《切斷機液壓系統(tǒng)畢業(yè)設計論文》由會員分享，可在線閱讀，更多相關《切斷機液壓系統(tǒng)畢業(yè)設計論文（52頁珍藏版）》請在裝配圖網上搜索。

1、 摘 要 切斷機廣泛地被運用在軋鋼機械中，本文中涉及的是切斷機對各種型號的鋼坯進行尺寸處理。液壓切斷機比火焰切割機運行成本低，而在同等體積下，液壓裝置能比電氣裝置產生出更大的動力；同樣在同等的功率下，液壓裝置的體積小、重量輕、結構緊湊。所以從各個角度看選擇液壓切斷機是比較合理的。液壓切斷機是用液壓作為主傳動系統(tǒng)的切斷機，該切斷機采用平行刀片式的下切式。下切式切斷機的上下兩個刀片都是運動的，蛋剪切軋件的動作由下刀片來完成的。目前被廣泛應用于初扎和鋼坯車間。 切斷機液壓系統(tǒng)主要由三部分組成。分別是刀架系統(tǒng)、載物臺抬升系統(tǒng)和工件夾緊系統(tǒng)。其中，刀架系統(tǒng)主要控制刀具的進刀和快退；載物臺抬升系

2、統(tǒng)用來移動工件；工件夾緊系統(tǒng)用來固定工件。其中，刀架系統(tǒng)單獨采用變量泵驅動，而載物臺抬升系統(tǒng)和工件夾緊系統(tǒng)共用一個定量泵，其動作由換向閥實現(xiàn)。 關鍵詞：切斷機；液壓系統(tǒng)；油缸 Hydraulic system of the Shearing machine Abstract Shearing machine is widely used in steel rolling machines, this paper introduces the continuous cast

3、ing machine by using shearing machine to handle various types of steel billet. Hydraulic shearing machine has lower operating cost than flame cutting machines. However, in the same volume, the hydraulic device generates mush power than electrical equipment. In the same power, the hydraulic device sm

4、all volume, light weight and compact structure. So from various perspectives, choosing hydraulic shearing machine that uses hydraulic pressure as the main drive. It chooses the down-cut sheet of parallel slice. The up-cut sheet an the down-cut sheet of down-cut shearing machine are movable, but the

5、action of shearing the rolled piece is done by down-cut sheet. At present, it is widely used in the workshop of bloom and billet. The hydraulic system of shearing machine mainly consists of three parts: the system of down-cut bed, the driving system of table roller vehicle and the system lifted by

6、top-cut set. Its down-cut bed`s shearing system. Mainly controls advancement and retreat of the down-cut slice. The driving system of table roller vehicle is used to keep the shearing machine having the same speed with billet an resets quickly after finishing shearing. The lifting system of top-cut

7、table can drift the top-cut bed. And the shear cylinder of down-cut bed is driven by variable pump independently, while the cylinder of table roller and lifting vat of top-cut bed are used a quantitative pump, and the operation is done by using reversing valve. Key Words：shearing machine; hydraul

8、ic system; fuel tank 目 錄 第一章 緒論 5 第二章切斷機的液壓傳動系統(tǒng)的設計與計算 7 2.1 切斷機的設計要求與參數(shù) 7 2.1.1 設計要求 7 2.1.2 設計參數(shù) 7 2.2 進行工況分析，確定液壓系統(tǒng)的主要參數(shù) 7 2.2.1 液壓缸的載荷計算 7 2.2.2 初選系統(tǒng)的工作壓力 8 2.2.3 計算液壓缸的主要結構尺寸 8 2.2.4計算液壓執(zhí)行元件實際所需流量 10 2.2.5 計算液壓執(zhí)行元件的實際工作壓力 11 2.3 制定液壓系統(tǒng)基本方案和擬定液壓系統(tǒng)圖 13

9、 2.3.1 制定基本方案 13 2.3.2 擬定液壓系統(tǒng)原理圖 17 2.4 液壓元件的選擇 19 2.4.1 液壓泵的選擇 19 2.4.2 電動機功率的確定 20 2.4.3 液壓閥的選擇 22 2.4.4 管路的選擇 22 2.4.5 油箱的有效面積的確定 24 2.5液壓系統(tǒng)性能的驗算 24 2.5.1 驗算回路中壓力損失 24 2.5.2 驗算系統(tǒng)發(fā)熱升溫 26 第三章 液壓缸的設計計算 28 3.2 計算液壓缸的結構尺寸 28 3.2.1 缸筒長度L 28 3.2.2 最小導向長度的確定 28 3.3 液壓缸主要零部件設計 29 3.3.1 缸筒

10、 29 3.3.2 活塞 30 3.3.3 活塞桿的導向套和密封 31 3.3.4 放氣裝置 31 3.3.5 油口 31 第四章 液壓泵站的設計 33 4.1 集成回路的設計 33 4.1.1 液壓集成回路設計 33 4.1.2 液壓集成塊及其設計 34 4.2 管路的選擇 35 4.2.1 管路材料的選擇 35 4.2.2 管接頭的選擇 36 4.3 液壓油箱的設計 38 4.3.1 油箱的用途及分類 38 4.3.2 液壓油箱的外形尺寸 39 4.3.3 液壓油箱的結構設計 39 4.3.4 濾油器的選擇 43 4.3.5 液壓油的選擇 44 4.4

11、閥板的設計 46 4.4.1 閥板連接概述 46 4.4.2 閥板的設計 47 4.5 液壓站結構設計 48 4.5.1 液壓泵的安裝方式 48 4.5.2 電機與液壓泵的連接方式 48 4.5.3 液壓站結構設計注意事項 49 第五章 參考文獻 50 結束語 51 第一章 緒論 　 液壓系統(tǒng)已經在各個部門得到越來越廣泛的應用，而且越先進的設備，其應用液壓系統(tǒng)的部門就越多。 液壓傳動是用液體作為介質來傳遞能量的。液壓傳動有以下優(yōu)點：易于獲得較大的

