五金制釘機的液壓系統設計【含CAD圖紙和文檔】

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Hanafusa, Design of electro-hydraulic servo system for articulated robot,Journal of the Japan Hydraulics and Pneumatics Society 13 7 1982 1–8. [13] H.B. Kuntze et al., On the model-based control of a hydraulic large range- robot, IFAC Robot Control 1991 207–212.  5．本畢業(yè)設計（論文）課題工作進度計劃： (1) 第1～2周 （09月24日～10月07日） 方案論證 (2) 第3～7周 （10月08日～11月11日） 計算數據 (3) 第8～10周 （11月12日～12月02日） 詳細設計 (4) 第11～12周 （12月03日～12月16日） 論文撰寫 指導教師審查意見： 指導教師（簽名）： 　　　　　　　年 　　月 　　 日 西安工業(yè)大學北方信息工程學院 畢業(yè)設計(論文)開題報告 題目： 五金制釘機液壓系統設計 系 別 機電信息系 專 業(yè) 機械設計制造及其自動化 班 級 B070203 姓 名 王 榮 學 號 B07020334 導 師 丁 鋒 2010年 12 月 1 日  開題報告填寫要求 1．開題報告作為畢業(yè)設計（論文）答辯委員會對學生答辯資格審查的依據材料之一。此報告應在指導教師指導下，由學生在畢業(yè)設計（論文）工作前期內完成。 2．開題報告內容必須按教務處統一設計的電子文檔標準格式（可從教務處網頁上下載）填寫并打印（禁止打印在其它紙上后剪貼），完成后應及時交給指導教師審閱。 3．開題報告字數應在1500字以上，參考文獻應不少于15篇（不包括辭典、手冊，其中外文文獻至少3篇），文中引用參考文獻處應標出文獻序號，“參考文獻”應按附件中《參考文獻“注釋格式”》的要求書寫。 4． 年、月、日的日期一律用阿拉伯數字書寫，例：“2008年11月26日”。 1、畢業(yè)設計（論文）綜述（題目背景、研究意義及國內外相關研究情況） 　　液壓傳動和氣壓傳動稱為流體傳動，是根據17世紀帕斯卡提出的液體靜壓力傳動原理而發(fā)展起來的一門新興技術，1795年英國約瑟夫布拉曼(Joseph Braman,1749-1814)，在倫敦用水作為工作介質，以水壓機的形式將其應用于工業(yè)上，誕生了世界上第一臺水壓機。1905年將工作介質水改為油，又進一步得到改善。[1] 　　第一次世界大戰(zhàn)(1914-1918)后液壓傳動廣泛應用，特別是1920年以后，發(fā)展更為迅速。液壓元件大約在 19 世紀末 20 世紀初的20年間，才開始進入正規(guī)的工業(yè)生產階段。1925 年維克斯(F.Vikers)發(fā)明了壓力平衡式葉片泵[2],為近代液壓元件工業(yè)或液壓傳動的逐步建立奠定了基礎。20 世紀初康斯坦丁尼斯克(GoConstantimsco)對能量波動傳遞所進行的理論及實際研究；1910年對液力傳動(液力聯軸節(jié)、液力變矩器等)方面的貢獻，使這兩方面領域得到了發(fā)展。[3] 　　第二次世界大戰(zhàn)(1941-1945)期間,在美國機床中有30%應用了液壓傳動。應該指出,日本液壓傳動的發(fā)展較歐美等國家晚了近 20 多年。在 1955 年前后 , 日本迅速發(fā)展液壓傳動,1956 年成立了“液壓工業(yè)會”[4]。近20-30 年間，日本液壓傳動發(fā)展之快，居世界領先地位。[5] 液壓傳動有許多突出的優(yōu)點，因此它的應用非常廣泛，如一般工業(yè)用的塑料加工機械、壓力機械、機床等；行走機械中的工程機械、建筑機械、農業(yè)機械、汽車等；鋼鐵工業(yè)用的冶金機械、提升裝置、軋輥調整裝置等；土木水利工程用的防洪閘門及堤壩裝置、河床升降裝置、橋梁操縱機構等；發(fā)電廠渦輪機調速裝置、核發(fā)電廠等等；船舶用的甲板起重機械（絞車）、船頭門、艙壁閥、船尾推進器等；特殊技術用的巨型天線控制裝置、測量浮標、升降旋轉舞臺等；軍事工業(yè)用的火炮操縱裝置、船舶減搖裝置、飛行器仿真、飛機起落架的收放裝置和方向舵控制裝置等。[6] 2、本課題研究的主要內容和擬采用的研究方案、研究方法或措施 2.1液壓系統的組成及其作用[7][8] 　　一個完整的液壓系統由五個部分組成，即動力元件、執(zhí)行元件、控制元件、輔助元件和液壓油。[9] 　　動力元件的作用是將原動機的機械能轉換成液體的壓力能，指液壓系統中的油泵，它向整個液壓系統提供動力。液壓泵的結構形式一般有齒輪泵、葉片泵和柱塞泵。葉片泵也就是常說的離心泵，優(yōu)點是結構簡單，流量大，調節(jié)也很方便。故選擇葉片泵作為系統的油源。 　　執(zhí)行元件(如液壓缸和液壓馬達)的作用是將液體的壓力能轉換為機械能，驅動負載作直線往復運動或回轉運動。本設計采用的執(zhí)行器是一個垂直切斷夾緊液壓缸和一個水平鐓粗液壓缸。 　　控制元件(即各種液壓閥)在液壓系統中控制和調節(jié)液體的壓力、流量和方向。根據控制功能的不同，液壓閥可分為壓力控制閥、流量控制閥和方向控制閥。壓力控制閥又分為溢流閥(安全閥)、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、分流集流閥等；方向控制閥包括單向閥、液控單向閥、梭閥、換向閥等。根據控制方式不同，液壓閥可分為開關式控制閥、定值控制閥和比例控制閥。 　　輔助元件包括油箱、濾油器、油管及管接頭、密封圈、壓力表、油位油溫計等。 　　液壓油是液壓系統中傳遞能量的工作介質，有各種礦物油、乳化液和合成型液壓油等幾大類。 2.2制釘機液壓系統 2.2.1主機的功能結構 隨著射釘槍在包裝、廣告裝飾及家具制造、制鞋行業(yè)的廣泛運用，作為其“子彈”的排釘的需求大量增加。[10] 排釘的制造過程：[11] （1）壓線——將一定直徑、一定強度的鐵絲在壓輥機上壓扁； （2）排線——將若干條（一般為80～150條）壓扁的鐵線拉直并排在一起； （3）并線——將排好的線用粘合劑粘合在一起并烘干，成為板料； （4）制釘——將板料送到制釘機上成型。 液壓傳動的制釘機主要由垂直切斷夾緊和水平鐓粗兩個液壓缸和送料機構、氣缸驅動的推料機構組成。[12] 制釘機共有6道工序： 第一工序：送料。送料機構將板料送到垂直液壓缸下方； 第二工序：切料夾緊。垂直液壓缸帶動切斷模及夾緊裝置下降，將板料切斷并夾緊，為下一工序作準備； 第三工序：鐓粗。