單柱校正壓裝液壓機設計

1、目 錄摘要abstract第1章 緒論11.1 課題背景11.2 發(fā)展趨勢1第2章方案論證32.1 傳動方案的論證32.2 控制元件的分析4第3章液壓機的設計及參數(shù)選擇5第4章工況分析64.1 動力（負載）分析及負載循環(huán)圖64.1.1 摩擦負載64.1.2 慣性負載64.1.3 工作負載74.1.4 負載循環(huán)圖84.2 運動分析及運動循環(huán)圖84.2.1 位移循環(huán)圖lt84.2.2 速度循環(huán)圖9第章確定液壓系統(tǒng)主要參數(shù)105.1 確定液壓缸幾何尺寸105.2 計算液壓缸所需流量135.3 計算系統(tǒng)所需的壓力135.4 繪制沖壓機主缸工況圖155.5 液壓缸主要零件的結構材料及技術要求175.5.

2、1 液壓缸的基本參數(shù)175.5.2 液壓缸的類型和安裝方式185.5.3 液壓缸的主要零件及技術要求185.6 液壓缸結構參數(shù)的計算195.6.1 計算液壓缸的厚度195.6.2 液壓缸油口的計算215.6.3 缸底厚度的計算215.7 液壓缸的校合225.7.1 液壓缸中背壓力的校合225.7.2 活塞桿的校合23第6章 擬訂液壓原理圖24第7章 液壓元件和液壓油的選擇267.1 液壓泵的選擇267.1.1 確定泵的最大工作壓力267.1.2 確定液壓泵的流量q和排量q277.1.3 選擇液壓泵的規(guī)格287.1.4 確定驅動液壓缸的功率287.2 電動機的選擇297.3 控制閥的選擇297.

3、4 管道（導管）的選擇317.4.1 管道內徑的確定317.4.2 管道壁厚b的計算327.5 確定油箱的容量337.5.1 液壓油的選擇347.5.2 過濾器的選擇347.6 聯(lián)軸器的設計34第8章 液壓系統(tǒng)的性能驗算368.1 管路系統(tǒng)壓力損失368.1.1 沿程壓力損失的計算378.1.2 管路內的局部壓力損失388.1.3 閥類元件的局部壓力損失388.2 液壓沖擊的計算398.3 液壓系統(tǒng)熱分析及其計算418.3.1 液壓泵功率損失產(chǎn)生的熱流量（熱量）418.3.2 液壓系統(tǒng)的散熱計算42第9章 限程裝置的設計44第10章 機架的設計4510.1 機架材料的選擇4610.2 肋的作用

4、46第11章 液壓系統(tǒng)的安裝與調試4711.1 液壓系統(tǒng)的安裝4711.1.1 安裝前的準備工作4711.1.2 管子加工4711.2 液壓系統(tǒng)的調試4811.2.1 調試前的檢查4811.2.2 啟動液壓泵4811.2.3 系統(tǒng)排氣4911.2.4 系統(tǒng)耐壓實驗4912.2.5 負載試車49結論50致謝51參考文獻52第1章 緒論1.1課題背景液壓傳動開始應用于十八世紀末，但在工業(yè)上被廣泛應用的時間比較短。有大幅度的發(fā)展也就在近50年。因此，與其它傳動方式比還是一項年輕的技術。當今液壓技術廣泛應用于工程機械、起重運輸、冶金工業(yè)、農(nóng)用機械，輕工業(yè)和機床工業(yè)。隨著液壓技術的不斷發(fā)展，液壓技術也廣

5、泛應用在高科技高精度的行業(yè)，如機床行業(yè)。它能代替人們一部分頻繁而笨重的勞動，能在條件惡劣的環(huán)境中工作。特別在數(shù)控機床這類要求精度較高的領域有著不可代替的作用，出現(xiàn)了液壓傳動的自動化機床，組合機床和自動生產(chǎn)線等。在國防工業(yè)中，如飛機，坦克、火炮等都普遍采用了液壓傳動裝置和液壓控制裝置。1.2 發(fā)展趨勢當今研究的主要內容是高壓粘性流體在密閉容器中流動規(guī)律和系統(tǒng)中承受高壓的粘性流體的運動規(guī)律。液壓系統(tǒng)有著獨特的優(yōu)勢。其有著體積小，重量輕，可實現(xiàn)無級變速，運動平穩(wěn)，結構簡單，操作方便，工作壽命長，液壓元件易于通用化、標準化、系列化的特點。基于以上優(yōu)點，處于新興技術的液壓系統(tǒng)在近些年得到了大幅度的發(fā)展，

