機械畢業(yè)設(shè)計（論文）-高效自動切管機設(shè)計（液壓）

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1、第一章 總述 本次設(shè)計的高效自動切管機是無縫鋼管生產(chǎn)線上的一臺液壓傳動部分機器，這部分的主要內(nèi)容包括：涉及題目及其任務(wù)書，總體方案的布置、水平刀架液壓傳動的傳動原理及其示意圖。 1.1 設(shè)計題目與概述 設(shè)計題目與概述 題目：高效自動切管機 概述：主要包括高效自動切管機的特性；切管機的作用；切管的加工要求；切管的基本問題；無縫管的生產(chǎn)過程、技術(shù)要求、質(zhì)量要求、傳動原理及技術(shù)性能；設(shè)備的安裝形式、維護制度；在生產(chǎn)中存在的問題、現(xiàn)場處理措施；切管機的優(yōu)缺點比較；國內(nèi)外切管機的最新發(fā)展及特點等等。 設(shè)計要求及目的 1. 了解并掌握高效自動切管機的特點及其工藝過程； 2.

2、深刻領(lǐng)會高效自動切管機的作用、工藝要求及其生產(chǎn)實踐中遇到的基本問題和解決的辦法； 3. 善于比較切管機的優(yōu)缺點，靈活掌握現(xiàn)場處理措施，并注意跟蹤國內(nèi)外切管機的最新發(fā)展及特點； 技術(shù)參數(shù)及性能 1. 翻板拉桿： 速度 行程 450mm 2. 水平刀架： 管徑 壁厚 8-18mm 主軸轉(zhuǎn)速 150r/min 主電機轉(zhuǎn)速 825r/min

3、 進給量 /r 快進速度 快退速度 工進行程 50mm 快進行程 160mm 快退行程 210mm 刀具材料 YT15 刀具主偏角 90° 刀具副偏角 10° 刀具耐磨時間 90min

4、 鋼種 45# 油缸行程 155mm 3．托 架： 速度 行程 35mm 油缸個數(shù) 4 4. 夾緊拉桿： 速度 行程 170mm 1.1.4 畢業(yè)設(shè)計任務(wù)： 1.完成畢業(yè)實習(xí)并上交實習(xí)報告； 2.專題外文資料翻譯5000以上印刷符號； 3.完成與設(shè)計題目相關(guān)的專題小論文的撰寫工作，題目自定，不小于3000漢字； 4.設(shè)計計算說明

5、書，在2萬字左右。 5.制圖： 1) 主軸箱外觀圖，0#； 2) 主軸箱裝配圖，0#； 3) 卡盤裝配圖，0#； 4) 夾緊機構(gòu)局部視圖，1#； 5) 液壓原理圖，0#； 6) 零件圖，2+2#。 1.2 總體方案布置 作用分析 本次設(shè)計的高效自動切管機是一種專用的切斷機床，它適用于大批量、自動或半自動的切斷無縫鋼管的頭部或尾部，緊接著對切斷后的兩端進行倒角。它通過機——電——液一體化的設(shè)計與綜合，能夠?qū)崿F(xiàn)自動化控制，而且在其生產(chǎn)過程中效率高，操作方便、快捷，該設(shè)備已廣泛應(yīng)用于無縫鋼管的生產(chǎn)領(lǐng)域，因此對該設(shè)備的性能和生產(chǎn)工藝過程的掌握顯得無比重要。在生產(chǎn)過程中我們

6、主要通過電來控制液壓閥，接著再依靠液壓閥的動作來控制液壓缸的動作，最后通過液壓缸活塞桿的伸出和縮回以及各種運動速度來完成對鋼管的切頭切尾和倒角。 自動切管機的操作過程 該系統(tǒng)的重要功能是對無縫鋼管切頭切尾和倒角，先將其工作過程敘述如下： 1. 鋼管通過輸送軌道輸送到停料臺； 2. 通過翻板將停料臺上的鋼管翻到另一輸送軌道上去； 3. 鋼管經(jīng)軌道輸送到切管機內(nèi)的調(diào)配位置，伸出的多余的廢鋼將被切掉； 4. 由滾子托架把鋼管支起，使鋼管能在托架上轉(zhuǎn)動，并避免鋼管和軌道的摩擦； 5. 夾緊裝置把鋼管夾緊； 6. 主軸旋轉(zhuǎn)； 7. 刀臺快進——工進，使刀頭接觸到鋼管處，然后進行切斷動

7、作； 8. 切斷后刀臺快速退回，同時另一自動刀架對已切各鋼管進行倒角（倒內(nèi)角）； 9. 主軸減速并停止轉(zhuǎn)動； 10. 夾緊裝置放松； 11. 托架放下； 12. 鋼管由輸送軌道退出切管機； 13. 翻板把頭部切制好的鋼管趕到對齊的軌道，然后再進行切尾工作（同切頭）； 14. 切尾動作循環(huán)同切頭相同； 15. 此時，即可放下另一根鋼管，從而實現(xiàn)了一個工作循環(huán)。 現(xiàn)在聯(lián)系此次設(shè)計的主題和重點，我著重進行了液壓傳動設(shè)備的設(shè)計，主軸箱減速器雖然也是一大重點，但由于以前的機械設(shè)計課程設(shè)計已進行過詳細的設(shè)計，在此只是粗略的設(shè)計，并不作為此次設(shè)計的重點。 自動切管機的組成部分 1

8、. 鋼管輸送軌道 2. 翻板機構(gòu) 3. 停料臺 4. 托架 5. 刀臺 6. 夾緊裝置 7. 機械傳動部分 8. 液壓控制回路 9. 液壓泵 10. 油箱 11. 液壓缸 12. 機架 13. 其他輔助設(shè)備 設(shè)備的布置及安裝位置 包括停料臺的位置，翻板的位置，托架的位置，夾緊裝置的位置，各種油缸的數(shù)量、位置，水平刀架的位置，液壓裝置的位置以及有關(guān)附屬設(shè)備的用途，安裝位置等。其詳細位置見圖

