件的重量 （ N） g 重力加速度 （ m/s2 ） v 速度变化值 （ m/s） t 启动或制动时间，由经验可得 t =0.5s 压 头启动和制动 的 加速或减速都在 0.5秒内完成。 则启动时： Fi=ma =gGtv=（ 1.0 104 /9.8） （ 0.053/0.5） =108（ N） 制动时： Fi=ma =gGtv=（ 1.0 104 /9.8） （ 0.1/0.5） = 204（ N） 4.1.3 工作负载 nts 10 压力机冲头上负载分为两个阶段：第一阶段负载力缓慢的线增加，在达到最大冲压力 5%左右。第 二 阶段负载力急剧上升到最大冲压力。因此工作负载为： 初压阶段上升到 F1=wF 5%=9.8 104 5%=0.49 104 N 终压阶段上升到 F 2 =压力 =0.98 105 N 4.1.4 负载循环图 图 4 1 压 缩包装 机的负载循环图 4.2 运动分析及运动循环图 运动分析，就是研究一台机器按工艺要求以怎样 的运动规律完成一个工作循环。 4.2.1 位移循环图 nts 11 根据已知条件，快速下行时，行程为 0.58m，速度 0.053m/s ， 时间11s。慢速下降时行程 0.22m，速度 0.02m/s， 时间 11s。快退是行程为0.8m，速度 0.1m/s，时间 8s。 4.2.2 速度循环图 图 4 2 压 缩 包装 机 的 速度循环图 第 章 确定液压系统主要参数 5.1 确定液压缸 几何 尺寸 在单活塞杆的液压缸中 活塞工进 （受压） 时， nts 12 F =P1A1 P 2 A 2 =FW/m（ 5 1）=0.98 105 /0.95 =1.032 105 （ N） P 1P 2V 1V 2D d图 5 1 活塞快退 （受拉） 时， F =P1A 2 P 2 A 11=mG（ 5 2） =1.0 104 /0.95 =1.053 104 （ N） nts 13 P 1P 2V 2D dV 1图 5 2 式中 P1 液压缸的工作腔压力 （ MPa） P 2 液压缸的 回油 腔压力 （ MPa） A1= D 2 /4 液压缸无杆腔有效面积 （ m2 ） A 2 = （ D 2 d 2 ） /4 有杆腔的有效面积 （ m2 ） D 活塞直径 （ m） d 活塞杆直径 （ m） m 液压缸的工作效率 根据资料文献查得，工作压力 P1=10 32MP。参考同类机械的设计和加工的经验，这里工作压力 P1取 16MPa。 背压力 P 2 =0.5-1.5MP。参考同类机械的设计和加工的 经验，这里背压力 P 2 取 1MPa。 i =12vv（ 5 3） =100/53=1.9 活塞杆在快进和快退中受力几乎为零或是自重的大小。 只在冲压工nts 14 件时受到的作用力较大，即液压缸的有关设计参数在该工步中去计算。 由参考文献 2中查得 下 表 ： 表 5 1 液压缸常用往返速比 i 1.1 1.2 1.33 1.46 1.61 2.0 Dd 0.3 0.4 0.5 0.55 0.62 0.7 由相近原理： Dd =0.7 一般，液压缸在工进状态下工作，其活塞面积为 ： A1=（ F + P 2 A 2 ） / P1（ 5 4） A1= D 2 /4 （ 5 5） A 2 = （ D 2 d 2 ） /4 （ 5 6） 由公式 （ 5 4）（ 5 5）（ 5 6） 得 1 / 2124( 0 . 3 )8 9 . 8FDPPmm根据参考文献 1表 43.6 26 和表 43.6 27 对 D 和 d 进行调整得 D =100mm=0.1m d = 70mm=0.07m 所以 A1=0.01m2 A 2 =0.0051m2 5.2 计算液压缸所需流量 液压缸的最大流量 ： Q max =A V max （ m3 /s） （ 5 7） 式中 A 液压缸的有效面积（ m2） nts 15 V 液压缸的流速 （ m/s） 快进所需流量 Q 1 = A1V 1 =0.01 0.053=0.00053 m3 /s =31.8L/min 工进所需流量 Q 2 =A1V 2 =0.01 0.02=0.0002 m3 /s =12 L/min 快 退 所需流量 Q3=A 2 V3=0.0051 0.1=0.00051 m3 /s =30.6 L/min 5.3 计算系统所需的压力 1.