6、還有著廣泛的發(fā)展空間。它正向高壓化、高速花、集成化、大流量、大功率、高效率、長壽命、低噪音的方向發(fā)展。液壓傳動可以用很小的功率控制速度、方向。使用適當?shù)墓?jié)流技術可使執(zhí)行元件的精度達到最高。其布局安裝有很大的靈活性，同體積重量比卻比其他機械小的多。因此能構成其他方法難以組成的復雜系統(tǒng)。液壓傳動能實現(xiàn)低速大噸位運動。采用適當?shù)墓?jié)流技術可使運動機構的速度十分平穩(wěn)。經(jīng)過五周的畢業(yè)實習，讓我們學到了很多以前沒有學到的知識，也讓以前學到的書本上的知識和現(xiàn)實生產(chǎn)相結合，讓我門的專業(yè)知識有了進一步提高。特別是對液壓系統(tǒng)有了更深的了解。在此基礎上我們進一步分析y41系列單柱校正壓裝液壓機。它是一種多功能的中小型

7、液壓機床，適用于軸類零件、型材的校正和軸套類零件的壓裝。通過觀察測繪，進行了畢業(yè)設計。在指導老師的指導下，我對設計多次改進，通過查閱相關資料手冊，并多次向指導老師請教，對以前不懂的知識有了更好的認識。通過這次設計，我把大學所學的知識穿了線，知道了各知識之間的聯(lián)系，對以后的工作有了很大的幫助。第2章方案論證2.1 傳動方案的論證目前沖壓機床的傳動方式主要有：液壓式、氣壓式、電動式和機械傳動方式等。傳動裝置的選擇正確與否，直接決定著沖壓機的好壞。1 .氣壓傳動的結構簡單，成本低，易于實現(xiàn)無級變速；氣體粘性小阻力損失小，流速快，防火防爆。但是空氣易于壓縮，負載對傳動特性的影響大，不易在低溫環(huán)境下工作

8、。空氣不易被密封，傳動功率小。2. 電氣傳動的優(yōu)點是傳動方便，信號傳遞迅速，標準化程度高，易于實現(xiàn)自動化，缺點是平穩(wěn)性差，易受到外界負載影響。慣性大，換向慢，電氣設備和元件要耗用大量的有色金屬。成本高，受溫度、濕度、震動、腐蝕等環(huán)境的影響大。3. 機械傳動準確可靠，操作簡單，負載對傳動特性幾乎沒有影響。傳動效率高，制造容易和維護簡單。但是，機械傳動一般不能進行無級調速，遠距離操作困難，結構也比較復雜等。4.液壓傳動與以上幾種傳動方式比較有以下優(yōu)點：獲得力和力矩很大，體積小，重量輕，能在大范圍內實現(xiàn)無級調速，運動平穩(wěn)，設計簡單，操作方便，工作壽命長，易于通用化、標準化、系列化。它有很廣闊的發(fā)展空

9、間。從各方面考慮，液壓傳動系列基本符合設計要求，能達到預期的標準。所以，此次設計將采用液壓傳動。2.2 控制元件的分析液壓傳動中主要有以下幾種控制元件實現(xiàn)沖頭的下壓、保壓和返回的過程。1.手動換向閥 用人工操作控制閥芯的運動。手動換向閥又分為手動和腳動兩種。優(yōu)點是操作簡單、靈活、容易控制。2.電磁換向閥 通過電磁鐵產(chǎn)生的電磁力來使閥芯運動，達到油路的轉換。但由于受電磁鐵吸引力的限制，電磁換向閥流量不能過大而且需要在回路中增加減速裝置。3.插裝閥 是一種新型的開關式閥體，結構以錐閥為基礎單位，配以不同的先導閥可實現(xiàn)對液流的方向、壓力和流量大小的控制。其結構簡單，動作反應快，適合高壓大流量的場合。

