0009-液壓升降臺設計,液壓,升降臺,設計 摘 要 本次畢業(yè)設計對象是液壓升降平臺，這套裝置主要用于舉升重物。它的舉升高度為1米，舉升重量為1噸，其動作主要是由兩個雙作用液壓缸推動“X”型架，帶動上板來實現(xiàn)的。該液壓升降平臺主要由兩個部分組成：機械部分和液壓部分，其中機械部分主要由上板架、下板架、內(nèi)連桿和外連桿四部分組成。本設計設計、選擇了機械部分材料與結構，并對其進行受理分析與校核，以便檢驗是否滿足強度、剛度的要求，分析及校核的結果證明機械結構的設計可以滿足要求。在對液壓控制系統(tǒng)的設計過程中，先進行了總體方案設計。在選擇液壓的各個控制回路的時候，在對各個回路進行了對比后調(diào)速回路我選擇了進油口節(jié)流調(diào)速回路；卸荷回路我選擇了帶有二位二通電磁換向閥的卸荷回路；保壓回路我選擇的是用液控單向閥的保壓回路。確定了各種基本回路后，又確定了液壓系統(tǒng)的傳動形式，由于開式系統(tǒng)所具有的系統(tǒng)簡單和散熱條件好等優(yōu)點，所以把傳動系統(tǒng)確定為開式系統(tǒng)。在擬定液壓系統(tǒng)原理圖后，對液壓元件及輔件進行了設計、選擇，并對其進行校核。經(jīng)過計算后液壓缸選定為45毫米的液壓缸，液壓泵選定為齒輪泵，根據(jù)系統(tǒng)工作的最大功率我選擇的電動機為Y112M-4行三相異步電動機。在確定泵后，又對其他的元件及輔件進行了合理的選擇，最后確定各種元件后,進一步完成了我的設計題目。 關鍵詞: 液壓；升降平臺；上板架；下板架；內(nèi)連桿；外連桿 Abstract I graduated from the current design is done mainly hydraulic lifts, mainly divided into two parts: mechanical and hydraulic parts. Mechanical parts which I think the main needs to be considered is the subject of several major part of the intensity: on board planes, under the board planes, within and outside link connecting rod. In this part of my four were on board from top to bottom-line Analysis of the internal and external linkage, I had the strength check. After my analysis and after checking I think I can satisfy the design requirements. Then I entered the various parts of the hydraulic choice. In the choice of the hydraulic control circuit all the time, in the loop on a comparison of the governor after I selected the import speed loop circuit; unloading loop I chose the valve of the unloading circuit; packing circuit I have chosen The use of one-way valve controlling the packing circuit. In determining the needs of the various circuit I, I'm sure I wear the hydraulic system of fixed form, according to open-system and the system simple cooling system features good condition, I set my drive system for open - System. On the other hydraulic components accessories choice, I had to them after the calculation of the hydraulic cylinders after I voted 45 mm of hydraulic cylinders, according to the transmission gear pump stability, I take my pump as a gear Pump, according to my system the maximum power of the work I elected to the motor Y112M-4 to three-phase asynchronous motor. I set the pump, I also based on this I need the yuan other accessories for a reasonable Choose, finally, I identified a variety of components, further complete the design of the topics I. Keywords：Mechanical;Hydraulic; Panels from top to bottom;Inside and outside link II 目錄 摘 要 I Abstract II 第1章 緒論 1 第2章 確定液壓系統(tǒng)方案 2 2.1確定基本回路 2 2.1.1卸荷回路 2 2.1.2 調(diào)速回路的確定 4 2.1.3保壓回路的確定 7 2.2 液壓傳動系統(tǒng)的形式確定 9 2．