9、 草擬整個系統(tǒng)的工作原理圖 水平刀架液壓系統(tǒng)控制原理 控制原理的敘述 該系統(tǒng)由液壓泵供給壓力油，壓力油通過推動活塞帶動活塞桿運動，從而帶動與活塞桿想連的齒條運動，通過齒條，水平刀架和刀臺將液壓缸的推力轉(zhuǎn)換成刀臺一側(cè)鋼管的切削力。與此同時，與水平刀架相連的齒條又通過同步齒輪把活塞桿的推力轉(zhuǎn)換成鋼管另一側(cè)的切削力，從而最終實現(xiàn)兩刀臺同時工作，現(xiàn)將水平刀架的工作原理圖簡化如下： 第二章 液壓系統(tǒng)計算 2.1 刀架液壓缸負載的確定 切削力的計算 由參考資料[1]

10、,表4-1知 切削力： N （2.2） 背向力：= N （2.2） 其中，，——是取決于被加工金屬和切削的條件的系數(shù)。 ——分別是公式中和背吃刀量，進給量f和切削速度v有關(guān)的系數(shù)。 ，——當(dāng)實際加工條件與所求的經(jīng)驗公式的條件不符時，各種因素對切削刀的修正系數(shù)。 =367 =142 =0.72 =0.8 =0

11、 =0 而設(shè)計資料參[1]，表4-3 又已給定，進給量f=0.4mm/r,背吃刀量=4mm； （2.3） 而式中=。當(dāng)=590Mpa時，大于0.588Gpa,因而，計算時，取0.75，計算時，取=1.35，所以 = = 根據(jù)刀具主偏角是，刀具材料是YT15，由參考資料 4-4查得分別取 ：=0.89 計算（）時 =0.50 計算（）時 所以 把上述各個系數(shù)和指數(shù)帶入已知公式得 切削力： 背向力： 切削時消耗的功率

12、 （2.4） 式中 ——切削速度為m/s; ——切削力為N。 而 式中 所以=m/s=1.72m/s, 又有已經(jīng)求得 所以 P=2=2 根據(jù)設(shè)計經(jīng)驗和相關(guān)資料，從電機到主軸的總的傳動效率取為=0.90，則所需的電動機的功率為 P==kw 由主電機的轉(zhuǎn)速=825r/min,根據(jù)參考資料[2]，續(xù)表26-2 型號 額定功率 /kw 滿 載 時 電動機重量/kg 轉(zhuǎn)速/ 效率

13、 功率因數(shù) J02-71-6 17 170 88.5% 236 缸上負載的確定 液壓缸上負載主要是由切削力及刀臺與導(dǎo)軌的摩擦力還有液壓缸密封處的摩擦力所引起的，而一般情況下密封處的摩擦力比較小，可以忽略不計，只需計算前兩項即可確定液壓上的負載。參[5]，表1-1-7： 1. 切刀的進給方向與液壓缸活塞的運動方向相同，又有兩把刀同時切削，故其引起的載荷： R==2 刀架與導(dǎo)軌之間的摩擦力也與液壓缸的運動方向相同，根據(jù)參考資料查得鑄鐵與鑄鐵的靜摩擦系數(shù)=0.16；鑄鐵與鑄鐵的動摩擦系數(shù)=0.1?，F(xiàn)取

14、刀架的自重為600kg，刀臺與托架之間的 靜摩擦力 =×600×10=960N （2.5） 動摩擦力 =×600×10=600N (2.6) 由圖2.1鋼管的受力分析圖，可求得導(dǎo)軌的動摩擦力 1200N 油缸的最終負載為 F=R+=1.8KN+1.2KN=3KN 2.2 液壓缸主要參數(shù)的確定 液壓缸的工作壓力 由前面已經(jīng)計算出的液壓缸的活塞桿的受力為3KN據(jù)參考資料[6]表19-6-3。 活塞面積和直徑的確定 根據(jù)現(xiàn)場經(jīng)驗，先

15、取液壓缸無桿腔與有桿腔的面積比為=1.6，則根據(jù)無桿腔的面積的計算公式 (2.7) 式中：F——液壓缸的工作載荷，已算F=3KN； ——液壓缸的總效率，取 ——系統(tǒng)的工作壓力，已經(jīng)選取 ———1.5MP，取=1MP 所以 又 根據(jù)參考資料液壓缸的內(nèi)徑系列，選液壓缸的內(nèi)徑為80mm。 液壓缸活塞桿直徑的確定 有液壓缸的內(nèi)徑D=80mm，而有桿腔與無桿腔的面積比為，可求活塞桿的面積為 （2.8） 活

16、塞桿的直徑 d== 根據(jù)參考資料活塞桿的內(nèi)徑系列，取d=50mm,則面積比 4 （2.9） 初步確定液壓缸的參數(shù)如下表 缸筒內(nèi)徑D 活塞桿直徑d 兩腔面積比 80mm 50mm 活塞桿的強度校核 該活塞桿在穩(wěn)定的工況下，只承受軸向的拉力或推力，可以近似的用枝干承受拉力負載的簡單強度計算公式進行計算 （2.10） 式中 F——液壓缸的最大工作載荷，已算F=3000N; d——活塞桿的直徑，已選d=50mm; 而，其中，為材料的屈服極限，根據(jù)活塞

17、桿的材料為45#，調(diào)質(zhì)處理，根據(jù)相關(guān)的材料，查得=370mMP,為屈服安全系數(shù)，一般為=2—4，取為=4，則 =a,因而 a 故液壓缸活塞桿的強度足夠。 活塞桿的穩(wěn)定性校核 根據(jù)常識，當(dāng)桿的長度大于其直徑的十倍時，方需對桿的穩(wěn)定性進行校核，而液壓缸活塞桿的長度應(yīng)在155mm（液壓缸的行程為155mm），而其直徑為d=50mm，不滿足進行穩(wěn)定性進行校核的條件，不用對其穩(wěn)定性進行校核，再者該活塞桿只需承受軸向拉力或壓力，并無偏心載荷，無需對其穩(wěn)定性進行校核。 液壓缸筒壁厚的確定 由參考資料[6]，表19-6-12 知：

