【文章內(nèi)容簡介】 ?? () 式中： P1—液壓缸 最大 工作壓力； P2—產(chǎn)生的 回路背壓， 在高壓系統(tǒng)計算是 可以忽略不計； F—最大負載； （ 1F =2021kN） ηcm—液壓缸機械效率，一般 ηcm = ～ 。 可求得液壓缸內(nèi)徑 即： D= 1024 66??? ?? PaN≈358mm 查柱塞標準直徑表 [10]JB202176，將液壓缸的直徑 D 圓整后，選取相近的標準系列直徑，得 1D =360mm。 液壓主缸活塞桿直徑計算公式如下所示： pFDd ?221 4?? （ ） 式中： F2為主缸回程時，最大壓力，（ 2F =400kN） 代入數(shù)據(jù)得 d=，按標準取整 d=250mm。 液壓機主缸內(nèi)部尺寸設(shè)計 通過上述初步設(shè)計計算，得到缸體內(nèi)徑 D、活塞桿直徑 d。接下來對主缸其他參數(shù)進行設(shè)計計算。 1) 主缸缸體材料的選擇 及其工藝要求 液壓缸的構(gòu)造一般有厚壁圓筒、薄壁圓筒兩種不同結(jié)構(gòu)。 當滿足 D/δ≥10 時則 為薄壁圓筒液壓缸，反之則為厚壁圓筒液壓缸。缸體材料較多，比如有高強度鑄鐵、灰鑄鐵、鍛鋼等。本次設(shè)計的液壓缸材料選用無縫45鋼。 10 表 鋼筒材料的參數(shù) 型號 b? ≥／ MPa s? ≥／ MPa s? ≥／ % 45 610 360 14 2) 設(shè)計主缸壁厚 計算公式如下所示 ： ][2?? Dpy? （ ） 式中： δ—液壓缸壁厚； D—液壓缸內(nèi)徑； yP —實驗壓力，最大工作壓力的（ ～ ）倍； [σ]—缸筒材料的許用應(yīng)力。無縫鋼管： [σ]=100～ 110MPa 。 主缸壁厚 δ 計算，將 D= ； [σ]= 110MPa ； Py==代入公式（ ）中， 即： mMP a mMP a ?? ??? 計算缸體的外徑 D： D 外 ≥D＋ 2δ （ ） 將參數(shù)代入式（ ）得： D 外 ≥＋ 2? ＝ 外徑取標準直徑系列，得主缸缸體外徑 D 外 ＝ 460mm。 4) 缸蓋厚度計算 缸蓋材料選用 35鋼，查資料，缸蓋厚度計算公式如下： ][ 2 ?yPDt ? （ ） 式中： t—缸蓋的厚度 (mm)； 2D —缸蓋止口直徑 (mm)； [σ]—材料許用應(yīng)力。 即： 11 mMP aMP at ???? 選取缸蓋厚度 t=60mm。 4) 計算主缸最小導(dǎo)向長度 通常液壓缸的最小導(dǎo)向長度符合如下計算公式： 220 DLH ?? （ ） 如下圖 所示： 活塞隔套 圖 式中： L—主缸 最大行程； D—液壓缸的內(nèi)徑。 查表 中參數(shù)可知，主缸的最大行程 H=710mm，液壓缸內(nèi)徑 D=360mm代入公式（ ）中，得主缸最小導(dǎo)向長度。 即： mmmmmmH ??? 查 閱 相關(guān)資料，不 能 過分增大 l1 和 B 的數(shù)值來 保證 最小導(dǎo)向長度。 計算 隔套的 長度 C，即： )(21 1 BlHC ??? （ ） 式中 ： B—活塞的寬度，取 B=（ ～ ） D； l1—缸蓋滑動支承面的長度， 當 D＞ 80mm時，取 l1=（ ～ ） d。 12 代 入公式： mmC 2)250360( ?????? 5) 主缸活塞設(shè)計 主缸活塞材料選用 HT200。 活塞寬度系數(shù)取 ，則活塞的寬度為： B==360mm =288mm 取 B=290mm。 6) 計算 主缸長度 缸體內(nèi)部長度 為 活塞的行程 長度加上 活塞的 長度 。缸體的長度 L 小于或者等 于內(nèi)徑 D 的 20～ 30 倍，即： L≤（ 20～ 30） D () 由于 L=710mm， B=290mm， t=60mm，主缸的長度取 L 缸 =1200mm。 