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單位代碼 6030 學 號 分 類 號 密 級 畢 業(yè) 設 計 (論 文 ) 小型氣動壓力機的設計 院 （ 系 ） 名 稱 工 學 院 機 械 系 專 業(yè) 名 稱 機 械 設 計 制 造 及 其 自 動 化 學 生 姓 名 指 導 教 師 2012 年 3 月 16 日 黃河科技學院畢業(yè)設計 第 I 頁 小型氣動壓力機 摘要 小型號的氣動壓力機，適用于軸類零件，型材的校正和軸套類零件的壓裝。 它采用手腳聯(lián)動操作，通過電動機帶動氣壓泵向主油路供氣，通過溢流閥，手 動換向閥等控制閥對氣壓系統(tǒng)進行調(diào)壓換向，以達到各種工作狀態(tài)。 該氣壓機結構緊湊，動作靈敏可靠，速度快，能耗小，噪音低，壓力和行程 可在規(guī)定的范圍內(nèi)任意調(diào)節(jié)，操作簡單。在本設計中，通過查閱大量文獻資料， 設計了液壓缸的尺寸，擬訂了液壓原理圖。按壓力和流量的大小選擇了液壓泵， 電動機，控制閥，過濾器等氣壓元件和輔助元件。 關鍵詞：氣壓機；氣壓系統(tǒng)；調(diào)速往返路 黃河科技學院畢業(yè)設計 第 II 頁 Small pneumatic presses Abstract Single-column adjusting press-assembly hydraulic press is a versatile and the machine parts shall apply to the class, type the correct and the kind of parts of the press. It adopted and winding, by hydraulic motor drives the pump to the principaloil supply, the overflow from the valve stem control valve manual crossover wait for the hydraulic system to a regulated pressure crossover to achieve the state. The hydraulic compact structure, sensitive, speed, energy consumption, low noise, and journeys are within the prescribed scope of any regulation, a simple operation. in the design of information and evidence by reference to design the size of the jug, the drafting of a schematic diagram. by hydraulic pressure and flow of the size of a hydraulic motor pump, filters, etc, control valve, hydraulic components and auxiliary units. Key words：Hydraulic press；Hydraulic system；Velocity circuit 黃河科技學院畢業(yè)設計 第 III 頁 I 緒論 ..............................................................1 1.1 課題背景 ......................................................1 1.2 發(fā)展趨勢 ......................................................1 1.3 研究意義 ......................................................1 2.氣壓機的設計及參數(shù)選擇 ............................................2 3 工況分析 ..........................................................3 3.1 動力（負載）分析及負載循環(huán)圖 ..................................3 3.1.1 摩擦負載 ...................................................3 3.1.2 慣性負載 ...................................................3 3.1.3 工作負載 ...................................................4 3.1.4 負載循環(huán)圖 .................................................4 3.2 運動分析及運動循環(huán)圖 ..........................................4 3.2.1 位移循環(huán)圖 .................................................4 4.確定液壓系統(tǒng)主要參數(shù) ..............................................5 4.1 確定液壓缸幾何尺寸 ............................................5 4.2 計算氣壓缸所需流量 ............................................7 4.3 計算系統(tǒng)所需的壓力 ............................................7 4.4 繪制沖壓機主缸工況圖 ..........................................7 4.5 氣壓缸主要零件的結構材料及技術要求 ............................9 4.5.1 氣壓缸的基本參數(shù) ...........................................9 4.5.2 氣壓缸的類型和安裝方式 .....................................9 4.5.3 氣壓缸的主要零件及技術要求 .................................9 4.6 