18、 式中 ——缸筒材料強度要求的最小值，m; ——缸筒外徑的公差余量，m; ——腐蝕余量，m; 假設(shè)，可用胞壁缸筒的使用公式計算 式中 ——缸筒承受的最高工作壓力，已算為1.6MPa; D——缸筒的內(nèi)徑，已選為80mm; ——缸筒材料的許用應(yīng)力。 其中mMPa,根據(jù)缸筒材料為45#，調(diào)質(zhì)材料，查資料知=660MPa, n為安全系數(shù)，通常取5，所以=132MPa, 所以 m= 根據(jù)缸筒材料得出的缸筒的

19、最小壁厚為0.48mm，只需滿足大于等于 再假設(shè)（0.08，0.3），此時缸筒壁厚的使用公式 m= 缸筒壁厚的計算過程同上，詳細過程略，=<0.3,符合假設(shè)的條件。由于遠遠大于根據(jù)強度計算得到的，故均已包括在內(nèi)。 缸筒內(nèi)徑 D/m 缸筒外徑 /mm 公稱壓力 /MPa 缸筒壁厚 /mm 80 102 11 缸筒底部厚度的計算 缸筒底部為平面，其厚度可以按照四周嵌住的圓盤的強度公式進行近似計算 m (2.12) 式中[]——缸筒材料的許用應(yīng)力，M

20、Pa,前面已算[]=132MPa; P—— m= 由于液壓缸缸筒的壁厚已選為11mm,現(xiàn)也取底部厚度為11mm. 端蓋與缸筒的連接方式 根據(jù)參考資料[6]端蓋與缸筒的連接方式分三種情況形式： 1. 法蘭型液壓缸 這類液壓缸的外型尺寸較大，適用于大中型液壓缸，缸筒內(nèi)徑通常大于100mm，屬中型液壓缸，用于重型機械，冶金機械等。 2. 紋端蓋型液壓缸 一般用于車輛，船舶等機械上。 3. 拉桿型液壓缸 結(jié)構(gòu)簡單，制造和安裝方便，適用于行程小于，內(nèi)徑小于等于250mm,因此選用此種形式的液壓缸。 2.2.9 拉桿的強度計算 但缸筒與

21、端部拉桿連接時，根據(jù)參[6]，拉桿的強度計算如下： 螺紋處的拉應(yīng)力 （2.13） 式中 K———4，取K=4； F——缸筒底部承受的最大拉力，N，已算為3000N； Z——拉桿的數(shù)量，取Z=4； ——螺紋的底徑，m. 螺紋處的剪應(yīng)力為 （2.14） 式中 ——螺紋連接處的摩擦系數(shù)，=0.7～0.2，平均取值0.12； ——螺紋中徑，m； 代入計算，因而其合成應(yīng)力

22、 （2.15） 式中 ——為缸筒材料的屈服極限為370MPa; ——為安全系數(shù)，?。剑。?。 因而 MPa=185MPa 即 （2.16） 所以 × 液壓缸有效面積及最大流量的計算 單位時間內(nèi)油液通過缸筒的有效面積的體積即為流量，即 Q= (2.17) 又由于 V=vAtL

23、 (2.18) 對于單桿活塞缸 快進時（活塞桿伸出時）： Q=vA=/min (2.19) 式中 ——已知為60mm/min； ——液壓缸的容積效率，當(dāng)活塞密封為彈性密封時取=1； D——缸筒內(nèi)徑，D=80mm=. 所以 Q==300ml/min 快退時（活塞桿退回時）： = =200ml/min 所以液壓缸的最大流量為300ml/min. 油缸功率

24、及行程的計算 1. 油缸功率的計算 油缸的功率 （2.20） 式中 P——液壓缸的負載，P=3000N； S——活塞的行程，m； V——活塞的運動速度，m/s; 而 =60mm/min=/s 所以 N=3000×1×W=3W 2. 油缸行程所需時間 1) 快進時間 s=160s 2) 快退時間 3） 工進時間 油缸

25、密封件的選擇 1. 活塞密封選用Y型密封圈，材料為聚氨酯，適用條件P300，t=-30～C。 2. 前端密封選取U型夾織物，橡膠密封圈，材料為橡膠2-20，工作條件為：P《500,t=-10～。 3. 缸底密封選用O型橡膠密封圈，材料為橡膠2-20，適用條件為：P320,t=-35～. 液壓缸主要參數(shù)匯總 1.刀架液壓缸的負載 F=3000N 2.刀架液壓缸的公稱壓力 3.刀架液壓缸的內(nèi)徑 D=80mm 4.刀架液壓缸的外徑 =102mm 5.刀架液壓缸缸筒壁厚 =1

26、1mm 6.刀架液壓缸缸底厚度 =11mm d=50mm 8.活塞桿的面積 9．液壓缸有桿腔的面積 10. 液壓缸無桿腔的面積 11. 液壓缸最大流量 12. 液壓缸快進時間 =160s 13。液壓缸工進時間 =210s 14. 液壓缸快退時間 =50s 15. 液壓缸工進功率 p=3w 托架液壓缸的設(shè)

27、計計算 .1 托架液壓缸上負載的確定 托架液壓缸上的負載主要包括托架的自重，待加工鋼管的自重和運動副的摩擦力，但摩擦力相對于前者來說可以忽略不計，先設(shè)鋼管的長度l=8m,內(nèi)徑，設(shè)鋼管的壁厚13mm，則鋼管的外徑+2×13=245mm,查手冊碳鋼的密度，取，因而可以計算鋼管的自重為 = =5925N 現(xiàn)取托架的自重為300kg,即為3000N，托架油缸設(shè)計為4個，可知每個油缸承受的負載為 =2231N 一 初選液壓缸的公稱壓力 前面已經(jīng)計算液壓缸活塞桿承受的負載約為223