3 液壓系統(tǒng)原理圖 10 第3章 設計、選擇液壓元件、輔件 11 3.1確定液壓缸系數(shù) 11 3.1.1 初選系統(tǒng)壓力 11 3.2 液壓輔助元件的計算及選擇 12 3.3油箱的設計 12 3.3.1油箱的設計要點 13 3.3.2油箱容積計算 13 3.4 其它元、輔件的選擇 13 3.4.1.吸油濾油器 13 3.4.2選擇濾油器的基本要求 14 3.4.3溢流閥的選擇 14 3.4.4壓力表開關選擇 14 3.4.5單向節(jié)流閥 15 3.4.6液控單向閥的選擇 15 3.5閥塊的設計 15 3.6 效率的計算 16 3.6.1計算沿程壓力損失 16 3.6.2效率計算 18 3.6.3系統(tǒng)發(fā)熱與溫升計算 19 3.6.4液壓系統(tǒng)的一般使用和維護 19 第4章 機械部分的受力分析力 22 第5章 機械部分的強度校核 25 5.1 外連桿強度校核 25 5.2 內(nèi)連桿強度較核 26 5.3 連接兩連桿的銷軸的強度校核 27 第6章 結論 29 參考文獻 30 致謝 31 32 沈陽工業(yè)大學本科畢業(yè)設計 第1章 緒論 液壓傳動能在運動過程中實現(xiàn)無級調(diào)速、調(diào)速方便。液壓傳動簡化了機器結構，減少了零件的數(shù)目。由于系統(tǒng)充滿了油液，對各液壓件有潤滑和冷卻的作用，使之不易磨損，又由于容易實現(xiàn)過載保護，因而壽命長。液壓傳動易于實現(xiàn)標準化、系列化、通用化，便于設計、制造和推廣。 液壓升降平臺由于升降平穩(wěn)、安全可靠、操作簡單，經(jīng)濟實用，被廣泛應用于生產(chǎn)流水線和倉庫、造紙、醫(yī)藥等行業(yè)，主要用于生產(chǎn)流水線高度差之間貨物運送；物料上線、下線；工件裝配時調(diào)節(jié)工件高度；高處給料機送料；大型設備裝配時部件舉升；大型機床上料、下料；倉儲裝卸場所與叉車等搬運車輛配套進行貨物快速裝卸等。因此，對于液壓升降平臺的設計與研究具有重要意義。 我國液壓、氣動和密封工業(yè)雖取得了很大的進步，但與主機發(fā)展需求，以及和世界先進水平相比，還存在不少差距，主要反映在產(chǎn)品品種、性能和可靠性等方面。以液壓產(chǎn)品為例，產(chǎn)品品種只有國外的1/3，壽命為國外的1/2。為了滿足重點主機、進口主機以及重大技術裝備的需要，每年都有大量的液壓、氣動和密封產(chǎn)品進口。據(jù)海關統(tǒng)計及有關資料分析，1998年液壓、氣動和密封件產(chǎn)品的進口額約2億美元，其中液壓約1.4億美元，氣動近0.3億美元，密封約0.3億美元，比1997年稍有下降。按金額計，目前進口產(chǎn)品的國內(nèi)市場占有率約為30%。1998年國內(nèi)市場液壓件需求總量約600萬件，銷售總額近40億元；氣動件需求總量約500萬件，銷售總額7億多元；密封件需求總量約11億件，銷售總額約13億元。 社會需求永遠是推動技術發(fā)展的動力，降低能耗，提高效率，適應環(huán)保需求，機電一體化，高可靠性等是液壓氣動技術繼續(xù)努力的永恒目標，也是液壓氣動產(chǎn)品參與市場競爭是否取勝的關鍵。為了適應這些目標和滿足用戶的需要，現(xiàn)代液壓氣動產(chǎn)品發(fā)展呈如下主要趨勢。 (1) 減少能耗,充分利用能量 液壓技術在將機械能轉換成壓力能及反轉換方面，已取得很大進展，但一直存在能量損耗，主要反映在系統(tǒng)的容積損失和機械損失上。如果全部壓力能都能得到充分利用，則將使能量轉換過程的效率得到顯著提高。為減少壓力能的損失，必須解決下面幾個問題： ①減少元件和系統(tǒng)的內(nèi)部壓力損失，以減少功率損失。主要表現(xiàn)在改進元件內(nèi)部 流道的壓力損失,采用集成化回路和鑄造流道,可減少管道損失,同時還可減少漏油損失。 ②減少或消除系統(tǒng)的節(jié)流損失，盡量減少非安全需要的溢流量，避免采用節(jié)流系 統(tǒng)來調(diào)節(jié)流量和壓力。 ③采用靜壓技術，新型密封材料，減少磨擦損失。 ④發(fā)展小型化、輕量化、復合化、廣泛發(fā)展3通徑、4通徑電磁閥以及低功率電磁閥。 ⑤改善液壓系統(tǒng)性能，采用負荷傳感系統(tǒng)，二次調(diào)節(jié)系統(tǒng)和采用蓄能器回路。 日本小松、日立、川崎、德國Rexroth，Linde，美國Eiton-Vickers’，Parker都采用負荷傳感系統(tǒng)，可節(jié)省功率20-30%。 ⑥為及時維護液壓系統(tǒng)，防止污染對系統(tǒng)壽命和可靠性造成影響，必須發(fā)展新的污染檢測方法，對污染進行在線測量，要及時調(diào)整，不允許滯后，以免由于處理不及時而造成損失。 (2) 主動維護 液壓系統(tǒng)維護已從過去簡單的故障拆修，發(fā)展到故障預測，即發(fā)現(xiàn)故障苗頭時，預先進行維修，清除故障隱患，避免設備惡性事故的發(fā)展。 