10、從設計課題上考慮，手動控制閥比較符合設計要求，完全可以滿足性能要求，而且經(jīng)濟。所以選用手動換向閥。第3章液壓機的設計及參數(shù)選擇當決定采用液壓傳動時，其設計步驟大體可分以下幾步：1. 明確設計依據(jù)進行工況分析。2. 確定液壓系統(tǒng)的主要參數(shù)。3. 擬訂液壓系統(tǒng)原理圖。4. 液壓元件及液壓油的選擇。5. 液壓系統(tǒng)性能驗算。6. 繪制正式工作圖和編制技術文件。設計一臺液壓機，其工作循環(huán)為：快速下行，減速下壓，快速退回。由設計題目及已知參數(shù)可確定：沖壓力：100噸=10010009.8=0.9810n生產(chǎn)率：4次/分=1次/15秒工作行程：500mm=0.5m最大沖壓厚度：20mm=0.02m滑塊的重量

11、：1.010n 根據(jù)工藝要求，快速下降所用的時間為9s，運行的距離為0.48m。工進所用的時間為1s，運行的距離為0.02m。快退返回的時間為5s，其運行的距離為0.50m。得到各個工藝路線的速度參數(shù)如下： 快速下行： 行程：480mm 速度：53mm/s減速下壓： 行程：20mm 速度：20mm/s快 退： 行程：500mm 速度：100mm/s單次循環(huán)的總時間是：9+1+5=15s液壓缸采用y型密封圈。其機械效率一般為0.9-0.95之間，本液壓缸的效率?。?0.95。第4章工況分析設計開始時，應該首先明確以下幾個問題：1. 弄清主機結構和總體布局2. 明確主機對液壓系統(tǒng)的性能要求3. 明

12、確主機的工作條件4. 明確液壓系統(tǒng)與其它傳動系統(tǒng)和控制系統(tǒng)的分工配合、布置和相應的控制關系。5. 了解搜集同類型機器的有關技術資料4.1動力（負載）分析及負載循環(huán)圖動力分析就是一部機器在工作過程中執(zhí)行機構的受力情況。由于工作機構作直線往復運動時，液壓缸必須克服的外負載為： =+ （41）式中 -工作負載 -摩擦負載 -慣性負載4.1.1摩擦負載摩擦負載就是液壓缸驅動工作時所需要克服的機械摩擦阻力。由于詳細計算比較煩瑣，一般將它算入液壓缸的機械效率中考慮。在這里不用考慮摩擦負載。4.1.2慣性負載慣性負載即運動部件在啟動和制動過程中的慣性力。 計算公式為： =（n） （42）式中 運動部件的質量

13、 （kg） 運動部件的加速度 （m/s） 運動部件的重量 （n） 重力加速度 （m/s） 速度變化值 （m/s） 啟動或制動時間，由經(jīng)驗可得=0.5s沖頭啟動和制動的加速或減速都在0.5秒內完成。則啟動時： = =（1.010/9.8）（0.053/0.5）=108（n）制動時： =（1.010/9.8）（0.1/0.5）= 204（n）4.1.3工作負載壓力機沖頭上負載分為兩個階段：第一階段負載力緩慢的線增加，在達到最大沖壓力5%左右。第二階段負載力急劇上升到最大沖壓力。因此工作負載為：初壓階段上升到=5%=9.8105%=0.4910n終壓階段上升到=沖壓力=0.9810n4.1.4負載循

14、環(huán)圖圖41 壓力機的負載循環(huán)圖4.2 運動分析及運動循環(huán)圖運動分析，就是研究一臺機器按工藝要求以怎樣的運動規(guī)律完成一個工作循環(huán)。4.2.1位移循環(huán)圖根據(jù)已知條件，快速下行時，行程為0.48m，速度0.053m/s ，時間9s。慢速下降時行程0.02m，速度 0.02m/s，時間1s?？焱耸切谐虨?.5m，速度0.1m/s，時間5s。4.2.2速度循環(huán)圖圖42 壓力機的速度循環(huán)圖第章確定液壓系統(tǒng)主要參數(shù)5.1確定液壓缸幾何尺寸在單活塞桿的液壓缸中活塞工進（受壓）時， =/ （51）=0.9810/0.95=1.03210（n）圖 51活塞快退（受拉）時， = = （52）=1.010/0.95=

