液壓升降臺設計.doc

液壓升降臺 i 西安廣播電視大學西安廣播電視大學 機械設計制造及其自動化專業(yè) 本科 機械設計制造及其自動化專業(yè) 本科 液壓氣動技術液壓氣動技術 課程設計課程設計 題目 液壓動力升降臺的系統(tǒng)設計 姓姓 名名 趙博軍 學學 號號 1361101201950 指導教師指導教師 任重凱任重凱 辦學單位辦學單位 西安電大直屬一分校西安電大直屬一分校 日日 期期 2013 年年 11 月月 液壓升降臺 ii 機械設計制造及其自動化專業(yè)課程設計任務書機械設計制造及其自動化專業(yè)課程設計任務書 編號 編號 課程名稱 課程名稱 液壓氣動技術課程設計 辦學單位 辦學單位 設計題目設計題目 液壓動力升降臺的系統(tǒng)設計 學生姓名學生姓名趙博軍 一 一 課程設計目的與要求 課程設計目的與要求 課程設計目的課程設計目的 為了將所學的液壓氣動技術應用到實際生產(chǎn)過程中 本設計主要圍繞插床的液壓 動力滑臺的液壓系統(tǒng)設計 以加強對液壓控制系統(tǒng)的深入了解 最終 用所學的液壓氣動技術來 解決實際問題 本課程的學習目的在于使我們綜合運用 液壓與氣壓傳動 課程及其它先修課程 的理論知識和生產(chǎn)實際知識 進行液壓傳動的設計實踐 使理論知識和生產(chǎn)實際知識緊密結合起 來 從而使這些知識得到進一步的鞏固 加深和擴展 通過設計實際訓練 為后續(xù)專業(yè)課的學習 畢業(yè)設計及解決工程問題打下良好的基礎 課程設計要求課程設計要求 設計一臺插床的液壓動力滑臺的液壓系統(tǒng) 已知參數(shù) 切削負載 FL 25000N 機床工作部件總質(zhì)量 m 2000kg 快進 快退速度均為 5m min 工進速度在 50 200mm min 范圍內(nèi)可無級調(diào)節(jié) 滑臺最大行程 6000mm 其中工進的行程是 2000mm 往復運動加減速時間 0 2s 滑臺采用平導軌 其靜摩擦系數(shù) fs 0 2 動摩擦系數(shù) fd 0 1 滑臺要求完成 快進 工進 快退 停止 的工作循環(huán) 二 課程設計內(nèi)容 二 課程設計內(nèi)容 1 明確設計要求進行工況分析 2 確定液壓系統(tǒng)主要參數(shù) 3 擬定液壓系統(tǒng)原理圖 4 計算和選擇液壓件 5 驗算液壓系統(tǒng)性能 6 設計液壓系統(tǒng)原理圖 1 張 7 設計油箱工作圖和液壓缸工作圖各 1 張 8 編制設計計算說明書 1 份 三 課程設計進度安排三 課程設計進度安排 2013 10 18 2013 10 28 選設計題目 2013 10 28 2013 11 03 收集所選設計題目的資料 2013 11 03 2013 11 15 繪制圖紙 2013 11 15 2013 11 28 編寫課程設計正文 2013 11 25 提交課程設計 指導教師簽字指導教師簽字 辦學單位意見辦學單位意見 教學班負責人簽字 分校蓋章教學班負責人簽字 分校蓋章 年年 月月 日日 液壓升降臺 iii 摘 要 本次設計任務是液壓升降臺 它是一種升降穩(wěn)定性好 適用范圍廣的貨物舉升設 備 其起升高度800mm 舉升重量3T 幅面尺寸2600 1400 mm 其動作主要是由兩個雙 作用液壓缸推動 X 型架 帶動上板移動來實現(xiàn)的 該液壓升降臺主要由兩部分組成 液壓部分和機械部分 設計液壓部分時 先確定了液壓系統(tǒng)方案 選擇液壓基本控制 回路時 換向回路選擇三位四通電磁換向閥 平衡回路選擇用液控單向閥 確定各種 基本回路后 又確定了液壓系統(tǒng)傳動形式 擬定液壓系統(tǒng)原理圖 然后對液壓元輔件 進行了設計 選擇 并對其進行校核 經(jīng)過計算后液壓缸直徑選定為70毫米 液壓泵 選葉片泵 根據(jù)系統(tǒng)工作的最大功率選Y90S 4三相異步電動機 在確定泵后 又對其 他的元輔件進行了合理的選擇 最后確定閥塊的設計及效率計算 機械部分主要由上 板架 下板架 內(nèi)連桿和外連桿四部分組成 通過設計 