要實現(xiàn)主動維護技術必須要加強液壓系統(tǒng)故障診斷方法的研究，當前，憑有經(jīng)驗的維修技術人員的感宮和經(jīng)驗，通過看、聽、觸、測等判斷找故障已不適于現(xiàn)代工業(yè)向大型化、連續(xù)化和現(xiàn)代化方向發(fā)展，必須使液壓系統(tǒng)故障診斷現(xiàn)代化，加強專家系統(tǒng)的研究，要總結專家的知識,建立完整的、具有學習功能的專家知識庫，并利用計算機根據(jù)輸入的現(xiàn)象和知識庫中知識，用推理機中存在的推理方法，推算出引出故障的原因，提高維修方案和預防措施。要進一步引發(fā)液壓系統(tǒng)故障診斷專家系統(tǒng)通用工具軟件，對于不同的液壓系統(tǒng)只需修改和增減少量的規(guī)則。另外，還應開發(fā)液壓系統(tǒng)自補償系統(tǒng)，包括自調(diào)整、自潤滑、自校正，在故障發(fā)生之前，進市補償，這是液壓行業(yè)努力的方向。 (3) 機電一體化 電子技術和液壓傳動技術相結合，使傳統(tǒng)的液壓傳協(xié)與控制技術增加了活力，擴大了應用領域。實現(xiàn)機電一體化可以提高工作可靠性，實現(xiàn)液壓系統(tǒng)柔性化、智能化，改變液壓系統(tǒng)效率低，漏油、維修性差等缺點，充分發(fā)揮液壓傳動出力大、貫性小、響應快等優(yōu)點,其主要發(fā)展動向如下： ① 電液伺服比例技術的應用將不斷擴大。液壓系統(tǒng)將由過去的電氣液壓on-oE系統(tǒng)和開環(huán)比例控制系統(tǒng)轉向閉環(huán)比例伺服系統(tǒng),為適應上述發(fā)展,壓力、流量、位置、溫度、速度、加速度等傳感器應實現(xiàn)標準化。計算機接口也應實現(xiàn)統(tǒng)一和兼容。 ② 發(fā)展和計算機直接接口的功耗為5mA以下電磁閥，以及用于脈寬調(diào)制系統(tǒng)的高頻電磁閥(小于3mS)等。 ③ 液壓系統(tǒng)的流量、壓力、溫度、油的污染等數(shù)值將實現(xiàn)自動測量和診斷,由于計算機的價格降低,監(jiān)控系統(tǒng),包括集中監(jiān)控和自動調(diào)節(jié)系統(tǒng)將得到發(fā)展。 ④ 計算機仿真標準化，特別對高精度、“高級”系統(tǒng)更有此要求。 ⑤ 由電子直接控制元件將得到廣泛采用，如電子直接控制液壓泵，采用通用化控制機構也是今后需要探討的問題，液壓產(chǎn)品機電一體化現(xiàn)狀及發(fā)展。 液壓元件由于制造精度高，因而造價相對于機械零件要求，為了做到經(jīng)濟實惠，在選擇液壓元件時，盡量以國內(nèi)同類產(chǎn)品代替國外產(chǎn)品。比如電磁換向閥，我選擇了沈陽液壓件廠的產(chǎn)品，并且有直流電源和交流電源兩種，我選擇了交流電源。因為，雖然用直流電源，電磁換向閥如果卡位，電磁塊不至于被燒壞。但配置一套直流電源的價格遠比一個電磁塊的價格高，況且電磁閥被卡住的情況也是偶而的。權衡了一下還是選擇了交流電池。同理，在一些產(chǎn)品性能不相上下時，我盡量選用了沈陽液壓件廠的產(chǎn)品。可以省去運費和避免一些其它問題，這都降低了成本。 第2章 確定液壓系統(tǒng)方案 液壓系統(tǒng)方案的確定是液壓系統(tǒng)設計的一個重要環(huán)節(jié)。目的是選擇回路，并把各回路組成系統(tǒng)，以便以后確定原理。 理論課上，我們知道任何復雜的液壓系統(tǒng)都是由一些簡單的基本回路構成的。液壓元件又組成了基本回路。所以根據(jù)液壓系統(tǒng)的動作要求和性能特點選液壓元件組成液壓系統(tǒng)。 這次畢業(yè)設計的液壓升降平臺要求為：1 舉升高度為1米；2 原始高度0.6米；3 舉升重量1噸。所設計系統(tǒng)必須能完成舉升動作，并達到以上要求，考慮系統(tǒng)效率以及經(jīng)濟上的一些問題。 2.1確定基本回路 2.1.1卸荷回路 卸荷回路的作用是在電動機不熄火的情況下使液壓油卸荷，即泵輸出的液壓油以最低壓力回油箱。 卸荷回路主要有以下幾種： 如圖2-1采用換向閥的卸荷回路，用三位四通換向閥中位M型（或H，K型）滑閥機能，或在液壓泵出口旁路接二位三通閥，使液壓泵輸出的油液流回油箱，液壓泵卸荷。它適用于低壓小流量（P=2.5Mpa，Qp≦40L/min）的液壓系統(tǒng)，高壓大流量系統(tǒng)用換向閥卸荷時沖擊較大。 圖2-1 換向閥的卸荷回路 圖2-2 溢流閥的卸荷回路 如圖2-2為溢流閥的卸荷回路。當先導式溢流閥1控制管路通過二位二通電磁換向閥3 接回油箱時，液壓泵輸出的油液以很低的壓力經(jīng)溢流閥回油箱。實現(xiàn)液壓泵的卸荷。工作過程中流量變化較大的液壓系統(tǒng)，采用雙連泵供油。 如圖2-3是利用特殊結構的液壓缸使泵卸荷的回路。在液壓缸3活塞向左運動返回終點時，缸體上帶單向閥2的旁通油口開啟，液壓泵的油液從液壓缸的有桿腔經(jīng)過此油口流回油箱，液壓泵卸荷。 我在設計中選擇了第一種卸荷方式，因為其適用于低壓小流量的液壓系統(tǒng)，并比較簡單。 圖2-3 特殊液壓缸使泵卸荷 2.1.2 調(diào)速回路的確定 液壓調(diào)速分為節(jié)流調(diào)速，容積調(diào)速和容積節(jié)流調(diào)速三種方式。節(jié)流調(diào)速，容積節(jié)流調(diào)速只能用于開式系統(tǒng)。