【正文】 彈簧力42擬定液壓系統(tǒng)原理圖 壓回路 ①主回路和動(dòng)力源由工況分析可知液壓系統(tǒng)在快進(jìn)階段負(fù)載壓力低流量較大且持續(xù)時(shí)間較短而系統(tǒng)在工進(jìn)工退階段負(fù)載壓力較高流量較小持續(xù)時(shí)間長(zhǎng)同時(shí)考慮到在拉推的過(guò)程中負(fù)載變化所引起的運(yùn)動(dòng)波動(dòng)較大為此采用回油節(jié)流調(diào)速并在油路中增設(shè)畜能器這樣可保證拆卸運(yùn)動(dòng)的平穩(wěn)性為方便實(shí)現(xiàn)快進(jìn)工進(jìn)在此采用液壓缸差動(dòng)連接回路這樣所需的流量較小從簡(jiǎn)單經(jīng)濟(jì)觀點(diǎn)此處選用單定量泵供油②由于上已選節(jié)流調(diào)速回路系統(tǒng)必然為開(kāi)式循環(huán)方式③主液壓缸換向與速度換接回路為盡量提高拆卸過(guò)程中的自動(dòng)化程度拉推爪的定位精度同時(shí)考慮到系統(tǒng)壓力流量不是很大拉推爪換向過(guò)渡位置不應(yīng)出現(xiàn)液壓沖擊等因素選用三位四通Y型中位機(jī)能的電磁滑閥作為系統(tǒng)的主換向閥選用二位三通的電磁換向閥實(shí)現(xiàn)差動(dòng)連接通過(guò)電氣行程開(kāi)關(guān)控制換向閥電磁鐵的的通斷電即可實(shí)現(xiàn)自動(dòng)換向和速度換接④拉推爪缸控制回路與控制由于拉推爪是用液壓力和彈簧力共同實(shí)現(xiàn)收縮和伸展運(yùn)動(dòng)故采用一個(gè)二位二通的電磁換向閥即可實(shí)現(xiàn)進(jìn)油回油由于實(shí)現(xiàn)運(yùn)動(dòng)的液壓力較小所以在連接主油路時(shí)應(yīng)該加減壓閥以實(shí)現(xiàn)降壓⑤壓力控制回路在泵的出口并聯(lián)一先導(dǎo)式溢流閥實(shí)現(xiàn)系統(tǒng)定壓溢流同時(shí)在該溢流閥的遠(yuǎn)程控制口連接一個(gè)二位二通的電磁換向閥以便一個(gè)工作循環(huán)結(jié)束后等待裝卸工件時(shí)液壓泵卸載并便于液壓泵空載下迅速啟動(dòng) 壓系統(tǒng)在回路初步選定的基礎(chǔ)上只要再添加一些必要的輔助回路便可組成完整的液壓系統(tǒng)了例如在液壓泵進(jìn)油口吸油口設(shè)置一過(guò)濾器出口設(shè)一壓力表及壓力表開(kāi)關(guān)以便觀測(cè)泵的壓力經(jīng)整理的液壓系統(tǒng)如下圖31所示圖41 液壓系統(tǒng)圖43液壓系統(tǒng)的計(jì)算和選擇液壓元件 主要尺寸的確定①初選工作壓力P工作壓力P可根據(jù)負(fù)載的大小及機(jī)器的類(lèi)型來(lái)初步確定現(xiàn)參閱文獻(xiàn)[2]表2342和表2343初選液壓缸工作壓力為25Mpa ②計(jì)算主液壓缸內(nèi)徑D和活塞桿的直徑d由工況分析得液壓缸最大負(fù)載為901254N由文獻(xiàn)[2]表2344取背壓力 05Mpa按表2346和2445取按文獻(xiàn)[2]公式23418 得 式 41 由文獻(xiàn)[2]表2347將液壓缸內(nèi)徑圓整為標(biāo)準(zhǔn)系列直徑D 80mm由文獻(xiàn)[2]表2348將液壓缸活塞缸直徑圓整為標(biāo)準(zhǔn)系列直徑d 45mm ③計(jì)算拉推爪缸的內(nèi)徑 因?yàn)榈V車(chē)車(chē)輪軸承為圓錐滾子軸承軸承代號(hào)為7300其外圈內(nèi)直徑約為88cm考慮到拆卸的剛度拉推爪缸壁的厚度拉推爪缸的裝配等問(wèn)題 現(xiàn)根據(jù)文獻(xiàn)[2]表2347液壓缸內(nèi)徑系列選取內(nèi)徑D 