主缸設(shè)計結(jié)構(gòu)如圖 所示： 圖 主缸 13 頂出缸計算 查表 21，選取 頂出缸的工作壓力 為 12MPa, 頂出缸的負載最大 為 350kN， d/D 為 ，取液壓缸的機械效率 ηcm = 。液壓缸受力如圖 所示。 圖 液壓機頂出缸缸受力簡圖 將參數(shù)代入公式（ ），求得液壓缸內(nèi)徑 D： D= 66??? ?? Pa Nmm≈198mm （ ） 查 資料 [10],將液壓缸的內(nèi)徑圓整為標準系列直徑，取 D=200mm； 由 d/D= 得活塞桿直徑 ， 即： d==≈138mm 同理查表 25 [11]。 將活塞桿直徑圓整為標準系列，取 d=140mm。 頂出缸各部件計算 1) 頂出缸缸體材料 選擇 表 鋼筒所選材料 型 號 b? ≥／ MPa s? ≥／ MPa s? ≥／ % 45 610 360 14 2) 頂出缸壁厚的確定 將 D= ； [σ]= 110MPa ； yP == 代入公式（ ）中，即： mMP amMP a ?? ??? 14 將 D= ；取 δ= D 外 ≥＋ ＝ 圓整得 D 外＝ 240mm。 3) 頂出缸缸蓋材料、厚度的確定 缸蓋選用 35 鋼。缸蓋厚度計算公式見式（ ）： 即： mMP aMP at ???? （ ） 取缸蓋厚度 t=25mm。 4) 頂出缸最小導(dǎo)向長度 由表 知頂出活塞行程 L=250mm，缸內(nèi)徑 D=200mm，代入公式 ()， 即： mmmmmmH ??? （ ） 5) 頂出缸活塞方案擬定，技術(shù)要求 頂出缸活塞選用 HT200。 活塞寬度系數(shù)為 ，則 B==200mm =160mm 取活塞 B=160mm。 查表 210 [6]， 液壓機頂出缸工作壓力遠遠小于主缸壓力， 故 選用 O 形密封圈。 6) 頂出缸長度的確定 液壓缸缸體內(nèi)部長度等于活塞的行程與活塞的寬度之和。缸體的外形尺寸應(yīng)考慮兩端端蓋的厚度，長度 L 小于等于缸體內(nèi)徑 D 的 20～ 30 倍，即： L≤（ 20～30） D 。 由主缸行程為 250mm，活塞寬度為 160mm,缸蓋厚度為 25mm， 通過計算取 L=650mm。 主機負載受力分析 導(dǎo)柱設(shè)計計算 本設(shè)計最大的工作負載為 200T（ 2021kN），主缸回程力為 400kN，頂出缸頂出力為 350kN。因為工作時的載荷遠遠超過其它工況時的負載，故在進行載荷的設(shè)計計算時，取負載 200T 對液壓機中導(dǎo)柱進行受力分析計算。 15 在 “三梁四柱式結(jié)構(gòu) ”中 ， 對導(dǎo)柱做如下受力分析，如下圖 所示， 當力作用在橫梁和導(dǎo)柱上，此時橫梁受壓，由于反作用力，導(dǎo)柱受到相應(yīng)的拉 力。 橫梁導(dǎo)柱 F最大受力負載 T導(dǎo)柱拉力 圖 、導(dǎo)柱受力分析圖 材料選擇：由受力分析可知，在負載時，導(dǎo)柱受到較強的拉力，故在選擇材料是應(yīng)具備較強的抗拉強度，故選擇 45 號鋼。 加工工藝：在工作時，導(dǎo)柱不僅僅有拉力的存在，還有與上下滑塊之間的摩擦力，為了減少導(dǎo)柱表明的磨損程度，增加受用壽命，通過金屬表明熱處理能有效的增加導(dǎo)柱的耐磨性和表明硬度，表面淬火和表明熱處理。 導(dǎo)柱設(shè)計計算： 液壓機最大受到 2021kN 的負載，作用在 4根導(dǎo) 柱上，這每根導(dǎo)柱 受 到 500kN的拉力，由許用拉應(yīng)力公式 ()，計算出導(dǎo)柱的安全直徑 D。 AF?][? (） 式中： ][? — 許用應(yīng)力； 45 鋼 ][? =80～ 100MPa； F— 導(dǎo)柱軸向拉力； A— 導(dǎo)柱橫截面積。 