15、1.05310（n）圖 52式中 液壓缸的工作腔壓力（mpa）液壓缸的回油腔壓力（mpa）=/4液壓缸無桿腔有效面積（m）=（）/4有桿腔的有效面積（m）活塞直徑（m）活塞桿直徑（m）液壓缸的工作效率根據(jù)資料文獻查得，工作壓力=2032mp。參考同類機械的設計和加工的經(jīng)驗，這里工作壓力取32mpa。背壓力=0.5-1.5mp。參考同類機械的設計和加工的經(jīng)驗，這里背壓力取1mpa。= （53）=100/53=1.9活塞桿在快進和快退中受力幾乎為零或是自重的大小。只在沖壓工件時受到的作用力較大，即液壓缸的有關設計參數(shù)在該工步中去計算。由參考文獻2中查得下表：表51 液壓缸常用往返速比1.11.21

16、.331.461.612.00.30.40.50.550.620.7由相近原理： =0.7一般，液壓缸在工進狀態(tài)下工作，其活塞面積為： =（+ ）/ （54） =/4 （55） =（）/4 （56）由公式（54）（55）（56）得=4/ （1/）=41.03210/3210110（10.7） =0.204m =204mm 根據(jù)參考文獻1表43.626和表43.627對d和d進行調整得=250mm=0.25m= 180mm=0.18m 所以 =0.049m=0.024m5.2計算液壓缸所需流量液壓缸的最大流量：= （m/s） （57）式中 液壓缸的有效面積（m2） 液壓缸的流速（m/s）快進所需

17、流量= =0.0490.053=0.0026 m/s =156l/min工進所需流量=0.0490.02=0.00098 m/s =58 l/min快退所需流量=0.0240.1=0.0024 m/s =144 l/min5.3計算系統(tǒng)所需的壓力1.當系統(tǒng)快進時，所需壓力為：= + （58）式子中 工作中的負載（n） 活塞的橫截面積（m） 背壓力（mpa）該工藝中分勻速運動和制動兩部分構成。當工藝處于啟動的時候：= 108/0.04910+1 =0.0022+1 =1.0022mpa當工藝處于勻速的時候：= 0/0.02410+1 =1mpa2.當系統(tǒng)處于工進時，所需的壓力為：= /+ /2

18、（59）式子中 工作中的負載（n） 活塞的橫截面積（m2） 背壓力（mpa）=9.8 10/ 0.04910+ 0.5 =20+0.5 =20.5mpa3.當系統(tǒng)處于快退時，所需的壓力為：=/+ 2 （510）式子中 工作中的負載（n） 活塞的橫截面積（m2） 背壓力（mpa）該工藝中分為勻速運動和制動兩部分構成。當工藝處于勻速運動的時候：= 1.010/0.04910+ 2 =0.2+2 =2. 2mpa當工藝處在制動的時候：=204/ 0.04910+2 =0.0042+2 =2.0042mpa5.4 繪制沖壓機主缸工況圖液壓缸的工況圖是指液壓缸壓力循環(huán)圖、流量循環(huán)圖和功率循環(huán)圖。它是調整

19、系統(tǒng)參數(shù)、選擇液壓泵和閥的依據(jù)。1.壓力循環(huán)圖 通過最后確定的液壓元件的結構尺寸，再根據(jù)實際載荷的大小求出液壓執(zhí)行元件在其動作循環(huán)各階段的工作壓力，然后把他們繪制成pt圖。2.流量循環(huán)圖 根據(jù)已定的液壓缸有效面積或液壓馬達的排量，結合其運動速度算出他在工作循環(huán)中每一階段的實際流量，把它繪制成qt圖。若系統(tǒng)中有多個液壓執(zhí)行元件同時工作，要把各自的流量圖疊加起來繪制出總的流量循環(huán)圖。3.功率循環(huán)圖 繪制壓力循環(huán)圖和總流量循環(huán)圖后，即可繪制出系統(tǒng)的功率循環(huán)圖。由前面所設計的壓力，流量，可得出如下一個表格，以便繪制和分析工況圖。表52 負載壓力流量明細表工作負載（n）工作壓力（mpa）流量（m/s）快

20、 啟動進 勻速工進快 勻速退 制動10809.8101.0102041.0022120.52. 2.2.00420.00260.000980.0024有前面所得的數(shù)據(jù)，可繪制出壓力循環(huán)圖（pt）和流量循環(huán)圖（qt）如下：圖51 壓力循環(huán)圖（pt）圖52 流量循環(huán)圖（qt）通過對壓力循環(huán)圖和流量循環(huán)圖分析得知：最大流量值=156l/min=0.0026 m/s最大壓力值=20.5mpa5.5液壓缸主要零件的結構材料及技術要求5.5.1液壓缸的基本參數(shù)由以上設計得到液壓缸內徑尺寸=0.250m，活塞桿直徑=0.18m。液壓缸活塞的最大行程系數(shù)，根據(jù)參考文獻1查得=0.5m。 5.5.2液壓缸的類型

