哈尔滨理工大学液压传动毕业设计论文_学士学位论文(编辑修改稿)

哈尔滨理工大学液压传动毕业设计论文_学士学位论文(编辑修改稿)内容摘要：

放油缸D=160mm,d=100mm.由此求得挂放油缸缸面积的实际有效面积为：A₁= m178。 A₂= m178。 ① 工作快速空程时所需流量其中 液压缸的容积效率，取Q₁=10179。 60/10179。 =② 工作缸压制时所需流量Q₂=10179。 60/10179。 =③ 工作缸回程时所需流量 Q₃=10179。 60/10179。 =同理，可求得重铁挂放油缸Q₁=10179。 60/10179。 =Q₂=10179。 60/10179。 = Q₃=10179。 60/10179。 = 液压元件的选择 由前面工况分析，由最大压制力和液压主机类型，初定上液压泵的工作压力取为，考虑到进出油路上阀和管道的压力损失为（含回油路上的压力损失折算到进油腔），则液压泵的最高工作压力为式中 P₁执行元件的最高工作压力ΔP₁从液压泵出口到执行元件入口之间的总的压力损失该值较为准确的计算需要管路和元件的布置图确定后才能进行，初步计算可按经验数据选取。 对简单系统流速较小时，ΔP₁～，对复杂系统流速较大时，ΔP₁～上述计算所得的是系统的静态压力，考虑到系统在各种工况的过渡阶段出现的动态压力往往超过静态压力，另外考虑到一定压力贮备量，并确保泵的寿命，其正常工作压力为泵的额定压力的80%左右因此选泵的额定压力应满足：液压泵的最大流量应为：式中 液压泵的最大流量同时动作的各执行所需流量之和的最大值，如果这时的溢流阀正进行工作，尚须加溢流阀的最小溢流量。 系统泄漏系数，一般取，现取。 计算得出 L/min由于液压系统的工作压力高，负载压力大，功率大，大流量，所以选轴向柱塞变量泵。 柱塞变量泵适用于负载大、功率大的机械设备（如龙门刨床、拉床、液压机），柱塞式变量泵有以下的特点：1） 工作压力高。 因为柱塞与缸孔加工容易，尺寸精度及表面质量可以达到很高的要求，油液泄漏小，容积效率高，能达到的工作压力，一般是（），最高可以达到。 2） 流量范围较大。 因为只要适当加大柱塞直径或增加柱塞数目，流量变增大。 3） 改变柱塞的行程就能改变流量，容易制成各种变量型。 4） 柱塞油泵主要零件均受压，使材料强度得到充分利用，寿命长，单位功率重量小。 但柱塞式变量泵的结构复杂。 材料及加工精度要求高，加工量大，价格昂贵。 根据以上算得的和在查阅相关手册《机械设计手册》成大先P20195得：现选用，排量63ml/r，额定压力32Mpa，额定转速1500r/min，容积效率，重量71kg，容积效率达92%。 驱动电机功率驱动液压泵的电动机根据驱动功率和泵的转速来选择。 在整个工作循环中，若液压泵的压力和流量比较稳定，即工况图曲线变化比较平稳时，则驱动泵的电动机功率为Np=PpQp/ηｐ式中 Pp—液压泵的最高供油压力Qp—液压泵的实际输出流量液压泵的总效率。 柱塞泵为。 选用1000r/min的电动机，则驱动电机功率为：选择电动机。 对液压阀的基本要求(1). 动作灵敏，使用可靠，工作时冲击和振动小。 油液流过时压力损失小。 (2). 密封性能好。 结构紧凑，安装、调整、使用、维护方便，通用性大。 表43 选择液压控制元件的主要依据和应考虑的问题液压控制元件主要依据应考虑的问题压力控制元件阀所在的油路的最大工作压力和通过阀的最大实际流量压力调节范围，流量变化范围，所要求的压力灵敏度和平稳性等。 流量控制元件流量调节范围，流量压力特性曲线，最小稳定流量，压力与温度的补偿要求，对工作介质清洁度的要求，阀进口压差的大小以及阀的内泄漏大小等方向控制元件性能特点，换向频率，阀口压力损失的大小以及阀的内泄漏大小等 各阀的选择直动式溢流阀的响应快，一般用于流量较小的场合，宜做制动阀、安全阀用；先导式溢流阀的启闭特性好，用于中、高压和流量较大的场合，宜做调压阀、背压阀用，~1Mpa范围内。 溢流阀的流量应按液压泵的最大流量选取，并应注意其允许的最小稳定流量，一般来说，最小稳定流量为额定流量的15%左右。 一般中、低压流量阀的最小稳定流量为50~100ml/min，~20ml/min。 流量阀的进出口需要有一定的压差，高精度流量控制阀约需1Mpa压差。 一般来说，流量在190L/min以上时宜用二通插装阀；190L/min以下时可采用滑阀型换向阀。 