選擇機械部分材料與結構 并對其進行受力分析與強度校核 結果證明機械部分結構設計可以滿足要求 進一步 完成了本次設計題目 關鍵詞 液壓 升降平臺 上板架 下板架 內(nèi)連桿 外連桿 液壓升降臺 iv 液壓動力升降臺的系統(tǒng)設計 液壓升降臺 v 目錄目錄 1 總 論 1 2 確定液壓系統(tǒng)方案 3 2 1 確定液壓基本回路 3 2 1 1 換向回路 3 2 1 2 平衡回路的確定 5 2 2 液壓傳動系統(tǒng)的形式確定 7 2 3 液壓系統(tǒng)原理圖 7 3 計算和選擇液壓元件 輔件 9 3 1 液壓缸的計算 9 3 1 1 初選執(zhí)行元件的工作壓力 9 3 2 液壓輔助元件的計算及選擇 10 3 2 1 管道的設計 10 3 2 2 管接頭的類型 10 3 3 油箱的設計 10 3 3 1 油箱的設計要點 11 3 3 2 油箱容積計算 11 3 4 其它元 輔件的選擇 11 3 4 1 吸油濾油器 11 3 4 2 選擇濾油器的基本要求 12 3 4 3 溢流閥的選擇 12 3 4 4 壓力表開關選擇 12 3 4 5 單向節(jié)流閥 13 3 4 6 液控單向閥的選擇 13 3 5 閥塊的設計 13 3 6 效率的計算 14 3 6 1 計算沿程壓力損失 14 3 6 2 效率計算 16 3 6 3 系統(tǒng)發(fā)熱與溫升計算 16 4 機械部分的受力分析 17 5 機械部分的強度校核 20 5 1 內(nèi)連桿強度校核 20 5 2 外連桿強度較核 20 5 3 連接兩連桿的銷軸的強度校核 22 液壓升降臺 vi 6 總 結 24 參考文獻 25 液壓升降臺 1 1 總 論 液壓傳動是以液體作為工作介質(zhì) 以液體的壓力能進行運動和動力傳遞的一種運 動方式 它先通過能量轉換裝置 液壓泵 將原動機 電動機 的機械能轉變?yōu)橐后w 的壓力能 再通過密封管道 液壓控制原件等 經(jīng)另一能量轉換裝置 液壓缸 液壓 馬達 將液體的壓力能轉換為機械能 以驅動負載 實現(xiàn)執(zhí)行機構所需要的直線或旋 轉運動 與機械傳動相比 液壓傳動具有許多優(yōu)點 因此在機械工程中廣泛應用 液壓傳動操縱控制方便 可實現(xiàn)大范圍的無級調(diào)速 調(diào)速范圍達 2000 1 它還 可以在運動過程中進行調(diào)速 調(diào)速方便 液壓傳動簡化了機器結構 減少了零件的數(shù) 目 由于系統(tǒng)充滿了油液 對各液壓件有潤滑和冷卻的作用 使之不易磨損 又由于 容易實現(xiàn)過載保護 因而壽命長 液壓裝置工作比較平穩(wěn) 由于重量輕 慣性小 反 應快 液壓裝置易于快速啟動 制動和頻繁的換向 既易實現(xiàn)機器的自動化 又易于 實現(xiàn)過載保護 液壓元件實現(xiàn)了標準化 系列化 通用化 便于設計 制造和使用 但液壓傳動也有缺點 其主要缺點為 1 液體為工作介質(zhì) 易泄漏 油液可壓縮 故不能用于傳動比要求準確的場合 2 液壓傳動中有機械損失 壓力損失 泄漏損失 故不宜作遠距離傳動 3 液壓傳動對油溫和負載變化敏感 不宜在低 高溫度下使用 對污染很敏感 4 液壓傳動需要有單獨的能源 如液壓泵站 液壓能不能像電那樣從遠處傳 送 液壓元件精度高 造價高 所以需要組織專業(yè)生產(chǎn) 5 液壓傳動裝置出現(xiàn)故障時不易查找原因 難以迅速排除 總之 液壓傳動優(yōu)點很多 而其缺點正隨著生產(chǎn)技術的發(fā)展逐步加以克服 因此 液壓傳動在現(xiàn)代工業(yè)中有著廣闊的應用和發(fā)展前景 5wT 液壓傳動在國民經(jīng)濟各部門應用廣泛 常用于機床工業(yè) 汽車工業(yè) 航空工業(yè) 工程機械 農(nóng)業(yè)機械 輕工機械 冶金機械 起重運輸機械 礦山機械 建筑機械 船舶港口機械 鑄造機械等 液壓升降平臺是一種升降穩(wěn)定性好 適用范圍廣的貨物舉升設備 由于升降平穩(wěn) 安全可靠 操作簡單 經(jīng)濟實用 被廣泛應用于生產(chǎn)流水線和倉庫 