12、力或力矩，功率重量比大，易于實現(xiàn)往復運動，易于實現(xiàn)較大范圍的無級變速，傳遞運動平穩(wěn)，可實現(xiàn)快速而且無沖擊，與機械傳動相比易于布局和操縱，易于防止過載事故，自動潤滑、元件壽命較長，易于實現(xiàn)標準化、系列化。 液壓傳動的基本目的就是用液壓介質來傳遞能量，而液壓介質的能量是由其具有的壓力及流量來表現(xiàn)的。而所有的基本回路的作用就是控制液壓介質的壓力和流量。因此液壓基本回路的作用就有三個方面：控制壓力、流量的大小，控制流動的方向。所以基本回路可以按照這三方面而分成三類：壓力控制回路、流量控制回路、方向控制回路。 1）切斷機特點 一般有全自動鋼筋切斷機，和半自動鋼筋切斷機之分。全自動的也叫電動切斷

13、機是電能通過馬達轉化為動能控制切刀切口，來達到剪切鋼筋效果的。而半自動的是人工控制切口，從而進行剪切鋼筋操作。而目前比較多的是應該屬于液壓鋼筋切斷機 液壓鋼筋切斷機又分為充電式和便攜式兩大類。 鋼筋切斷機分類 適用于建筑工程上各種普通碳素鋼、熱扎圓鋼、螺紋鋼、扁鋼、方鋼的切斷。 　　切斷圓鋼：（Q235-A）直徑：（Φ6-Φ40）mm 　　切斷扁鋼最大規(guī)格：（70x15）mm 　　切斷方鋼：（Q235-A）最大規(guī)格：（32x32）mm 　　切斷角鋼最大規(guī)格：（50x50)mm 2）切斷機行情 國內外切斷機的對比：由于切斷機技術含量低、易仿造、利潤不高等原因，所以廠家?guī)资陙砘揪S持現(xiàn)狀，發(fā)展

14、不快，與國外同行相比具體有以下幾方面差距。 　　1)國外切斷機偏心軸的偏心距較大，如日本立式切斷機偏心距24mm，而國內一般為17mm．看似省料、齒輪結構偏小些，但給用戶帶來麻煩，不易管理．因為在由切大料到切小料時，不是換刀墊就是換刀片，有時還需要轉換角度。 　　2)國外切斷機的機架都是鋼板焊接結構，零部件加工精度、粗糙度尤其熱處理工藝過硬，使切斷機在承受過載荷、疲勞失效、磨損等方面都超過國產機器． 　　3)國內切斷機刀片設計不合理，單螺栓固定，刀片厚度夠薄，40型和50型刀片厚度均為17mm；而國外都是雙螺栓固定，25～27mm厚，因此國外刀片在受力及壽命等綜合性能方面都較國內優(yōu)良。 　　4

15、)國內切斷機每分鐘切斷次數(shù)少．國內一般為28～31次，國外要高出15～20次，最高高出30次，工作效率較高。 　　5)國外機型一般采用半開式結構，齒輪、軸承用油脂潤滑，曲軸軸徑、連桿瓦、沖切刀座、轉體處用手工加稀油潤滑．國內機型結構有全開、全閉、半開半閉3種，潤滑方式有集中稀油潤滑和飛濺潤滑2種。 　　6)國內切斷機外觀質量、整機性能不盡人意；國外廠家一般都是規(guī)模生產，在技術設備上舍得投入，自動化生產水平較高，形成一套完整的質量保證加工體系。尤其對外觀質量更是精益求精，外罩一次性沖壓成型，油漆經烤漆噴涂處理，色澤搭配科學合理，外觀看不到哪兒有焊縫、毛刺、尖角，整機光潔美觀。而國內一些一些廠家雖

16、然生產歷史較長，但沒有一家形成規(guī)模，加之設備老化，加工過程拼體力、經驗，生產工藝幾十年一貫制，所以外觀質量粗糙、觀感較差。 第二章切斷機的液壓傳動系統(tǒng)的設計與計算 2.1 切斷機的設計要求與參數(shù) 2.1.1 設計要求 工藝動作要求：撥盤快進撥動工件下降，夾緊缸夾緊工件，刀架快進接近工件，刀架工進慢速切斷工件，撥盤及刀架同時退回，夾緊缸松開工件，一個工序結束。 2.1.2 設計參數(shù) 快進負載G1=200N 切斷負載G2=12000N 返回負載G3=300N 快進返回速度V1=

17、1m/min 工進速度V2=0.3m/min 切斷缸活塞直徑D1=80mm 切斷缸活塞桿直徑d1=40mm 撥盤缸活塞直徑D2=40mm 撥盤缸活塞桿直徑d2=28mm 液壓缸機械效率η=0.9 回油腔背壓pb=0.4MPa 夾緊缸夾緊時工作壓力5 MPa，夾緊缸與撥盤缸型號相同 切斷機工作環(huán)境溫度-10℃~35℃ 2.2 進行工況分析，確定液壓系統(tǒng)的主要參數(shù) 2.2.1 液壓缸的載荷計算 活塞上載荷力： F=G/η η-液壓缸的機械效率，一般取0.90~0.95，這里η=0.90 求得相應的作用與活塞上的載荷力，并列于表2-1 表2-1 各液壓缸載荷力

18、 液壓缸名稱 工況 液壓缸外負載 G/N 活塞上載荷 F/N 切斷缸 快進 200 200/0.9=222.22 工進 12000 12000/0.9=13333.33 返回 300 300/0.9=333.33 撥盤缸 快進 200 200/0.9=222.22 返回 300 300/0.9=333.33 2.2.2 初選系統(tǒng)的工作壓力 壓力的選擇要根據(jù)載荷的大小和設備的類型來定，還要考慮執(zhí)行元件的裝配空間、經濟條件及元件的供應情況等的限制。在載荷一定的情況下，工作壓力低，勢必要加大執(zhí)行元件的結構尺寸，對某些元件的結構尺寸，對某些設備來說

19、，尺寸要受到限制，從材料消耗角度也不經濟，反之，壓力選的太高，對泵、缸、閥等元件的材質、密封、制造精度要求很高，必須提高設備成本。一般來說，對固定的尺寸不太受限制的設備，壓力可以選的低一些。具體選擇可參考下表2-2。 表2-2 按載荷選工作壓力 載荷(KN) ＜5 5~10 10~20 20~30 30~50 ＞50 工作壓力（MP） ＜0.8~1 1.5~2 2.5~3 3~4 4~5 ≥5 參考參考同類型組合機床，初定液壓缸的工作壓力為=40Pa 2.2.3 計算液壓缸的主要結構尺寸 2.2.3.1切斷缸 已知：快進負載G1=200N 切斷負