当系统快进时，所需压力为： P 1 = AF0 +P 2 （ 5 8） 式子中 F0 工作中的负载 （ N） A 活塞的横截面积 （ m2 ） P 2 背压力 （ MPa） 该工艺中分匀速运动 和制动两部分构成。 当工艺处于启动的时候： P 1 = 108/0.01 10 6 +1 =0.0108+1 =1.0108MPa 当工艺处于匀速的时候： P 1 = 0/0.01 10 6 +1 =1MPa 2.当系统处于工进时，所需的压力为： P 1 = F 0 /A + P 2 /2 （ 5 9） nts 16 式子中 F0 工作中的负载 （ N） A 活塞的横截面积 （ m2） P 2 背压力 （ MPa） P 1 =1.032 105 / 0.01 10 6 + 0.5 =10.32+0.5 =10.82MPa 3.当系统处于快退时，所需的压力为： P 1 =F 0 /A + 2P 2 （ 5 10） 式子中 F0 工作中的负载 （ N） A 活塞的横截面积 （ m2） P 2 背压力 （ MPa） 该工艺中分为匀速运动和制动两部分构成。 当工艺处于匀速运动的时候： P 1 = 1.0 104 /0.01 10 6 + 2 =0.1+2 =2. 1MPa 当工艺处在制动的时候： P 1 =204/ 0.01 10 6 +2 =0.0204+2 =2.0204MPa 5.4 绘制 压缩 机主缸工况图 液压缸的工况图是指液压缸压力循环图、流量循环图和功率循环图。它是调整系统参数 、 选择液压泵和阀的依据。 1.压力循环图 通过最后确定的液压元件的结构尺寸，再根据实际nts 17 载荷的大小求出液压执行元件在其动作循环各阶段的工作压力，然后把他们绘制成 P t 图。 2.流量循环图 根据已定的液压缸有效面积或液压马达的排量，结合其运动速度算出他在工作循环中每一阶段的实际流量，把它绘制成 Q t 图。若系统中有多个液压执行元件同时工作，要把各自的流量图叠加起来绘制出总的流量循环图。 3.功率循环图 绘制压力循环图和总流量循环图后，即可绘制出系统的功率循环图。 由前面所设计的压力，流量，可得出如下一个表格，以便绘制和分析工况图 。 表 5 2 负载压力流量明细 表 工作负载（ N） 工作压力（ MPa） 流量（ m3 /s） 快 启动 进 匀速 工 进 快 匀速 退 制动 108 0 1.032 105 1.0 104 204 1.0108 1 10.82 2. 21 2.0204 0.00053 0.0002 0.00051 有前面所得的数据，可绘制出压力循环图（ P t）和流量循环图 （ Q t） 如下： nts 18 图 5 1 压力循环图（ P t） 图 5 2 流量循环图（ Q t） nts 19 通过对压力循环图和流量循环图分析得知： 最大流 量值 Q max =31.8L/min=0.00053 m3 /s 最大压力值 P max =10.82MPa 5.5 液压缸主要零件的结构材料及技术要求 5.5.1 液压缸的基本参数 由以上设计得到液压缸内径尺寸 D =0.1m， 活塞杆直径 d =0.07m。 液压缸活塞的最大行程系数，根据参考文献 1查得 S =0.8m。 5.5.2 液压缸的类型和安装方式 液压缸是液压系统中的执行元件，能够实现直线往复运动。本液压缸活塞两端面积差较大，使活塞往复运动 时 输出速度及差值较大。所以本液压缸采用双作用无缓冲式。 5.5.3 液压缸的主要零件及技术要求 1.缸体 液压缸缸体的常用材料一般为 20、 35、 45号无缝钢管，一般情况下均采用 45号钢，并调质到 241 285HB。铸铁可采用 HT200 HT350间 的几个牌号或球墨铸铁。由于球墨铸铁具有较高的抗拉强度和弯曲疲劳强度，也具有良好的塑性和韧性，其屈服度比钢高。因此，球墨铸铁制造承受静载荷的构件比铸钢节省材料，重量也轻。所以本设计的液压缸采用 QT450 10。铸件需进行正火消除内应力处理。 由参考文献 1得 缸体的技术要求： （ 1） 缸体的内径因为须与活塞配合，防止漏油，所以要尽量减少表面粗糙度，可采用 H8、 H9 配合。