造紙 醫(yī)藥等行 業(yè) 物料上線 下線 工件裝配時調(diào)節(jié)工件高度 高處給料機送料 大型設備裝配時 部件舉升 大型機床上料 下料 倉庫裝卸場所與叉車等搬運車輛配套進行貨物快速 裝卸等 因此 對于液壓升降平臺的設計與研究具有重要意義 固定式液壓升降平臺主要用于生產(chǎn)流水線和倉庫 造紙 醫(yī)藥等行業(yè) 可作為送 貨電梯 輸送貨物 升降平穩(wěn) 安全可靠 經(jīng)濟實用 本機適用于人造板生產(chǎn)線中各 種板材加工設備進 出料端的等高推接合中間轉運 也可應用于類似用途的其它板形 材料生產(chǎn)線中 液壓升降臺 2 優(yōu)勢 采用液壓傳動升降機構 升降平穩(wěn) 快捷 操作簡便 易于維護保養(yǎng) 節(jié) 約能源 結構穩(wěn)固 故障率低 運行可靠 安全高效 維護簡單方便 控制方式可選 無線遙控等多種方式 我國液壓 氣動和密封工業(yè)雖取得了很大的進步 但與主機發(fā)展需求 以及和世 界先進水平相比 還存在不少差距 主要反映在產(chǎn)品品種 性能和可靠性等方面 液壓元件由于制造精度高 因而造價相對于機械零件要求高 為了做到經(jīng)濟實惠 在選擇液壓元件時 盡量以國內(nèi)同類產(chǎn)品代替國外產(chǎn)品 比如電磁換向閥 我選擇了 沈陽液壓件廠的產(chǎn)品 并且有直流電源和交流電源兩種 我選擇了交流電源 因為 用交流電源 電磁換向閥如果卡位 電磁鐵不至于被燒壞 但配置一套直流電源的價 格遠比一個電磁鐵的價格高 況且電磁閥被卡住的情況也是偶而的 權衡了一下還是 選擇了交流電源 同理 在一些產(chǎn)品性能不相上下時 我盡量選用了國內(nèi)液壓件廠的 產(chǎn)品 可以省去運費和避免一些其它問題 這都降低了成本 液壓升降臺 3 2 確定液壓系統(tǒng)方案 液壓系統(tǒng)方案的確定是液壓系統(tǒng)設計的一個重要環(huán)節(jié) 目的是選擇回路 并把各 回路組成系統(tǒng) 以便以后確定液壓系統(tǒng)原理圖 理論課上 我們知道任何復雜的液壓系統(tǒng)都是由一些簡單的基本回路構成的 液 壓元件又組成了基本回路 所以根據(jù)液壓系統(tǒng)的動作要求和性能特點選液壓元件組成 液壓系統(tǒng) 這次畢業(yè)設計的液壓升降平臺要求為 1 起升最大高度為 800mm 2 臺面原始 高度為 623mm 3 起升最大重量為 3 噸 所設計系統(tǒng)必須能完成舉升動作 并達到以 上要求 考慮系統(tǒng)效率以及經(jīng)濟上的一些問題 2 1 確定液壓基本回路 2 1 1 換向回路 換向回路一般都采用換向閥來換向 換向閥的控制方式和中位機能依據(jù)主機需要 及系統(tǒng)組成的合理性等因素來選擇 換向回路采用二位四通 三位四通或五通換向閥 可使執(zhí)行元件換向 用二位四通換向閥換向最為方便 但電磁閥動作快 換向有沖擊 另外 交流電磁閥一般不宜作頻繁的切換 換向回路主要有以下幾種 1 換向閥換向回路 如圖 2 1 采用換向閥的換向回路所示 該回路采用三位四通電磁換向閥 換向閥 在右位或左位時 液壓缸活塞向左或向右運動 電液閥處于中位時 液壓缸活塞停止 運動 液壓泵可依靠閥中位機能實現(xiàn)卸荷功能 2 雙向泵換向回路 如圖 2 2 采用雙向泵的換向回路所示 當雙向液壓泵左側油口排油時 液壓缸活 塞右行 通過調(diào)節(jié)變量機構 使斜盤傾斜方向或偏心方向改變 使雙向液壓泵右側油 口排油時 液壓缸活塞左行 圖中閥 K 為安全閥 Y 為補油泵溢流閥 P 為背壓閥 3 用差動缸的換向回路 如圖 2 3 所示 用差動缸的換向回路是用二位三通閥實現(xiàn)差動缸的換向 液壓升降臺 4 圖 2 1 采用換向閥的換向回路 圖 2 2 采用雙向泵的換向回路 液壓升降臺 5 圖2 3 用差動缸的換向回路 我在設計中選擇了第一種換向方式 因為換向閥互不相通的油口間的泄漏小 其 換向可靠 迅速且平穩(wěn)無沖擊 2 1 2 平衡回路的確定 