氣壓缸結構參數(shù)的計算 .........................................10 4.6.1 計算氣壓缸的厚度 ..........................................10 4.6.2 氣壓缸油口的計算 ..........................................11 4.6.3 缸底厚度的計算 ............................................11 4.7 氣壓缸的校核 .................................................11 4.7.1 氣壓缸中背壓力的校核 ......................................12 4.7.2 活塞桿的校核 ..............................................12 5 擬訂氣壓原理圖 ...................................................12 6 氣壓元件的選擇 ...................................................13 6.1 氣壓泵的選擇 .................................................13 6.1.1.確定泵的最大工作壓力 .....................................14 6.1.2 確定氣壓泵的流量 ..........................................14 6.1.3 選擇氣壓泵的規(guī)格 ..........................................14 6.1.4 確定驅(qū)動氣壓缸的功率 ......................................14 6.2 電動機的選擇 .................................................15 6.3 控制閥的選擇 .................................................15 6.4 管道（導管）的選擇 ...........................................16 6.6 聯(lián)軸器的設計 .................................................16 黃河科技學院畢業(yè)設計 第 IV 頁 7 氣壓系統(tǒng)的性能驗算 ...............................................17 7.1 管路系統(tǒng)壓力損失 .............................................17 7.2 氣壓沖擊的計算 ...............................................17 7.3 氣壓系統(tǒng)熱分析 ...............................................18 7.3.1 氣壓泵功率損失產(chǎn)生的熱流量（熱量） ........................18 7.3.2 氣壓系統(tǒng)的散熱計算 ........................................18 8 限程裝置的設計 ...................................................19 9 機架的設計 .......................................................20 9.1 機架材料的選擇 ...............................................20 9.2 肋的作用 .....................................................21 10 氣壓系統(tǒng)的安裝與調(diào)試 ............................................21 10.1 氣壓系統(tǒng)的安裝 ..............................................21 10.1.1 安裝前的準備工作 .........................................21 10.1.2 管子加工 .................................................21 10.2 氣壓系統(tǒng)的調(diào)試 ..............................................22 10.2.1 調(diào)試前的檢查 .............................................22 10.2.2 啟動氣壓泵 ...............................................22 10.2.3 系統(tǒng)排氣 .................................................22 10.2.4 系統(tǒng)耐壓實驗 .............................................22 10.2.5 負載試車 .................................................22 參考文獻 ...........................................................24 致謝 ...............................................................25 黃河科技學院畢業(yè)設計 第 1 頁 緒論 1.1 課題背景 氣壓傳動開始應用于十八世紀末，但在工業(yè)上被廣泛應用的時間比較短。 有大幅度的發(fā)展也就在近 50 年。因此，與其它傳動方式比還是一項年輕的技術。 當今液壓技術廣泛應用于工程機械、起重運輸、冶金工業(yè)、農(nóng)用機械，輕工業(yè) 和機床工業(yè)。 隨著氣壓技術的不斷發(fā)展，液壓技術也廣泛應用在高科技高精度的行業(yè)， 如機床行業(yè)。它能代替人們一部分頻繁而笨重的勞動，能在條件惡劣的環(huán)境中 工作。特別在數(shù)控機床這類要求精度較高的領域有著不可代替的作用，出現(xiàn)了 液壓傳動的自動化機床，組合機床和自動生產(chǎn)線等。