当活塞采用橡胶 密 封圈时， Ra 为 0.1nts 20 0.4 m， 当活塞用活塞环密封时， Ra为 0.2 0.4 m， 且均需珩磨。 （ 2） 缸体内径 D 的圆度公差值可按 9、 10、 11 级精度选取，圆柱度公差应按 8级精度选取。 （ 3） 缸体端面的垂直度公差可按 7级精度选取。 （ 4） 缸体与缸头采用螺纹连接时，螺纹应用 6级精度的米制螺纹。 （ 5） 当缸体带有耳环或轴销时，孔径 D 或轴径 d 的中心线对缸体内孔轴线垂直公差值按 9级精度选取。 2.缸盖 本液压缸采用在缸盖中压入导向套，缸盖选用 HT200 铸铁，导向套选用铸铁 HT200，以使导向套更加耐用。 3.活 塞 液压缸活塞常用的材料为耐磨铸铁，灰铸铁，钢及铝合金等。 本设计冶压缸活塞材料选用 45号钢，需要经过调质处理。 由参考文献 1得 活塞的技术要求： （ 1） 活塞 外径 D对内孔 d的径向跳动公差值，按 7、 8级精度选取。 （ 2） 端面 T 对内径 d轴线的垂直度公差值，应按 7 级精度选取。 （ 3） 外径 D 的圆柱度公差值，按 9、 10、 11级精度选取。 （ 4） 活塞与缸体的密封结构由前可以选用 Y型密封圈。 5.6 液压缸结构参数的计算 液压缸的结构参数的计算包括缸管厚度，油口直径，缸底厚度等等。5.6.1 计算液压缸的厚度 首先 利用 薄壁筒公式计算液压缸的壁厚： =P y D /2 =P y D /（ 2 b /n ） （ 5 11） 式中 液压缸壁厚度 （ m） Py 实验压力 （ MPa） 。当 P 16MPa时， Py=1.5P ；当P 16MPa 时 ， P y =1.25P ； 所以在此nts 21 P y =1.25P =1.25 10.82=13.525MPa D 液压缸的内径 （ m） 材料的许用应力 （ MPa） b 材料的抗拉强度 ，在此取 600（ MPa） n 安全系数，在此取 n =5 由公式（ 5 11）得： =P y D /2 =P y D /（ 2 b /n ） =13.525 100/（ 2 600/5） =5.6mm 因为当 D / 16时，薄壁公式才成立， 而在此 D / =100/5.6=17.8616。所以液压缸是薄壁 ，取壁厚为12.5mm。 缸体的外径 D 1 =D +2 =100+2 12.5=125mm=0.125m 5.6.2 液压缸油口的计算 液压缸油口的直径计算应根据活塞最高的速度 V 和油口最高液流速度而定。 当油口是进油口时： d 0=0.13D （ V /V 0 ） 2/1 （ 5 13） 式中 d0 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/s） V0 油口的液流速度 （ m/s） 根据文献 5，液压缸的进油液流速度 V0=2 m/s； 由公式（ 5 13）得： nts 22 d 0 =0.13 100（ 3.6/2） 2/1 =17.44mm 取一整数 d0=20mm=0.02m。 当油口是出油口时： 根据文献 5，液压缸的进油液流速度 V0=5 m/s； 由公式（ 5 14）得： d 0=0.13 100（ 3.6/5） 2/1 = 11.03mm 取一整数 d0=15mm=0.015m。 5.6.3 缸底厚度的计算 本设计采用缸底无油孔，所以采用公式： h =0.433D （ P y / ） 2/1 （ 5 14） 式中 D 液压缸内径 （ m） Py 实验压力 （ MPa） h 缸底厚度 （ m） 缸底材料的许用应力 （ m/s） 由公式（ 5 14）得： h =0.433 0.1（ 10.82/120） 2/1 =0.013m 参考同类液压缸的制造经验取 h =0.02m 5.7 液压缸的校合 5.7.1 液压缸中背压力的校合 nts 23 背压力 P 2 是用来平衡在液压系统不工作时活塞杆自重的。 由牛顿第一定律 ： P 2 A 2 =G （ 5 15） 式中 P 2 系统需要的最少背压力 （ MPa） A 2 活塞杆截面积 （ m2） G 滑块重量 （ N） 如果 P 2 P 2 =1MP，即背压力满足要求。 由公式（ 5 15）得： P 2 =G /A 2 =1.0 104 /0.0051=1.96MPa P 2 =0.42MPa 2.02MPa 所以， 该液压系统的背压力满足要求。 