水平液壓缸帶動鐓頭前進，將板料頭部鐓粗成為釘頭； 第四工序：鐓粗退回。水平液壓缸帶動鐓頭退后，離開釘頭。 第五工序：切斷退回。垂直液壓缸上升，離開板料； 第六工序：推料。推料氣缸動作，將成品推出模具。 制釘機的結構示意圖 1-垂直切斷液壓缸； 2-水平鐓粗液壓缸； 3-鐓頭； 4-推料結構； 5-板料； 6-切斷夾緊裝置 2.2.2液壓系統及其工作原理[13] 制釘機的液壓系統的油源為定量液壓泵（葉片泵），其最高工作壓力由溢流閥設定，二位二通電磁換向閥用于控制液壓泵的卸荷和供油。系統的執(zhí)行器為切斷液壓缸和鐓粗液壓缸，其中切斷液壓缸和鐓粗液壓缸的運動方向均采用電磁換向閥作為導閥的液控順序閥控制。切斷液壓缸進回油路中并聯的順序閥和單向閥用于該缸差動反饋連接，液控順序閥在缸差動時關閉回油路，在非差動時，提供回油路。鐓粗液壓缸的回油路上串聯的溢流閥起背壓作用。系統中壓力繼電器作為電磁鐵通斷電的發(fā)信裝置，控制電磁換向閥的換向動作。壓力表及其開關分別用于調整系統最高壓力和壓力繼電器的動作壓力時的顯示和觀測。 系統液壓可以完成的工作循環(huán)：[14] （1） 切斷液壓缸下降； （2） 鐓粗液壓缸前進； （3） 切斷液壓缸上升和鐓粗液壓缸后退； （4） 停止。 2.2.3技術特點[15] （1） 制釘機的液壓系統采用單定量泵供油的雙回路形式，沒有流量閥及其帶來的節(jié)流和溢流能量損失；垂直切斷夾緊液壓缸采用差動連接實現快速下行，減小了液壓泵的規(guī)格。 （2） 采用電磁換向閥作先導閥，順序閥作主閥構成液壓缸的換向閥，不致因系統高壓而影響換向的靈敏度。 （3） 采用壓力控制（壓力繼電器）和行程控制（電器行程開關）組合實現系統的電控元件控制，調整方便，性能可靠。 2.2.4技術參數 該制釘機每分鐘循環(huán)次數為86次；加工板料規(guī)格為每排140根金屬線；每根金屬線的最大直徑1.6mm；切斷剪力165.64KN；鐓粗力166.84KN；液壓系統工作壓力8-16Mpa。 3.本課題研究的重點及難點，前期已開展工作 本課題研究的重點在于該液壓系統的總體設計。難點在于各種液壓平衡回路的計算與校核。前期已查閱了大量的文獻資料，對液壓系統的知識有了一定的了解，理解了液壓系統的構造原理和技術，為開展本次設計做了充分準備。 4.完成本課題的工作方案及進度計劃 （1） 1—3周：調研、收集資料并完成開題報告； （2） 4—7周：熟悉AutoCAD設計開發(fā)工具和確定總體設計方案； （3） 8—11周：制釘機液壓系統及結構方案詳細設計并完善； （4） 12—13周：完成外文翻譯、中期報告； （5） 14—16周：設計計算并完成CAD零件圖、裝配圖； （6） 17—18周：整理資料、撰寫畢業(yè)論文、準備答辯。 參 考 文 獻 【1】 楊爾莊，國液壓氣動技術的現狀及展望·液壓與氣動,1998 【2】 楊爾莊，液壓技術現狀及發(fā)展趨勢，1998 【3】 李運華，史維祥，流體技術的現狀與發(fā)展，1994 【4】 Lorezo Morello;Pier G.Castelli,botj of Turin,Italy;HYDRAULIC SYSTEM FOR TRANSMITTING POWER FROM AN INTERNAL COMBUSTION ENGINE TO THE WHEELS OF A MOTOR VEHICLE,1980. 【5】 Harry F.Vickers,HYDRAULIC FEED CONTROL SYSTEM,1937. 【6】 James A.Broadston,Hollywood,HYDRAULIC SYSTEM,1944. 【7】 許福玲，陳堯明，液壓與氣壓傳動，北京：機械工業(yè)出版社，2007 【8】 張利平，現代液壓技術應用220例，北京，化學工業(yè)出版社，2004 【9】 楊寶光主編．鍛壓機械液壓傳動．機械工業(yè)出版社，1995 【10】 楊培元，朱福元．液壓系統設計．機械工業(yè)出版社，1995 【11】 B.M.米蘇日米科夫，M.я.格林別爾克．金屬冷鐓工藝,機械工業(yè)出版社，1964.9 【12】 單根立，李月英，白永鑫，液壓與氣壓，新型液壓系統設計，2009年第5期 【13】 曹秉剛，郭卯應，中野和夫，史維祥，錐閥流場的邊界元法解析，1991 【14】 尹學軍，劉海剛，機床與液壓，制釘機的液壓系統設計，2000，No.2 【15】 張立新，液壓與氣動，北京，機械工業(yè)出版社，1996 5 指導教師意見（對課題的深度、廣度及工作量的意見） 指導教師： 年 月 日 6 所在系審查意見： 系主管領導： 年 月 日 西安科技大學高新學院 畢業(yè)設計（論文） 系 別： 機電信息學院 專 業(yè)： 機械設計制造及其自動化 學 生 姓 名： 學 號： 設計(論文)題目： 五金制釘機液壓系統設計 起 迄 日 期: 設計(論文)地點: 西安科技大學高新學院 指 導 教 師: 專業(yè)教研室負責人: 2012年 月 日 摘 要 本設計是通過對五金制釘機工作原理、工作的環(huán)境和工作的特點進行分析，并結合實際，在進行細致觀察后，對五金制釘機的整體結構進行了設計，對組成的各元件進行了選型、計算和校核。 本文設計的五金制釘機主要技術參數：液壓系統工作壓力8-16MPa； 切斷剪力165.64kN； 鐓粗力166.84kN; 每根金屬線的直徑為1.6mm, 每分鐘循環(huán)次數86次。經過設計完全滿足任務書的課題要求。 關鍵詞：五金制釘機，液壓設計，結構設計 37 五金制釘機液壓系統設計畢業(yè)設計（論文） Abstract The design is based on metal nail-making machine working principle, the working environment and the working characteristics of the analysis, and combined with the practice, the careful observation, the metal nail-making machine structure of the overall design, the various parts of the selection, calculation and checking. In this paper the design of hardware nail-making machine main technical parameters: hydraulic system working pressure 