容積調(diào)速多用于閉式系統(tǒng)。由于本系統(tǒng)簡單，固采用開式系統(tǒng)，具體原因以后在述。 節(jié)流調(diào)速回路，由流量控制閥，溢流閥，定量泵和執(zhí)行元件等所組成。它通過改變流量控制閥的通流面積，控制和調(diào)節(jié)流入和流出執(zhí)行元件的流量，達到調(diào)速的目的。這種調(diào)速回路具有結構簡單，工作可靠，成本低，使用維護方便，調(diào)速方便，調(diào)速范圍大等優(yōu)點。但它能量損失大，效率低，一般用于功率不大的場合。 由于流量控制閥在回路中的按放位置的不同，節(jié)流調(diào)速回路有進口節(jié)流式，出口節(jié)流式，旁路節(jié)流式和進出口同時節(jié)流式幾種節(jié)流形式。 (1)進口節(jié)流調(diào)速回路（如圖2-4所示） 為使油液通過節(jié)流閥流入液壓缸，液壓泵的工作壓力P必須大于P1，節(jié)流閥的壓差在工作中或因負載變化或因其開度的改變，要在一定的范圍內(nèi)變動。其設定值一般為△Pi=0.2-0.3MPa。 圖2-4 進口節(jié)流調(diào)速 (2)出口節(jié)流調(diào)速回路 這種調(diào)速回路是將節(jié)流閥置在回油路上，用它來控制油腔流出的油量，因而也就控制了進入液壓缸的流量，從而也就控制了液壓缸的速度。 (3)旁路節(jié)流調(diào)速回路（如圖2-5所示） 如圖2-5，這種調(diào)速回路是把節(jié)流閥放在與液壓缸相并聯(lián)的支路上。節(jié)流閥在調(diào)節(jié)流量的同時、起溢出多余流量的作用?；芈分幸缌鏖y起安全閥作用。 1) 當節(jié)流面積一定時，負載越大，速度剛性越大； 2) 當負載不邊時，節(jié)流閥通流面積越小，即速度越大，速度剛性越大； 3) 當活塞面積變大時，減小節(jié)流閥指數(shù)和泄露系數(shù)均可提高速度剛性。 圖2-5 旁路節(jié)流調(diào)速回路 (4)容積節(jié)流調(diào)速回路 容積節(jié)流調(diào)速回路是利用變量泵和節(jié)流閥組合而成的一種調(diào)速回路。它保留了容積調(diào)速回路無溢流損失、效率高和發(fā)熱少的長處。 綜合以上調(diào)速回路的特點，我選擇了進油調(diào)速回路。 2.1.3保壓回路的確定 有些機械回程時如釋放過快，將引起液壓系統(tǒng)劇烈的沖擊、震動和噪聲，基至導致管路和閥門的破裂。 保壓回路有以下幾種： (1) 用液壓單向閥的保壓回路（如圖2-6） 在液壓缸無桿腔油路上接入一個液控單向閥，利用單向閥錐形閥座的密封性能實現(xiàn)保壓。一般在20MP工作壓力下保壓10min。 圖2-6 用單向閥的保壓回路 (2) 用輔助液壓泵保壓回路 在回路中增設一臺輔助液壓泵。當液壓缸加壓完畢要求保壓時，由壓力繼電器發(fā)出電訊號，使輔助液壓泵供油，維持系統(tǒng)壓力不變。 (3) 用蓄能器的保壓回路(如圖2-7) 用重錘式蓄能器在保壓過程中向a點供油、保壓時，蓄能器充入高壓油，重錘上升，觸及限位開關時，使電液換向閥的電磁鐵1Y斷電，主液壓泵卸荷，以后由蓄能器保持系統(tǒng)壓力。此種保壓回路壓力液動小，不超過0.1-0.2MP。 圖2-7 用蓄能器的保壓回路 綜上所述，我選用了第一種用液控單向閥的保壓回路。 2.2 液壓傳動系統(tǒng)的形式確定 液壓傳動系統(tǒng)可分為開式系統(tǒng)和閉式系統(tǒng)。 開式系統(tǒng)中，油泵自油箱吸油，供給執(zhí)行機構，低壓油直接返回油箱，有系統(tǒng)簡單、系統(tǒng)散熱條件好等優(yōu)點。 閉式系統(tǒng)中油泵進油管直接與執(zhí)行機構的排油管相連通，形成一個閉合回路。為了補償系統(tǒng)中泄露損失，還需有一個輔助供油泵，其優(yōu)點是1）油箱所需容積??；2）無論是高壓管路還是低壓管路都有一定壓力。因此空氣難進入，運轉平穩(wěn)；3）系統(tǒng)中采用變量軸向柱塞泵，一般不需要換向閥來改變執(zhí)行機構運行方向，減少了換向時的沖擊。 綜合以上傳動系統(tǒng)的特點我選用開式系統(tǒng)。 2．3 液壓系統(tǒng)原理圖 在以上基本回路確定的基礎上，擬定液壓系統(tǒng)原理圖，如圖2-8所示。 圖2-8 第3章 設計、選擇液壓元件、輔件 3.1確定液壓缸系數(shù) 3.1.1 初選系統(tǒng)壓力 系統(tǒng)壓力選定是否合理直接關系到整個系統(tǒng)設計的合理程度。在液壓系統(tǒng)功率一定情況下，若選取的系統(tǒng)壓力過底，則液壓元、輔件的尺寸、重量就增加，系統(tǒng)造價也相應增加；若系統(tǒng)壓力選的較高，則液壓設備的重量、尺寸和造價會相對較低。由于對制造液壓元件、輔件的材料、密封、制造精度等要求的提高，反而會增大或增加液壓設備的尺寸、重量和造價、其系統(tǒng)效率和使用壽命也會相應下降。 根據(jù)我所要設計的機器的特點，并參照有關資料，我初選系統(tǒng)工作壓力10MP。 1) 計算液壓缸尺寸： 活塞面積 A=F/ηp=2.5x103/0.9x10x106=2.78x10-3m2 D=5.89cm 查表[4]，取液壓缸的內(nèi)徑為63mm，外徑為76mm。 桿徑比d/D，一般按下述原則?。? 當活塞桿受拉時，一般選取d/D=0.3-0.5.當活塞桿手壓時，一般取d/D=0.5-0.7。 