5.7.2 活塞杆的校合 校合 活塞杆 可用公式 ： d （ 4F / ） 2/1 。 （ 5 16） 式中 F 活塞杆的作用力 （ N） 活塞杆材料的许用应力 （ MPa） 由公式（ 5 17）得： d =（ 4 0.98 105 /（ 120） ） 2/1 =32.25mm D =70 mm 所以活塞杆直径满足要求。 第 6 章 液压元件和液压油的选择 6.1 液压泵的选择 nts 24 液压泵是将原动机的机械能转换为液压能的能量转换元件。在设计液压传动中，液压泵作为动力元件向液压系统提供液压能。 液压泵工作的基础条件是： 1. 必须具备一个密封油腔，而且密闭油腔的容积在运转过程中应不断变化。 2. 泵的吸油是靠弹簧克服摩擦力的阻力 、推力推动活塞下移而实现的，这样的泵具有自吸能力。 6.1.1.确定泵的最大工作压力 P P 液压泵的最大工作压力，由下式确定： P P P 1 + P （ 7 1） 式中 P 1 液压缸或液压马达最大工作压力 （ MPa） P 由液压泵出口到液压缸或液压马达进口之间的管路沿程阻力损失和局部阻力损失之和。这些阻力损失只有在液压元件选定后，并绘出管路布置图才能计算。在初算时按经验数据选取 ： 管路简单，流速不大的取 P =0.2 0.5MPa；管路复杂，流速较大的取 P =0.5 1MPa。该系统取 P =0.5MPa 由公式（ 5 11）得： P P =10.82+0.5 11.32MPa； 6.1.2 确定液压泵的流量 Q P 和排量 qp； 当多液压缸（或马达）同时动作时，液压泵的流量要大于同时动作的几个液压缸（或马达）所需的最大流量。并应考虑到系统的漏损 和液压泵磨损后容积效率的下降。 即有下式计算液压泵的流量公式： Q P K （ Q ） max （ m3 /s） （ 7 2） nts 25 式中 K 系统泄漏系数。一般取 1.1 1.3。大流量取小值，小流量取大值。该系统取 K =1.1 （ Q ） max 同时动作的液压缸（或马达）的最大流量（ m3 /s）；可以从 Q t 图上查得。对于工作过程始终用节流调速的系统，在确定流量时，尚需加上溢流阀的最小流量，一般取 0.05103 m3 /s 由 Q t图得到液压缸所需最大流量 Q max 31.8L/min； 由公式（ 7 2）得： Q P 1.1 31.8=34.98L/min； 此液 压系统采用液压变 转速为 1500r/min； 排量公式： q p =Q p /1500 （ 7 3） 由公式（ 7 3）得： q p =34.98/1500=0.02332L/r=23.32ml/r； 6.1.3 选择液压泵的 规格 按已算出的最大工作压力和流量，得出 液压泵的额定压力 P =Pp（ 1+25%） =14.15MPa。 查阅文献 9，选则液压泵的型号为 JPW200/30-45；排量 32ml/r；转速 1500r；额定压力 21MP； 额定流量得： 32 1500/1000=45L/min，这里选 45 L/min； 6.1.4 确定驱动液压缸的功率 nts 26 由于本机器采用闭合式 液压系统，压力损失很小，可以忽略不记。这一点可以在后边的系统验算中得到准确的验证。所以液压泵的输出功率用下式计算： N =P Q （ 7 4） 式中 N 液压泵的输出功率 （ kw） P 液压缸压力 （ MPa） Q 液压 泵的流量 （ m3 /s）一、液压缸处于启动时 由 JPW200/30-45 型号液压泵的压力、流量曲线图可得：Q =0.00053m3/s, 所以由公式（ 7 4），得： N =（ AG/ ） Q =（ 1.01 04 /0.01） 0.00 053=530（ w） 二、液压缸压力达到最大值时（即到达系统最高压力时） 由 JPW200/30-45 型号液压泵的压力、流量曲线图可得 ：Q =0.0002m3/s, 所以由公式（ 7 4），得 ： N =10.82 106 0.0002 103 =2.164kw 三、液压缸处于 快退 时 由 JPW200/30-45型号液压泵的压力、流量曲线图可得 : Q =0.00051 m3/s, 所以由公式（ 7 4），得： N =2.21 06 0.000511 03 =1.12kw 因此，选出液压泵的最大输出功率 N =2.164kw。 