許多機床或機電設備的執(zhí)行機構是沿垂直方向運動的 這些機床設備的液壓系統(tǒng) 無論在工作或停止時 始終都會受到執(zhí)行機構較大重力負載的作用 如果沒有相應的 平衡措施將重力負載平衡掉 將會造成機床設備執(zhí)行裝置的自行下滑或操作時的動作 失控 其后果將十分危險 液壓升降平臺也是如此 平衡回路的功能在于使液壓執(zhí)行 元件的回油路上始終保持一定的背壓力 以平衡掉執(zhí)行機構重力負載對液壓執(zhí)行元件 的作用力 使之不會因自重作用而自行下滑 實現(xiàn)液壓系統(tǒng)對機床設備動作的平穩(wěn) 可靠控制 平衡回路主要有以下幾種 采用單向順序閥的平衡回路 如圖 2 4 a 所示是采用單向順序閥的平衡回路 調(diào)整順序閥 使其開啟壓力與液 壓缸下腔作用面積的乘積稍大于垂直運動部件的重力 當活塞下行時 由于回油路上 存在一定的背壓來支承重力負載 只有在活塞的上部具有一定壓力時活塞才會平穩(wěn)下 落 當換向閥處于中位時 活塞停止運動 不再繼續(xù)下行 此處的順序閥又被稱作平 液壓升降臺 6 衡閥 在這種平衡回路中 順序閥調(diào)整壓力調(diào)定后 若工作負載變小 則泵的壓力需 要增加 將使系統(tǒng)的功率損失增大 由于滑閥結構的順序閥和換向閥存在內(nèi)泄漏 使 活塞很難長時間穩(wěn)定停在任意位置 會造成重力負載裝置下滑 故這種回路適用于工 作負載固定且液壓缸活塞鎖定定位要求不高的場合 圖 2 4 平衡回路 采用液控單向閥的平衡回路 如圖 2 4 b 所示 由于液控單向閥 1 為錐面密封結構 其閉鎖性能好 能夠保 證活塞較長時間在停止位置處不動 在回油路上串聯(lián)單向節(jié)流閥 2 用于保證活塞下行 運動的平穩(wěn)性 假如回油路上沒有串接節(jié)流閥 2 活塞下行時液控單向閥 1 被進油路上 的控制油打開 回油腔因沒有背壓 運動部件由于自重而加速下降 造成液壓缸上腔 供油不足而壓力降低 使液控單向閥 1 因控制油路降壓而關閉 加速下降的活塞突然 停止 閥 1 關閉后控制油路又重新建立起壓力 閥 1 再次被打開 活塞再次加速下降 這樣不斷重復 由于液控單向閥時開時閉 使活塞一路抖動向下運動 并產(chǎn)生強烈的 噪音 振動和沖擊 采用遠控平衡閥的平衡回路 在工程機械液壓系統(tǒng)中常采用圖 2 4 c 所示的遠控平衡閥的平衡回路 這種遠 控平衡閥是一種特殊閥口結構的外控順序閥 它不但具有很好的密封性 能起到對活 塞長時間的鎖閉定位作用 而且閥口開口大小能自動適應不同載荷對背壓壓力的要求 保證了活塞下降速度的穩(wěn)定性不受載荷變化影響 這種遠控平衡閥又稱為限速鎖 由于液壓升降臺是要保證上升到最高位置時能夠較長時間的停留在最高位置處不 液壓升降臺 7 動 所以綜合以上分析 平衡回路我選擇采用液控單向閥的平衡回路 2 2 液壓傳動系統(tǒng)的形式確定 液壓傳動系統(tǒng)可分為開式系統(tǒng)和閉式系統(tǒng) 開式液壓系統(tǒng)馬達或缸的油回油箱 泵從油箱直接吸油 閉式液壓系統(tǒng)馬達或缸回的油不回油箱直接去泵的進油口 閉式系統(tǒng)中油泵進油管直接與執(zhí)行機構的排油管相連通 形成一個閉合回路 為 了補償系統(tǒng)中泄漏損失 還需有一個輔助供油泵 其優(yōu)點是 1 油箱所需容積小 2 無論是高壓管路還是低壓管路都有一定壓力 因此空氣難進入 運轉平穩(wěn) 3 系統(tǒng)中 采用變量軸向柱塞泵 一般不需要換向閥來改變執(zhí)行機構運行方向 減少了換向時的 沖擊 綜合以上傳動系統(tǒng)的特點我選用開式系統(tǒng) 2 3 液壓系統(tǒng)原理圖 液壓系統(tǒng)原理圖是表示液壓系統(tǒng)的組成和工作原理的重要技術文件 擬定液壓系 統(tǒng)原理圖對系統(tǒng)的性能及設計方案的合理性 經(jīng)濟性具有決定性的影響 在以上基本 回路確定的基礎上 將挑選出來的各個典型回路合并 整理 增加必要的元件或輔助 回路 加以綜合 構成一個結構簡單 工作安全可靠 