50mm ④按最低工進(jìn)速度驗(yàn)算液壓缸的最小穩(wěn)定速度由文獻(xiàn)[5]公式24可得 式 42 式中 是由產(chǎn)品樣本查得GE系列節(jié)流閥的最小穩(wěn)定速度為005Lmin本設(shè)計(jì)中節(jié)流閥安裝在回油路上故液壓缸節(jié)流腔有效工作面積應(yīng)選液壓有桿腔的實(shí)際面積即可見(jiàn)上述不等式能滿(mǎn)足液壓缸能達(dá)到所需的低速⑤計(jì)算在各工作階段液壓缸所需要的流量⑥確定液壓泵的流量壓力和選擇泵的規(guī)格1泵的工作壓力的確定考慮到正常工作中進(jìn)油管路有一定的壓力損失所以泵的工作壓力為 式 43 式中液壓泵最大工作壓力 執(zhí)行元件最大工作壓力 進(jìn)油管路中的壓力損失初算簡(jiǎn)單系統(tǒng)可取02 05Mpa復(fù)雜系統(tǒng)取05 15Mpa本設(shè)計(jì)取05Mpa上述計(jì)算所得的是系統(tǒng)的靜態(tài)壓力考慮到系統(tǒng)在各種工況的過(guò)渡階段出現(xiàn)的動(dòng)態(tài)壓力往往超過(guò)靜態(tài)壓力另外考慮到一定的壓力貯備量并確保泵的壽命因此選泵的額定壓力應(yīng)滿(mǎn)足中低系統(tǒng)取小值高壓系統(tǒng)取大值在本設(shè)計(jì)中取2泵流量的確定液壓泵的最大流量應(yīng)為 式 44 式中 液壓泵的最大流量 同時(shí)動(dòng)作的各執(zhí)行元件所需流量之和的最大值如果這時(shí)溢流閥正進(jìn)行工作尚需加溢流閥的最小流量23Lmin系統(tǒng)泄漏系數(shù)一般取 11 13現(xiàn)取 12所以 3選擇液壓泵的的規(guī)格 根據(jù)以上算得的和再查閱有關(guān)手冊(cè)現(xiàn)選用型齒輪泵該泵的基本參數(shù)為每轉(zhuǎn)排量泵的額定壓力電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速驅(qū)動(dòng)功率為021KW總效率為07重量為28Kg 4選擇與液壓相匹配的電動(dòng)機(jī)首先分別算出快進(jìn)工進(jìn)等各階段的的功率取最大者作為選擇電動(dòng)機(jī)規(guī)格的依據(jù)因?yàn)榭爝M(jìn)時(shí)的外負(fù)載約為零拉爪缸的負(fù)載也遠(yuǎn)小于工進(jìn)工退所以其功率也都小于工進(jìn)工退時(shí)的功率因此現(xiàn)只需計(jì)算工進(jìn)工退的功率即可工進(jìn)工退時(shí)外負(fù)載都為901254N進(jìn)油路的壓力損失定為03Mpa由文獻(xiàn)[5]公式14可得 式 45 式 46 由文獻(xiàn)[5]公式16得 式 47 式中 為液壓泵的效率為07查閱電動(dòng)機(jī)產(chǎn)品樣本現(xiàn)選用Y90S4型電動(dòng)機(jī)其額定功率為11KW額定轉(zhuǎn)速為1400rmin 壓元件根據(jù)系統(tǒng)的工作壓力和實(shí)際通過(guò)該閥的最大流量選擇有定型產(chǎn)品的閥件溢流閥按液壓泵的最大流量選取對(duì)于節(jié)流閥要考慮最小穩(wěn)定流量應(yīng)滿(mǎn)足執(zhí)行機(jī)構(gòu)最低穩(wěn)定速度的要求現(xiàn)查產(chǎn)品樣本所選擇的元件型號(hào)規(guī)格如下表41所列壓油液 根據(jù)所選用的液壓泵類(lèi)型由文獻(xiàn)[4]表117選用牌號(hào)為L(zhǎng)HL32的油液考慮到油的最低溫度為15查得15時(shí)該液壓油的運(yùn)動(dòng)粘度為150cst 15油的密度為920表41 液壓元件明細(xì)表序號(hào) 元件名稱(chēng) 