20、載G2=12000N 返回負載G3=300N 快進返回速度V1=1m/min 工進速度V2=0.3m/min 活塞直徑D=80mm 活塞桿直徑d=40mm 液壓缸機械效率η=0.9 背壓pb=0.4MPa 按標準直徑算出液壓缸有效面積 A1=D2= (8010-3)2m2=50.2410-4 m2 A2=（D2 -d2）= (8010-3-4010-3)2m2=37.6810-4 m2 活塞桿強度校核 σ=≤【σ】 式中： Fmax-----活塞桿所受的最大載荷，F(xiàn)max=12000N d-----活塞桿直徑

21、，d=4010-3m 所以有： σ=Pa 活塞桿材料為碳鋼【σ】=100~120M Pa ∵σ≤【σ】 ∴強度符合，校核完畢。 2.2.3.2 撥盤缸與夾緊缸 已知：快進負載G1=200N 返回負載G3=300N 快進返回速度V1=1m/min 活塞直徑D=40mm 活塞桿直徑d=28mm 液壓缸機械效率η=0.9 背壓pb=0.4MPa 按標準直徑算出液壓缸有效面積 A1=D2= (4010-3)2m2=12.5610-4 m2 A2=（D2 -d2）= (4010-3-2810-3)2m2=6.4110-4 m2 活塞桿強度校核

22、 σ=≤【σ】 式中： Fmax——活塞桿所受的最大載荷，F(xiàn)max=300N D——活塞桿直徑，d=2810-3m 所以有： σ=Pa 活塞桿材料為碳鋼=100~120M Pa ∵σ≤ ∴強度符合，校核完畢。 2.2.4計算液壓執(zhí)行元件實際所需流量 根據(jù)已經確定的液壓缸的尺寸結構，可以計算出各個執(zhí)行元件在各個工作階段的實際所需流量。 表2-3 各工況所需流量 工況 執(zhí)行元名 稱 運動速度 V/m/min 結構參數(shù) A/mm2 流量 q/L/min 計算公式 撥盤缸下降 撥盤缸 1 m/min 1256 1.256

23、 Q=V1A1 撥盤缸上升 撥盤缸 1 m/min 641 0.641 Q=V1A2 切斷缸快進 切斷缸 1 m/min 5024 5.024 Q=V1A1 切斷缸工進 切斷缸 0.3 m/min 5024 1.507 Q=V1A2 切斷缸返回 切斷缸 1 m/min 3768 3.768 Q=V2A1 2.2.5 計算液壓執(zhí)行元件的實際工作壓力 如下表所示各個缸的實際工作壓力。 表2-4 切斷缸所需的實際壓力和功率 工作循環(huán) 計算公式 負載F 進油壓力 回油腔背壓 輸入功率P N Pa kW 快進 = P

24、=q 222.22 0.344106 4105 0.0011 工進 = P=q 13333.33 3106 4105 0.0753 返回 = P=q 333.33 0.612106 4105 0.0027 表2-5撥盤缸所需的實際壓力和功率 工作循環(huán) 計算公式 負載F 進油壓力 背壓 輸入功率P N Pa kW 快進 = P=q 222.22 0.381106 4105 0.0051 返回 = P=q 333.33 1.31106 4105 0.0341 表2-6 夾緊缸所需的實際壓力和功率 工

25、作循環(huán) 計算公式 負載F 進油壓力 背壓 輸入功率P N Pa kW 夾緊 P=q 222.22 5.0106 4105 放松 P=q 333.33 0 4105 2.3 制定液壓系統(tǒng)基本方案和擬定液壓系統(tǒng)圖 2.3.1 制定基本方案 2.3.1.1 確定切斷機液壓系統(tǒng)的總主組成及作用 用于將工件剪切成規(guī)定尺寸的機械稱為切斷機。由液壓作為主傳動的切斷機叫做液壓切斷機。一個完整的液壓系統(tǒng)由五部分組成，即動力組件、執(zhí)行組件、控制組件、輔助組件和液壓油。 切斷機動力組件的作用是將原動機的機械能轉化為液壓能，指液壓系統(tǒng)中的油泵，它向

26、整個液壓系統(tǒng)提供動力，在本套系統(tǒng)中采用一個定量泵和一個變量泵供油。 執(zhí)行組件的作用是將液體的壓力能轉化為機械能，驅動負載作直線往復運動。本方案主要采用三個執(zhí)行組件：切斷缸、撥盤缸和夾緊缸，對于簡單的直線運動機構可以采用液壓缸直接驅動，有切斷機的特點決定，可采用單活塞桿液壓缸，其有效工作面積大，雙向不對稱，往返不對稱的直線運動。 切斷機控制組件在液壓系統(tǒng)中控制和調節(jié)液體的壓力、流量和方向。根據(jù)控制功能的不同，其液壓閥可分為壓力控制閥、流量控制閥和方向控制閥。壓力控制閥又可分為溢流閥、減壓閥、順序閥、壓力繼電器等；流量控制閥包括節(jié)流閥、調整閥、分流閥、集流閥等；方向控制閥包括單向閥、換向閥等。

27、根據(jù)控制方式不同，液壓閥可分為開關式控制閥、定制控制閥和比例控制閥。系統(tǒng)中將用到大部分常見控制組件，實現(xiàn)系統(tǒng)的最優(yōu)化。 系統(tǒng)的輔助組件包括油箱、濾油器、油管及管接頭、密封圈、壓力表、油位溫度計等。起連接、輸油、貯油、過濾、貯存壓力和測量等作用。 液壓油是液壓系統(tǒng)中傳遞能量的工作介質。有各種礦物油、乳化油和合成型液壓油幾大類。本系統(tǒng)選用20號機械油。 2.3.1.2 擬定液壓執(zhí)行組件運動控制回路 2.3.1.2.1 切斷缸基本回路的確定 1）.容積節(jié)流調速回路 容積節(jié)流調速回路一般用變量泵供油，用流量控制閥調節(jié)輸入或輸出液壓執(zhí)行元件的流量，并使其供油量與所需油量相適應。液壓缸慢進速度