28、1N，由參[6]表19-6-3液壓缸的內(nèi)徑初選其公稱壓力為2.5MPa。 二 液壓缸活塞桿面積和直徑的確定 根據(jù)參考資料取液壓缸有桿腔與無桿腔的面積比=1.6，則無桿腔的面積 （2.21） 式中 F——液壓缸的工作載荷，已算F=2231N； ——液壓缸的總效率，取=0.90； ——系統(tǒng)的工作壓力，P=1.6MPa； ——系統(tǒng)的背壓，0.5～1.5MPa,取=1MPa。 =2542 (2.22) 又 (2.23) 根據(jù)參考資料液壓

29、缸的內(nèi)徑系列，取內(nèi)徑為80mm 三 液壓缸活塞桿直徑的確定 由D=80mm，無桿腔與有桿腔的面積比，可求活塞桿的面積為 活塞桿的直徑 則兩腔的面積比 （2.24） 缸筒內(nèi)徑D 活塞桿直徑d 兩腔的面積 80mm 50mm 四 液壓缸的穩(wěn)定性及強度校核 由已經(jīng)算出的結(jié)果可知，托架油缸缸筒的內(nèi)徑和刀架油缸缸筒的內(nèi)徑相同，但其載荷和行程都小于刀架液壓缸，刀架液壓缸的活塞桿強度經(jīng)過校核，強度和穩(wěn)定性都足夠，故托架液壓缸的強度和穩(wěn)定性也滿足條件，無需進行校核。 五

30、液壓缸有效面積及最大流量的計算 1. 托起時（液壓缸的活塞桿伸出時） 2. 下降時（液壓缸的活塞桿縮回時） 六 液壓缸功率及行程的計算 1. 液壓缸的功率 2. 液壓缸行程所需時間 升起時： 下降時： 翻板液壓缸上負載的確定 翻板液壓缸上的負載主要包括翻板的自重，待加工鋼管的自重和運動副的摩擦力，但摩擦力相對于前兩者來說可以忽略不計，現(xiàn)取翻板的自重為200kg，即為2000N，翻板油缸設(shè)計為2個，可知每個油缸承受的負載為 2.3.2.2 液壓缸主要參數(shù)的確定 一 初

31、選液壓缸的公稱壓力 前面已經(jīng)計算液壓缸活塞桿承受的負載約為3962.5N，由參考資料[6]表19-6-3， 二 液壓缸活塞桿面積和直徑的確定 根據(jù)參考資料取液壓缸有桿腔與無桿腔的面積比，則無桿腔的面積 （2.25） 式中 F——液壓缸的工作載荷，已算F=3962.5N； ——液壓缸的總效率，取=0.90； ——系統(tǒng)的工作壓力，P=2.5MPa; ——系統(tǒng)的背壓，0.5～1.5MPa,取=1MPa。 所以 又

32、 根據(jù)參考資料液壓缸的內(nèi)徑系列，取內(nèi)徑為63mm. 三 液壓缸活塞桿直徑的確定 由D=63mm，無桿腔與有桿腔的面積比，可求活塞桿的面積為 活塞桿的直徑 ，取d=40mm。 則兩腔的面積比為 缸筒內(nèi)徑 D 活塞桿直徑 d 兩腔的面積比 63mm 40mm 四 液壓缸的穩(wěn)定性及強度校核 該液壓缸的強度和穩(wěn)定性校核過程同刀架液壓缸的校核過程，其詳細過程略。 五 液壓缸有效面積及最

33、大流量的計算 1. 翻板升起時（液壓缸的活塞桿伸出時） 2. 翻板下降時（液壓缸的活塞桿縮回時） 六 液壓缸功率及行程的計算 升起時： 下降時： 2.3.3 夾緊拉桿液壓缸的確定 2.3.3.1 夾緊拉桿液壓缸上負載的確定 由前面的計算知鋼管的自重為5925N，先把夾緊油缸設(shè)計成5個，則每個液壓缸上承受的自重約為5925/5=1185N，由經(jīng)驗設(shè)預(yù)緊力為800N，則可知每個夾緊油缸上承受的負載約為1985N。 2.3.3.2 拉桿液壓缸主要參數(shù)的確定 前面已經(jīng)計算液壓缸活塞桿承受的負載約為1985N，由

34、參考資料[6]表19-6-3液壓缸的工程壓力系列選定其公稱壓力為1.6MPa. 二 液壓缸活塞桿面積和直徑的確定 根據(jù)參考資料取液壓缸有桿腔和無桿腔的面積比，則無桿腔的面積 （2.26） 式中 F——液壓缸的工作載荷，已算F=1985N ——液壓缸的總效率，取=0.90； ——系統(tǒng)的工作壓力，P=1.6MPa; 　　　——系統(tǒng)的背壓，0.5～1.5MPa,?。剑盡Pa。 　　　　　　　　 又　　　　　 　　　　　　　　　 根據(jù)參考資料液壓缸的內(nèi)徑系列，取內(nèi)徑為63m

35、m。 三　　液壓缸活塞桿直徑的確定 　　　　由D=63mm,無桿腔與有桿腔的面積比，可求活塞桿的面積 　　　　　　　　 活塞桿的直徑 　　　　　　　，取d=40mm. 有桿腔的面積 　　　　　　 則兩腔的面積比為 　　　　　　　 　　　　　　　　　　　表 缸筒內(nèi)徑 Ｄ 活塞趕直徑 d 兩腔的面積 63mm 40mm 四 液壓缸的穩(wěn)定性及強度校核 該液壓缸的強度和穩(wěn)定性校核過程同刀架液壓缸的校核過程，其詳細過程略。 五 液壓缸有效面積及最大流量的計算 1　拉桿夾緊時（液壓缸的活塞桿伸出時） 　　　　　　 　