70L/min以下时用电磁换向阀（一般为6,10mm通径），否则需要选用电液换向阀。 选择三位换向阀时，应特别注意中位机能。 一泵多缸系统，中位机能必须选择O型和Y型，若回路中有液控单向阀或液压锁时，必须选择Y或H型应选择开启压力小的单向阀；开启压力较大的单向阀可做背压阀用。 外泄式液控单向阀与内泄式相比，其控制压力低，工作可靠，选用时优先考虑。 辅助元件的选择滤油器是保持工作介质清洁，使系统正常工作所不可缺少的辅助元件。 滤油器应根据其在系统中所处部位及被保护元件对工作介质的过滤精度要求、工作压力、过流能力及其他性能要求而定。 液压系统中油箱的作用是储油，保证供给系统充分的油液；散热，液压系统中由于能量损失所转换的热量大部分由油箱表面散逸；沉淀油中的杂质；分离油中的气泡，净化油液。 液压系统如果依靠自然冷却不能保证油温保持在限定的最高温度之下，就需要装设冷却器进行强制冷却。 对冷却器的选择主要依据其热交换量来确定其散热面积及其所需要的冷却介质量。 4．连接件的选择连接件包括油管和管接头。 油管系统中使用的油管种类很多，有钢管、铜管、尼龙管、塑料管、橡胶管等，必须按照安装位置、工作环境和工作压力来正确选用。 本设计中油管采用钢管，因为本设计中所须的压力是高压，P= ， 钢管能承受高压，价格低廉，耐油，抗腐蚀，刚性好，但装配是不能任意弯曲，常在装拆方便处用作压力管道一中、高压用无缝管，低压用焊接管。 本设计在弯曲的地方可以用管接头来实现弯曲。 尼龙管用在低压系统；塑料管一般用在回油管用。 胶管用做联接两个相对运动部件之间的管道。 胶管分高、低压两种。 高压胶管是钢丝编织体为骨架或钢丝缠绕体为骨架的胶管，可用于压力较高的油路中。 低压胶管是麻丝或棉丝编织体为骨架的胶管，多用于压力较低的油路中。 由于胶管制造比较困难，成本很高，因此非必要时一般不用。 管接头的选用管接头是油管与油管、油管与液压件之间的可拆式联接件，它必须具有装拆方便、连接牢固、密封可靠、外形尺寸小、通流能力大、压降小、工艺性好等各种条件。 管接头的种类很多，液压系统中油管与管接头的常见联接方式有：焊接式管接头、卡套式管接头、扩口式管接头、扣压式管接头、固定铰接管接头。 管路旋入端用的连接螺纹采用国际标准米制锥螺纹（ZM）和普通细牙螺纹（M）。 锥螺纹依靠自身的锥体旋紧和采用聚四氟乙烯等进行密封，广泛用于中、低压液压系统；细牙螺纹密封性好，常用于高压系统，但要求采用组合垫圈或O形圈进行端面密封，有时也采用紫铜垫圈。 . 管道内径计算 式中 Q——通过管道内的流量 v——管内允许流速 ，见表：表44：液压系统各管道流速推荐值油液流经的管道推荐流速 m/s液压泵吸油管～液压系统压油管道3～6，压力高，管道短粘度小取大值液压系统回油管道～ (1). 液压泵压油管道的内径： 取v=4m/s 根据《机械设计手册》查得：取d=20mm,钢管的外径 D=28mm； 管接头联接螺纹M272。 (2). 液压泵回油管道的内径：取v=根据《机械设计手册》查得：取d=25mm,钢管的外径 D=34mm； 管接头联接螺纹M332。 . 管道壁厚的计算 式中： p——管道内最高工作压力 Pa d——管道内径 m——管道材料的许用应力 Pa，——管道材料的抗拉强度 Pan——安全系数，对钢管来说，时，取n=8；时，取n=6； 时，取n=4。 根据上述的参数可以得到：我们选钢管的材料为45钢，由此可得材料的抗拉强度=600MPa；(1). 液压泵压油管道的壁厚(2). 液压泵回油管道的壁厚 所以所选管道适用。 估算液压系统性能的目的在于评估设计质量或从几种方案中评选最优设计方案。 估算内容一般包括：系统压力损失、系统效率、系统温升等。 系统压力损失验算液压系统压力损失包括管道内的沿程损失和局部损失等。 计算系统压力损失时，不同的工作阶段要分开来计算。 回路上的压力损失要折算到进油路上去。 因此，某一工作阶段液压系统总的压力损失为ΣΔP=ΣΔP₁+Σ(ΔP₂A₂/A₁)但由于系统的具体管路布置和长度尚未确定，所以压力损失暂时无法计算。 系统温升的验算在整个工作循环中，工进阶段所占的时间最长，且发热量最大。 为了简化计算，主要考虑工进时的发热量。 一般情况下，工进时做功的功率损失大引起发热量较大，所以只考虑工进时的发热量，然后取其值进行分析。 