8-16MPa; cutting shear upsetting force of 165.64kN; 166.84kN; each wire diameter 1.6mm, 86 times the number of cycles per minute. After the design fully meets the demands of the subject. Key Words: metal nail-making machine, hydraulic design, structural design 目 錄 摘 要 I Abstract II 目 錄 III 第1章 概述 6 1.1 液壓傳動發(fā)展概況 6 1.2 液壓傳動的工作原理及組成部分 6 1.2.1 液壓傳動的工作原理 6 1.2.2 液壓傳動的組成部分 7 1.3 液壓傳動的優(yōu)缺點 8 1.4 液壓系統的設計步驟與設計要求 9 1.4.1 設計步驟 9 1.4.2 明確設計要求 9 第2章 制釘機總體結構與液壓原理設計 10 2.1主機的功能結構 10 2.2 工作原理 11 2.3課題設計要求 13 第3章 制釘機工作機構設計 13 3.1切斷液壓缸的主要參數 13 3.2 鐓粗液壓缸的主要結參數 13 3.3活塞桿強度計算 14 3.4液壓缸活塞的推力及拉力計算 15 3.4.1切斷液壓缸 15 3.4.2 鐓粗液壓缸 16 3.4活塞桿最大容許行程 16 3.5液壓缸內徑及壁厚的確定 17 3.5.1液壓缸內徑計算 17 3.5.2液壓缸壁厚計算 17 3.6液壓缸筒與缸底的連接計算 18 3.7 缸體結構材料設計 19 3.7.1缸體端部連接結構 19 3.7.2缸體材料 19 3.7.3缸體技術條件 20 3.8 活塞結構材料設計 20 3.8.1活塞與活塞桿的聯接型式 20 3.8.2活塞的密封 20 3.8.3活塞的材料 21 3.8.4活塞的技術要求 21 3.9活塞桿結構材料設計 21 3.9.1端部結構 21 3.9.2端部尺寸 21 3.9.3活塞桿結構 22 3.9.4活塞桿的技術要求 22 3.10活塞桿的導向、密封和防塵 22 3.10.1導向套 22 3.10.2活塞桿的密封與防塵 23 3.11 缸蓋的材料 23 第4章 液壓系統設計 24 4.1系統液壓可以完成的工作循環(huán) 24 4.2 液壓執(zhí)行元件的配置 24 4.3 負載分析計算 24 4.4 液壓泵及其驅動電動機的選擇 25 4.4.1液壓泵的最大工作壓力 26 4.4.2計算液壓泵的最大流量 26 4.4.3選擇液壓泵的規(guī)格 27 4.4.4計算液壓泵的驅動功率并選擇原動機 28 4.5其他液壓元件的選擇 28 4.5.1液壓閥及過濾器的選擇 28 4.5.2油管的選擇 29 4.5.3 油箱及其輔件的確定 30 4.6 液壓系統壓力損失驗算 31 第5章 切斷夾緊裝置、機架的設計 32 5.1 機架的基本尺寸的確定 32 5.2 架子材料的選擇確定 33 5.3 主要梁的強度校核 33 參考文獻 36 總 結 37 致 謝 38 第1章 概述 1.1 液壓傳動發(fā)展概況 液壓傳動相對于機械傳動來說是一門新技術，但如從17世紀中葉巴斯卡提出靜壓傳遞原理、18世紀末英國制成世界上第一臺水壓機算起，也已有二三百年歷史了。近代液壓傳動在工業(yè)上的真正推廣使用只是本世紀中葉以后的事，至于它和微電子技術密切結合，得以在盡可能小的空間內傳遞出盡可能大的功率并加以精確控制，更是近10年內出現的新事物。 本世紀的60年代后，原子能技術、空間技術、計算機技術（微電子技術）等的發(fā)展再次將液壓技術推向前進，使它發(fā)展成為包括傳動、控制、檢測在內的一門完整的自動化技術，使它在國民經濟的各方面都得到了應用。液壓傳動在某些領域內甚至已占有壓倒性的優(yōu)勢，例如，國外今日生產的95%的工程機械、90%的數控加工中心、95%以上的自動線都采用了液壓傳動。因此采用液壓傳動的程度現在已成為衡量一個國家工業(yè)水平的重要標志之一。 當前，液壓技術在實現高壓、高速、大功率、高效率、低噪聲、經久耐用、高度集成化等各項要求方面都取得了重大的進展，在完善比例控制、數字控制等技術上也有許多新成就。此外，在液壓元件和液壓系統的計算機輔助設計、計算機仿真和優(yōu)化以及微機控制等開發(fā)性工作方面，更日益顯示出顯著的成績。 我國的液壓工業(yè)開始于本世紀50年代，其產品最初只用于機床和鍛壓設備，后來才用到拖拉機和工程機械上。自1964年從國外引進一些液壓元件生產技術、同時進行自行設計液壓產品以來，我國的液壓件生產已從低壓到高壓形成系列，并在各種機械設備上得到了廣泛的使用。80年代起更加速了對西方先進液壓產品和技術的有計劃引進、消化、吸收和國產化工作，以確保我國的液壓技術能在產品質量、經濟效益、人才培訓、研究開發(fā)等各個方面全方位地趕上世界水平。 1.2 液壓傳動的工作原理及組成部分 1.2.1 液壓傳動的工作原理 驅動的液壓系統，它由油箱、濾油器、液壓泵、溢流閥、開停閥、節(jié)流閥、換向閥、液壓缸以及連接這些元件的油管組成。它的工作原理：液壓泵由電動機帶動旋轉后，從油箱中吸油。油液經濾油器進入液壓泵，當它從泵中輸出進入壓力管后，將換向閥手柄、開停手柄方向往內的狀態(tài)下，通過開停閥、節(jié)流閥、換向閥進入液壓缸左腔，推動活塞和工作臺向右移動。這時，液壓缸右腔的油經換向閥和回油管排回油箱。 如果將換向閥手柄方向轉換成往外的狀態(tài)下，則壓力管中的油將經過開停閥、節(jié)流閥和換向閥進入液壓缸右腔，推動活塞和工作臺向左移動，并使液壓缸左腔的油經換向閥和回油管排回油管。 工作臺的移動速度是由節(jié)流閥來調節(jié)的。當節(jié)流閥開大時，進入液壓缸的油液增多，工作臺的移動速度增大；當節(jié)流閥關小時，工作臺的移動速度減小。 為了克服移動工作臺時所受到的各種阻力，液壓缸必須產生一個足夠大的推力，這個推力是由液壓缸中的油液壓力產生的。要克服的阻力越大，缸中的油液壓力越高；反之壓力就越低。輸入液壓缸的油液是通過節(jié)流閥調節(jié)的，液壓泵輸出的多余的油液須經溢流閥和回油管排回油箱，這只有在壓力支管中的油液壓力對溢流閥鋼球的作用力等于或略大于溢流閥中彈簧的預緊力時，油液才能頂開溢流閥中的鋼球流回油箱。所以，在系統中液壓泵出口處的油液壓力是由溢流閥決定的，它和缸中的油液壓力不一樣大。 如果將開停手柄方向轉換成往外的狀態(tài)下，壓力管中的油液將經開停閥和回油管排回油箱，不輸到液壓缸中去，這時工作臺就停止運動。 從上面的例子中可以得到： 1） 動是以液體作為工作介質來傳遞動力的。 