36、　　　　　　 　　　　　　　 2　拉桿放松時（液壓缸的活塞桿縮回時） 　　　　　 　　　　　　 　　　　　　 六 液壓缸功率及行程的計算 　　1. 液壓缸的功率 　　　　　　 　　2. 液壓缸行程所需的時間 　　　　升起時：　　 　　　　下降時：　　 　液壓系統(tǒng)的設(shè)計要求 該高效自動切管機是專門用于無縫鋼管的切頭切尾及倒角，而刀臺的工作需依次經(jīng)過：快進——工進——快退的自動循環(huán)過程。此過程需要液壓和電的配合方能實現(xiàn)。 ２.４.２　液壓回路的確定 A 調(diào)速回路壓力與流量的計算 　一 調(diào)速回路的壓力 　查資料刀臺與刀架的靜摩擦系數(shù)，動摩擦系數(shù)，取水平刀架

37、的自重為600kg. 1. 靜摩擦負載 　　　　　　　　　　　（） 2. 動摩擦負載 　　　　　　　　　　　?。ǎ? 3. 慣性負載 　　　　　　　　　　　　（） 故有 　　　　　　1）啟動時負載　　　 　　　　　　2）加速時負載　　　 　　　　　　3）快進時負載　　　 　　　　　　4）工進時負載　　　 　　　　　　5）快退時負載　　　 二　液壓缸整個工作階段的參數(shù) a. 快進階段 1. 啟動時　　 　　　　　　　　　　　　　　　　 （） 式中　——傳動效率，?。?； 　　　F——外負載力，已算Ｆ＝1920N; ——活塞無桿腔的面積;

38、 ——活塞有桿腔的面積＝30.7 ; 　　 ——液壓缸的背壓＝１MPa。 則有 　　　　　 2. 加速時 　　　　　　　　　　　　 3. 恒速時 　　　　　　　　　　　　 　　　　　　　　　　　　　 　　　　　4. 恒速時的流量 　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　（） 　　　式中　　　　　　 ——; ——快進的速度為90cm/min; 所以　　　　　 　　　　　　　　 5..恒速時的功率 　　　　　　　 b. 工進階

39、段 　　　　　　　　　　　　　　　（２.３２） 式中　　——工進時負載，已算得4200N； 　　　　——回油路壓力為0.6Mpa;而式中其他符號同前 所以　 　　　　　　　 流量　　　 　　　　　　　 功率 　　　　　　　 C. 快退階段 1.啟動時 　　　　　　　　　　　　　　（２.３３） 式中　——啟動時的負載為1920N; ——啟動時的背壓為０，其他符號同前。 所以 2. 加速時 　　　　　　　　 3．恒速時 4. 流量 　　　　　　 5. 功率　 　　　　　　　 調(diào)速回路和液壓源的選擇 .1 回路的具體擬定

40、 液壓系統(tǒng)工作時壓力和流量的關(guān)系，所設(shè)計的液壓系統(tǒng)在快進和快退階段需要的壓力小，但流量相對較大，持續(xù)時間相對較短，而系統(tǒng)在工進階段需要的系統(tǒng)壓力較高，流量較小，持續(xù)時間相對較長。根據(jù)系統(tǒng)的這些工作要求，可選用限壓式變量葉片泵，因為限壓式變量葉片泵能按負載壓力自動調(diào)節(jié)流量，在功率使用上較為合理，可減小油液的發(fā)熱，有利于節(jié)能和簡化液壓系統(tǒng)對延長系統(tǒng)的壽命和設(shè)備的維護都有一定的好處；另一方面為了保證運動的平穩(wěn)性及速度的穩(wěn)定性，又需采用節(jié)流調(diào)速回路，因此總體上采用容積節(jié)流調(diào)速回路，它具有好的速度剛性和承載能力，調(diào)速范圍大，效率高，發(fā)熱量小等一系列優(yōu)點，而采用容積節(jié)流回路必須采用開式的。

41、.2 回路的壓力控制 為了保證系統(tǒng)的安全工作，在系統(tǒng)的泵的出口處并聯(lián)一溢流閥組，以限定系統(tǒng)的總體壓力。同時為了實現(xiàn)泵在空載時能夠卸荷，并能夠在空載下迅速啟動，需在泵的出口處并聯(lián)一二位四通電磁換向閥。在系統(tǒng)的低壓回路上串聯(lián)上減壓閥并并聯(lián)上相應(yīng)的壓力表以準確地調(diào)整低壓回路上的壓力，保證其正常工作。又由于該系統(tǒng)的回路較多，壓力仍有出現(xiàn)波動及沖擊，為了使液壓缸平穩(wěn)無沖擊地運行，在回路上加蓄能器，以輔助液壓缸穩(wěn)定的工作。 2.5 液壓系統(tǒng)元件選擇與計算 液壓泵的選擇 .1 液壓泵的最高工作壓力 的計算 由前面的計算知液壓缸的最高工作壓力出現(xiàn)在水平刀架的工進階段，即為P=1.87

42、MPa,根據(jù)參考資料參[7]液壓泵的最大工作壓力應(yīng)滿足 （2.34） 式中 ——系統(tǒng)僅有路上總的壓力損失； ——已計算為1.87MPa. 根據(jù)經(jīng)驗進行估計，簡單的系統(tǒng)=0.2～0.5MPa，取 所以 .2 液壓泵的流量 根據(jù)參考資料表19-2-17 ，對于有蓄能器輔助供油的系統(tǒng) （2.35） 式中 ——液壓泵的流量，； T——工作循環(huán)周期時間，s; Z——工作循環(huán)周期中需要系統(tǒng)供液

