【正文】 彈簧力42擬定液壓系統(tǒng)原理圖 壓回路 ①主回路和動力源由工況分析可知液壓系統(tǒng)在快進階段負載壓力低流量較大且持續(xù)時間較短而系統(tǒng)在工進工退階段負載壓力較高流量較小持續(xù)時間長同時考慮到在拉推的過程中負載變化所引起的運動波動較大為此采用回油節(jié)流調速并在油路中增設畜能器這樣可保證拆卸運動的平穩(wěn)性為方便實現快進工進在此采用液壓缸差動連接回路這樣所需的流量較小從簡單經濟觀點此處選用單定量泵供油②由于上已選節(jié)流調速回路系統(tǒng)必然為開式循環(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程中的自動化程度拉推爪的定位精度同時考慮到系統(tǒng)壓力流量不是很大拉推爪換向過渡位置不應出現液壓沖擊等因素選用三位四通Y型中位機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現差動連接通過電氣行程開關控制換向閥電磁鐵的的通斷電即可實現自動換向和速度換接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現收縮和伸展運動故采用一個二位二通的電磁換向閥即可實現進油回油由于實現運動的液壓力較小所以在連接主油路時應該加減壓閥以實現降壓⑤壓力控制回路在泵的出口并聯一先導式溢流閥實現系統(tǒng)定壓溢流同時在該溢流閥的遠程控制口連接一個二位二通的電磁換向閥以便一個工作循環(huán)結束后等待裝卸工件時液壓泵卸載并便于液壓泵空載下迅速啟動 壓系統(tǒng)在回路初步選定的基礎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)了例如在液壓泵進油口吸油口設置一過濾器出口設一壓力表及壓力表開關以便觀測泵的壓力經整理的液壓系統(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可根據負載的大小及機器的類型來初步確定現參閱文獻[2]表2342和表2343初選液壓缸工作壓力為25Mpa ②計算主液壓缸內徑D和活塞桿的直徑d由工況分析得液壓缸最大負載為901254N由文獻[2]表2344取背壓力 05Mpa按表2346和2445取按文獻[2]公式23418 得 式 41 由文獻[2]表2347將液壓缸內徑圓整為標準系列直徑D 80mm由文獻[2]表2348將液壓缸活塞缸直徑圓整為標準系列直徑d 45mm ③計算拉推爪缸的內徑 因為礦車車輪軸承為圓錐滾子軸承軸承代號為7300其外圈內直徑約為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題 現根據文獻[2]表2347液壓缸內徑系列選取內徑D 50mm ④按最低工進速度驗算液壓缸的最小穩(wěn)定速度由文獻[5]公式24可得 式 42 式中 是由產品樣本查得GE系列節(jié)流閥的最小穩(wěn)定速度為005Lmin本設計中節(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選液壓有桿腔的實際面積即可見上述不等式能滿足液壓缸能達到所需的低速⑤計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 進油管路中的壓力損失初算簡單系統(tǒng)可取02 05Mpa復雜系統(tǒng)取05 15Mpa本設計取05Mpa上述計算所得的是系統(tǒng)的靜態(tài)壓力考慮到系統(tǒng)在各種工況的過渡階段出現的動態(tài)壓力往往超過靜態(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滿足中低系統(tǒng)取小值高壓系統(tǒng)取大值在本設計中取2泵流量的確定液壓泵的最大流量應為 式 44 式中 液壓泵的最大流量 同時動作的各執(zhí)行元件所需流量之和的最大值如果這時溢流閥正進行工作尚需加溢流閥的最小流量23Lmin系統(tǒng)泄漏系數一般取 11 13現取 12所以 3選擇液壓泵的的規(guī)格 根據以上算得的和再查閱有關手冊現選用型齒輪泵該泵的基本參數為每轉排量泵的額定壓力電動機轉速驅動功率為021KW總效率為07重量為28Kg 4選擇與液壓相匹配的電動機首先分別算出快進工進等各階段的的功率取最大者作為選擇電動機規(guī)格的依據因為快進時的外負載約為零拉爪缸的負載也遠小于工進工退所以其功率也都小于工進工退時的功率因此現只需計算工進工退的功率即可工進工退時外負載都為901254N進油路的壓力損失定為03Mpa由文獻[5]公式14可得 式 45 式 46 由文獻[5]公式16得 式 47 式中 為液壓泵的效率為07查閱電動機產品樣本現選用Y90S4型電動機其額定功率為11KW額定轉速為1400rmin 壓元件根據系統(tǒng)的工作壓力和實際通過該閥的最大流量選擇有定型產品的閥件溢流閥按液壓泵的最大流量選取對于節(jié)流閥要考慮最小穩(wěn)定流量應滿足執(zhí)行機構最低穩(wěn)定速度的要求現查產品樣本所選擇的元件型號規(guī)格如下表41所列壓油液 根據所選用的液壓泵類型由文獻[4]表117選用牌號為LHL32的油液考慮到油的最低溫度為15查得15時該液壓油的運動粘度為150cst 15油的密度為920表41 液壓元件明細表序號 