即： mPaNFD ][466 ????????? 取 D=90mm，為防止液壓機工作時導(dǎo)柱受力斷裂，為了液壓機安全性、可靠 16 性，選取導(dǎo)柱直徑時，可以適當加大導(dǎo)柱直徑，取 D=110mm。 立柱的連接形式比較選擇 如圖所示，通常連接形式有如下三種： 圖 立柱與橫梁的連接形式 （ 1） 雙螺母式 特點：加工較方便。但螺母必須有良好的預(yù)緊，否則會造成螺母的松動，從而導(dǎo)致機架的不穩(wěn)定。一般應(yīng)用在小型液壓機。 （ 2） 錐臺式 特點：剛性較好，但加工相對復(fù)雜，一旦裝配完成不能做相應(yīng)的調(diào)整。 （ 3） 錐套 式 特點：可以消除立柱與橫梁之間的間隙，有利于安裝與配合。但長期使用會使錐套松動，影響機架剛性。 [12] 綜上所述，本次設(shè)計選擇錐臺式立柱聯(lián)結(jié)。 活動橫梁的結(jié)構(gòu)設(shè)計 活動橫梁的結(jié)構(gòu)如下所示 圖 17 作用：通過與主缸活塞缸聯(lián)結(jié)傳遞工作壓力，四角開有導(dǎo)向孔，可以沿導(dǎo)向柱方向運動。橫梁下面開有凹槽，可以安裝上模具，所以需要有較強的剛度和導(dǎo)向性能。初步設(shè)計橫梁的長為 1310mm，寬 1050mm，高 350mm。 工作臺的設(shè) 計 材料選用鑄鋼 45。 設(shè)計工藝要求：為了在加工時，能很好的將所需加工的模具固定在工作臺上，可以選擇將工作臺表面設(shè)計成 T 形槽的樣式 圖 工作臺 T形槽 18 第 4 章 四柱式液壓機強度計算與校核 缸體強度的計算與校核 主缸中段強度 選用 45 鋼作缸體材料，對缸筒做初步受力分析，最大應(yīng)力應(yīng)該出現(xiàn)在缸內(nèi)壁，應(yīng)用第四強度理論進行計算。 圖 缸體 MP apD D 120~100][D3 22121m a x ???? ?? （ ） 式中 D1=， D0= m； P=20MPa 帶入數(shù)據(jù)得： 22 2m a x ????? = ? ???? 經(jīng)上述計算，故強度小于缸筒材料的許用應(yīng)力，設(shè)計合理，滿足要求。 支承臺肩計算 支承臺肩接觸面擠壓壓力計算公式如下： ? ??? ????? ])2()2[( 2322 SDSD P （ ） 式中 [σ]——材料 許用應(yīng)力 19 S——支承臺肩倒角或圓角半徑 D2 ——主缸體上螺紋外徑 8 2 MPP ????主 [σ]=100MPa 圖 油缸支承臺肩尺寸 式中： P=2021kN ， 3D =460mm S=2mm 由上式可得 ? ? ? ? SSDPD ??????? 222 ?主 （ ） 代入數(shù)據(jù) ? ? 22 ????????D 取 D3=50 cm 缸底強度校核 按圓形平板彎曲計算，公式如下： ? ???? ?? BpD=100MPa （ ） 式中： D=360mm B=110mm P=20MPa 20 圖 缸底簡圖 D DD i??＝? （ ） 式中 D1= 7 0 ???? 將數(shù)據(jù)代入公式，得：2 ????? =??? ， 強度滿足要求。 缸口導(dǎo)套擠壓計算 （ 1）作用在缸口導(dǎo)套上的力，缸口導(dǎo)套材料 HT200： pdDP )( 211 ?? （ ） 式中： 1D =360mm d=250mm 代入數(shù)據(jù)，得： 1P = KN522 )(7 8 ???? （ 2）螺栓計算 選擇 12 個 M24 的螺栓，螺栓材料選為 45 鋼， M24 螺紋內(nèi)徑為 ，則拉伸應(yīng)力公式： ? ??? ??11nFP