43、進行工作的執(zhí)行元件數(shù)； ——第i個執(zhí)行元件在周期中的耗油量，； K——泄漏系數(shù)，K=1.1～1.2。 而 又 T 所以 .3 液壓泵的選取 由前面的計算知泵的最高工作壓力，流量 根據(jù)參考資料[7]，表17-5-37，初步選取型變量葉片泵，其技術(shù)參數(shù)如下表 最大排量ml/r 壓力調(diào)節(jié) MPa 轉(zhuǎn)速

44、r/min 驅(qū)動功率 KW 重量 kg 額定 最低 最高 16 1500 600 2000 7 該變量泵屬“內(nèi)反饋”限壓式變量葉片泵，泵的輸出流量可根據(jù)載荷的變化自行調(diào)節(jié)，出口壓力上升到一定值后，隨流量壓力的增加而減小，直至為零。根據(jù)這一特性它特別適用于作容積節(jié)流調(diào)速的液壓系統(tǒng)的動力源，由于其輸出功率與載荷工作速度想適應(yīng)，故他沒有節(jié)流調(diào)速那樣的溢流損益和節(jié)流損失，所以該系統(tǒng)的工作效率高，發(fā)熱少，能耗低，結(jié)構(gòu)簡單。 驅(qū)動電機的選取 由前面的變量葉片泵的選取可知該葉片泵的驅(qū)動功率為1.8kw,可根據(jù)這一已知條件直接選取電機，除電機的型號為Y112M-

45、4，其技術(shù)參數(shù)如下表 型號 額定功率 滿載轉(zhuǎn)速 效率 重量 Y112-4 4KW 1440r/min 84.5% 17kg 液壓系統(tǒng)中閥的選取 該液壓系統(tǒng)中閥的種類很多，按照它們的主要功能可分為壓力控制閥、流量控制閥和方向控制閥三大類。在選擇和利用各種閥時，我們的依據(jù)是前面所計算的系統(tǒng)的壓力和流量，同時考慮它們的經(jīng)濟性和裝配情況，所以選擇合適的液壓閥對提高系統(tǒng)的性能和經(jīng)濟性都有重要的意義，下面對液壓閥分類選取。 .1溢流閥的選取 在系統(tǒng)中溢流閥的作用是防止壓力過載荷保持系統(tǒng)的壓力恒定即在任意時刻起卸荷作用。 根據(jù)前面的計算各液壓缸的流量

46、的總匯如下表: 表2.9 單位：/min 工 作 階 段 托架油缸 翻板油缸 夾緊油缸 刀架油缸 托 起 放 下 上 升 下 降 夾 緊 放 松 快進 工 進 快退 流量 18 11 由自動切管機的工作過程可知，各缸都不同時工作，結(jié)合上表可知根據(jù)參考資料[7]，選擇B型溢流閥并聯(lián)一二位二通換向閥，實現(xiàn)溢流定壓并隨時卸荷。該閥的部分技術(shù)參數(shù)如下表： 型號 連接方式 調(diào)壓范圍/MPa 流量/L

47、/min 重量/kg BG03-8-32 板式 100 47 .2 單向閥的選取 流經(jīng)單向閥的最大流量約為/min，最大壓力約為1.92MPa,故可選用S型單向閥，該閥為錐閥結(jié)構(gòu)，壓力損失較小，主要用在泵的出口，作背壓閥或旁路閥用，同時該閥結(jié)構(gòu)簡單，對油液的要求不高，維護檢修比較方便，價格也較低，綜合各方面都比較合算。其技術(shù)參數(shù)如下表 型號 開啟壓力 /MPa 最大工作壓力/MPa 最大流量 /L/min 通徑 mm S20P2A* 65 20 .3 調(diào)速閥的選擇 調(diào)速閥一般在

48、定量泵液壓系統(tǒng)中與與溢流閥配合穩(wěn)流或旁路街節(jié)流調(diào)速回路，根據(jù)參考資料，表17-7-1112FRM型調(diào)速閥是二通的流量控制閥，該元件是由減壓閥和節(jié)流閥串聯(lián)構(gòu)成的，通過減壓閥使節(jié)流閥節(jié)流口兩端的油液壓基本保持不變，達到穩(wěn)流的目的。調(diào)速閥的流量不受負載變化的影響，保持穩(wěn)定，又用調(diào)速閥與單向閥并聯(lián)，油流能反向回流。流經(jīng)調(diào)速閥的最大流量約為。據(jù)參考資料選擇2FRM型調(diào)速閥，其技術(shù)參數(shù)如下表： 型號 通徑 mm 流量 /L/min 工作壓力 /MPa 壓力損失 MPa 2FRM5 10 20 .4減壓閥的選擇

49、減壓閥是為了穩(wěn)定油路的工作壓力，使油路的工作壓力不受油源的變化及其他閥門工作時速度，波動的影響，并保證其出口壓力低于其進口壓力，使該油路在要求的壓力狀態(tài)下工作，由參考資料可求： 夾緊缸進油口的壓力 （2.37） 式中 F——液壓缸的負載，F(xiàn)=1985N； ——回油路的壓力，=1985N； ——傳動效率為0.9； ——有桿腔的面積=1094; ——無桿腔的面積=2262; 所以 通過該減壓閥的最大流量，最高工作壓力P=1.2MPa, 根

50、據(jù)參考資料選取JF-B10型。 型號 壓力范/MPa 通徑/mm 流量/L/min 重量/kg JF-B10 0.7～7 10 20 .5 插裝閥組的選擇 該閥不僅能夠?qū)崿F(xiàn)普通閥的各種要求，而且具有流動阻力小，流動能力大，動作速度快，密封性好，制造簡單，工作可靠等優(yōu)點。特別適合于高水基介質(zhì)大流量、高壓的液壓系統(tǒng)中。 根據(jù)前面的計算知流經(jīng)插裝閥組的流量約為，壓力為P=1.92MPa，選擇Z1B-H**Z-4型插裝閥。其技術(shù)參數(shù)如下表