28、由變量泵調節(jié)，以減少功率損耗和系統(tǒng)發(fā)熱；快退時由調速閥調節(jié)。此種調速回路效率也較高，速度穩(wěn)定性好，但結構較復雜。 2）.壓力控制方案 切斷缸在切斷材料時剪切力突然消失，使活塞由于慣性突然前沖，引起液壓沖擊，故在液壓缸端部安裝蓄能器，吸收多余能量，減少液壓沖擊，實現(xiàn)緩沖。詞匯錄用變量泵供油，故在回路中設置安全閥起保護作用。 圖2-1 切斷缸基本回路 2.3.1.2.2 撥盤缸基本回路的確定 雙液控單向閥鎖緊回路 由于載物臺在剪切時承受極大的載荷，為了在極大沖擊下仍具有較好的剪切效果，載物臺必須具有較高的精度，采用雙液控單向閥鎖緊回路。它能在液壓缸不工作時使活塞迅速平穩(wěn)

29、、可靠且長時間的被鎖緊，不為向上的剪切力所移動。當液壓缸上腔不進油時液控單向閥關閉，液壓缸下腔不能回油，活塞被鎖進不能下落。但由于液控單向閥有一定泄露，因此，鎖緊時間不能太長。但剪切過程較短，撥盤缸需要鎖緊時間不長，故滿足要求。 圖2-2 撥盤缸基本回路 2.3.1.2.3 夾緊缸基本回路的確定 壓力繼電器起安全保護作用，實現(xiàn)壓力互鎖，即只有在元件被夾緊后，才能正常工作。 圖2-3 夾緊缸基本回路 2.3.1.3 制定順序動作方案 撥盤快進撥動工件下降→夾緊缸夾緊工件→刀架快進接近工件→刀架工進慢速切斷工件→撥盤及刀架同時退回→夾緊缸松開工件，一個工序結束。

30、 2.3.1.4 液壓元的選擇 切斷缸承受負載壓力大，屬于中（高）壓系統(tǒng)。而柱塞泵的柱塞與缸體內孔均為圓柱表面，易得到高精度的配合，可在高壓下工作，故選用柱塞泵。 撥盤缸與夾緊缸所承受負載不是很大，屬于低壓系統(tǒng)，可使用定量葉片泵為動力源。 2.3.2 擬定液壓系統(tǒng)原理圖 圖2-4 液壓原理圖 表2-7 切斷機電磁鐵工作循環(huán)表 工 況 電磁體 1YA 2YA 3YA 4YA 5YA 夾緊缸夾緊 + 撥盤缸下降 + 刀架快進 + 切斷 + 刀架返回 + 夾

31、緊缸放松 - 撥盤缸上升 + 2.4 液壓元件的選擇 2.4.1 液壓泵的選擇 2.4.1.1 高壓液壓泵的選擇 1)確定液壓泵的最大工作壓力Pp Pp≥Pj+∑△P 由表2-4可知工進階段液壓缸壓力最大，若取進油路總壓力損失，則液壓泵最高工作壓力可按式算出 Pp≥Pj+∑△P=（3106+5105）Pa=35.0105 Pa 因此泵的額定壓力可取1.2535.0Pa=43.75Pa。 2）液壓泵流量的確定 Qp≥K∑Qmax 式中： K——系統(tǒng)泄露系數(shù)，一般取K=1.1

32、~1.3，這里取K=1.2； ∑Qmax——高壓系統(tǒng)液壓缸最大總流量，∑Qmax=5.024 L/min； 則： Qp=1.25=6 L/min 故選用A7V20型斜軸式軸向柱塞泵，其額定壓力為35MPa,額定流量為28.8 L/min，額定轉速為4100r/min。(參考文獻《機械設計手冊（第四版）》P22-144表22.5-44) 2.4.1.2 低壓系統(tǒng)液壓泵的選擇 1)確定液壓泵的最大工作壓力Pp Pp≥Pj+∑△P 由表2-4可知夾緊階段液壓缸壓力最大，若取進油路總壓力損失，壓力繼電器可靠動作需要壓力差為，則液壓泵 最高工作壓力可按式算出 Pp≥Pj+∑△P+=

33、（5106+5105+5105）Pa=51105 Pa 因此泵的額定壓力可取1.2551.0Pa=63.75Pa。 2）液壓泵流量的確定 Qp≥K∑Qmax 式中： K——系統(tǒng)泄露系數(shù)，一般取K=1.1~1.3，這里取K=1.1； ∑Qmax——高壓系統(tǒng)液壓缸最大總流量，∑Qmax=1.256 L/min； 則： Qp=1.11.25=1.38 L/min 故選用YB1-2.5型葉片泵，其額定壓力為6.3MPa,額定流量為3.625L/min，額定轉速為1450r/min。(參考文獻《機械設計手冊（第五版）》P22-104表22.5-21) 2.4.2 電動機功率的確定

34、 2.4.2.1 高壓系統(tǒng)電動機的確定 驅動液壓泵的功率為： P= 式中： PN——液壓泵最大工作壓力，PN=3106Pa QN——液壓泵額定流量，QN=28.8 L/min η——液壓泵總效率，η=0.9 則： P==1.6KW 考慮到剪切時間很短，而電動機一般允許在短時間內超載25%，因此， P=1.28KW 故根據(jù)《機械設計手冊（第五版）》第五卷，選定Y2-90S-2型三相異步電機，其額定電流為3.4A，轉速為2840r/min，效率為79%。 2.4.2.2 低壓系統(tǒng)電動機的確定 驅動液壓泵的功率為： P= 式中: PN——液壓泵最大工作壓力，PN=1

35、.31106Pa QN——液壓泵額定流量，QN=3.625 L/min η——液壓泵總效率，η=0.9 則： P==0.342KW 考慮到剪切時間很短，而電動機一般允許在短時間內超載25%，因此， P=0.274KW 故根據(jù)《機械設計手冊（第五版）》第五卷，選定Y2-632-2型三相異步電機，其額定電流為0.7A，轉速為2820r/min，效率為68%。 2.4.3 液壓閥的選擇 根據(jù)液壓系統(tǒng)的工作壓力和通過各個閥類元件的實際流量，可選出這些元件的型號和規(guī)格，見下表 表2-8 液壓切斷機液壓閥及附件明細表 序 號 名稱 通 徑 型號 規(guī)格 數(shù) 量