所以本設計我取d/D=0.7，即d=0.7D=0.7x58.9=44mm， 取活塞桿直徑為45mm。 2) 泵組選擇： 液壓杠所需流量為 q=2Av=2x1/4π(D2-d2)xV =2x0.25x3.14x632x10-6x2x10-2=7.48L/min q=7.48L/min 查表[4]選取齒輪泵CB3-10.理論排量10ml/r，理論流量14.5L/min，電動機最大功率P=pq/η。 P=106x10x14.5x106/0.8x60=3.02kw 取電動機Y112M-4型：額定功率4KW，效率84.55。 3.2 液壓輔助元件的計算及選擇 1）根據(jù)齒輪泵的額定流量14.5L/min查表（JB827-66）。根據(jù)推薦管路通過流量25L/min的管徑為8mm管路通過6.3L/min的管徑為5.6mm，所以選取公稱直徑D=8mm的鋼管，鋼管外徑為14mm.管接頭連接螺紋M14x1.5。 2）管接頭的類型 管接頭按材料可分為金屬管接頭、軟管接頭和快速接頭。通常選用金屬管接頭。金屬管接頭又可分為擴口式管接頭、卡套式管接頭、焊接式管接頭、球面焊式管接頭。各管接頭的特點如下： 擴口式管接頭：利用管子端部擴口進行密封，不需其他密封件；結構簡單，適用于薄管連接，工作壓力〈8MP。 卡套式管接頭：利用卡套變形卡住管子進行密封，裝拆方便，但對管子尺寸精度要求較高，工作壓力〈31.5MP。 焊接式管接頭：利用“0”型密封圈端面密封，連接牢固可靠，對管子尺寸精度要求不高。管壁要求較厚，裝配時需要焊接。工作壓力〈31.5MP。 球面焊接式管接頭：利用球面進行密封，不需要其它密封件，但加工精度要求較高，裝配時需要焊接。工作壓力≦35MP。 根據(jù)以上介紹的各種管接頭的特點，我選擇了焊接式管接頭，因為它的特點更適合于我所設計的系統(tǒng)。 3.3油箱的設計 油箱的作用是儲油、散發(fā)油的熱量、沉淀油的雜質(zhì)和使油中的氣泡上浮釋出；有時油箱蓋還可以用作油泵裝置和其它液壓元件的底板。 3.3.1油箱的設計要點 （1）油箱必須有足夠大的容積以滿足散熱、容納停機時因重力作用而返回油箱的油，操作時油面保持適當高度的要求； （2）油箱底部做成適當?shù)男倍龋⒃O放油塞； （3）從構造上應考慮清洗換油方便，應設置人孔，便于清洗污物； （4）箱壁上需裝油面指示器，油箱上并裝上溫度計； （5）油箱上應有帶空氣濾清器的通氣孔，有時注油孔和通氣孔可兼用； （6）吸油管和回油管應盡量遠隔開，吸油管離箱底的距離H≧2D（管徑）。距箱邊不小于3D，回油管插入最低油面以下，防止回油時帶入空氣。距箱底h>=2d（管徑）。油的排口面向油箱，管端斜成45度； （7）吸油側和回油側要用隔板隔開，用以分離回油帶來的氣泡和贓物。隔板高度不低于油面到管底高度的3/4； （8）為了防銹、防凝水，油箱內(nèi)壁應用好的耐油涂料。 綜合以上的設計要點，我設計我的油箱,但由于機器工作不頻繁，所以沒有設計溫度計，并設計了兩個隔板。 3.3.2油箱容積計算 按經(jīng)驗公式計算油箱容積：V=（3-5）qp=3x14.5=43.5L 我所設計的油箱設有冷卻器，在這種情況下，油箱的長：寬：高為1：1：1到1：2：3。油面達到油箱高度的80%。油箱的長為370mm,寬為365mm,高為320mm。 3.4 其它元、輔件的選擇 3.4.1.吸油濾油器 濾油器有以下幾種形式、用途特性如下： （1）網(wǎng)式濾油器 裝在油泵吸油管上，可以保護油泵。特性為結構簡單，通油能力大，過濾效果差； （2）線隙式濾油器 過濾材料強度低，一般用于低壓系統(tǒng)，特性為結構簡單，過濾效果較好，通油能力大，但不易清洗； （3）紙芯濾油器 用于油的粗過濾，最好與其它濾油器聯(lián)合使用，特性為過濾效果好，精度高，但易阻塞，無法清洗，需要換紙蕊； （4）燒結式濾油器 用于特別要求過濾質(zhì)量的液壓系統(tǒng)中，最好與其它濾油器合用，特性是能在高溫下工作與承受較高壓力，抗腐蝕能力強，制造簡單，性能穩(wěn)定； （5）磁式濾油器 用于濾清帶磁性鐵屑與磨料，特性是效果好，維護復雜； （6）片式濾油器 用于一般過濾，特性為強度大，不易損壞，通油能力大。 3.4.2選擇濾油器的基本要求 （1）過濾精度滿足要求； （2）能力滿足設計系統(tǒng)要求； （3）濾芯應有足夠的強度，不至于因油液壓力而破壞； （4）在一定溫度下，有一定的耐久性； （5）能抵抗濾油的侵蝕； （6）容易清洗和更換濾芯； （7）價錢低廉。 由于液壓系統(tǒng)中對油的要求很高，尤其是油的過濾過程。因此濾油器的選擇非常重要。所以敘述頗多。綜合各種濾油器的特性，我選擇了網(wǎng)式濾油器。泵的流量為14.5L/min。由于經(jīng)驗公式告訴我濾油器過濾能力大于泵的流量的2倍，因此我選的濾油器為XV-40x180j。 3.4.3溢流閥的選擇 由于我設計的系統(tǒng)中有閥塊，閥塊上有溢流閥、換向閥、截止閥（壓力表開關），所以溢流閥選板式溢流閥，系統(tǒng)壓力為10MP，流量為14.5L/mn。所以我選擇了直動式溢流閥型號為DBDS6P10。 3.4.4壓力表開關選擇 由于是板式連接，系統(tǒng)管道公稱直徑8mm。所以我選擇了型號為KF-L8/12E的壓力表開關。 3.4.5單向節(jié)流閥 由于閥塊上沒有安裝單向節(jié)流閥，所以單向節(jié)流閥選管式，根據(jù)管路公稱直徑、流量，我選擇了型號為MK8G10/V的單向節(jié)流閥。 3.4.6 液控單向閥的選擇 選擇液控單向閥為SV10PB120型。