51、型號 公稱通徑/mm 公稱流量/L/min 公稱壓力/MPa Z1B-H**Z-4 16 160 .6 二位四通換向閥選擇 二位四通電液換向閥的功能是實現(xiàn)油路的換向，控制油路的方向，針對該系統(tǒng)所選擇電液換向閥的型號為WEH116型 技術(shù)參數(shù) 通徑D=16mm; 最高工作壓力 25MPa 管道尺寸的確定 由參考資料之液壓系統(tǒng)中管道內(nèi)徑的大小取決于管路的種類及管內(nèi)流速，該系統(tǒng)采用金屬管，則由參考資料金屬管內(nèi)油液的流速推薦之，如下： 1. 吸油管路，一般取1m/s以下； 2. 回油管路。 3. 壓油管，當(dāng)時，；當(dāng)時，

52、當(dāng)P>16MPa時， 則其管道的內(nèi)徑的計算公式為 （2.38） 式中 ——流體流量，； ——油管允許的流速，按推薦之選取。 對于吸油管 對于回油管 查參表17-8-2取吸油管為d=10mm回油管為d=20mm根據(jù)參考資料選取吸油管的公稱通徑為d=10mm,鋼管外徑為D=18mm,管壁厚度為，管接頭螺紋為M18×1.5；回油管的公稱通徑為D=20mm鋼管外徑為D=28mm,管壁厚度，管接頭螺紋M27×2mm. 2.6.2 蓄能器的選擇

53、 蓄能器是液壓系統(tǒng)中的一種能量儲存裝置。其主要功能是將系統(tǒng)中的能量儲存起來，在需要時又重新放出，有時也起吸收系統(tǒng)沖擊和脈動的作用。一次蓄能器可以作為輔助器件，是應(yīng)急的動力源，可以補充系統(tǒng)的泄漏，穩(wěn)定系統(tǒng)的工作壓力，以及吸收泵的脈動和回路上的液壓沖擊等。在含有蓄能器的系統(tǒng)中起主要作用就是維持系統(tǒng)壓力穩(wěn)定并吸收脈動。 2.6.2.1 泵的流量的計算 設(shè)置蓄能器的液壓系統(tǒng)中汽泵的流量是根據(jù)系統(tǒng)在一個工作循環(huán)期中的平均來選取的，由參考資料表17-8-94得： L/min (2.39) 其中 ——

54、一個工作循環(huán)的耗油量總和； ——泄漏系數(shù)，一般取=1.2。 由前面的計算值 .2蓄能器的有效工作容積的計算 因為該蓄能器作蓄能作用，可近似看作絕熱過程中工作，由前面的計算可知該蓄能器的最高工作壓力，最低工作壓力為。 其有效工作容積的計算公式為： （L） (2.40) 其中 ——最大耗油量是各執(zhí)行元件耗油量的總和（L）； ——泵站總供油量 L/min; ——泄漏系數(shù)，一般取 所以 及泵站在一個工作循環(huán)的

55、供油量： 所以 因蓄能器的最高工作壓力為，為使其在輸出有效工作容積的過程中機構(gòu)的壓力相對穩(wěn)定，現(xiàn)取 同時為保護膠囊，延長其使用壽命，取 故蓄能器的總?cè)莘e： （2.41） 式中 如前面所計算 n——指數(shù)，絕熱過程時n=1.4，則=0.715； ——有效工作容積 所以 故由以上的計算結(jié)果，查資料蓄能器系列，選取HXQ-B10D型，活塞式其技術(shù)參數(shù)如下表 型號 容積/L

56、 工作壓/MPa 耐壓/MPa 重量/kg HXQ-B10D 10 17 73 油箱的選擇 油箱子系統(tǒng)中的主要功能是儲油和散熱，還起著分離油液中的氣體及沉淀物的作用。 1. 發(fā)熱計算 1） 液壓泵的功率損失 （2.42） 式中 ——液壓泵的輸入功率，其值為1.8KW; ——液壓泵的總效率，常取0.8。 則 2）閥的功率損失 其中——泵的全部流量流經(jīng)溢流閥返回油箱時功率損失為最大，此時有：

57、 （2.43） 式中 —— —— 所以 3）管路及其其他功率損失 由經(jīng)驗公式有 （2.45） 4）系統(tǒng)總的功率損失 系統(tǒng)總功率損失即為系統(tǒng)的發(fā)熱功率即為上述各項損失的總和，他們最終都轉(zhuǎn)化為系統(tǒng)的發(fā)熱，故有 2．油箱容積的計算： 當(dāng)油箱的傳熱系數(shù)為時，得油箱的自然散熱的最小體積 （2.46） 其中 ——環(huán)境溫度，根據(jù)工況取為293k; ——油液允許的最高溫度，取為313k. 將已知數(shù)據(jù)代入得

58、 由上述數(shù)據(jù)選取油箱型號為AB40-33，不帶支撐腳的矩形油箱。 規(guī)格 工作容量/L 工作容積/L 重量/kg 800 889 127 370 其他輔助元件的選擇 .1 壓力表的選擇 因為該系統(tǒng)在1.92MPa的壓力上工作，而系統(tǒng)的工作壓力有不止一個，故須選用合適的壓力表來準確表明系統(tǒng)的工作壓力，據(jù)參考資料選擇Y型壓力表 Y-60。 .2 加熱器的選擇 為防止油液溫度過低，粘度太大，而影響液壓泵的吸入性能，必須設(shè)置加熱器，在油液溫度低于所需要的溫度時對其進行加熱，選取SRY型加熱器。其技術(shù)參數(shù)如下 型號 功率/KW 電壓/V 浸