型號(hào)規(guī)格 額定流量Lmin 額定壓力Mpa 1 濾油器 XUA1680J 12 1 2 液壓泵 63 3 壓力表開(kāi)關(guān) K3B 63 4 壓力表 Y60 測(cè)壓范圍 010 5 溢流閥 Y25B 25 63 6 二位二通電磁閥 22D10BH 63 63 7 單向閥 I25B 63 25 8 三位四通電磁閥 34D25B 63 25 9 節(jié)流閥 LD6B 94 10 10 二位三通電磁閥 23D25B 63 25 12 蓄能器 10 13 減壓閥 JD6B 10 調(diào)壓范圍 069 14 二位二通電磁閥 22D10BH 63 63 44液壓系統(tǒng)的驗(yàn)算已知該液壓系統(tǒng)中吸油管內(nèi)徑為15mm其余管道為6mm各段長(zhǎng)度分別為AB 03mAC 17mAD 17mDE 2m 壓力損失的驗(yàn)算①工進(jìn)時(shí)進(jìn)油路壓力損失運(yùn)動(dòng)部件工作進(jìn)給時(shí)最大速度為042mmin進(jìn)給時(shí)的最大流量為則液壓油在管內(nèi)的流速為 式 48 管道雷諾數(shù)為 式 49 由于 2300可見(jiàn)油液在管道內(nèi)流態(tài)為層流所以其沿程阻力系數(shù) 式 410 進(jìn)油管道BC的沿程壓力損失為 式 411 式中 液壓油管的內(nèi)徑根據(jù)說(shuō)明書(shū)液壓輔助元件的設(shè)計(jì)可知d為6mm 液壓油的密度查產(chǎn)品樣本可知換向閥34D25B的壓力損失忽略油液通過(guò)管接頭油路拐彎等處的局部壓力損失則進(jìn)油口的總壓力損失為 式 412 ②工進(jìn)時(shí)回油路的壓力損失由于選用的是單活塞桿液壓缸且液壓缸有桿腔的工作面積約為無(wú)桿腔的工作面積的二分之一則回油管道的流量為進(jìn)油管道的二分之一則 回油管道的沿程壓力損失為 式 413 查產(chǎn)品樣本知換向閥23D25B的壓力損失換向閥34D25的壓力損失節(jié)流閥LD6B的壓力損失為回油路的總壓力損失為③變量泵出口處的壓力 式 414 式中液壓缸的效率取095 為無(wú)桿腔的面積 為有桿腔的面積所以 294Mpa由于快進(jìn)和拉爪伸縮兩個(gè)階段的外負(fù)載較小故其損失驗(yàn)算從略 上述驗(yàn)算表明無(wú)需修改原設(shè)計(jì) 系統(tǒng)溫升的驗(yàn)算液壓系統(tǒng)在整個(gè)循環(huán)中快進(jìn)拉爪伸縮的過(guò)程時(shí)間很短工進(jìn)工退的速度一樣時(shí)間較長(zhǎng)占整個(gè)循環(huán)時(shí)間的90以上所以系統(tǒng)溫升可概略用工進(jìn)時(shí)的數(shù)值來(lái)代表工進(jìn)時(shí)v 6cmmin則此時(shí)泵的效率為01泵的出口壓力為294Mpa則有 式 415 式 416 此時(shí)的功率損失為可見(jiàn)在工進(jìn)時(shí)功率損失為0057Kw假定系統(tǒng)的散熱狀況一般取油箱的散熱面積A為 式 417 式中 V液壓油箱的容量根據(jù)說(shuō)明書(shū)液壓油箱的設(shè)計(jì)可得V 40L系統(tǒng)溫升為此溫升滿(mǎn)足了許用溫升的要求5 