21、和安裝方式液壓缸是液壓系統(tǒng)中的執(zhí)行元件，能夠實現(xiàn)直線往復運動。本液壓缸活塞兩端面積差較大，使活塞往復運動時輸出速度及差值較大。所以本液壓缸采用雙作用無緩沖式。5.5.3液壓缸的主要零件及技術要求1.缸體液壓缸缸體的常用材料一般為20、35、45號無縫鋼管，一般情況下均采用45號鋼，并調質到241285hb。鑄鐵可采用ht200ht350間的幾個牌號或球墨鑄鐵。由于球墨鑄鐵具有較高的抗拉強度和彎曲疲勞強度，也具有良好的塑性和韌性，其屈服度比鋼高。因此，球墨鑄鐵制造承受靜載荷的構件比鑄鋼節(jié)省材料，重量也輕。所以本設計的液壓缸采用qt45010。鑄件需進行正火消除內應力處理。由參考文獻1得缸體的技術

22、要求：（1）缸體的內徑因為須與活塞配合，防止漏油，所以要盡量減少表面粗糙度，可采用h8、h9配合。當活塞采用橡膠密封圈時，ra為0.10.4m，當活塞用活塞環(huán)密封時，ra為0.20.4m，且均需珩磨。 （2） 缸體內徑的圓度公差值可按9、10、11級精度選取，圓柱度公差應按8級精度選取。（3） 缸體端面的垂直度公差可按7級精度選取。（4） 缸體與缸頭采用螺紋連接時，螺紋應用6級精度的米制螺紋。（5）當缸體帶有耳環(huán)或軸銷時，孔徑或軸徑的中心線對缸體內孔軸線垂直公差值按9級精度選取。此液壓缸體的外徑需要與機架配合，應進行加工，且與中心線同軸度的要求。裝卸時需把吊環(huán)螺栓吊起。所以缸體端部選用螺紋連接

23、，螺紋連接徑向尺寸小，質量輕，使用廣泛。裝卸需用專用工具，安裝是應防止密封圈扭曲。2.缸蓋本液壓缸采用在缸蓋中壓入導向套，缸蓋選用ht200鑄鐵，導向套選用鑄鐵ht200，以使導向套更加耐用。3.活塞液壓缸活塞常用的材料為耐磨鑄鐵，灰鑄鐵，鋼及鋁合金等。本設計冶壓缸活塞材料選用45號鋼，需要經(jīng)過調質處理。由參考文獻1得活塞的技術要求：（1）活塞外徑d對內孔d的徑向跳動公差值，按7、8級精度選取。（2）端面t對內徑d軸線的垂直度公差值，應按7級精度選取。（3）外徑d的圓柱度公差值，按9、10、11級精度選取。（4）活塞與缸體的密封結構由前可以選用y型密封圈。5.6液壓缸結構參數(shù)的計算液壓缸的結構

24、參數(shù)的計算包括缸管厚度，油口直徑，缸底厚度等等。5.6.1計算液壓缸的厚度首先利用薄壁筒公式計算液壓缸的壁厚：=/2=/（2/） （511）式中 液壓缸壁厚度（m） 實驗壓力（mpa）。當16mpa時，=1.5；當16mpa時，=1.25p；所以在此=1.25=1.2520.5=25.625mpa 液壓缸的內徑（m） 材料的許用應力（mpa） 材料的抗拉強度，在此取600（mpa） 安全系數(shù)，在此取=5由公式（511）得：=/2=/（2/）=25.625250/（2600/5） =26.7mm因為當/16時，薄壁公式才成立，而在此/=250/26.7=9.416。所以液壓缸不是薄壁。故此式不成

25、立。再利用中壁計算公式計算：= /（2.3-）+ （512）式中 液壓缸壁厚度（m） 實驗壓力（mpa）。當16mpa時，=1.5；當16mpa時，=1.25；所以在此=1.25=1.2520.5=25.625mpa 液壓缸的內徑（m） 材料的許用應力（mpa） 強度系數(shù)，當為無縫鋼管時=1 計入壁厚公差和腐蝕的附加厚度，通常圓整到標準厚度由公式（512）得：=/（2.3-）+ =25.625250/（2.3120-25.625）1+ =6406.25/250.375+ =25.6+由參考文獻3里 r5優(yōu)先系列查得：把圓整到標準值=40mm；缸體的外徑=+2=250+240=330mm=0.3

