汽車大梁生產(chǎn)線全液壓鉚接機液壓系統(tǒng)設(shè)計說明書(編輯修改稿)
2024-08-31 02:23 本頁面
【文章內(nèi)容簡介】 中一般是根據(jù)結(jié)構(gòu)需要進行設(shè)計，不進行強度計算的。但在高壓系統(tǒng)，一般都要進行強度計算，該鉚接機屬于高壓系統(tǒng)，所以應該進行強度計算，其計算方法如下：（1）缸底厚度的計算（a）平面形缸底當缸底無油孔時： h=(P/[σ])1/2 當缸底有油孔時： H=｛P X D2/D2d0[σ]｝1/2｝ 該鉚接機的液壓缸設(shè)計的屬于缸底有孔的的型號，所以可以按照H=｛P X D2/D2d0[σ]｝1/2｝=10（mm）式中，h缸底的厚度 D2缸底止口內(nèi)徑 P缸內(nèi)最大工作壓力 材料許用應力缸底開口的直徑（2） 缸蓋厚度的計算缸蓋厚度根據(jù)不同的連接形式，分別按下列方法計算：（a） 整體法蘭缸蓋H=｛3P(D1D)/∏D[σ]｝1/2式中，P液壓缸缸受力總和 D1螺釘孔分布圓直徑； D法蘭根部直徑 σ— 許用應力 （b）螺紋連接缸蓋 H=｛3P（D1d）/∏(Dd02d[σ]｝1/2式中，D1螺紋空分布圓直徑； Do法蘭外徑 D0— 連接螺紋中徑 D— 螺釘孔直徑符號意義同前校核螺紋剪切應力和擠壓應力按下式進行τ=P/∏dcpK≤[σ]式中，P螺紋預緊力 Z螺紋工作圈數(shù) K螺紋擰緊系數(shù)（c）橢圓行法蘭H=3Px/b[σ](cm)式中，P作用在兩個螺釘上的總拉力 xBB斷面彎曲力臂 bBB斷面長度其他符號意義同前校核AA斷面彎曲應力可按下式進行：式中，d1法蘭內(nèi)徑 dcp止口平均直徑（3）缸蓋連接強度計算（a）焊接式連接強度計算采用對焊連接時，強度計算如下采用角焊連接時，強度計算如下：σ=4P/∏(Dd1)h2≤[σ]式中，P液壓缸推力 Do缸體外徑 D缸體內(nèi)徑焊接效率，一般可取 b焊角寬度 焊縫材料抗拉許用應力 焊條抗拉強度 安全系數(shù)（b）連接螺栓的強度計算拉應力：σ=4KP/∏d2Z(X105Pa)剪應力：τ=K1KPd0/(X105Pa)式中 P液壓缸最大推力 D液壓港內(nèi)徑Do螺紋直徑D1螺紋內(nèi)徑Z螺栓樹木K擰緊螺紋系數(shù)，一般取K=K1螺紋內(nèi)摩擦系數(shù)，一般取K1=合成應力 許用應力 螺栓材料屈服極限安全系數(shù)，一般取n=該鉚接機采用整體法蘭蓋，其計算結(jié)果為H=｛3P(D1D)/∏D[σ]｝1/2=5(mm) 動力液壓缸缸筒的結(jié)構(gòu)圖如圖15所示 16 動力液壓缸前缸蓋結(jié)構(gòu)圖液壓缸進出油口尺寸的確定液壓缸的進出口尺寸，是根據(jù)油管內(nèi)的平均流速來確定的，要求壓力管內(nèi)的最大平均流速控制在45m/s以內(nèi)，過大會造成壓力損失劇增，而使回路效率下降，并會引起氣蝕，噪音，振動等，因此油口不宜過小，但是，也要注意到結(jié)構(gòu)上的可能，可以按表液壓設(shè)計指導書315液壓缸進出油口尺寸查取當液壓缸內(nèi)徑在71～112時，法蘭接頭的尺寸取20mm,該設(shè)計中的液壓缸內(nèi)徑為110，所以法蘭接口可以取20mm。 1—后缸蓋 2—活塞 3 —半環(huán) 4——活塞桿 5—缸筒 6—固定套 7—前缸蓋 17動力液壓缸缸體結(jié)構(gòu)圖液壓系統(tǒng)分析1）:液壓回路的選擇 首先選擇調(diào)速回路由工況圖(見上圖)得知，這臺鉚接液壓系統(tǒng)的功率是中等功率，同時采用增壓器來提高鉚接時所需壓的較高的壓力，這樣可以用中壓液壓泵，系統(tǒng)中油液循環(huán)必然是開式的分析工況圖可知。在這個液壓系統(tǒng)的工作循環(huán)內(nèi)，液壓缸交替地要求油源提供低壓大流量和高壓小流量的油液。最大流量與最小流量之比約為70，而快進快退所需的時間比式進所需的時間少得多，因此從提高系統(tǒng)效率，節(jié)省能量的角度上來看，采用單個定量泵作為油源顯然是不合適的，宜采用雙泵供油系統(tǒng),或采用限壓式變量泵加調(diào)速閥組成容積節(jié)流調(diào)速系統(tǒng)，但是由于鉚接系統(tǒng)的速度不大，所以選取前者更為合適。在調(diào)速方案確定以后，供油方式,調(diào)速方式均已定。本鉚接機快進快退速度較大，為了保證換向平穩(wěn)，且液壓缸在快進時為差動連接，故采用三位五通Y型電液換向閥來實現(xiàn)運動換向，并實現(xiàn)差動連接。壓元件的選擇1）液壓泵 MPa， MPa見《液壓傳動與氣壓傳
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