各種元件、輔件的詳細型號如表3-1所示： 表3-1 名稱 型號 流量 備注 吸油濾油器 XV-40X180J 40 壓力0.3~0.6損失 液位計 溢流閥 DBDS6P10 齒輪泵 CB3-10 14.5 5.7KW 電動機 Y112M-4 4KW 壓力表 Y-60 截止閥 KF-L8/12E 電磁換向閥 4WEP10/AW220 單向節(jié)流閥 MK8G10/V 液控單向閥 3V10PB120 空氣濾清器 查機械設計手冊取D=45mm 3.5閥塊的設計 我所設計的閥塊相安有電磁換向閥，直動式溢流閥，壓力表開關。根據(jù)所選的以上幾種元、輔件的外形尺寸，初設計閥塊為100X100X100的立方體。 閥塊體如圖3-2： 圖3-1 1)為壓力油入口2)回油口3)側壓口4）油液進系統(tǒng)口5）油液出系統(tǒng)口6）溢流閥瀉油口7）溢流閥進油口8）換向閥進（出）油口（A）9）換向閥進油口10）B口11）換向閥出油口 3.6 效率的計算 3.6.1計算沿程壓力損失 1）判斷流動狀態(tài) 由雷諾系數(shù)Re=vd/r=4Q/3.14dr可知，在油液黏度一定的條件下，Re大小與Q成正比，與管道的內(nèi)徑成反比。 缸的所需流量為7.8L/min，管子公稱直徑為8mm，所以 Re=4Q/πdr=4*Q*7.8*10-3/60*3.14*8*10-3*4.5*10-5=230 由于累諾數(shù)Re小于臨界雷諾數(shù)2000，由此可推論出各工況下的進、回油路中油液的狀態(tài)為層流。 2）計算沿程壓力損失 ΔPc=λl/d*v2*p/2 (5-2) λ=75/Re=75*3.14dv/4Q V=4Q/3.14d2 上式代入沿程壓力損失的計算公式得： ΔPc=150prl/πd4xQ （1）油箱到泵的進口沿程壓力損失： ΔPL1=150ρrl/πd4Q =150*917.4*4.5x10-5*0.2*14.5*10-3/3.14*(8*10-3)4*60=2.3*104Pa （2） 泵出口到閥塊沿程壓力損失： ΔPL2=150ρrl/πd4*Q =150*917.4*4.5*10-5*0.5*14.5*10-3/3.14*(8*10-3)4*60=5.8*104Pa （3） 閥塊到油箱沿程壓力損失： ΔPL3=150ρrl/πd4*Q =150*917.4*4.5*10-5*0.8*7.8*10-3/3.14*(8*10-3)4*60=4.9*104Pa （4） 閥塊到單向節(jié)流閥沿程壓力損失： ΔPL4=150ρrl/πd4*Q =150*917.4*4.5*10-5*0.1*7.8*10-3/3.14*(8*10-3)4*60=0.6*104Pa （5） 單向節(jié)流閥到閥塊2沿程壓力損失： ΔPL5=150ρrl/πd4*Q =150*917.4*4.5*10-5*0.4*7.8*10-3/3.14*(8*10-3)4*60=2.4*104Pa （6） 閥塊到液壓缸沿程壓力損失： ΔPL6=150ρrl/πd4*Q =150*917.4*4.5*10-5*0.6*7.8*10-3/3.14*(8*10-3)4*60=1.5*104Pa （7） 液壓缸到閥塊沿程壓力損失： ΔPL7=ΔPL6=1.5*104Pa 總的沿程壓力損失為： ΔPL=0.19*106Pa 3）計算局部壓力損失 （1）油箱到泵有一個90度的彎頭 V=Q/0.25*π*d2=14.5*10-3/0.25*3.14*60*0.0082=4.8m/s ΔPr1=rH δ=0.29 ΔPr1=3000Pa （2）泵到閥塊4個彎頭 ΔPr2=4rH=4rδv2/2g=1200Pa （3）閥快到油箱3個彎頭 ΔPr3=3rH=9000Pa （4）閥塊到液壓缸1個彎頭 ΔPr4=rH=3000Pa （5）液壓缸到閥塊 ΔPr5=rH=3000Pa 所以，總的管道局部壓力損失為 ΔPr=30000Pa 4）計算閥類元件壓力損失 ΔPr=ΔPn(Q/Qn)2 (5-3) 式中 ΔPv—閥的額定壓力損失。可由產(chǎn)品樣本查出。 Q——通過閥的實際流量 Qn— 閥的額定流量 （1）直動式溢流閥 ΔPv1=ΔP(Q/Qn)2=10*106(0.7/60)2=0.1*106Mpa （2）電磁換向閥 ΔPv2=ΔP(Q/Qn)2=1.3*106*(0.7/60)2=1.4*105Pa （3）液控單向閥 ΔPv3=ΔP(Q/Qn)2=0.2*106Pa 所以，總的閥類元件局部壓力損失為0.34*106Pa 5）管路總的壓力損失為： ΔP=0.66Mpa 3.6.2效率計算 升降回路效率： ηc1=P1Q1/Pp*Qp=10*106*7.48/10.66*106*14.5=0.48=48% 系統(tǒng)總效率： ηc2=ηp*ηc1*ηm ηp=0.8 ηm=0.95 ηc2=0.8*0.95*0.48=0.36=36% 3.6.3 系統(tǒng)發(fā)熱與溫升計算 升降平臺上升速度0.02m/s 上升時間t=1/0.02=50s 由手冊[4]查最高溫度Q1=75℃ P1=KA(Q1-Q2)=16*2(0.32*0.365+0.365*0.37+0.37*0.32)*(75-20)=644w ΔQ=(Ph-P1)/KA Pin=P0*Qp/η=10*106*14.5*10-3/0.8*60=3*103w. Pef=0.02*(2.5*104*320x10-3*2)=320w Ph=Pin-Pef=2680w ΔQ=42℃<55℃ 所以，滿足要求。 