2）液壓傳動用液體的壓力能來傳遞動力，它與利用液體動能的液力傳 動是不相同的。 3）壓傳動中的工作介質是在受控制、受調節(jié)的狀態(tài)下進行工作的， 因此液壓傳動和液壓控制常常難以截然分開。 1.2.2 液壓傳動的組成部分 液壓傳動裝置主要由以下四部分組成： 1）能源裝置——把機械能轉換成油液液壓能的裝置。最常見的形式就是液壓泵，它給液壓系統提供壓力油。 2）執(zhí)行裝置——把油液的液壓能轉換成機械能的裝置。它可以是作直線運動的液壓缸，也可以是作回轉運動的液壓馬達。 3)制調節(jié)裝置——對系統中油液壓力、流量或流動方向進行控制或調節(jié)的裝置。例如溢流閥、節(jié)流閥、換向閥、開停閥等。這些元件的不同組合形成了不同功能的液壓系統。 4)輔助裝置——上述三部分以外的其它裝置，例如油箱、濾油器、油管等。它們對保證系統正常工作也有重要作用。 1.3 液壓傳動的優(yōu)缺點 液壓傳動有以下一些優(yōu)點： 1） 在同等的體積下，液壓裝置能比電氣裝置產生出更多的動力，因為 液壓系統中的壓力可以比電樞磁場中的磁力大出30~40倍。在同等的功率下，液壓裝置的體積小，重量輕，結構緊湊。液壓馬達的體積和重量只有同等功率電動機的12%左右。 2） 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 易于實現快速啟動、制動和頻繁的換向。液壓裝置的換向頻率，在實現往復回轉運動時可達500次/min，實現往復直線運動時可達1000次/min。 3） 液壓裝置能在大范圍內實現無級調速（調速范圍可達2000），它還 可以在運行的過程中進行調速。 4） 液壓傳動易于自動化，這是因為它對液體壓力、流量或流動方向易 于進行調節(jié)或控制的緣故。當將液壓控制和電氣控制、電子控制或氣動控制結合起來使用時，整個傳動裝置能實現很復雜的順序動作，接受遠程控制。 5） 液壓裝置易于實現過載保護。液壓缸和液壓馬達都能長期在失速狀 態(tài)下工作而不會過熱，這是電氣傳動裝置和機械傳動裝置無法辦到的。液壓件能自行潤滑，使用壽命較長。 6） 由于液壓元件已實現了標準化、系列化和通用化，液壓系統的設計、 制造和使用都比較方便。液壓元件的排列布置也具有較大的機動性。 7） 用液壓傳動來實現直線運動遠比用機械傳動簡單。 液壓傳動的缺點是： 1） 液壓傳動不能保證嚴格的傳動化，這是由液壓油液的可壓縮性和泄 漏等原因造成的。 2） 液壓傳動在工作過程中常有較多的能量損失（摩擦損失、泄漏損失 等），長距離傳動時更是如此。 3） 液壓傳動對油溫變化比較敏感，它的工作穩(wěn)定性很易受到溫度的影 響，因此它不宜在很高或很低的溫度條件下工作。 4） 為了減少泄漏，液壓元件在制造精度上的要求較高，因此它的造價 較貴，而且對油液的污染比較敏感。 5） 液壓傳動要求有單獨的能源。 6） 液壓傳動出現故障時不易找出原因。 總的說來，液壓傳動的優(yōu)點是突出的，它的一些缺點有的現已大為改善，有的將隨著科學技術的發(fā)展而進一步得到克服。 1.4 液壓系統的設計步驟與設計要求 液壓傳動系統是液壓機械的一個組成部分，液壓傳動系統的設計要同主機的總體設計同時進行。著手設計時，必須從實際情況出發(fā)，有機地結合各種傳動形式，充分發(fā)揮液壓傳動的優(yōu)點，力求設計出結構簡單、工作可靠、成本低、效率高、操作簡單、維修方便的液壓傳動系統。 1.4.1 設計步驟 ????液壓系統的設計步驟并無嚴格的順序，各步驟間往往要相互穿插進行。一般來說，在明確設計要求之后，大致按如下步驟進行。 ????1）確定液壓執(zhí)行元件的形式； ????2）進行工況分析，確定系統的主要參數； ????3）制定基本方案，擬定液壓系統原理圖； ????4）選擇液壓元件； ????5）液壓系統的性能驗算； 1.4.2 明確設計要求 ????設計要求是進行每項工程設計的依據。在制定基本方案并進一步著手液壓系統各部分設計之前，必須把設計要求以及與該設計內容有關的其他方面了解清楚。 ????1）主機的概況：用途、性能、工藝流程、作業(yè)環(huán)境、總體布局等； ????2）液壓系統要完成哪些動作，動作順序及彼此聯鎖關系如何； ????3）液壓驅動機構的運動形式，運動速度； ????4）各動作機構的載荷大小及其性質； ????5）對調速范圍、運動平穩(wěn)性、轉換精度等性能方面的要求； ????6）自動化程序、操作控制方式的要求； ????7）對防塵、防爆、防寒、噪聲、安全可靠性的要求； 8）對效率、成本等方面的要求。 第2章 制釘機總體結構與液壓原理設計 2.1主機的功能結構 隨著射釘槍在包裝、廣告裝飾及家具制造、制鞋行業(yè)的廣泛運用，作為其“子彈”的排釘的需求大量增加。 排釘的制造過程： a. 壓線——將一定直徑、一定強度的鐵絲在壓輥機上壓扁； b. 排線——將若干條（一般為80～150條）壓扁的鐵線拉直并排在一起； c. 并線——將排好的線用粘合劑粘合在一起并烘干，成為板料； d. 制釘——將板料送到制釘機上成型。 液壓傳動的制釘機主要由垂直切斷夾緊和水平鐓粗兩個液壓缸和送料機構、氣缸驅動的推料機構組成。 制釘機共有6道工序： 第一工序：送料。送料機構將板料送到切斷液壓缸下方； 第二工序：切料夾緊。切斷液壓缸帶動切斷模及夾緊裝置下降，將板料切斷并夾緊，為下一工序作準備； 第三工序：鐓粗。鐓粗液壓缸帶動鐓頭前進，將板料頭部鐓粗成為釘頭； 第四工序：鐓粗退回。鐓粗液壓缸帶動鐓頭退后，離開釘頭。 第五工序：切斷退回。切斷液壓缸上升，離開板料； 第六工序：推料。推料氣缸動作，將成品推出模具。 1-垂直切斷液壓缸； 2-水平鐓粗液壓缸； 3-鐓頭； 4-推料結構； 5-板料； 6-切斷夾緊裝置 圖2.1 制釘機的結構示意圖 2.2 工作原理 制釘機的液壓系統的油源為定量液壓泵（葉片泵），其最高工作壓力由溢流閥設定，二位二通電磁換向閥用于控制液壓泵的卸荷和供油。系統的執(zhí)行器為切斷液壓缸和鐓粗液壓缸，其中切斷液壓缸和鐓粗液壓缸的運動方向均采用電磁換向閥作為導閥的液控順序閥控制。切斷液壓缸進回油路中并聯的順序閥和單向閥用于該缸差動反饋連接，液控順序閥在缸差動時關閉回油路，在非差動時，提供回油路。鐓粗液壓缸的回油路上串聯的溢流閥起背壓作用。系統中壓力繼電器作為電磁鐵通斷電的發(fā)信裝置，控制電磁換向閥的換向動作。壓力表及其開關分別用于調整系統最高壓力和壓力繼電器的動作壓力時的顯示和觀測。 制釘機的液壓系統原理如圖2.2，系統的油源為定量液壓泵（葉片泵），其最高工作壓力由溢流閥2設定，二位二通電磁換向閥用于控制液壓泵的卸荷和供油。