当V=10mm/s时，即v=600mm/min即 ，泵的出口压力为26MP，则有（公式P）即此时的功率损失为：假定系统的散热状况一般，取，油箱的散热面积A为系统的温升为根据《机械设计手册》：油箱中温度一般推荐3050，所以验算表明系统的温升在许可范围内。 第5章 液压缸的结构设计液压缸的壁厚由液压缸的强度条件来计算。 液压缸的壁厚一般指缸筒结构中最薄处的厚度。 从材料力学可知，承受内压力的圆筒，其内应力分布规律应壁厚的不同而各异。 一般计算时可分为薄壁圆筒和厚壁圆筒。 液压缸的内径D与其壁厚的比值的圆筒称为薄壁圆筒。 工程机械的液压缸，一般用无缝钢管材料，大多属于薄壁圆筒结构，其壁厚按薄壁圆筒公式计算 式中 ——液压缸壁厚(m)； D——液压缸内径(m)； ——试验压力，一般取最大工作压力的()倍； ——缸筒材料的许用应力。 无缝钢管：。 故 ==则在中低压液压系统中，按上式计算所得液压缸的壁厚往往很小，使缸体的刚度往往很不够，如在切削过程中的变形、安装变形等引起液压缸工作过程卡死或漏油。 因此一般不作计算，按经验选取，必要时按上式进行校核。 液压缸壁厚算出后，即可求出缸体的外经为＞D+2=260+235=330mm液压缸工作行程长度，可根据执行机构实际工作的最大行程来确定，并参阅液压系统设计简明手册P12表26中的系列尺寸来选取标准值。 液压缸工作行程选 l₁=2655mm l₂=2455mm一般液压缸多为平底缸盖，其有效厚度t按强度要求可用下面两式进行近似计算。 无孔时 有孔时 式中 t——缸盖有效厚度(m)； ——缸盖止口内径(m)； ——缸盖孔的直径(m)。 液压缸：无孔时 取 t=65mm有孔时 取 t’=50mm当活塞杆全部外伸时，从活塞支承面中点到缸盖滑动支承面中点的距离H称为最小导向长度。 如果导向长度过小，将使液压缸的初始挠度（间隙引起的挠度）增大，影响液压缸的稳定性，因此设计时必须保证有一定的最小导向长度。 对一般的液压缸，最小导向长度H应满足以下要求：设 计 计 算 过 程 式中 L——液压缸的最大行程； D——液压缸的内径。 活塞的宽度B一般取B=()D；缸盖滑动支承面的长度，根据液压缸内径D而定；当D80mm时，取；当D80mm时，取。 为保证最小导向长度H，若过分增大和B都是不适宜的，必要时可在缸盖与活塞之间增加一隔套K来增加H的值。 隔套的长度C由需要的最小导向长度H决定，即滑台液压缸：最小导向长度：H取 H=270mm活塞宽度：B==156mm缸盖滑动支承面长度：l₁==120mm隔套长度：C=(156+120)=132mm 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。 液压缸：缸体内部长度L=B+l=156+2655=2811mm当液压缸支承长度LB(1015)d时，需考虑活塞杆弯度稳定性并进行计算。 本设计不需进行稳定性验算。 液压缸主要尺寸确定以后，就进行各部分的结构设计。 主要包括：缸体与缸盖的连接结构、活塞与活塞杆的连接结构、活塞杆导向部分结构、密封装置、排气装置及液压缸的安装连接结构等。 由于工作条件不同，结构形式也各不相同。 设计时根据具体情况进行选择。 、缸体材料以及工作条件有关。 常见的连接形式有：法兰连接式、半环连接式、螺纹连接式、拉杆连接式以及焊接式连接。 其中常用半环连接式和螺纹连接式。 半环连接式又分为外半环连接和内半环连接两种形式，其特点是容易加工、装拆，重量轻，但削弱了缸筒的强度。 而螺纹连接又有外螺纹连接和内螺纹连接两种形式，其外形尺寸和重量较小，但结构复杂，外径加工时要求保证与内径同心，装拆要使用专用工具。 缸筒与缸盖间的密封属于静密封，主要的密封形式是采用O型密封圈密封。 对于缸前盖还应该考虑导向与防尘问题导向的作用是保证活塞的运动不偏离轴线，以免产生“拉缸”现象，并保证活塞杆的密封件能正常工作。 导向套是用铸铁、青铜、黄铜或尼龙等耐磨材料制成，可与缸盖做成整体或另外压制。 导向套不应太短，以保证受力良好。 防尘就是防止灰尘被活塞杆带入缸体内，造成液压油的污染。 通常是在缸盖上装一个防尘圈。 缸筒：35或45调质无缝钢管；也有采用锻钢、铸钢或铸铁等材料的，在特殊情况下也有采用合金钢的缸盖：35钢或45钢锻件、铸件、圆钢或焊接件；也有采用球铁或灰铸铁的。 活塞杆导向部分的结构包括活塞杆与端盖、导。