26、3m5.6.2液壓缸油口的計算液壓缸油口的直徑計算應根據(jù)活塞最高的速度v和油口最高液流速度而定。當油口是進油口時：=0.13（/） （513）式中 液壓缸油口直徑（m） 液壓缸內徑（m） 液壓缸最大輸出速度（m/s） 油口的液流速度（m/s）根據(jù)文獻5，液壓缸的進油液流速度=2 m/s；由公式（513）得：=0.13250（3.6/2） =43.6mm取一整數(shù)=50mm=0.05m。 當油口是出油口時：根據(jù)文獻5，液壓缸的進油液流速度=5 m/s；由公式（514）得：=0.13250（3.6/5）= 27.6 取一整數(shù)=32mm=0.032m。 5.6.3缸底厚度的計算本設計采用缸底無油孔，所

27、以采用公式：=0.433（/） （514）式中 液壓缸內徑（m） 實驗壓力（mpa） 缸底厚度（m） 缸底材料的許用應力（m/s）由公式（514）得： =0.4330.25（20.5/120） =45mm 參考同類液壓缸的制造經(jīng)驗取=0.05m5.7液壓缸的校合5.7.1液壓缸中背壓力的校合背壓力是用來平衡在液壓系統(tǒng)不工作時活塞桿自重的。由牛頓第一定律： = （515）式中 系統(tǒng)需要的最少背壓力（mpa）活塞桿截面積（m2）滑塊重量（n）如果=1mp，即背壓力滿足要求。由公式（515）得： =/=1.010/0.024=0.42mpa=0.42mpa1mpa所以，該液壓系統(tǒng)的背壓力滿足要求。5

28、.7.2活塞桿的校合校合活塞桿可用公式：（4/ ）。 （516）式中 活塞桿的作用力（n） 活塞桿材料的許用應力（mpa）由公式（517）得：=（40.9810/120）=0.102mm=0.18mm所以活塞桿直徑滿足要求。第6章 擬訂液壓原理圖液壓系統(tǒng)循環(huán)圖是表示系統(tǒng)的組成和工作原理的圖樣，他是以簡圖的形式全面的具體體現(xiàn)設計任務中提出的技術和其他方面的要求。要擬訂一個比較完善的液壓系統(tǒng)，就必須對各種基本回路、典型液壓系統(tǒng)有全面深刻的了解。 根據(jù)以上分析及參考同類設備的液壓原理圖，擬訂本設計的液壓原理圖如下：圖63 液壓系統(tǒng)原理圖注釋：1電動機2過濾器3柱塞變量泵4調壓閥5溢流閥6換向閥7壓力

29、表開關8壓力表9支撐閥10液壓缸11油箱流量原理圖說明：電動機1帶動柱塞變量泵3向主油路供油，可以通過溢流閥5和調壓閥4對液壓系統(tǒng)進行調壓，使壓力表8的值到系統(tǒng)需要的壓力，利用換向閥6進行換向。如果處于中間位置，系統(tǒng)處于卸荷狀態(tài)；如果左端通電，液壓缸將下降運動，完成工藝中的快進和工進兩種工藝；如果右端通電，液壓缸將上升動作，完成工藝中的快退。第7章 液壓元件和液壓油的選擇7.1 液壓泵的選擇液壓泵是將原動機的機械能轉換為液壓能的能量轉換元件。在設計液壓傳動中，液壓泵作為動力元件向液壓系統(tǒng)提供液壓能。液壓泵工作的基礎條件是：1. 必須具備一個密封油腔，而且密閉油腔的容積在運轉過程中應不斷變化。2

30、. 泵的吸油是靠彈簧克服摩擦力的阻力、推力推動活塞下移而實現(xiàn)的，這樣的泵具有自吸能力。7.1.1.確定泵的最大工作壓力液壓泵的最大工作壓力，由下式確定：+ （71）式中 液壓缸或液壓馬達最大工作壓力（mpa）由液壓泵出口到液壓缸或液壓馬達進口之間的管路沿程阻力損失和局部阻力損失之和。這些阻力損失只有在液壓元件選定后，并繪出管路布置圖才能計算。在初算時按經(jīng)驗數(shù)據(jù)選?。汗苈泛唵?，流速不大的取=0.20.5mpa；管路復雜，流速較大的取=0.51mpa。該系統(tǒng)取=0.5mpa由公式（511）得：=20.5+0.5=21mpa；7.1.2確定液壓泵的流量和排量；當多液壓缸（或馬達）同時動作時，液壓泵的