系統的執(zhí)行器為切斷液壓缸和鐓粗液壓缸，其中切斷液壓缸的運動方向采用電磁換向閥14作為導閥的液控順序閥5、6、7控制；而鐓粗液壓缸的運動方向采用電磁換向閥15作為導閥的液控順序閥9、10、11控制。切斷液壓缸進回油路中并聯的順序閥12和單向閥13用于該缸差動反饋連接，液控順序閥4在缸差動時關閉回油路，在非差動時，提供回油路，所以閥4的調壓值應高于閥12的調壓值。鐓粗液壓缸的回油路上串聯的溢流閥8起背壓作用。系統中壓力繼電器17和19作為電磁鐵通斷電的發(fā)信裝置，控制電磁換向閥的換向動作。壓力表及其開關3、16、18分別用于調整系統最高壓力和壓力繼電器17、19的動作壓力時的顯示和觀測。 圖2.2 制釘機的液壓系統原理圖 系統液壓可以完成的工作循環(huán)及原理如下： a. 切斷液壓缸下降。此時換向閥14工作在左位。壓力油經6流入上腔，推動活塞下降，使順序閥12打開，構成差動回路。下降到行程終點時，由于切斷模接觸到釘板使活塞負載增大，閥4打開，下腔壓力油經4流回油箱。 b. 鐓粗液壓缸前進。切斷時油壓繼續(xù)上升，繼電器17動作，使換向閥15右位得電，壓力油經順序閥10進入鐓粗液壓缸右腔，推動活塞前進，左腔油經閥8回油箱。 c. 鐓粗和切斷液壓缸上升、鐓粗液壓缸后退。鐓粗釘頭時油路中壓力上升，使繼電器19動作，換向閥14轉向右位，換向閥15轉為左位，使切斷缸上升、鐓粗缸后退。 d. 停止。上升行程開關和后退行程開關分別使換向閥14、15回到中位，切斷液壓缸、鐓粗液壓缸停止動作。 2.3課題設計要求 主要技術參數：液壓系統工作壓力8-16MPa； 切斷剪力165.64kN； 鐓粗力166.84kN; 每根金屬線的直徑為1.6mm, 每分鐘循環(huán)次數86次。 第3章 制釘機工作機構設計 制釘機的工作機構主要是通過液壓缸來進行實現的。 3.1切斷液壓缸的主要參數 預選切斷液壓缸的設計壓力=16Mpa。將液壓缸的無桿腔作為主工作腔，考慮到切斷液壓缸下行時，滑塊自重采用液壓方式平衡，則可計算出切斷液壓缸無桿腔的有效面積 (3.1) 切斷液壓缸內徑（活塞直徑） (3.2) 按GB/T2348-1993，將液壓缸內徑圓整為標準值D=125mm=12.5cm。 根據快速下行和快速上升的速度比確定活塞桿直徑d：由于 d=0.732D=0.732=91.5mm 取標準值d=90mm=9cm。 從而可算得切斷液壓缸無桿腔和有桿腔的實際有效面積為 (3.3) 3.2 鐓粗液壓缸的主要結參數 要求動力滑臺的快進、快退速度相等，現采用活塞桿固定的單桿式液壓缸。快進時采用差動聯接，并取無桿腔有效面積等于有桿腔有效面積的兩倍，即。為了防止在墩粗時滑臺突然前沖，在回油路中裝有背壓閥，初選背壓。 初選最大負載工進階段的負載F=22000N，按此計算則 (3.4) 鐓粗液壓缸直徑 由可知活塞桿直徑 按GB/T2348-1993將所計算的D與d值分別圓整到最相近的標準直徑，以便采用標準的密封裝置。圓整后得 按標準直徑算出 3.3活塞桿強度計算 活塞桿在穩(wěn)定工作下，如果僅受軸向拉力或壓力載荷時，便可以近似的采用直桿承受拉、壓載荷的簡單強度計算公式進行計算， 活塞桿應力 (3.5) 或 (3.6) 式中P—活塞桿所受的軸向載荷 d—活塞桿直徑 —活塞桿制造材料的許用應力 根據以上公式可知 切斷液壓缸 鐓粗液壓缸 可見，活塞桿的強度均滿足要求。 3.4液壓缸活塞的推力及拉力計算 液壓油作用在液壓缸活塞上的作用力P，對于一般單邊活塞桿液壓缸來說，當活塞桿前進時的推力： (3.7) 當活塞桿后退時的拉力： (3.8) 當活塞桿差動前進時（即活塞的兩側同時進壓力相同的壓力油）的推力： (3.9) 式中 D—活塞直徑（即液壓缸內徑）cm d—活塞桿直徑 cm -液壓缸的工作壓力 3.4.1切斷液壓缸 當活塞桿前進時的推力： 當活塞桿后退時的拉力： 當活塞桿差動前進時（即活塞的兩側同時進壓力相同的壓力油）的推力： 液壓缸活塞的推力及拉力可以直接從附錄中的有關計算中查出；大部分也可以從《機械設計手冊》表11-133中直接讀出。 表11-133為活塞桿直徑d采用速度比計算得出，不同液壓缸直徑D和壓力下液壓缸活塞上的推力及拉力數值。 3.4.2 鐓粗液壓缸 當活塞桿前進時的推力： 當活塞桿后退時的拉力： 當活塞桿差動前進時（即活塞的兩側同時進壓力相同的壓力油）的推力： 液壓缸活塞的推力及拉力可以直接從附錄中的有關計算中查出；大部分也可以從《機械設計手冊》表11-133中直接讀出。 表11-133為活塞桿直徑d采用速度比計算得出，不同液壓缸直徑D和壓力下液壓缸活塞上的推力及拉力數值。 圖3.1 液壓缸活塞的受力 3.4活塞桿最大容許行程 根據《機械設計手冊》表11-141和表11-142即可以概略的求出液壓缸的最大容許行程。 兩個液壓缸均采用如圖固定—自由模式進行安裝。 圖3.2 安裝型式簡圖 根據長度公式 (3.12) (3.13) 可知切斷液壓缸活塞桿計算長度l和實際行程S分別為 ==52.54cm =52.54-6=46.5cm 鐓粗液壓缸活塞桿計算長度l和實際行程S分別為 = =72.78-5.5=67.28cm 3.5液壓缸內徑及壁厚的確定 3.5.1液壓缸內徑計算 當P和p已知，則液壓缸內徑D可按公式得： (3.14) 式中 P—活塞桿上的總作用力，N p—液壓油的工作壓力，KN 可知 切斷液壓缸的內徑為125mm,鐓粗液壓缸的內徑為90mm。 3.5.2液壓缸壁厚計算 一般，低壓系統用的液壓缸都是薄壁缸，薄壁可用下式計算： (3.15) 式中，—缸壁厚度，m p—液壓缸內工作壓力，Pa [σ]—剛體材料的許用應力 D—液壓缸內徑，cm 當額定壓力Pn≤16MPA時，Pp=Pn×150/100 當額定壓力Pn＞16MPA時，Pp=Pn×125/100 (3.16) —缸體材料的抗拉強度，Pa n—安全系數，一般可取n=5 應當注意，當計算出的液壓缸壁較薄時，要按結構需要適當加厚。 因此，根據上述公式可得， 切斷液壓缸 鐓粗液壓缸 故切斷液壓缸的壁厚為18mm，鐓粗液壓缸的壁厚為15mm。 關于液壓缸的安全系數，在設計液壓缸時通常取n=5。但是這在比較平穩(wěn)的工作條件下，強度有些余量；相反，假如工作條件為動載荷或沖擊壓力超過超耐壓力時，有時會出現危險狀態(tài)。因此合理的安全系數，應根據實際使用條件選取。 3.6液壓缸筒與缸底的連接計算 缸體法蘭連接螺栓計算 缸體與端部用法蘭連接或拉桿連接時，螺栓或拉桿的強度計算如下： 圖3.3 缸體聯接 螺紋處的拉應力 (3.17) 螺紋處的剪應力 (3.18) 合成應力 (3.19) 式中 Z—螺栓或拉桿的數量 —材料為45鋼時，=30 3.7 缸體結構材料設計 3.7.1缸體端部連接結構 采用簡單的焊接形式，其特點：結構簡單，尺寸小，重量輕，使用廣泛。缸體焊接后可能變形，且內徑不易加工。