動作平穩(wěn) 效率高 調(diào)整和維 護保養(yǎng)方便的液壓系統(tǒng) 擬定液壓系統(tǒng)工作原理圖 如圖 2 5 所示 根據(jù)原理圖可知 液壓升降平臺的工作原理為 液壓升降臺 8 1 油箱 2 濾油器 3 空氣濾清器 4 電動機 5 聯(lián)軸器 6 液壓泵 7 溢流閥 8 壓力表開關 9 壓力表 10 電磁換向閥 11 單向節(jié)流閥 12 液控單向閥 13 液壓缸 圖 2 5 液壓系統(tǒng)原理圖 液壓升降臺 9 3 3 計算和選擇液壓元件 輔件計算和選擇液壓元件 輔件 3 1 液壓缸的計算 3 1 1 初選執(zhí)行元件的工作壓力 確定液壓缸的主要結構參數(shù) 液壓缸一般來說是標準件 但有時也需要自行設計 液壓缸需要確定的主要結構 尺寸是指液壓缸的內(nèi)徑 D 和活塞桿的直徑 d 液壓缸的內(nèi)徑 D 和活塞桿直徑 d 可根據(jù) 最大總負載和選取的工作壓力來確定 取液壓泵的機械效率 為 0 97 由資料 1 式 3 2 知活塞面積 A F p 3 104 0 97 4 106 7732mm2 D 99 2mm 查資料 3 表 3 50 取液壓缸的內(nèi)徑為 100mm 桿徑比 d D 一般按下述原則取 當活塞桿受拉時 一般選取 d D 0 3 0 5 當活塞桿手壓時 一般取 d D 0 5 0 7 所以本設計我取 d D 0 7 即 d 0 7D 0 7 100 70mm 根據(jù)液壓技術行業(yè)標準 由資料 3 表 3 51 取活塞桿直徑為 70mm 2 泵組選擇 液壓杠所需流量為 q 2Av 2 1 4 D2 d2 V 2 0 25 3 14 1002 702 10 4 0 2 60 9 6L min q 9 6L min 3 電動機選擇 電動機最大功率 P pqt P 106 4 16 10 6 960 60 1 024kw 根據(jù)資料 6 表 11 4 1 取電動機為 Y90S 4 4 聯(lián)軸器的選擇 本次設計選擇聯(lián)軸器將電動機和液壓泵聯(lián)接起來 計算轉矩 Tca KAT 查資料 16 表 10 1 得 KA 2 2 名義轉矩 Y 9550 9550 11 54N m n p 910 1 1 所以 Tca KAT 2 2 11 54 25 39 N m 查手冊選 LM3 型梅花型彈性聯(lián)軸器 液壓升降臺 10 3 2 液壓輔助元件的計算及選擇 液壓輔助元件有濾油器 蓄能器 管件 密封件 油箱和熱交換器等 除油箱通 常需要自行設計外 其余皆為標準件 3 2 1 管道的設計 根據(jù)葉片泵的額定流量 13 6L min 查資料 6 表 10 5 1 JB827 66 根據(jù)推薦管路通 過流量 25L min 的管徑為 8mm 管路通過 6 3L min 的管徑為 5 6mm 所以選取公稱直 徑 D 8mm 的鋼管 鋼管外徑為 14mm 管接頭連接螺紋 M14x1 5 與液壓缸相連的管道 選擇用橡膠管 彎曲成型方便 3 2 2 管接頭的類型 管接頭按材料可分為金屬管接頭 軟管接頭和快速接頭 通常選用金屬管接頭 金屬管接頭又可分為擴口式管接頭 卡套式管接頭 焊接式管接頭 球面焊式管接頭 各管接頭的特點如下 3 3 油箱的設計 油箱的基本功能是 儲存工作介質(zhì) 散發(fā)系統(tǒng)工作中產(chǎn)生的熱量 分離油液中混 入的空氣 沉淀污染物及雜質(zhì) 3 3 1 油箱的設計要點 1 油箱必須有足夠大的容積以滿足散熱 容納停機時因重力作用而返回油箱的 油 操作時油面保持適當高度的要求 2 油箱底部做成適當?shù)男倍?