31、流量要大于同時動作的幾個液壓缸（或馬達）所需的最大流量。并應考慮到系統(tǒng)的漏損和液壓泵磨損后容積效率的下降。即有下式計算液壓泵的流量公式：（） （m/s） （72）式中 系統(tǒng)泄漏系數(shù)。一般取1.11.3。大流量取小值，小流量取大值。該系統(tǒng)取=1.1（）同時動作的液壓缸（或馬達）的最大流量（m/s）；可以從qt圖上查得。對于工作過程始終用節(jié)流調速的系統(tǒng)，在確定流量時，尚需加上溢流閥的最小流量，一般取0.0510 m/s由qt圖得到液壓缸所需最大流量156l/min；由公式（72）得：1.1156=172l/min；此液壓系統(tǒng)采用液壓變 轉速為1500r/min；排量公式：=/1500 （73）由公

32、式（73）得：=172/1500=0.115l/min=115ml/r；7.1.3選擇液壓泵的規(guī)格按已算出的最大工作壓力和流量，得出液壓泵的額定壓力=（1+25%）=26.25mpa。查閱文獻9，選則液壓泵的型號為scy141b；排量160ml/r；轉速1500r；額定壓力32mp；額定流量得：1601500/1000=240l/min，這里選250 l/min；7.1.4確定驅動液壓缸的功率由于本機器采用閉合式液壓系統(tǒng)，壓力損失很小，可以忽略不記。這一點可以在后邊的系統(tǒng)驗算中得到準確的驗證。所以液壓泵的輸出功率用下式計算：= （74）式中 液壓泵的輸出功率（kw）液壓缸壓力（mpa）液壓泵的

33、流量（m/s）一、液壓缸處于啟動時由160scy14-1b型號液壓泵的壓力、流量曲線圖可得：=0.002m3/s,所以由公式（74），得：=（） =（1.010/0.049）0.002=408.2（w）二、液壓缸壓力達到最大值時（即到達系統(tǒng)最高壓力時）由160scy14-1b型號液壓泵的壓力、流量曲線圖可得：=0.0003m3/s,所以由公式（74），得：=32100.310=9.6kw三、液壓缸處于快退時由160scy14-1b型號液壓泵的壓力、流量曲線圖可得:=0.0008 m3/s,所以由公式（74），得：=2.2100.810=1.76kw因此，選出液壓泵的最大輸出功率=9.6kw。7

34、.2 電動機的選擇 電動機分交流電動機和直流電動機兩種，如無特殊說明時，一般選擇交流。選擇電動機的類型和結構形成應根據(jù)電源種類（交流或直流），工作條件（環(huán)境、溫度、空間、位置等，載荷的大小和性質的變化，過載情況等），啟動性能和啟動、制動正反轉的頻率程度等條件來選擇。y系列三相籠式異步電動機是一般用途的的全封閉式鼠籠三相異步電動機。由于結構簡單，工作可靠，價格低廉，因此本設計選用此電動機。根據(jù)所求得到的液壓泵的功率，對電動機進行選擇，根據(jù)參考文獻4本設計可選電動機y160m4，其額定功率為11kw，轉速為1460r/min。7.3 控制閥的選擇選擇控制閥應按額定壓力、最大流量、動作方式、安裝固定

35、方式、壓力損失數(shù)值、工作性能參數(shù)和工作壽命來選擇。1. 應盡量選擇標準定型產(chǎn)品，一般不使用自行設計專用的控制閥。 2. 一般選擇控制閥的額定流量應比系統(tǒng)管路實際通過的流量大一些。必要時允許通過閥的最大流量超過其額定流量的20%。3. 應注意差動液壓缸由于面積差形成不同回油量對控制閥正常工作的影響。方向控制閥主要有手動換向閥，機動換向閥，電磁換向閥等幾種形式。由前面所分析，本課題設計的機器所用的換向閥為手動換向閥。手動換向閥是利用手動桿來操控的方向控制閥。該閥根據(jù)定位方式的不同，有彈簧復位式和鋼球定位式兩種結構。對手動控制閥的操作是通過桿機構在遠程控制實現(xiàn)的。由于以上分析可得選用三位四通手動換向