36、 壓力 MPa 流 量 L/min 1 過濾器 12 WU-16180 16 1 2 安全閥 10 J-36B 1 3 單向閥 10 RFB-G-04-1-32 ~7 1 4 壓力表 5 YN60 1 5 電磁換向閥 6 34E0-H6B-T 31.5 6 1 6 單向調速閥 10 RFB-G-04-1-32 1 7 蓄能器 20 HXQ-A1.0D 17 1 8 冷卻器 GLC1-0.4 1 9 過濾器 12 WU-16180 16 1

37、 10 單向閥 10 RFB-G-04-1-32 ~7 1 11 電磁換向閥 6 34E0-H6B-T 31.5 6 1 12 雙液控單向閥 10 RFB-G-04-1-32 1 13 溢流閥 10 YF-B10B 0.5~7 40 1 14 過濾器 12 WU-16180 16 1 15 單向閥 10 RFB-G-04-1-32 ~7 1 16 壓力表 5 YN60 1 17 電磁換向閥 24-63BH 32 1 18 壓力繼電器 HED2O 2.

38、5 1 2.4.4 管路的選擇 由于本液壓系統(tǒng)管路較為復雜，根據(jù)選定的液壓閥的連接油口尺寸確定管道尺寸。液壓缸的進、出油管按輸入、排出的最大流量來計算。取主要幾條管路，根據(jù)以下公式確定他們的內徑和壁厚，其數(shù)值見表： （1）管道內徑計算 d=2 （2）管道壁厚計算 = 式中： d——油管內經 q——管內流量（m3/s） v——管中油液的流速 ——油管壁厚 P——管內工作壓力（MPa） n——安全系數(shù)（P＜7 MPa時，取n=8；P≥17.5MPa時，取n=4） b——管道材料的抗拉強度，取b=45 MPa 管道內的流速可參考表2

39、-8 表2-9 允許流速推薦值 管道 推薦流速（m/s） 液壓泵吸油管道 0.5~1.5 一般取1以下 液壓系統(tǒng)壓油管道 3~6 壓力高、油管短、粘度小取值小 液壓系統(tǒng)回油管道 1.5~2.6 表2-10 主要管路內徑表 管路名稱 通過流量（L/min） 允許速度(m/s) 管內徑(mm) 管內工作壓力(MPa) 所選管道內徑與壁厚(mm) 高壓吸油管 28.8 0.6 31.97 3.5 32,2.5 高壓回油管 5.024 2.5 6.54 0.4 8,1 低壓吸油管 3.625 0.6 11.34 5.1

40、12,1.6 低壓回油管 1.256 2 3.66 0.4 5,1 2.4.5 油箱的有效面積的確定 油箱容積的經驗公式： V=aq 式中： a——與系統(tǒng)有關的經驗系數(shù)，（由文獻《液壓系統(tǒng)設計圖集》表2.4-3）中壓系統(tǒng)取a=66 q——液壓泵每分鐘排出壓力油的容積，QV=28.8+3.625=32.43L/min 則： V=632.43=194.55L 選取標準值250L。 2.5液壓系統(tǒng)性能的驗算 2.5.1 驗算回路中壓力損失 2.5.1.1 切斷缸回路的壓力損失 管路系統(tǒng)上的壓力損失由管路的沿途損失△P1、管件局部損失△P2和控制閥的壓

41、力損失△P3三部分組成： △P=∑△P1+∑△P2+∑△P3 1）沿程壓力損失 由于液體在同一管路中，液體的平均流速越大，他的沿程壓力損失就越大，因此，所需考慮的是切斷缸流量最大時即快進時的進油路壓力損失。此管長L=12m，管內徑d=0.01m，快進時流量Q=5.024L/min=0.08410-3m3/s。選用L—HM46號礦物油型液壓油，正常運轉后的運動粘度取v=4.610-5 m2/s，油的密度為=850kg/ m3。 油液在管道中實際流速為： v===6.4m/s 雷諾數(shù) Re===1391.3＜2300 ∴進油管道中油液為層流 在進油路上，流速則壓力損失為 在

42、回油路上，流速為進油路流速的兩倍即v=3.02m/s，則壓力損失為 2）局部壓力損失 由于采用了集成塊式的液壓裝置，所以只考慮閥類元件和集成塊內油路的壓力損失。通過各閥的局部損失，結果列于下表 表2-11 部分閥類元件局部壓力損失 元件名稱 額定流量 實際通過流量 額定壓力損失 實際壓力損失 單向閥2 25 16 2 0.82 三位四通電磁閥 63 16/32 4 0.26/1.03 二位四通電磁閥 63 32 4 1.03 單向閥 25 12 2 0.46 若去集成塊進油路的壓力損失，回油路壓力損失為，則進油路和回油路總

43、的壓力損失為 查表一得快退時液壓缸負載F=526N；則快退時液壓缸的工作壓力為 可算出快退時泵的工作壓力為 因此，大流量泵安全閥2的調整壓力應大于 從以上驗算結果可以看出，各種工況下的實際壓力損失都小于初選的壓力損失值，而且比較接近，說明液壓系統(tǒng)的油路結構、元件的參數(shù)是合理的，滿足要求。 2.5.2 驗算系統(tǒng)發(fā)熱升溫 在整個工作循環(huán)中，工進階段所占用的時間最長，所以系統(tǒng)的發(fā)熱主要是工進階段造成的，故按工進工況驗算系統(tǒng)溫升。 工進時液壓泵的輸入功率如前面計算

44、 P1=753W 工進時液壓缸的輸出功率 P2=Fv=13333.30.3/60=66.67W 系統(tǒng)總的發(fā)熱功率為： = P1 －P2=(753-66.67)W=686.33W 已知油箱容積V=250L=25010-3m3,則按式（8-12）油箱近似散熱面積A為 A=0.065=0.065=2.58m2 假定通風良好，取油箱散熱系數(shù)，則可得油液溫升為 △T===17.74℃ 設環(huán)境溫度，則熱平衡溫度為 T1=△T+T2=25+17.74=41.