液壓缸的設(shè)計(jì)根據(jù)選定的工作壓力和材料進(jìn)行液壓缸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)參數(shù)計(jì)算如缸體壁厚缸蓋結(jié)構(gòu)密封形式排氣與緩沖裝置等51主液壓缸的總體設(shè)計(jì)缸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)①根據(jù)主缸的總體設(shè)計(jì)要求按文獻(xiàn)[2]表23639選擇液壓缸類(lèi)型為雙作用液壓缸緩沖式根據(jù)機(jī)構(gòu)的結(jié)構(gòu)要求按文獻(xiàn)[2]表23640選擇液壓缸的安裝方式為尾部法蘭型②液壓缸的主要性能參數(shù)和主要尺寸前面已確定缸的參數(shù)計(jì)算①缸筒壁厚的計(jì)算由于該系統(tǒng)為中低壓系統(tǒng)按公式計(jì)算所得的液壓缸厚度往往很小使缸體的剛度往往很不夠如在切削過(guò)程中變形安裝變形等引起液壓缸工作過(guò)程卡死或漏油因此一般不作公式計(jì)算按經(jīng)驗(yàn)選取然后按以下公式進(jìn)行校核 式 51 式中 液壓缸缸筒的厚度 試驗(yàn)壓力Mpa當(dāng)工作壓力時(shí)工作壓力時(shí) D液壓缸內(nèi)徑m 缸體的許用應(yīng)力Mpa 式 52 式中缸體材料的抗拉強(qiáng)度Mpa 安全系數(shù)一般取n 5 由文獻(xiàn)[2]表23659工程機(jī)械液壓缸外徑系列根據(jù)內(nèi)徑為80mm取外徑為95mm則厚度 75mm同時(shí)按表備注選取液壓缸體為無(wú)縫鋼管材料為20鋼由文獻(xiàn)[10]表14得20鋼的抗拉強(qiáng)度為 420Mpa 所以 式 53 由于上不等式成立故所選壁厚滿(mǎn)足要求2液壓缸油口直徑的計(jì)算 由文獻(xiàn)[2]公式23626 得 式 54 式中 液壓缸油口直徑m 液壓缸內(nèi)徑m 液壓缸最大輸出速度mmin 油口液流速度ms所以 以上結(jié)果現(xiàn)圓整取 11mm根據(jù)油缸的整體設(shè)計(jì)將液壓缸進(jìn)出油口分別設(shè)計(jì)在缸底和缸頭上同時(shí)進(jìn)出口連接形式采用螺孔聯(lián)接由文獻(xiàn)[5]表61選取油口安裝尺寸為M18X15③缸底缸蓋厚度計(jì)算 一般液壓缸為平底缸當(dāng)缸底要設(shè)計(jì)油孔時(shí)由文獻(xiàn)[2]公式23628得 式 55 式中 h缸底厚度m D液壓缸內(nèi)徑m 試驗(yàn)壓力當(dāng)工作壓力時(shí)缸底材料的許用應(yīng)力Mpa 缸底孔直徑m 根據(jù)文獻(xiàn)[2]第二十三篇選取缸底材料為鑄鋼ZG230450由文獻(xiàn)[10]表14得鑄鋼ZG230450的抗拉強(qiáng)度為 450Mpa 再根據(jù)手冊(cè)取安全系數(shù)n為5故其考慮到缸底還設(shè)有緩沖裝置進(jìn)油口排氣閥連接螺栓孔所以設(shè)計(jì)缸頭法蘭厚度為70mm由于在液壓缸缸蓋上有活塞桿導(dǎo)向孔因此其厚度的計(jì)算方法與缸底略有所不同但考慮到缸蓋在缸頭之后只起到固定導(dǎo)向套密封圈防塵圈的作用其所受的壓力比缸底的小得多在此為了簡(jiǎn)化計(jì)算與缸底有計(jì)算方法一致同時(shí)考慮到密封圈防塵圈的尺寸取缸頭法蘭的厚度H 20mm ④缸頭厚度計(jì)算對(duì)于缸頭選用螺栓連接式法蘭同時(shí)選用材料鑄鋼ZG230450由文獻(xiàn)[2]公式23628 得 式 56 式中 h法蘭厚度m缸底材料的許用應(yīng)力Mpa由文獻(xiàn)[10]表14得鑄鋼ZG230450的抗拉強(qiáng)度為 450Mpa再根據(jù)手冊(cè)取安全系數(shù)n為5故其螺栓孔分布圓直徑m根據(jù)液壓缸外徑為95mm和選用的M10螺栓的螺帽最大半徑為9mm現(xiàn)取螺栓孔分布圓直徑為 115mm密封環(huán)平均直徑 F法蘭受力總和N 式 57 d密封環(huán)內(nèi)徑m由于只采用了一個(gè)O型密封圈密封故取密封環(huán)內(nèi)徑為液壓缸內(nèi)徑d 80mm 密封環(huán)外徑m取缸頭外徑為135mm P系統(tǒng)工作壓力 q附加密封力pa