所以在加工時應小心注意。主要用于活塞式液壓缸。 3.7.2缸體材料 液壓缸缸體的常用材料為20、35、45號無縫鋼管。因20號鋼的機械性能略低，且不能調質，應用較少。當缸筒與缸底、缸頭、管接頭或耳軸等件需要焊接時，則應采用焊接性能比較號的35號鋼，粗加工后調質。一般情況下，均采用45號鋼，并應調質到241~285HB。 缸體毛坯可采用鍛鋼，鑄鐵或鑄鐵件。鑄剛可采用ZG35B等材料，鑄鐵可采用HT200~HT350之間的幾個牌號或球墨鑄鐵。特殊情況可采用鋁合金等材料。 3.7.3缸體技術條件 a. 缸體內徑采用H8、H9配合。表面粗糙度：當活塞采用橡膠密封圈時，Ra為0.1~0.4，當活塞用活塞環(huán)密封時，Ra為0.2~0.4。且均需衍磨。 b. 熱處理：調質，硬度HB241~285。 c. 缸體內徑D的圓度公差值可按9、10或11級精度選取，圓柱度公差值應按8級精度選取。 d. 缸體端面T的垂直度公差可按7級精度選取。 e. 當缸體與缸頭采用螺紋聯接時，螺紋應取為6級精度的公制螺紋。 f. 當缸體帶有耳環(huán)或銷軸時，孔徑或軸徑的中心線對缸體內孔軸線的垂直公差值應按9級精度選取。 g. 為了防止腐蝕和提高壽命，缸體內表面應鍍以厚度為30~40的鉻層，鍍后進行衍磨或拋光。 3.8 活塞結構材料設計 3.8.1活塞與活塞桿的聯接型式 表3.1 活塞與活塞桿的聯接型式 聯接方式 備注說明 整體聯接 用于工作壓力較大而活塞直徑又較小的情況 螺紋聯接 常用的聯接方式 半環(huán)聯接 用于工作壓力、機械振動較大的情況下 這里采用螺紋聯接。 3.8.2活塞的密封 活塞與缸體的密封結構，隨工作壓力、環(huán)境溫度、介質等條件的不同而不同。常用的密封結構見下表 表3.2 常用的密封結構 密封形式 備注說明 間隙密封 用于低壓系統中的液壓缸活塞的密封 活塞環(huán)密封 適用于溫度變化范圍大，要求摩擦力小、壽命長的活塞密封 O型密封圈密封 密封性能好，摩擦系數小；安裝空間小，廣泛用于固定密封和運動密封 Y型密封圈密封 用在20MPa下、往復運動速度較高的液壓缸密封 結合本設計所需要求，采用O型密封圈密封比較合適。 3.8.3活塞的材料 液壓缸常用的活塞材料為耐磨鑄鐵、灰鑄鐵（HT300、HT350）、鋼及鋁合金等，這里采用45號鋼。 3.8.4活塞的技術要求 a. 活塞外徑D對內孔的徑向跳動公差值，按7、8級精度選取。 b. 端面T對內孔軸線的垂直度公差值，應按7級精度選取。 c. 外徑D的圓柱度公差值，按9、10或11級精度選取。 圖3.3 活塞 3.9活塞桿結構材料設計 3.9.1端部結構 活塞桿的端部結構分為外螺紋、內螺紋、單耳環(huán)、雙耳環(huán)、球頭、柱銷等多種形式。根據本設計的結構，為了便于拆卸維護，可選用內螺紋結構。 3.9.2端部尺寸 如圖，為內螺紋聯接簡圖。查表11-148，按照本設計要求，選用直徑螺距-螺紋長=。 圖3.2 螺紋聯接簡圖 3.9.3活塞桿結構 活塞桿有實心和空心兩種，如下圖。實心活塞桿的材料為35、45號鋼；空心活塞桿材料為35、45號無縫鋼管。本設計采用實心活塞桿，選用45號鋼。 圖3.3 空心活塞桿 圖3.4 實心活塞桿 3.9.4活塞桿的技術要求 a. 活塞桿的熱處理：粗加工后調質到硬度為HB229~285，必要時，再經過高頻淬火，硬度達HRC45~55。在這里只需調質到HB230即可。 b. 活塞桿的圓度公差值，按9~11級精度選取。這里取10級精度。 c. 活塞桿的圓柱度公差值，應按8級精度選取。 d. 活塞桿的徑向跳動公差值，應為0.01mm。 e. 端面T的垂直度公差值，則應按7級精度選取。 f. 活塞桿上的螺紋，一般應按6級精度加工（如載荷較小，機械振動也較小時，允許按7級或8級精度制造）。 g. 活塞桿上工作表面的粗糙度為Ra0.63, 為了防止腐蝕和提高壽命，表面應鍍以厚度約為40的鉻層，鍍后進行衍磨或拋光。 3.10活塞桿的導向、密封和防塵 3.10.1導向套 a. 導向套的導向方式、結構 表3.3 導向套的導向方式 導向方式 備注說明 缸蓋導向 減少零件數量，裝配簡單，磨損相對較快 管通導套 可利用壓力油潤滑導向套，并使其處于密封狀態(tài) 可拆導向套 容易拆卸，便于維修。適用于工作條件惡劣、經常更換導向套的場合 球面導向套 導向套自動調整位置，磨損比較均勻 本設計采用缸蓋導向。 b. 導向套材料 導向套的常用材料為鑄造青銅或耐磨鑄鐵。由于選用的是和缸蓋一體的導向套，所以材料和缸蓋也是相同的，都選用耐磨鑄鐵。 c. 導向套的技術要求 導向套的內徑配合一般取為H8/f9，其表面粗糙度則為Ra0.63~1.25。 3.10.2活塞桿的密封與防塵 這里仍采用O型密封圈，材料選擇薄鋼片組合防塵圈，防塵圈與活塞桿的配合可按H9/f9選取。薄鋼片厚度為0.5mm。 3.11 缸蓋的材料 液壓缸的缸蓋可選用35、45號鍛鋼或ZG35、ZG45鑄鋼或HT200、HT300、HT350鑄鐵等材料。在這里選擇ZG45鑄鋼。缸蓋按9、10或11級精度選取。6.6液壓缸的排氣裝置 第4章 液壓系統設計 制釘機的制作過程包括：切斷釘子的切斷液壓缸，鐓粗釘子的鐓粗液壓缸，將釘子鐓粗與夾緊的切斷夾緊裝置。針對切斷液壓缸與鐓粗液壓缸的設計是實現整個制釘機工作的基礎，重點設計了切斷液壓缸與夾緊液壓缸的結構、切斷夾緊裝置、機架。并根據系統壓力、流量選擇了液壓閥、電機、泵。本文的設計能夠滿足制釘機要求(系統壓力16MPa,切斷力與夾緊力都滿足題目所要求的165.64KN和166.84KN,每分鐘循環(huán)86次)具有方便快捷制釘的特點。 4.1系統液壓可以完成的工作循環(huán) a. 切斷液壓缸下降； b. 鐓粗液壓缸前進； c. 切斷液壓缸上升和鐓粗液壓缸后退； d. 停止。 4.2 液壓執(zhí)行元件的配置 由于制釘機要求立式布置，行程較小，故選用缸筒固定的立式單桿活塞桿（取缸的機械效率）。作為執(zhí)行元件，驅動滑塊及剪切、墩粗機構對板料進行剪切、墩粗。 4.3 負載分析計算 a. 初選液壓缸的工作壓力為，移動部件總重力，快進快退的速度為1.7 m/s，加速、減速時間，靜摩擦因數，動摩擦因數。 b. 負載分析中，暫不考慮回油腔的背壓力，液壓缸的密封裝備產生的摩擦阻力在機械效率中加以考慮。這樣需要考慮的力有：墩粗力、導軌摩擦力和慣性力。導軌的正壓力等于動力部件的重力，設導軌的靜摩擦力為，動摩擦力為，則 (3.1) 慣性負載是運動部件在啟動和制動過程中的慣性力，其平均值可按下式計算 (3.2) 式中 g—重力加速度， 啟動或制動時間，s；一般機械=0.1~0.5，輕載低速運動部件取小值，重載高速部件取大值，行走機械一般取。 上述三種負載之和即為液壓缸的外負載F。 