元件名稱 型號規(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 壓力表開關 K3B 63 4 壓力表 Y60 測壓范圍 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 調壓范圍 069 14 二位二通電磁閥 22D10BH 63 63 44液壓系統(tǒng)的驗算已知該液壓系統(tǒng)中吸油管內徑為15mm其余管道為6mm各段長度分別為AB 03mAC 17mAD 17mDE 2m 壓力損失的驗算①工進時進油路壓力損失運動部件工作進給時最大速度為042mmin進給時的最大流量為則液壓油在管內的流速為 式 48 管道雷諾數為 式 49 由于 2300可見油液在管道內流態(tài)為層流所以其沿程阻力系數 式 410 進油管道BC的沿程壓力損失為 式 411 式中 液壓油管的內徑根據說明書液壓輔助元件的設計可知d為6mm 液壓油的密度查產品樣本可知換向閥34D25B的壓力損失忽略油液通過管接頭油路拐彎等處的局部壓力損失則進油口的總壓力損失為 式 412 ②工進時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桿腔的工作面積的二分之一則回油管道的流量為進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 為無桿腔的面積 為有桿腔的面積所以 294Mpa由于快進和拉爪伸縮兩個階段的外負載較小故其損失驗算從略 上述驗算表明無需修改原設計 系統(tǒng)溫升的驗算液壓系統(tǒng)在整個循環(huán)中快進拉爪伸縮的過程時間很短工進工退的速度一樣時間較長占整個循環(huán)時間的90以上所以系統(tǒng)溫升可概略用工進時的數值來代表工進時v 6cmmin則此時泵的效率為01泵的出口壓力為294Mpa則有 式 415 式 416 此時的功率損失為可見在工進時功率損失為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說明書液壓油箱的設計可得V 40L系統(tǒng)溫升為此溫升滿足了許用溫升的要求5 液壓缸的設計根據選定的工作壓力和材料進行液壓缸的結構設計參數計算如缸體壁厚缸蓋結構密封形式排氣與緩沖裝置等51主液壓缸的總體設計缸的結構設計①根據主缸的總體設計要求按文獻[2]表23639選擇液壓缸類型為雙作用液壓缸緩沖式根據機構的結構要求按文獻[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和主要尺寸前面已確定缸的參數計算①缸筒壁厚的計算由于該系統(tǒng)為中低壓系統(tǒng)按公式計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程中變形安裝變形等引起液壓缸工作過程卡死或漏油因此一般不作公式計算按經驗選取然后按以下公式進行校核 式 51 式中 液壓缸缸筒的厚度 試驗壓力Mpa當工作壓力時工作壓力時 D液壓缸內徑m 缸體的許用應力Mpa 式 52 式中缸體材料的抗拉強度Mpa 安全系數一般取n 5 由文獻[2]表23659工程機械液壓缸外徑系列根據內徑為80mm取外徑為95mm則厚度 75mm同時按表備注選取液壓缸體為無縫鋼管材料為20鋼由文獻[10]表14得20鋼的抗拉強度為 420Mpa 所以 式 53 由于上不等式成立故所選壁厚滿足要求2液壓缸油口直徑的計算 由文獻[2]公式23626 得 式 54 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mmin 油口液流速度ms所以 以上結果現圓整取 11mm根據油缸的整體設計將液壓缸進出油口分別設計在缸底和缸頭上同時進出口連接形式采用螺孔聯接由文獻[5]表61選取油口安裝尺寸為M18X15③缸底缸蓋厚度計算 一般液壓缸為平底缸當缸底要設計油孔時由文獻[2]公式23628得 式 55 式中 h缸底厚度m D液壓缸內徑m 試驗壓力當工作壓力時缸底材料的許用應力Mpa 缸底孔直徑m 根據文獻[2]第二十三篇選取缸底材料為鑄鋼ZG230450由文獻[10]表14得鑄鋼ZG230450的抗拉強度為 450Mpa 再根據手冊取安全系數n為5故其考慮到缸底還設有緩沖裝置進油口排氣閥連接螺栓孔所以設計缸頭法蘭厚度為70mm由于在液壓缸缸蓋上有活塞桿導向孔因此其厚度的計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化計算與缸底有計算方法一致同時考慮到密封圈防塵圈的尺寸取缸頭法蘭的厚度H 20mm ④缸頭厚度計算對于缸頭選用螺栓連接式法蘭同時選用材料鑄鋼ZG230450由文獻[2]公式23628 得 式 56 式中 h法蘭厚度m缸底材料的許用應力Mpa由文獻[10]表14得鑄鋼ZG230450的抗拉強度為 450Mpa再根據手冊取安全系數n為5故其螺栓孔分布圓直徑m根據液壓缸外徑為95mm和選用的M10螺栓的螺帽最大半徑為9mm現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)內徑m由于只采用了一個O型密封圈密封故取密封環(huán)內徑為液壓缸內徑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