45、74℃≤=55℃ 所以油箱散熱基本可達要求。 第三章 液壓缸的設計計算 在上一章液壓系統(tǒng)的設計中，已對液壓缸的主要尺寸做了計算，本章繼續(xù)對液壓缸的其與主要尺寸及結構進行設計計算。 液壓缸是液壓傳動的執(zhí)行元件，它和主機工作機構有直接的聯(lián)系，對于不同的機種和機構，液壓缸具有不同的用途和工作要求。因此，在設計液壓缸之前，必須對整個液壓系統(tǒng)進行工況分析，編制工況圖，選定系統(tǒng)的工作壓力，然后根據(jù)使用要求進行結構設計。 3.2 計算液壓缸的結構尺寸 液壓缸的結構尺寸主要有三個：缸筒內徑D、活塞桿外徑d和缸筒長度L。在上一章中已經做

46、過缸筒內徑D及活塞桿外徑的計算，此處從略。 缸筒內徑D=80mm 活塞桿內徑d=40mm 3.2.1 缸筒長度L 缸筒長度由最大工作行程長度加上各種結構需要來確定，即： L=l+B+A+M+C 式中： l——活塞的最大工作行程；l=640mm； B——活塞寬度，一般為（0.6~1）D；取B=180=80mm； A——活塞桿導向長度，一般?。?.6~1.5）D;取A=180=80mm； M——活塞桿密封長度，有密封方式決定； C——其他長度，C=30mm； 故缸筒長度為：L=640+80+80+15+30=845mm 3.2.2 最小導向長度的確定 當活塞桿全部外伸時

47、，從活塞支撐面到中點到導向套滑動面中點的距離稱為最小導向長度H。如果導向長度過小，將是液壓缸的初始撓度增大，影響液壓缸的穩(wěn)定性，因此設計時必須保證有一最小導向長度。 圖3-1 油缸的導向長度 油缸的導向長度對于一般的液壓缸，其最小導向長度應滿足下式： H≥L/20+D/2 式中： L——液壓缸最大工作行程（m）；L=0.64m D——缸筒內徑（m）；D=0.08m 故最小導向長度H≥72mm 3.3 液壓缸主要零部件設計 3.3.1 缸筒 3.3.1.1 缸筒結構 缸筒與缸頭的連接用螺紋連接，其特點是：徑向尺寸小，質量小，使用廣泛。安裝時應

48、防止密封圈扭轉。 圖3-2 缸筒的外螺紋連接 3.3.1.2 缸筒的材料 一般要求有足夠的強度和沖擊韌性，對焊接的缸筒還要有良好的焊接性能。故選用30鋼的無縫鋼管。 3.3.1.3 對缸筒的要求 ①有足夠的強度，能長期承受最高工作壓力及短期動態(tài)試驗壓力而不致產生永久變形。 ② 有足夠的剛度，能承受活塞側向力和安裝的反作用力而不致產生彎曲。 ③內表面在活塞密封件及導向環(huán)的摩擦力作用下，能長期工作而磨損少，尺寸公差等級和形位公差等級足以保證活塞密封件的密封性。 ④需要焊接的缸筒還要求有良好的可焊性，以便在焊上法蘭或管接頭后不至于產生裂紋或過大的變形。 總之

49、，缸筒是液壓缸的主要零件，它與缸蓋、缸筒、油口等零件構成密封的容腔，用以容納壓力油液，同時它還是活塞的運動“軌跡”。設計液壓缸缸筒時，應該正確確定各部分的尺寸，保證液壓缸有足夠的輸出力、運動速度和有效行程，同時還必須具有一定的強度，能足以承受液壓力、負載力和意外的沖擊力；缸筒的內表面應具有合適的尺寸公差等級、表面粗糙度和形位公差等級，以保證液壓缸的密封性，運動平穩(wěn)性和耐用性。 3.3.2 活塞 經以上計算活塞桿直徑d=40mm，缸筒內徑D=80mm。 故活塞和活塞桿加工為一體，材料為45鋼。在外徑套尼龍6的活塞套以增強耐磨性。其結構設計如下： 圖3-3 活塞的密封

50、 密封方式采用YX型密封圈，使壓力可達到32MPa，密封性能較好。 桿外端，由于工作時軸線固定不動，故采用小螺柱頭。 3.3.3 活塞桿的導向套和密封 活塞桿導向套裝載液壓缸的有桿側端蓋內，用一堆活塞桿進行導向，內裝有密封裝置以及保證缸筒內有桿腔的密封，外側裝有防塵圈，以防止活塞桿在后退時把雜塵，灰質及水分帶到密封裝置處，損壞密封裝置。導向套的結構形式，有軸套式和端蓋式兩種。此處采用軸套式 圖3-4 導向套結構 其優(yōu)點是導向套一般安裝在密封圈缸筒油腔之間，以利用缸內的壓力油對導向套進行潤滑。 3.3.4 放氣裝置 液壓缸在安裝過程中或長時間停放

51、重新工作時，液壓缸里和管道系統(tǒng)中會滲入空氣，為了讓防止執(zhí)行元件出現(xiàn)爬行，噪聲和發(fā)熱等不正?，F(xiàn)象，需把缸中和系統(tǒng)中的空氣排出。對于要求不高的液壓缸往往不設專門的排氣裝置，而是將油口至于缸體兩端的最高處，這樣也能利用液流將空氣帶到油箱而排出，但對于穩(wěn)定性要求較高的液壓缸，常常在液壓缸的最高處設專門的排氣裝置，如排氣閥，排氣塞等。如圖所示，松開螺釘即可排氣，將氣排完后擰緊螺釘液壓缸便可正常工作了。 圖3-5 放氣裝置 3.3.5 油口 油口包括油口孔和油口連接螺紋。油缸的進、出油口均可布置在端蓋或缸筒上，此處布置在缸筒上。 由《機械設計手冊（第四卷）》P19-230表19-6

52、-29選取M272油口。 第四章 液壓泵站的設計 4.1 集成回路的設計 通常使用的液壓元件有板式和管式兩種結構。管式元件通過油管來實現(xiàn)相互之間的連接液壓元件的數(shù)量越多，連接的管件越多，結構越復雜，系統(tǒng)壓力損失越大，占用空間也越大，維修、保養(yǎng)和拆裝越困難。因此，管式連接一般用于結構簡單的系統(tǒng)。 板式元件固定在板件上，分為液壓油路板連接、集成塊連接和疊加閥連接。把一個液壓回路中各元件合理地布置在一塊液壓油路板上，這與管式連接比較，除了進出液壓油液通過管道外，各液壓元件用螺釘規(guī)則地固定在一塊液壓閥板上，元件之間由液