4.4 液壓泵及其驅動電動機的選擇 確定液壓執(zhí)行元件的形式 液壓執(zhí)行元件大體分為液壓缸或液壓泵。前者實現直線運動，后者完成回轉運動，二者的特點及適用場合見下表4.1 表4.1 各執(zhí)行元件的特點 名 稱 特 點 適 用 場 合 雙活塞桿液壓缸 雙向對稱 雙作用往復運動 柱塞缸 結構簡單 單向工作，靠重力或其他外力返回 齒輪泵 結構簡單，價格便宜 高轉速低扭矩的回轉運動 葉片泵 體積小，轉動慣量小 高轉速低扭矩動作靈敏的回轉運動 擺線齒輪泵 體積小，輸出扭矩大 低速，小功率，大扭矩的回轉運動 軸向柱塞泵 運動平穩(wěn)、扭矩大、轉速范圍寬 大扭矩的回轉運動 徑向柱塞泵 轉速低，結構復雜，輸出大扭矩 低速大扭矩的回轉運動 注：A1——無桿腔的活塞面積 A2——有桿腔的活塞面積 常用液壓泵主要有齒輪泵、葉片泵和柱塞泵等類型，各種泵間的特性有很大差異。選擇液壓泵的主要依據是其最大工作壓力和最大流量。同時還要考慮定量或變量、原動機類型、轉速、容積效率、總效率、自吸特性、噪聲等因素。這些因素通常在產品樣本中均有反映。葉片泵也就是常說的離心泵，優(yōu)點是結構簡單，流量大，調節(jié)也很方便。故選擇葉片泵作為系統的油源。 通過查資料，得知葉片泵的額定壓力是16Mpa，中壓，排量1~350mL/r，最高轉速500~4000r/min，最大功率320kW，容積效率80~94%，總效率75~90%，適用黏度20~200mm2/s，自吸能力好，功率質量比大，輸出壓力脈動小，污染敏感度大，葉片磨損后效率下降較小，黏度對效率的影響較小，噪聲小~中，價格中，適用于機床、液壓機、注塑機、工程機械、飛機及要求噪聲較低的場合。 4.4.1液壓泵的最大工作壓力 液壓泵的最大工作壓力pp取決于執(zhí)行元件（液壓缸或液壓馬達）的最大工作壓力，即 ppp1+ (4.1) 式中 p1——液壓缸或液壓馬達的最大工作壓力，16MPa； ——系統進油路上的總壓力損失[系統管路未曾確定前，可按經驗進行估取，簡單系統取=（0.2~0.5）106Pa，復雜系統取=（0.5~1.5）106Pa，該系統中取為0.5106Pa]。 故可知 pp16106+0.5106=16.5106Pa，即液壓泵的最大工作壓力為17Mpa。 4.4.2計算液壓泵的最大流量 主液壓缸的最大流量qP（m3/s）取決于系統所需流量qv 對于采用差動缸回路的系統，液壓泵的最大流量為 qPqv=K(A1-A2)vmax (4.2) 式中 A1、A2——液壓缸無桿腔與有桿腔的有效面積，m3； vmax——液壓缸的最大移動速度，m/s； K——系統的泄漏系數，一般取1.1~1.3（大流量取小值，小流量取大值）。 由于制釘機每分鐘循環(huán)次數為86次，故可知兩個液壓缸循環(huán)一次約為0.7s，初選切斷液壓缸和鐓粗液壓缸前進和后退的時間相同，故每次前進或者后退的時間約為0.175s。故由公式 可知 (4.3) = (4.4) 可知 =0.175m/s 可知液壓缸的最大移動速度為0.175m/s。 液壓缸的工作行程根據公式 S===0.15m (4.5) 故液壓泵的最大流量 切斷液壓缸 qv=K(A1-A2)=1.1 m3/s 鐓粗液壓缸 取液壓泵的最大流量為120 4.4.3選擇液壓泵的規(guī)格 按照液壓系統圖中擬訂的液壓泵的型式及上述計算得到的pp和qP值，由產品樣本或手冊選取相應的液壓泵規(guī)格。為了保證系統不致因過渡過程中過高的動態(tài)壓力作用被破壞，液壓泵應有一定的壓力儲備量，所選泵的額定壓力一般要比最大工作壓力大25%~60%（高壓系統取小值，中低壓系統取大值）。 關于泵的流量，在實際選擇中，由于產品樣本上通常給出泵的排量、轉速范圍及典型轉速下不同壓力下的輸出流量，故在系統所需流量qv已知的情況下，泵的流量（L/min）、轉速n(r/min)與排量V（mL/r）應綜合考慮。事實上，由于泵的輸出流量qP為 = 10-3 v (4.6) 式中 v——泵的容積效率，%； 所以，一般首先根據系統所需流量qv（L/min）和初選的液壓泵轉速n1(r/min)及泵的容積效率v（可從產品樣本查得或估取為v=0.9）計算泵排量參考值，即 Vg= (4.7) 然后再倒算（復算）出泵的實際流量即可，對于定量泵，最終選擇的泵流量盡可能與系統所需流量相符合。 根據上述計算公式，可知 Vg==mL/r 泵的輸出流量 =20m 根據以上壓力和流量的數值查閱產品目錄，最后確定選取YB-25型單級葉片泵。 4.4.4計算液壓泵的驅動功率并選擇原動機 a. 驅動功率的計算 若工作循環(huán)中，泵的壓力和流量比較恒定（即工況圖上p-t曲線和q-t曲線變化較為平穩(wěn)），則液壓泵驅動功率應按下式計算 （W） (4.8) 式中 為液壓泵的最大工作壓力（Pa）和最大流量（m/s）；為液壓泵的總效率，取80%。 = b. 電動機的選擇 固定設備的液壓系統，其液壓泵通常用電動機驅動。 根據上述計算出的功率和液壓泵的轉速及其使用環(huán)境，從產品樣本或手冊中選定其型號規(guī)格[額定功率、轉速、電源、結構型式（立式、臥式，開式、封閉式等）]，并對其進行超載能力核算，以保證每個工作階段電動機的峰值超載量都低于25%~50%。 根據《液壓傳動系統設計與使用》的參數信息，選擇同步轉速為3000r/min的Y225M-2三相異步電動機。滿載轉速為2970r/min，額定功率為45kW，額定轉矩為2.2Nm。 4.5其他液壓元件的選擇 4.5.1液壓閥及過濾器的選擇 根據液壓閥在系統中的最高工作壓力與通過該閥的最大流量，可選出這些元件的型號及規(guī)格。制釘機系統中，所有液壓閥的額定壓力都為，額定流量根據各閥通過的流量，所有元件的規(guī)格型號列于下表中。過濾器按液壓泵額定流量的兩倍選取吸油用線隙式過濾器。表中序號與系統原理圖中的序號一致。 表4.2 液壓元件明細表 序 號 元件名稱 最大通過流量/L· 型 號 1 雙葉片葉片泵 120 YB25 2 溢流閥 4 Y-10B 3、16、18 壓力表 K-6B 4 溢流閥 4 Y-10B 5、6、7 液控順序閥 1.6 XY-25B 8 溢流閥 4 Y-10B 9、10、11 液控順序閥 1.6 XY-25B 12 順序閥 1.6 XY-25B 13 單向閥 20 I-25B 14、15 三位四通換向閥 32 35-63BY 17、19 壓力繼電器 20 二位二通換向閥 32 4.5.2油管的選擇 方案一：在液壓、氣壓傳動及潤滑的管道中常用的管子有鋼管、銅管、膠管等，鋼管能承受較高的壓力，價廉，但安裝時的彎曲半徑不能太小，多用在裝配位置比較方便的地方。這里作者們采用鋼管連接。 