36、閥。液壓機在不同工作狀態(tài)下要求換向閥處于中位。主要參數(shù)如下：閥芯的最大位移量是36mm，取中間為中位，那么-66時閥芯處于中位，當6時，閥芯處于閥體左端，換向閥處于左端，液壓缸下降運動，完成快進和工進工藝。當-6時，閥芯處于閥體右端，換向閥處于右端，液壓缸上升運動，完成快退工藝。即閥芯的左右位置為18mm。由于本液壓系統(tǒng)中要的是三個位置的換向閥，在這里簡單介紹下三位四通換向閥的功能。1. 三位四通換向閥處于中位，各油口封閉，該液壓泵處于卸荷狀態(tài)。2. 三位四通換向閥處于左端，油口p與a之間相連，b與o之間相連，液壓缸下降動作，完成快進和工進兩種工藝。3. 三位四通換向閥處于右端，油口p與b之間

37、相連，a與o之間相連，液壓缸上升動作，完成快退工藝。如圖71。圖71 三位四通手動換向閥參考同類機械的選擇，查閱參考文獻9，選擇換向閥的型號為：4sh。7.4 管道（導管）的選擇 選擇管道的主要內容是根據(jù)壓力損失，發(fā)熱量和液壓沖擊，合理確定管道內徑、壁厚和材料。在液壓傳動中常用的管子有鋼管、鐵管、膠管、尼龍管和塑料管等，該設計管道選擇45號無縫鋼管。7.4.1 管道內徑的確定由流體力學可知，當通過管道的油液流量q一定時，管道內徑?jīng)Q定管道截面的油液平均流速v；即：1130 （75）式中 液體最大流量 m/s 管道內液流平均流速m/s； 慣用流速：對吸油管12m/s（一般取1m/s以下）；對于壓油

38、管36m/s；對于回流管1.52.5m/s當對吸油管道時，吸油管平均流速在此取=1.5m/s；由公式（75）得：d=1130=41mm根據(jù)文獻4表14.212取=50mm；當對壓油管道時，吸油管平均流速在此取=4m/s；由公式（75）得：=1130=29mm根據(jù)文獻4表14.212取=32mm；當對回油管道時，吸油管平均流速在此取=2m/s；油管平均流量在此取=/2；由公式（75）得：=1130=29mm根據(jù)文獻4表14.212取=32mm；7.4.2 管道壁厚的計算管壁厚度計算公式： /2= （76）式中 管道壁厚（m） 管道承受的最高工作壓力（mpa） 管道內徑（m） 管道材料的抗拉許用應

39、力（mpa） 材料的抗拉強度（mpa），在此取=600mpa 安全系數(shù)，它需要考慮管道徑向尺寸的誤差與形變，管道內徑的壓力脈動，液壓沖擊，管道的材料質量及工作壓力的周期變化等不安全因素。故一般規(guī)定=48。液壓震動，壓力沖擊大取大值；液壓震動，壓力沖擊小取小值。本設計取=4。 =/ （77） =600/4=150mpa；當對吸油管時由公式（76）得：=（2150）（2150）=3.5mm計算出值應符合標準系列值，查文獻4表14.212得=6.5mm。外徑管=50+26.5=63mm;查閱文獻4得管=63mm;當對壓油管時由公式（76）得：=（2132）（2150）=2.24mm計算出的值應符合標

40、準系列值，查文獻4表14.212得=5mm。外徑管=32+25=42vmm ;查閱文獻4得管=42mm;當對回油管時由公式（76）得 ：=（20.532）（2150）=2.24mm計算出的值應符合標準系列值，查文獻4表14.212得=5mm。外徑管=32+25=42mm ;查閱文獻4得管=42mm;7.5 確定油箱的容量油箱在液壓系統(tǒng)中除了儲油外，還起著散熱分離油液中的氣泡，沉淀雜質等作用。油箱中安裝有很多輔件，如冷卻器、加熱器、空氣過濾器及液位計等。油箱的設計要點： 1. 油箱必須有足夠大的容積。2. 吸油管及回油管應插入最低液面下，以防止吸空和回油飛濺產(chǎn)生氣泡。3. 吸油管和回油管之間的距離要盡可能遠些。4. 為保持清潔，油箱應有周邊密封的蓋板，蓋板上