53、壓油路板上的勾通。板式元件的液壓系統(tǒng)安裝、調試和維修方便，壓力損失小，外形美觀。但是，其結構標準化程度高差，互換性不好，結構不夠緊湊，制造加工困難，使用受到限制。此外，還可以把液壓元件分別固定在幾塊集成塊上，再把各集成塊按設計規(guī)律裝配成一個液壓集成回路，這種方式與油路板比較，標準化、系列化程度高，互換性能好，維修、拆裝方便，元件更換容易；集成塊可進行專業(yè)化生產，其質量好、性能可靠而且設計生產周期短。使用近年來在液壓油路板和集成塊基礎上發(fā)展起來的新型液壓元件疊加閥組成回路也有其獨特的優(yōu)點，它不需要另外的連接件，同疊加閥直接疊加而成。其結構更為緊湊，體積更小，重量更輕，無管件連接，從而消除了因油管

54、、接頭引起的泄露、振動和噪聲。 通過綜合考慮，本設計中擬采用這樣的方案： 系統(tǒng)由集成塊組成，液壓閥采用榆次油研液壓公司生產的系列閥。 4.1.1 液壓集成回路設計 (1)把液壓回路劃分為若于單元回路，每個單元回路一般由三個液壓元件組成，采用通用的壓力油路P和回油路T，這樣的單元回路稱液壓單元集成回路。設計液壓單元集成回路時，優(yōu)先選用通用液壓單元集成回路，以減少集成塊設計工作量，提高通用性。 (2)把各液壓單元集成回路連接起來，組成液壓集成回路，一個完整的液壓集成回路由底板、供油回路、壓力控制回路、方向回路、高速回路、頂蓋及測壓回路等單元液壓集成回路組成。液壓集成回路設計完成后，要

55、和液壓回路進行比較，分析工作原理是否相同，否則說明液壓集成回路出了差錯。 4.1.2 液壓集成塊及其設計 （1）底板及供油塊設計 底板塊及供油塊，其作用是連接集成塊組。液壓泵供應的壓力油P由底板引入各集成塊，液壓系統(tǒng)回油路T及泄露油路L經底板引入液壓油箱冷卻沉淀。 （2）頂蓋及測壓塊設計 頂蓋的主要用途是封閉油路，安裝壓力表開關及壓力表來觀察液壓泵及系統(tǒng)各部分工作壓力的。設計頂蓋時，要充分利用頂蓋的有效空間，也可把測壓回路，卸荷回路等布置在頂蓋上。 （3）集成塊設計 若液壓單元集成塊回路中液壓元件較多或者不好安排時，可以采用過渡板把閥與集成塊連接起來。如：集成塊某側面要固

56、定兩個液壓元件有困難，如果采用過渡板則會使問題比較容易解決。，使用過渡板時，應注意，過渡板不能與上下集成塊上的元件相碰，避免影響集成塊的安裝，過渡板的高度應比集成塊小2mm。過渡板厚度為3540mm，在不影響其它部件工作的條件下，其長度可稍在于集成塊尺寸。過渡板上孔道的設計與集成塊相同?？刹捎孟葘⑵溆寐葆斉c集成塊連好，再將閥裝在其上的方法安裝。 集成塊設計步驟為: ①制作液壓元件樣板。 ②決定通道的孔徑。集成塊上的公用通道，即壓力油孔P、回油孔T、泄漏孔L(有時不用)及四個安裝孔。壓力油孔由液壓泵流量決定，回油孔一般不得小于壓力油孔。 直接與液壓元件連接的液壓油孔由選定的液壓元件規(guī)格確

57、定?？着c孔之間的連接孔(即工藝孔)用螺塞在集成塊表面堵死。 與液壓油管連接的液壓油孔可采用米制細牙螺紋或英制管螺紋。 ③集成塊上液壓元件的布置。把做好的液壓元件樣板放在集成塊各視圖上進行布局，有的液壓元件需要連接板，則樣板應以連接板為準。 電磁閥應布置在集成塊的前、后面上，要避免電磁換向閥兩端的電磁鐵與其它部分相碰。液壓元件的布置應以在集成塊上加工的孔最少為好?？椎老嗤ǖ囊簤涸M可能在同一水平面上，或在直徑d的范圍內，否則要鉆垂直中間油孔，不通孔道之間的最小壁厚h必須進行強度校核。 液壓元件在水平面上的孔道若與公共油孔相通，則應盡可能地布置在同一垂直位置或在直徑d范圍，否則要鉆中間孔

58、道，集成塊前后與左右連接的孔道應互相垂直，不然也要鉆中間孔道。 4.2 管路的選擇 4.2.1 管路材料的選擇 在液壓傳動裝置中，常用的管子有鋼管、銅管、膠管、尼龍管和塑料管等。 鋼管能承受較高的壓力，價廉；但彎制比較困難，彎曲半徑不能太小，多用在壓力較高，裝配位置比較方便的地方。一般采用無縫鋼管，當工作壓力小于1.6Mma時，也可用焊接鋼管。 紫銅管能承受的壓力較低（），經過加熱冷卻處理后，紫銅管軟化，裝配時可按需要進行彎曲；但價貴且抗振能力較弱。 尼龍管用在低壓系統(tǒng)；塑料管一般只作回油管用。 膠管用作連接兩個相對運動部件之間的管道。膠管高、低壓兩種。高壓膠管是鋼絲編織體為

59、骨架或鋼絲纏繞體為骨架的膠管，可用于壓力較高的油路中。低壓膠管是麻線或棉線編織體為骨架的膠管，多用于壓力較低的油路中。由于膠管制造比較困難，成本高，因此非必要時盡量不用。 油管內徑尺寸一般可參照選用的液壓元件接口尺寸而定，也可按管路允許流速進行計算。經綜合考慮，本設計中的油管選用鋼管。選定的鋼管的基本參數(shù)如表2.10所示。 表2.10鋼管公稱通徑、外徑、壁厚、連接螺紋及推薦流量表 公稱通徑Dg (mm) 鋼管外徑 (mm) 管接頭連接螺紋(mm) Pa(Mpa) 推薦管路通過流量(L/min) 管子壁厚(mm) 40 50 4.5 65 75