并設放油塞 箱底應朝向清洗孔和放油塞傾斜 通常為 1 25 1 20 油箱底至少離開地面 150mm 以便放油和搬運 3 從構造上應考慮清洗換油方便 應設置人孔 便于清洗污物 4 箱壁上需裝油面指示器 油箱上并裝上溫度計 5 油箱上應有帶空氣濾清器的通氣孔 有時注油孔和通氣孔可兼用 3 3 2 油箱容積計算 按資料 1 式 4 5 可得 V mqp 低壓 m 2 4 中壓 m 5 10 高壓 m 6 15 本設計取 m 3 V 3x13 6 40 8L 我所設計的油箱沒有設冷卻器 在這種情況下 油箱的長 寬 高為 1 1 1 到 1 2 3 油面達到油箱高度的 80 油箱的長為 380mm 寬為 360mm 高為 300mm 液壓升降臺 11 3 4 其它元 輔件的選擇 3 4 1 吸油濾油器 液壓系統(tǒng)的故障大多數(shù)是由于油液中雜質(zhì)而造成的 油液中的雜質(zhì)會使液壓元件 運動副的結合面磨損 堵塞閥口 卡死閥芯 使系統(tǒng)工作可靠性大為降低 在系統(tǒng)中 安裝濾油器 是保證液壓系統(tǒng)正常工作的必要手段 3 4 2 選擇濾油器的基本要求 1 過濾精度滿足要求 2 通油能力滿足設計系統(tǒng)要求 3 濾芯應有足夠的強度 不至于因油液壓力而破壞 4 在一定溫度下 有一定的耐久性 5 能抵抗濾油的侵蝕 6 容易清洗和更換濾芯 7 價錢低廉 由于液壓系統(tǒng)中對油的要求很高 尤其是油的過濾過程 因此濾油器的選擇非常 重要 所以敘述頗多 綜合各種濾油器的特性 我選擇了網(wǎng)式濾油器 泵的流量為 13 6L min 由于經(jīng)驗公式告訴我濾油器過濾能力大于泵的流量的 2 倍 因此由資料 12 表 11 512 我選的濾油器為 TLW 25 3 4 3 溢流閥的選擇 由于我設計的系統(tǒng)中有閥塊 閥塊上有溢流閥 換向閥 截止閥 壓力表開關 所以溢流閥選板式溢流閥 系統(tǒng)壓力為 4MPa 流量為 13 6L mn 所以查資料 12 表 11 183 選擇了直動式溢流閥型號為 Y1 25B 3 4 4 壓力表開關選擇 壓力表開關相當于一個小型轉閥式截止閥 它是用于切斷和接通壓力表與油路的 通道 通過開關的阻尼作用 減輕壓力表在壓力脈動下的振動 延長其使用壽命 由 于是板式連接 系統(tǒng)管道公稱直徑 8mm 所以查資料 8 表 19 7 223 我選擇了型號為 KF L8 12E 的壓力表開關 3 4 5 單向節(jié)流閥 由于閥塊上沒有安裝單向節(jié)流閥 所以單向節(jié)流閥選管式 根據(jù)管路公稱直徑 流量 由資料 12 表 11 221 我選擇了型號為 L1 25B 的單向節(jié)流閥 液壓升降臺 12 3 4 6 液控單向閥的選擇 由資料 12 表 11 295 我選擇液控單向閥為 IY 25B 型 各種元件 輔件的詳細型號 如表 3 1 所示 表 3 1 名稱型號流量備注 吸油濾油器 TLW 25 25L min 液位計 YW2 80T 溢流閥 Y1 25B25L min 葉片泵 YB1 1613 6L min 轉速 960r min 電動機 Y90S 41 1KW 壓力表 Y 60 截止閥 KF L8 12E25L min 電磁換向閥 34D 25H25L min 單向節(jié)流閥 L1 25B25L min 液控單向閥 IY 25B25L min 空氣濾清器 EF1 2525L min 查機械設計手冊取 D 40mm 3 5 閥塊的設計 我所設計的閥塊箱上裝有有電磁換向閥 直動式溢流閥 壓力表開關 根據(jù)所選 的以上幾種元 輔件的外形尺寸 初設計閥塊為 100 100 100 的立方體 閥塊體如圖 3 1 液壓升降臺 13 圖 3 1 閥塊圖 1 為壓力油入口 2 回油口 3 側壓口 4 油液進系統(tǒng)口 5 油液出系統(tǒng)口 6 溢流閥 泄油口 7 溢流閥進油口 8 A 口 9 換向閥進油口 10 B 口 11 換向閥出油口 3 6 效率的計算 3 6 1 計算沿程壓力損失 1 判斷流動狀態(tài) 由資料 5 式 2 33 可知 雷諾系數(shù) Re d 4Q 3 14d可知 在油液黏度一定 的條件下 Re 大小與 Q 成正比 與管道的內(nèi)徑成反比 缸的所需流量為 9 6L min 管子公稱直徑為 8mm 根據(jù)資料 5 表 2 5 取液壓油 的運動粘度為 32 厘斯 即 3 2 10 5m2 s 所以 Re 4Q d 4 9 6 10 3 60 3 14 