nts 27 6.2 电动机的选择 电动机分交流电动机和直流电动机两种，如无特殊说明时，一般选择交流。选择电动机的类型和结构形成应根 据电源种类（交流或直流），工作条件（环境、温度、空间、位置等，载荷的大小和性质的变化，过载情况等），启动性能和启动、制动正反转的频率程度等条件来选择。 Y系列三 相 笼式异步电动机是一般 用途的的全封闭式鼠笼三相 异步电动机。由于结构简单，工作可靠，价格低廉，因此本设计选用此电动机。 根据所求得到的液压泵的功率，对电动机进行选择， 根据 参考文献4本设计 可选电动机 Y100L2 4，其额定功率为 3kw，转速为 1430r/min。 6.3 控制阀的选择 选择控制 阀应按额定压力、最大流量、动作方式、安装固定方式、压 力损失数值、 工作性能参数和工作寿命来选择。 1. 应尽量选择标准定型产品， 一般不使用 自行设计专用的控制阀。 2. 一般选择控制阀的额定流量应比系统管 路实际通过的流量大一些。必要时允许通过阀的最大流量超过其额定流量的 20%。 3. 应注意差动液压缸由于面积差形成不同回油量对控制阀正常工作的影响。 方向控制阀主要有手动换向阀，机动换向阀，电磁换向阀等几种形式。由前面所分析，本课题设计的机器所用的换向阀为 电磁 换向阀。 由于本液压系统中要的是三个位置的换向阀，在 这里简单介绍下三位四通换向阀的功能。 1. 三位四通换向阀处于中位， 各油口封闭 ，该液压泵处于卸荷状态。 2. 三位四通换向阀处于左端，油口 P 与 B 之间相连， A 与 O 之间相连，液压缸下降动作，完成快进和工进两种 动作 。 3. 三位四通换向阀处于右端，油口 P 与 A 之间相连， B 与 O 之间相连，液压缸上升动作，完成快退工艺。 。 nts 28 图 7 1 三位四通手动换向阀 参考同类机械的选择，查阅参考文献 9，选择换向阀的型号为： 4S H。 6.4 管道（导管）的选择 选择管道的主要内容是根据压力损失，发热量和液压冲击 ，合理确定管道内径 、 壁厚和材料。 在 液压传动中常用的管子有钢管 、 铁管 、 胶管 、 尼龙管和塑料管等，该设计管道选择 45 号无缝钢管。 6.4.1 管道内径的确定 由流体力学可知，当通过管道的油液流量 Q 一定时，管道内径决定管道截面的油液平均流速 v； 即： d 1130 VQ （ 7 5） 式中 Q 液体最大流量 m3 /s V 管道内液流平均流速 m/s； 惯用流速：对吸油管 V 1 2m/s（一般取 1m/s 以下）；对于压油管 V 36m/s；对于回流管 V 1.5 2.5m/s 当对吸油管道时，吸 油 管平均流速在此取 V =1.5m/s； nts 29 由公式（ 7 5）得： d=1130 0.000511.5=20.83mm 根据文献 4表 14.2 12取 d =25mm； 当对压油管道时，吸 油 管平均流速在此取 V =4m/s； 由公式（ 7 5）得： d =1130 0.000514 =12.75mm 根据文献 4表 14.2 12取 d =20mm； 当对回油管道时，吸 油 管平均流速在此取 V =2m/s； 油管平均流 量 在此取 Q =Qmax/2； 由公式（ 7 5）得： d =1130 0.000512 =18.05mm 根据文献 4表 14.2 12取 d =20mm； 6.4.2 管道壁厚 b 的计算 管壁厚度计算公式： b P d /2 = /n2 bPd（ 7 6） 式中 b 管道壁厚 （ m） P 管道承受的最高工作压力 （ MPa） d 管道内径 （ m） 管道材料的抗拉许用应力 （ MPa） b 材料的抗拉强度 （ MPa） ，在此取 =600MPa n 安全系数，它需要考虑管道径向尺寸的误差与形变，管道内径的压力脉动，液压冲击，管道的材料质量及工作压力的周期变化等不安全因素。故一般规定 n =4 8。液压震动，压力冲击大取大值；液压震动，压力冲击小取小值。本设计取 n =4。 