59、油長度/mm SRY2-220/3 3 220 625 .3 空氣濾清器的選擇 在液壓系統(tǒng)的開式油箱中，為了防止灰塵進入油箱污染油液，對進入油箱中的空氣過濾清潔，所以必須設(shè)置空氣濾清器，選用EF型空氣濾清器其規(guī)格如下 型號 加油流量 空氣流量 油過濾面積 47L/min 450L/min .3過濾器的選擇 在選擇過濾器時，以滿足一些基本要求： 1） 過濾精度應(yīng)滿足液壓系統(tǒng)的要求； 2） 具有足夠大的過濾能力，壓力損失較?。? 3） 濾芯及外殼應(yīng)有足夠的強度，不使油液壓力受損； 4） 有良好的抗腐蝕性，不會對油液造成化學(xué)反應(yīng)和機械污染； 5） 在規(guī)

60、定的工作溫度下，能保持性能穩(wěn)定，有足夠的耐久性； 6） 清洗維護方便，更換濾芯容易； 7） 結(jié)構(gòu)簡單緊湊，價格低廉。 考慮以上因素，參考資料，一般葉片泵的過濾精度為30～50，液壓缸的過濾精度為40～60，而一般的低壓工業(yè)設(shè)備液壓系統(tǒng)的過濾精度一般取50左右，該系統(tǒng)在液壓泵的入口處加了精過濾器，在出口處加了精過濾器，為了更好的滿足系統(tǒng)的過濾要求，選擇粗過濾器為YCX型，經(jīng)過濾器型。兩種過濾器的規(guī)格如下：圖2.19為粗過濾器；圖2.20為精過濾器； 型號 公稱流量L/min 過濾精度/ 連接形式 YCX-25×*LC 25 100 法蘭 型號 過濾精度/

61、工作壓力/MPa 管徑/mm 24 8 .5 冷卻器的選擇 液壓系統(tǒng)工作時，因液壓泵、液壓缸的容積損失和機械損失等消耗的能量幾乎全部轉(zhuǎn)化為熱量，這些熱量一部分散發(fā)到周圍的空氣中，使油液和管件的溫度升高，情節(jié)嚴重的影響到液壓系統(tǒng)的正常工作。我們在選擇冷卻器時要選擇有足夠的散熱面積，散熱效率高，油液通過時，壓力損失較小，同時考慮其經(jīng)濟性和安裝條件，則由設(shè)計資料選取型號為的冷卻器。其技術(shù)規(guī)格如下： 型號 散熱面積/ 設(shè)計壓力/Mpa 設(shè)計溫度 重量/kg 100 18 液壓介質(zhì)的選擇 .1品種選擇的依據(jù) 由工況分析可知，該液壓系統(tǒng)在

62、室內(nèi)普通環(huán)境下工作，要求不高，故普通礦物油即可滿足要求，同時要求介質(zhì)具有足夠的運動粘度，隨溫度變化較小，潤滑良好，抗腐蝕能力強，并具有良好的剪切性能，防銹而不腐蝕金屬，消泡和抗泡性能好等特點。 .2液壓油的選定 因為該系統(tǒng)屬室內(nèi)固定液壓設(shè)備，工作壓力小于7MPa,溫度低于，故可用HL或HM型液壓油，又由于該系統(tǒng)采用變量葉片泵，其工作壓力也低于7MPa,故可選用HM油，精度等級為46級，最低運動粘度為25/s，工作溫度為2～。 品種 質(zhì)量等級 時的運動粘度 礦物油 46 第三章 主軸箱 主軸箱的設(shè)計主要包括主軸箱體的設(shè)計、箱體內(nèi)減速器的設(shè)計、以

63、及聯(lián)軸器的設(shè)計。由于我們以前的課程設(shè)計已經(jīng)對這一部份進行過詳細的設(shè)計，在此僅對箱體內(nèi)的主要部件減速器中的齒輪和軸的尺寸進行簡單的設(shè)計。 確定各個齒輪的齒數(shù)和模數(shù) .1齒數(shù)的確定 由主電機轉(zhuǎn)速為，主軸轉(zhuǎn)速為的電機總傳動比，初步確定傳動比設(shè)二軸齒輪的齒數(shù)，則有，??；同理，取二軸小齒輪的齒數(shù)為，則有，取。 .2選取模數(shù) 根據(jù)模數(shù)的標準系列，初選和齒輪的模數(shù)為；和齒輪的模數(shù)為。 各個齒輪基本尺寸的確定 由參考資料知： d=mz (3.1)

64、 (3.2) (3.3) .1 齒輪尺寸的確定 分度圓直徑 齒頂圓直徑 齒根圓直徑 齒寬 輪轂內(nèi)徑 .2 齒輪尺寸的確定 分度圓直徑 齒頂圓直徑 齒

65、根圓直徑 齒寬 輪轂長 輪轂內(nèi)徑 3..3 齒輪尺寸的確定 分度圓直徑 齒頂圓直徑 齒根圓直徑 齒寬 輪轂長 輪轂內(nèi)徑 .4 齒輪尺寸的確定 分度圓直徑

66、 齒頂圓直徑 齒根圓直徑 齒寬 輪轂長 輪轂內(nèi)徑 兩軸尺寸的確定 根據(jù)軸的強度設(shè)計條件，材料為45#，調(diào)質(zhì)處理，算出軸的最小值為d=70mm 第四章 液壓系統(tǒng)的性能的驗算 設(shè)計好液壓系統(tǒng)后，其系統(tǒng)的性能驗算是很重要的一環(huán)，它對提高系統(tǒng)的實用性和經(jīng)濟性有非常重要的作用。其驗算主要包括：壓力損失的驗算，系統(tǒng)發(fā)熱的驗算以及液壓沖擊驗算等。 4.1 驗算壓力損失 管路系統(tǒng)的壓力損失油管路的沿程損失，管件的局部損失 和控制元件的壓力損失三部分組成：有參考資料，式17-2-8得： （MPa） ) 由前面的計算知系統(tǒng)中最長的管路為繃直各液壓缸的管路，其內(nèi)徑為d=10mm去管路長為l=8m,通過的流量為,工作介質(zhì)