8 10 3 3 2 10 5 796 由于累諾數(shù) Re 小于臨界雷諾數(shù) 2000 由此可推論出各工況下的進 回油路中油液 的狀態(tài)為層流 2 計算沿程壓力損失 P L d 2 2 液壓升降臺 14 75 Re 75 796 V 4Q 3 14d2 上式代入沿程壓力損失的計算公式得 P 150LQ d4 1 油箱到泵的進口沿程壓力損失 PL1 150LQ d4 150 900 3 2 10 5 0 2 13 6 10 3 3 14 8 10 3 4 60 1 5 104Pa 2 泵出口到閥塊沿程壓力損失 PL2 150LQ d4 150 900 3 2 10 5 0 5 13 6 10 3 3 14 8 10 3 4 60 3 8 104Pa 3 閥塊到油箱沿程壓力損失 PL3 150LQ d4 150 900 3 2 10 5 0 8 9 6 10 3 3 14 8 10 3 4 60 4 3 104Pa 4 閥塊到單向節(jié)流閥沿程壓力損失 PL4 150LQ d4 150 900 3 2 10 5 0 1 9 6 10 3 3 14 8 10 3 4 60 0 5 104Pa 5 單向節(jié)流閥到閥塊 2 沿程壓力損失 PL5 150LQ d4 150 900 3 2 10 5 0 4 9 6 10 3 3 14 8 10 3 4 60 2 1 104Pa 6 閥塊到液壓缸沿程壓力損失 PL6 150LQ d4 150 900 3 2 10 5 0 6 9 6 10 3 3 14 8 10 3 4 60 0 3 104Pa 7 液壓缸到閥塊沿程壓力損失 PL7 PL6 0 3 104Pa 總的沿程壓力損失為 PL 0 128 106Pa 3 計算局部壓力損失 1 油箱到泵有一個 90 度的彎頭 V Q 0 25 d2 13 6 10 3 0 25 3 14 60 0 0082 4 5m s Pr1 gH 0 29 液壓升降臺 15 Pr1 2600Pa 2 泵到閥塊 4 個彎頭 Pr2 4rH 4r v2 2g 10400Pa 3 閥快到油箱 3 個彎頭 Pr3 3rH 7800Pa 4 閥塊到液壓缸 1 個彎頭 Pr4 rH 2600Pa 5 液壓缸到閥塊 Pr5 rH 2600Pa 所以 總的管道局部壓力損失為 Pr 23400Pa 4 管路總的壓力損失為 P 0 128 106 23400 1 514 105pa 0 15MPa 3 6 2 效率計算 升降回路效率 45 0 6 13103 6 6 9104 6 6 11 1 PP c QP QP 系統(tǒng)總效率 c2 p c1 m p 0 8 m 0 97 c2 0 8 0 97 0 45 0 35 35 3 6 3 系統(tǒng)發(fā)熱與溫升計算 升降臺上升速度 0 02m s 上升時間 t 0 8 0 02 40s 由手冊 8 查溫度 Q1 70 P1 KA Q1 Q2 16 2 0 3 0 36 0 36 0 38 0 3 0 38 70 20 574w Q Ph P1 KA Pin P0 Qp 4 106 13 6 10 3 0 8 60 1 133 103w Pef 0 025 3 104 360 10 3 2 540w Ph Pin Pef 593w Q 2 50 所以 滿足要求 液壓升降臺 16 4 機械部分的受力分析 估算各構件的自重 上板 鋼板 G1 sh 2 6 1 4 0 003 7 8 103 85kg 上板架 G2 SL 2 5 2 10 24 0 5 2 15 69 0 314 2 6 93 1 214 3 10 24 1 127 6 93 1 214 10 24 0 7 2 6 93 1 214 12 74 10 4 7 8 103 119 8kg F G1 G2 g 85 119 8 9 8 2007N 內(nèi)連桿 G SL 25 15 2 48 2 10 4 1 13 3 0 25 3 14 0 12 0 082 0 25 3 14 0 12 0 062 0 075 7 8 103 175kg F Gg 175 