nts 30 =b/n （ 7 7） =600/4=150MPa； 当对吸油管时 由公式（ 7 6）得： =（ 21 25） （ 2 150） =1.75mm 计算出 b 值应符合标准系列值，查文献 4表 14.2 12得 b =5mm。 外径 D 管 =25+2 5=35mm; 查阅文献 4得 D 管 =35mm; 当对压油管时 由公式（ 7 6）得 ： b =（ 21 20） （ 2 150） =1.4mm 计算出的 b 值应符合标准系列值，查文献 4表 14.2 12得 b =5mm。 外径 D 管 =20+2 5=30mm ; 查阅文献 4得 D 管 =30mm; 当对回油管时 由公式（ 7 6）得 ： b =（ 20.5 20） （ 2 150） =1.36mm 计算出的 b 值应符合标准系列值，查文献 4表 14.2 12得 b =5mm。 外径 D 管 =20+2 5=30mm ; 查阅文献 4得 D 管 =30mm; 6.5 确定油箱的容量 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。油箱中安装有很多辅件，如冷却器、加热器 、空气过滤器及液位计等。 油箱的设计要点： 1. 油箱必须有足够大的容积。 nts 31 2. 吸油管及回油管应插入最低液面下，以防止吸空和回油飞溅产生气泡。 3. 吸油管和回油管之间的距离要尽可能远些。 4. 为保持清洁，油箱应有周边密封的盖板，盖板上有空气过滤器。 5. 油箱底部应距地面 150mm 以上，以便于搬运，散热，放油等。 6. 对油箱内表面要做好防腐处理。 本设计初选油箱体积为 0.3m3 。其散热情况将在性能演算中讨论。 6.5.1 液压油的选择 液压油应具有适当的粘度和良好的粘 温特性，油膜 强度要高，具有较好的润滑性能，能抗氧化稳定性好，腐蚀作用少，对涂料、密封材料等有良好的适应性。同时液压油还应具有一定的消泡能力。液压系统能否可靠 运行，很大程度取决于系统所选的液压油。 选择液压油，首先是介质种类的选择；然后考虑合适的粘度；最后还要考虑使用条件等因素。本设计选用抗磨液压油，可选用型号 YBN32。密度为 900kg/m3 ，比热容 C =1.88kJ/kg.0 C； 400 C 时运动粘度值为 32mm2 /s； 6.5.2 过滤器的选择 过滤器的功能是清除液压系统工作介质中的固体污染物，使工作介质保持干净 ， 延长元器件的使用寿命 。 它是液压 系统里不可缺少的重要辅件。 所选的过滤器，应具有足够大的通油能力，并且压力损失要小，过滤精度应满足液压系统或元件所需清洁要求。有足够的强度，滤芯要便于更换和清洗。 根据参考文献 1表 43.8 18， 可选择过滤器的型号 WU 160 80；其最大流量为 160L/min，过 滤精度为 80 m。 nts 32 6.6 联轴器的设计 联轴器所连接的两轴，由于制造及安装误差，承载后的变形 以及温度变化的影响等，往往不能保证严格的对中，而是存在着某种程度的相对位移。这就要求设计联轴器时， 要 从结构上采用各种不同的措施，使之具有一定的相对位移的性能。 弹性联轴器利用弹簧元件的弹性变形来补偿两轴之间的相对位移，而可动元件之间的间隙小，特别是那些需要经常启动和逆转的传动。于是电动机出来后直接相连的就是液压泵，它们之间就必须是弹性联结，使用一个 有弹性元件的 联轴 器。 根据参考文献 8表 41.5 29，选用弹性柱销联轴器，型号为 HL5型。nts 33 第 7 章 液压系统的性能验算 液压系统在初步设计时，各种参数都是靠经验估计出来的，当回路形式，液压元件及连接等完全确定后，针对实际情况，对所设计的系统进行各项性能分析，对于一般液压传动系统来说，主要是进一步确 切 的计算液压回路的各段压力损失 、 压力冲击和发热升温等方面。以便使系统设计更加完善与可靠。 7.1 管路系统压力损失 当系统元件，辅件规格，系统管路尺寸确定后，即可进行系统压力损失计算。它包括管路的 沿程压力损失 P1l，局部压力损失 P2l及阀类元件的局部损失 Pv。 即 P = P1l+ P2l+ Pv（ 8 1） 式 中 P1l= L /d v 2 /2 （ 8 2） 2l= v 2 /2 （ 8 3） P v =
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