3.6.4 液壓系統(tǒng)的一般使用和維護 1）油箱中的液壓油經(jīng)常保持正常油面。配管和油缸容量很大時，最初應放入足夠數(shù)量的油。在啟動之后，由于油進入管道和油缸，油面會下降，甚至使濾油器露出油面。因此必須再一次補油。再使用過程中，還會經(jīng)常發(fā)生泄露，應該在油箱上設置液位計，以便以后經(jīng)常觀察和補油。 2） 液壓油應該經(jīng)常保持清潔，檢查油的清潔應經(jīng)常與檢查油面同時進行。 （1）油桶上不要積聚雨水和塵土，也不要直接放在地上； （2）在檫試泵，閥或油的容器時要極力防止不屑之類落入油中； （3）油箱要經(jīng)常清洗，在灌油時應通過120目以上的濾油器； （4）洗滌配管，一般應先用透平油清洗4-5小時，然后用與使用油相同的油清洗4-5小時； （5）最好不使用銅管作為液壓系統(tǒng)的配管，一定要使用時，可放在油中浸24小時以上，使生成不治性的薄膜后再安裝； （6）油需要經(jīng)常檢查和更換，工作油的情況應經(jīng)常加以注意和檢查。更換工作油期限，由于使用條件，使用地點而有很大的出入，一般來說，大概一年更換一次，在連續(xù)運轉、高溫、高濕、塵土多的地方，需要縮短換油的周期。 3）油溫應適當，油箱的油溫一定不能超過60℃。一般液壓機械在35-60℃圍 內(nèi)工作比較合適。從維護的角度看也應絕對避免油溫過高。若油溫有異常的上升時，應立刻停機進行檢查。常見有以下原因： （1）油的黏度太高； （2）受外界的影響（例如開關爐門的液壓裝置等）； （3）回油設計不好，例如效率太低、采用的元件容量太小、流速過高等所至； （4）油箱容積太小、散熱慢（一般來說油箱容量在油泵每分鐘的3倍以上才可）； （5）閥的性能不好，例如容易發(fā)生震動就有可能引起異常發(fā)熱； （6）由于油質(zhì)變壞，阻力增大； （7）冷卻器的性能不好，例如水量不足、管道內(nèi)有水圬等。 4）回路里的空氣應完全排除掉?；芈防镞M入空氣后，因為氣體的體積和壓力成反比。所以隨著負荷的變動，油缸的運動也要受影響。另外，空氣優(yōu)勢造成油液變質(zhì)和發(fā)熱的很大原因，所以應特別注意以下各列事項： （1）為了防止回油管回油時帶入空氣，回油管必須插入油面以下； （2）入口濾油器堵塞后，吸入阻力大大增加，溶解在油中的空氣分離出來，產(chǎn)生所謂的空蝕現(xiàn)象； （3）吸入管和泵面密封部分等各個低于大氣壓的地方應注意不要漏入空氣； （4）油箱的油面應盡量大些，吸入側和回油側要用隔板隔開，以達到消除氣泡的目的； （5）管路及油缸的最高部分均要有放氣孔，在起動時應放掉其中的空氣。 5）裝在室外的液壓裝置使用時應注意以下幾項： （1）屋外隨著季節(jié)的不同溫度變化比較劇烈，因此盡可能使用黏度指數(shù)大的液壓油； （2）由于溫度變化，油箱中水蒸氣會凝成水滴在冬天應每星期進行一次檢查，發(fā)現(xiàn)后應立即除去； （3）在屋外因為贓物容易進入油中，因此要經(jīng)常換油。 6）在初次啟動油泵時，應注意以下事項： （1）向泵里灌滿油； （2）檢查轉動反向是否正確； （3）入口和出口是否接反； （4）用手試轉； （5）檢查吸入側有否漏入空氣； （6）在規(guī)定的轉速內(nèi)啟動和運轉。 7）在低溫下啟動油泵時，應注意以下事項： （1）在寒冷地帶或冬天啟動油泵時，應該開開停停，往復幾次使油溫上升、液壓裝置運轉靈活后，再進行正式運轉； （2）在短時間內(nèi)用加熱器加熱油箱，以提高油溫，是較好的。但這時泵等裝置還是冷的，僅僅油是熱的，很容易造成故障，應注意。 8）其它 （1）在油泵啟動停止時，應使溢流閥卸荷； （2）溢流閥的調(diào)定壓力不得超過液壓系統(tǒng)的最高壓力； （3）應盡量保持電磁閥的電壓穩(wěn)定，否則可能會導致線圈加熱。 （4）易損零件如密封圈等，應經(jīng)常有備品，以便及時更換。 第4章 機械部分的受力分析 估算各構件的自重： 上板 鋼板：G1=shp=2.2*1.2*0.005*7.8*103=102.96Kg 上板架：G2=SLp=12*0.248*10-4*7.8*103=96.5Kg F=(G1+G2)g=(102.96+96.5)*9.8=1955N 內(nèi)連桿： G=SLp=[25.162*4.2*10-4+0.9*2*0.25*3.14*(0.0832-0.0632)+0.085* 0.15*4.2]*7.8*103=156Kg F=Gg=156*9.8=1530N 外連桿：G=SLp=[25.162*4.2*10-4+0.25*3.14*[10.22-8.22]*10-4*1.8+0.25*3.14*(8.32-6.32)*10-4*1.8+4.2*0.85*15*10-4]*7.8*103=196kg 取軸自重7KG，則 F=205*9.8=2010N 取滑輪與槽鋼摩檫系數(shù)μ=0.2，外負載1000Kg。 對上板進行受力分析如圖4-1： 圖4-1 Fy1+Fy2=(P+G)*0.5 Fx1= -Fx2= -uFy2 Fy2*2000=0.5*(F+P)*1000 解得 Fy2=2744N Fy1=2744N Fx1=Fx2=548.8N 對內(nèi)連桿進行受力分析如圖4-2： 圖4-2 根據(jù)受力平衡得： Fx1+Fx3=Fx4 Fy3=F+Fy1+Fy4 Fx4=uFy4 Fy3*d3+Fx4*d4=Fx3*d1+F*d2+Fy4*d 解得： Fx3=46N Fy3=7247N Fx4=595N Fy4=2973N 對外連桿進行受力分析如圖4-3： 圖4-3 外連桿自重2010N。 