9 8 1715N 外連桿 G SL 25 15 2 48 2 10 4 1 27 2 0 25 3 14 0 12 0 082 0 25 3 14 0 12 0 062 0 075 7 8 103 156kg F 156 9 8 1528 8N 取滑輪與槽鋼摩檫系數(shù) 0 2 外負載 3000Kg 對上板進行受力分析如圖 4 1 圖 4 1 Fy1 Fy2 P F 0 5 Fx1 Fx2 uFy2 Fy2 2300 0 5 F P 1150 解得 Fy2 7851 75N Fy1 7851 75N Fx1 Fx2 1570N 液壓升降臺 17 對外連桿進行受力分析如圖 4 2 圖 4 2 根據(jù)受力平衡得 Fx1 Fx3 Fx4 Fy3 F Fy1 Fy4 Fx4 uFy4 Fy3 d2 Fx4 d4 Fx3 d3 F d2 Fy4 d1 其中 d1 2300 d2 1150 d3 270 d4 540 F 0 5 1528 8 764 4 解得 Fx3 155N Fy3 17241N Fx4 1725N Fy4 8625N 對內(nèi)連桿進行受力分析如圖 4 3 內(nèi)連桿自重 1715N 液壓升降臺 18 圖 4 3 根據(jù)力矩平衡原理 對 0 點取矩 并設 X 為液壓缸受力 力臂為 1100mm X 1200 17241 1715 1150 155 270 540 1570 2300 7851 75 解得 X 30000N 液壓升降臺 19 5 機械部分的強度校核 5 1 內(nèi)連桿強度校核 圖 5 1 由受力分析得 x 30000N Fx2 1570N Fy2 7851 75N Fx3 155N Fy3 17241N sin 540 2300 則 13 因為 所以 13 此內(nèi)連桿材料為熱軋 16 號槽鋼 查標準 GB T707 1988 得 高度 160mm 寬 65mm Wx 117cm3 L 2218 7cm4 A 25 15cm2 該內(nèi)連桿的危險截面為 I I 截面 軸力產(chǎn)生正應力為 Fx3 A 155 25 15 10 4 6 16 104Pa 彎距 Mx 產(chǎn)生正應力為 Mx Wx 17241 0 7 117 10 6 103 106Pa 由兩種應力疊加后 可知 危險點在 I I 截面上側和下側邊緣 分別為最大壓應 力和最大拉應力 最大壓應力 1 0 062 103 103 062Mpa 最大拉應力為 2 102 938Mpa 查資料得 Q235 型槽鋼的彎曲靜許用應力 135Mpa 1 2 因此 內(nèi)連桿各個截面均為安全截面 5 2 外連桿強度較核 液壓升降臺 20 圖 5 2 由受力分析得 Fx1 1570N Fy1 7851 75N Fy3 17241N Fx3 155N Fx4 1725N Fy4 8625N 外連桿材料為 16 號熱軋普通槽鋼 查標準 GB T707 1988 得 Wx 117cm3 Ix 934 5cm4 A 25 15cm2 此外連桿的危險截面為 I I 截面 軸力產(chǎn)生的拉應力為 N A 1570 25 15 10 4 0 62Mpa 彎距 Mx 產(chǎn)生彎曲正應力為 Mx Wx 8625 1 15 117 10 6 84 78Mpa 兩種應力疊加后 I I 截面上 下邊緣點為危險點 分別產(chǎn)生最大拉應力和最大壓 應力分別為 1 85 4Mpa 2 84 16Mpa 許用應力 135Mpa 所以 外連桿各截面安全 液壓升降臺 21 5 3 連接兩連桿的銷軸的強度校核 圖 5 3 圖 5 4 彎矩圖 圖 5 5 扭矩圖 Q4 x 30000N T 3000 0 1 3000 0 1 6000N m 綜合分析 可知 截面 I I 或 II II 為危險截面 Mg Q4 L 3 104 1 0 7 2 4500N m 液壓升降臺 22 抗彎截面模量 w 0 1d3 32 3 d 抗扭截面模量 wt 0 2d3 16 3 d 按第三強度理論 由資料 9 式 9 3 可得 W TM t 2 2 3 22 1 0 60