60、 6 1000 4.2.2 管接頭的選擇 管接頭有多種類型，常用的類型有焊接式管接頭、卡套式管接頭、擴口式管接闊大扣壓式膠管接頭、可拆式膠管接頭、兩端開閉式快速接頭。不同的管接頭類型有不同的特點為。各各類型的具體結構見下圖。 圖4-1焊接式管接頭 焊接式管接頭：特點：利用接管與管子焊接，并用O形密封圈端面密封。對管子尺寸精度要求較高，工作壓力40Mpa。 圖4-2卡套式管接頭 卡套時管接頭：特點：利用卡套變形卡住管子進行密封，裝拆方便，但對管子尺寸精度要求較高，工作壓力40Mpa。 圖4-3擴口式管接頭 擴口式管接頭：特點：利用管子端部

61、擴口進行密封，不需要其他密封件。結構簡單，適用于薄壁管件連接，工作壓力8Mpa。 圖 4-4扣壓式膠管接頭 扣壓式膠管接頭：特點：安裝方便，但增加了一道收緊工序，膠管損壞后，接頭外套不能重復使用。 圖4-5可拆式膠管接頭 可拆式膠管接頭：特點：對膠管尺寸精度要求較高，安裝困難，多次拆卸后管接頭仍可使用。 圖4-6兩端開閉式快速接頭 兩端開閉式快速接頭：特點：管子拆開后，可自行密封，管道內液體不會流失，因此適用于經常拆卸的場合，結構比較復雜，局部阻力損失較大。 經綜合考慮本設計選用卡套式端直通管接頭。型號為：G40 GB37733.1－83。

62、 4.3 液壓油箱的設計 4.3.1 油箱的用途及分類 液壓油箱的作用是貯存液壓油、分離液壓油中的雜質和空氣，同時還起到散熱的作用。在確定油箱的容量和尺寸時，一方面要滿足系統(tǒng)供油的要求，另一方面還要保證所有執(zhí)行器均排油時，油液不能從油箱溢出，以及系統(tǒng)中最大可能充滿油時，油箱的液外不低于最低限度。此外還應散熱、空氣逸出、水分分離等因素。 油箱有開式和閉式兩種。 (1) 開式油箱 開式油箱應用廣泛。箱內液面與大氣相通。為防止油液被空氣污染，在 油箱頂部設置空氣濾清器，并兼作注油口用。 (2) 閉式油箱 閉式油箱一般指箱內液面不直接與大氣連通，而將通氣孔與具有一定壓力的惰性氣體

63、相接。通氣壓力可達0.05Mpa。 油箱的形狀一般采用矩形，而容量大于2m3的油箱采用圓筒形結構比較合理，設備重量輕，油箱內部壓力可達0.05Mpa。 4.3.2 液壓油箱的外形尺寸 圖2.11 矩形油箱的外形尺寸 油箱結構 油箱長A(mm) 油箱高C(mm) 油箱高C(mm) 容量(L) 矩形 800 625 500 250 4.3.3 液壓油箱的結構設計 在一般設備中，液壓油箱多采用鋼板焊接的分離式液壓油箱，很少采用機床床身底座做為液壓油箱。 （1）隔板 ①作用 增長液壓油流動循環(huán)時間，除去沉淀的雜質，分離、清除水和空氣，調整溫度，吸收液壓

64、油壓力的波動及防止液面的波動。 ②安裝型式 隔板的安裝型式有多種，可以設計成高出液壓油面，使液壓油從隔板側面流過；還可以把隔板設計成低于液壓油面，其高度為最低油面2/3，使液壓油從隔板上方流過（見圖2.21）。 圖4-7 隔板的安裝形式 ③過濾網的配置 過濾網可以設計成液壓油箱內部一分為二，使吸油管與回油管隔開，這樣液壓油可以經過一次過濾。過濾網通常使用50100目左右的金屬網。 （2）吸油管與回油管 ①回油管出口 回油管出口型式如圖所示，有直口、斜口、彎管直口、帶擴散器的出口等幾種型式，斜口應用得較多，一般為斜口。為了防止液面波動，可以在回油管出口裝擴散

65、器。回油管必須放置在液面以下，一般距液壓油箱底面的距離大于300mm,回油管出口絕對不允許放在液面以上（見圖2.22）。 ②回油集管 單獨設置回油管當然是理想的，但不得已時則應使用回油集管。對溢流閥、順序閥等，應注意合理設計回油集管，不要人為地施以背壓。 圖4-8 回油管的安裝 ③泄露油管的配置 管子徑和長度要適當，管口應在液面這上，以避免產生背壓。泄露油管以單獨配管為好，盡量避免與回油管集流配管的方法。 ④吸油管 吸油管前一般應設置濾油器，其精度為100200目的網式或間隙式濾油器。濾油器要有足夠的容量，避免阻力太大。濾油器與箱底間的距離應不小于20mm。吸油管應插入液

66、壓油面以下，防止吸油時卷吸空氣或因流入液壓油箱的液壓油攪動油面，致使油中混入氣泡。 ⑤吸油管與回油管的方向 為了使油液流動具有方向性，要綜合考慮隔板、吸油管和回油管的配置，盡量把吸油管和回油管有隔板隔開，為了不使回油管的壓力波動波及吸油管，吸油管及回油管的斜口方向應一致，而不是相對著。 圖4-9 吸油管的安裝 ⑶防止雜質侵入 為了防止液壓油被污染，液壓油箱應做成完全密封型的。在結構上應注意以下幾點： ①不要將配管簡單的插入液壓油箱，這樣空氣、雜質和水分等便會從其周圍的間隙侵入。同時應盡量避免將液壓泵及馬達直接裝在液壓油箱頂蓋上。 ②在接合面上需襯入密封填料、密封膠和液態(tài)密封膠，以保證可靠的氣密性。例如：液壓油箱的上蓋可直接焊接上，也可加密封墊（1.5mm厚以上的耐油密封墊）進行密封（見圖2.24）。 圖4-10 正確安裝 ③為保證液壓油箱通大氣并凈化抽吸空氣，需配備空氣濾清器?？諝鉃V清器常設計成既能過濾空氣又能加油的結構（見圖2.25）。