管道內徑計算 (5.9) 式中 Q——通過管道內的流量 v——管道內允許流速 允許流速推薦值 表5.3 允許流速推薦值 油液流經的管道 推薦流速 m/s 液壓泵吸油管道 0.5~1.5，一般取1以下 液壓系統壓油管道 3~6，壓力高，管道粘度小取大值 液壓系統回油管道 1.5~2.6 取=0.8m/s，=4m/s, =2m/s.分別應用上述公式得 =20.2mm,=10.7mm,=15.2mm。根據內徑按標準系列選取相應的管子。按表37-9-1經過圓整后分別選取=20mm，=10.7mm, =15mm。對應管子壁厚。 方案二：根據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。由于本系統液壓缸差動連接快進快退時，油管內通油量最大，其實際流量為泵的額定流量的兩倍達240L/min。 綜上所述，液壓缸進、出油管直徑d按產品樣本，選用內徑為15mm，外徑為19mm的10號冷拔鋼管（YB 231-70）。 4.5.3 油箱及其輔件的確定 油箱在液壓系統中除了儲存油液外，還起著散發(fā)油液中的熱量（在周圍環(huán)境溫度較低的情況下則是保持油液中熱量）、分離油液中的氣泡、沉淀固體雜質等作用。油箱中安裝有很多輔件，如空氣濾清器及液位計等。 設計油箱時應考慮如下幾點： a .油箱必須有足夠大的容積。以滿足散熱要求，停車時能容納液壓系統中所有的油；而工作時又保持適當的油位要求等。 b. 吸油管及回油管應插入最低油位以下。以防止吸油管吸入空氣；回油管飛濺產生氣泡。管口一般與油箱底、箱壁的距離不小于管徑的3倍。吸油管應安裝80或100μm的網式或線隙式濾油器，安裝位置要便于裝卸或清洗濾油器?；赜凸芸谛鼻?5°角并面向箱壁，以防回油沖擊油箱底部的沉積物。 c. 吸油管和回油管的距離盡可能遠一點，中間要設置隔板，使油液在油箱中流動速度緩慢一點，時間長一些，這樣能提高散熱、分離空氣及沉淀雜質的效果。 d. 為了保持油液清潔，油箱應有密封的頂蓋，頂蓋上應沒有帶濾油網的注油口及帶空氣濾清器的通氣孔，注油及通氣一般都由一個空氣濾清器來完成。為了便于放掉油，油箱底應有一定傾斜度，最低處設放油閥。 e. 箱壁上應考慮安裝液面指示器、冷卻器。加熱器及溫度計等位置。 f.油箱也可以設計成完全密封的充壓式油箱，用以改善液壓的吸油狀況。一般充氣壓力為0.07~0.1MPa。 根據以上六點設計要點以及對照本設計的需要，繪制油箱簡圖如下： 圖4-5 油箱簡圖 初始設計時，先按經驗確定油箱的容量，待系統確定后，再按散熱的要求進行校核。 初始設計時，先按經驗公式確定油箱的容量，待系統確定后，再按散熱的要求進行校核。 在確定油箱尺寸時，一方面要滿足系統供油的要求，還要保證執(zhí)行元件全部排油時，油箱不能溢出，以及系統最大可能充滿油時，油箱的油位不低于最低限度。初設計時，按經驗公式 (5.10) 式中 ——液壓泵每分鐘排出壓力油的容積 ——經驗系數,按下表取 =5： 表5.4 各系統經驗系數 系統類型 行走機械 低壓系統 中壓系統 鍛壓系統 冶金機械 1～2 2～4 5～7 6～12 10 中壓系統的油箱容積一般取液壓泵額定流量的5~7倍，故油箱容積為 =5120=600L 4.6 液壓系統壓力損失驗算 驗算的目的在于了解執(zhí)行元件能否得到所需工作壓力。系統進油路上的壓力損失由管道的沿程壓力損失、局部壓力損失兩部分組成，即 =+（Pa） (5.11) a. 沿程壓力損失 =（Pa） (5.12)式中 —沿程阻力系數，可按《液壓傳動系統設計與使用》表2-34相應的公式進行計算，也可以由圖2-14查得； —管道長度，m； —液體密度，； —液流平均速度，。 因此由公式可得沿程壓力損失 =0.1（Pa） b. 局部壓力損失 （Pa） (5.13) 式中 —局部阻力系數，其具體數值與局部阻力裝置的類型和雷諾數有關，通常，當Re＞時，； —液體密度，； —液流平均速度，。 因此由公式可得局部壓力損失 （Pa） 第5章 切斷夾緊裝置、機架的設計 由于切斷夾緊裝置主要通過兩個不同的液壓缸實現的，故在此不一一敘述了。 5.1 機架的基本尺寸的確定 機架是支撐及其所有附件的可移動機構。要保證拆裝方便、安全；重量要輕，便于移動；架子要有足夠的空間安裝。而且每個總成之間要考慮它們之間的協調關系?？紤]到這些方面的因素后要確定的一些尺寸根據這些數據，大概確定架子的長高。這樣架子的地面的結構就確定了。支撐的部件是支撐板，支撐板固定在支承軸上，支承軸安裝在機架上。 為了使機架能夠方便移動，須在架子上裝輪子，因此在架子的4個側面通過螺栓各連接兩個輪子，使得架子和輪子連接牢固?？拷D盤這端安裝有鎖止裝置，使得架子在任何位置都能停止固定。 5.2 架子材料的選擇確定 架子的結構確定后，就需要準備材料，買材料時要考慮鋼材的性能，同時也要考慮成本，再者還要考慮到其美觀，通過到市場調查分析后，臺架選用60㎜×60㎜的方鋼和50×50的角鋼組合制作。其規(guī)格如表一所示。 受力比較小的底架就用50㎜的角鋼制作，其他的受力大的轉架就用60㎜的方鋼制作。在轉架與支撐板的固定處需要用軸連接。 表5-1 鋼材的尺寸 規(guī)格 60㎜×60㎜ 50㎜×50㎜ 橫截面圖 長度 500㎜ 567㎜ 材料 Q235 Q235 5.3 主要梁的強度校核 估算支撐的質量為25㎏（250N），考慮到一些外在壓力，按照重量為600N進行校核。支承軸160㎜，查機械工程材料 P105頁表5-2得，Q235鋼材的屈服強度σ b =375～460MPa，取σ b=375 MP a 解：和軸一樣建立如圖所示的坐標系。 以軸心為x軸，垂直上平面的直線為y軸，一端點為圓點建立如圖6.1所示的平面直角坐標系。 因為：FRD =600N ，把RDE從D點移到E后的受力情況如圖6.1所示。 圖5.1 得到一個F和一個力矩M=Fab×Lbe=600×0.300N·M=180 N·m 計算軸的集慣性矩Ip和抗彎截面系數Wz，因為材料和軸的是一樣的， 所以σ b=375 MP a , Ip=∫y2dA =10.16cm4; W= Ip/y max=6773.6884×10--6m3 所以 σ max= M max / W=180/（6773.69×10--6）P a=0.26MP a 也設安全系數：K=5 故：K×σ max=5×0.26MP a=1.5 MP a﹤σ b=375 MP a 因此：也可以做出結論轉架在安全系數為5的情況下也是安全的。 所以可以進行制作。解：以軸心為x軸，垂直上平面的直線為y軸，一端點為圓點建立如圖2.2.1所示的平面直角坐標系。軸的受力分析。軸的軸心受力簡圖如圖2.2.1-b所示。通過受力圖可以明顯看出軸的最大彎矩是在BE點之間。 把F從C點移到B 后的受力情況如圖2.2.1- b 所示。 得到一個F和一個力矩M=F×Lbe