根據(jù)力矩平衡原理：對0點取矩，并設X為液壓缸受力，力臂為600mm。 X*600=(7247+2010)*1000+46*200+400*548.8+2000*2744 解得 X=25000N。 第5章 機械部分的強度校核 5.1 外連桿強度校核 圖5-1 由受力分析得：x=25000N Fx2=548.8N Fy2=2744N Fx3=46N Fy3=7247N sinα=380/2020，則α=11° cosβ=a2+b2-c2/2ab，則β=10。 此外連桿材料為熱軋16號槽鋼，高度160mm，寬65mm，Wx=117cm3, L=934.5cm4, A=25.15cm2 該外連桿的危險截面為I-I截面。 軸力產(chǎn)生正應力為 θ′=Fr3/A=46/25.15*10-4=1.8*104Pa 彎距Mx產(chǎn)生正應力為θ′=Mx/Wx=7247*0.535/117*10-6=33.1*106Pa 由兩種應力疊加后，可知，危險點在I-I截面上側和下側邊緣，分別為最大壓應力和最大拉應力。 最大壓應力 θ1=θ′+θ″=0.018+33.1=33.118Mpa 最大拉應力為 θ2=|θ′-θ″|=33.082Mpa 查表[4]得，Q235型槽鋼的彎曲靜許用應力[θ]=135Mpa,θ1<[θ]，θ2<[θ]， 因此，外連桿各個截面均為安全截面。 5.2 內(nèi)連桿強度較核 圖5-2 由受力分析得：Fx1=548.8N Fy1=2744N Fy3=7247N Fx3=46N Fx4=595N Fy4=2973N 內(nèi)連桿材料為16號熱軋普通槽鋼： Wx=117cm3，Ix=934.5cm4，A=25.15cm2 此內(nèi)連桿的危險截面為I-I截面。 軸力產(chǎn)生的拉應力為 θ′=N/A=548.8/25.15*10-4=0.218Mpa 彎距Mx產(chǎn)生彎曲正應力為 θ″=Mx/Wa=2973/117*10-6=2.5Mpa 兩種應力疊加后，I-I截面上、下邊緣點為危險點，分別產(chǎn)生最大拉應力和最大壓應力分別為： θ1=θ′+θ″=25.218Mpa θ2=|θ′-θ″|=24.782Mpa 許用應力[θ]=135Mpa 所以，內(nèi)連桿各截面安全。 5.3 連接兩連桿的銷軸的強度校核 圖5-3 彎距圖： 圖5-4 扭距圖： 圖5-5 Q4=x=25000N T=x*0.02=5000N.m 綜合分析，可知，截面I-I或II-II為危險截面。 Mg=Q4*L=2.5*104*(0.08-0.06)/2=2500N.m 抗彎截面模量 w=3.14/32*d3=0.1d3 抗扭截面模量 wt=3.14/16*d3=0.2d3 由第三強度[4]理論得： θ= = = = =5.6MPa 查表[4]得許用彎曲應力為120Mpa，因此，此銷安全。 第6章 結論 畢業(yè)設計很快就結束了，在本次畢業(yè)設計中，我又學習了很多的知識，并且把我在這四年中學習的知識進行了一次融會貫通，特別是機械設計、機械制造、液壓傳動、機電一體化和工程制圖等專業(yè)知識又進行了一次系統(tǒng)的理解和掌握，讓我充分的了解了它們之間的聯(lián)系。有機的掌握了完成一次設計所需要的各個方面的知識。但由于本人的知識有限，因此在設計中不可避免的會出現(xiàn)一些這樣或那樣的問題，例如當我把我的圖紙打印出來拿給導師審閱時，導師指出了一些問題：我的液壓控制部分如何來保證兩個液壓缸所進的液壓油是相同的。當時我恍然大悟，但由于時間緊迫我會在以后的設計中注意這個問題。同時我覺得我在以后的設計中會把我的知識進行擴展，盡量把計算機與液壓結合起來，這樣不僅控制方便還可以提高它的工作效率。還有一個我覺得可以改進的地方，那就是可以把升降臺加上車輪結構，用來使它更加的方便和靈活。 參考文獻 [1] 宋錦春，蘇東海. 液壓與氣壓傳動.北京：科學出版，2006 [2] 李壯云，葛宜遠. 液壓元件與系統(tǒng).北京：機械工業(yè)出版社，2004 [3] 雷天覺.新編液壓工程手冊.北京：北京理工大學出版社，1999 [4] 成大先.機械設計手冊.北京：化學工業(yè)出版社，2004 [5] 岳繼光.液壓技術的發(fā)展趨勢.工程設計，1998，1：55-57 [6] 吳根茂.液壓控制的發(fā)展趨勢.工程設計，1997，3：23-25 [7] 喬俊飛，孫雅明，柴天佑.液壓系統(tǒng)中壓力的自適應能力.電工技術學報，2000，3：11-14 [8] 楊爾莊.二十一液壓技術的新突破.中國機電報，2000 [9] 楊爾莊.液壓技術的發(fā)展動向及展望.第三屆全國流體傳動及控制學術大會會議文集，2004 [10] 王旭.國內(nèi)液壓產(chǎn)品的現(xiàn)狀.對外經(jīng)濟貿(mào)易大學學報，2000，4：15-17 [11] 黃文豪.液壓控制問題及展望.液壓氣動與密封，2002，6：5-7 [12] 李晨.我國液壓傳動的現(xiàn)狀及發(fā)展.山西建筑，2003，12：9-12 [13] 張紅.液壓技術的展望.合肥聯(lián)合大學學報，2000，4：15-17 [14] 鄂中凱.機械設計課程設計.沈陽：東北大學出版社，1992 [15] 機械設計手冊聯(lián)合編寫組.機械設計手冊.北京：化學工業(yè)出版社，1987 [16] Wasser,R.James. 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