在國防工業(yè)中，如飛機， 坦克、火炮等都普遍采用了氣壓傳動裝置和液壓控制裝置。 1.2 發(fā)展趨勢 當今研究的主要內(nèi)容是高壓粘性流體在密閉容器中流動規(guī)律和系統(tǒng)中承受 高壓的粘性流體的運動規(guī)律。 氣壓壓系統(tǒng)有著獨特的優(yōu)勢。其有著體積小，重量輕，可實現(xiàn)無級變速， 運動平穩(wěn)，結構簡單，操作方便，工作壽命長，液壓元件易于通用化、標準化、 系列化的特點?；谝陨蟽?yōu)點，處于新興技術的液壓系統(tǒng)在近些年得到了大幅 度的發(fā)展，還有著廣泛的發(fā)展空間。它正向高壓化、高速花、集成化、大流量、 大功率、高效率、長壽命、低噪音的方向發(fā)展。 液壓傳動可以用很小的功率控制速度、方向。使用適當?shù)墓?jié)流技術可使執(zhí) 行元件的精度達到最高。其布局安裝有很大的靈活性，同體積重量比卻比其他 機械小的多。因此能構成其他方法難以組成的復雜系統(tǒng)。液壓傳動能實現(xiàn)低速 大噸位運動。采用適當?shù)墓?jié)流技術可使運動機構的速度十分平穩(wěn)。 經(jīng)過五周的畢業(yè)實習，讓我們學到了很多以前沒有學到的知識，也讓以前 學到的書本上的知識和現(xiàn)實生產(chǎn)相結合，讓我門的專業(yè)知識有了進一步提高。 特別是對液壓系統(tǒng)有了更深的了解。在此基礎上我們進一步分析 Y41 系列單柱 校正壓裝液壓機。它是一種多功能的中小型液壓機床，適用于軸類零件、型材 的校正和軸套類零件的壓裝。通過觀察測繪，進行了畢業(yè)設計。在指導老師的 指導下，我對設計多次改進，通過查閱相關資料手冊，并多次向指導老師請教， 對以前不懂的知識有了更好的認識。通過這次設計，我把大學所學的知識穿了 線，知道了各知識之間的聯(lián)系，對以后的工作有了很大的幫助。 1.3 研究意義 目前沖壓機床的傳動方式主要有：液壓式、氣壓式、電動式和機械傳動方 式等。傳動裝置的選擇正確與否，直接決定著沖壓機的好壞。 （1）液壓傳動的結構簡單，成本低，易于實現(xiàn)無級變速；氣體粘性小阻力 黃河科技學院畢業(yè)設計 第 2 頁 損失小，流速快，防火防爆。但是空氣易于壓縮，負載對傳動特性的影響大， 不易在低溫環(huán)境下工作?？諝獠灰妆幻芊?，傳動功率小。 （2）電氣傳動的優(yōu)點是傳動方便，信號傳遞迅速，標準化程度高，易于實 現(xiàn)自動化，缺點是平穩(wěn)性差，易受到外界負載影響。慣性大，換向慢，電氣設 備和元件要耗用大量的有色金屬。成本高，受溫度、濕度、震動、腐蝕等環(huán)境 的影響大。 （3）機械傳動準確可靠，操作簡單，負載對傳動特性幾乎沒有影響。傳動 效率高，制造容易和維護簡單。但是，機械傳動一般不能進行無級調(diào)速，遠距 離操作困難，結構也比較復雜等。 （4）氣壓傳動與以上幾種傳動方式比較有以下優(yōu)點：獲得力和力矩很大， 體積小，重量輕，能在大范圍內(nèi)實現(xiàn)無級調(diào)速，運動平穩(wěn)，設計簡單，操作方 便，工作壽命長，易于通用化、標準化、系列化。它有很廣闊的發(fā)展空間。 從各方面考慮，液壓傳動系列較其他各傳動方式有更廣闊的研究空間及發(fā) 展空間。所以，此次設計將采用液壓傳動。 2. 氣壓機的設計及參數(shù)選擇 當決定采用氣壓傳動時，其設計步驟大體可分以下幾步： （1）明確設計依據(jù)進行工況分析。 （2）確定氣壓系統(tǒng)的主要參數(shù)。 （3）擬訂氣壓系統(tǒng)原理圖。 （4）氣壓元件及液壓油的選擇。 （5）氣壓系統(tǒng)性能驗算。 （6）繪制正式工作圖和編制技術文件。 設計一臺氣壓機，其工作循環(huán)為：下行，快速退回。 由設計題目及已知參數(shù)可確定： 沖壓力 ：100 噸=100×1000×9.8=0.98×10 NFW 6 生產(chǎn)率：4 次/分=1 次/15 秒 工作行程：250mm 最大沖壓厚度：10mm 滑塊的重量 ：1.0×10 N G4 根據(jù)工藝要求，快速下降所用的時間為 5s，運行的距離為 240mm。工進所 用的時間為 1s，運行的距離為 10mm?？焱朔祷氐臅r間為 3s，其運行的距離為 250mm。 得到各個工藝路線的速度參數(shù)如下： 快速下行： 行程：240mm 速度：48mm/s 減速下壓： 行程：10mm 速度：10mm/s 黃河科技學院畢業(yè)設計 第 3 頁 快 退： 行程：250mm 速度：73mm/s 單次循環(huán)的總時間是：5+1+3=9s 氣壓缸采用 O 型密封圈。其機械效率一般為 0.9---0.95 之間，本液壓缸的效 率?。?η =0.9m 3 工況分析 設計開始時，應該首先明確以下幾個問題： （1）弄清主機結構和總體布局 （2）明確主機對氣壓系統(tǒng)的性能要求 （3）明確主機的工作條件 （4）明確氣壓系統(tǒng)與其它傳動系統(tǒng)和控制系統(tǒng)的分工配合、布置和相應的控制 關系。 （5）了解搜集同類型機器的有關技術資料 3.1 動力（負載）分析及負載循環(huán)圖 動力分析就是一部機器在工作過程中執(zhí)行機構的受力情況。由于工作機構 作直線往復運動時，汽缸必須克服的外負載為： = + + Fefi （3—1） 式中 -----工作負載e -----摩擦負載f ------慣性負載i 3.1.1 摩擦負載 摩擦負載就是氣壓缸驅(qū)動工作時所需要克服的機械摩擦阻力。 由于詳細計算比較煩瑣，一般將它算入氣壓缸的機械效率 η 中考慮。在cm 這里不用考慮摩擦負載。 3.1.2 慣性負載 慣性負載即運動部件在啟動和制動過程中的慣性力。 計算公式為： = = · （N） FiagGtv? （3—2） 式中 ——運動部件的質(zhì)量 （kg）m ——運動部件的加速度 （mm/s ）a2 ——運動部件的重量 （N）G ——重力加速度 （mm/s ）g ——速度變化值 （mm/s）?v ——啟動或制動時間，由經(jīng)驗可得 =0.5st ?t 黃河科技學院畢業(yè)設計 第 4 頁 沖頭啟動和制動的加速或減速都在 0.5 秒內(nèi)完成。 則啟動時： = = ·FimagGtv? 制動時： = = ·i 3.1.3 工作負載 壓力機沖頭上負載分為兩個階段：第一階段負載力緩慢的線增加，在達到 最大沖壓力 5%左右。第二階段負載力急劇上升到最大沖壓力。因此工作負載為： 初壓階段上升到 = ×5%=9.8×10 ×5%=0.49×10 NF1w55 終壓階段上升到 =沖壓力 =0.98×10 N26 3.1.4 負載循環(huán)圖 圖 3—1 壓力機的負載循環(huán)圖 3.2 運動分析及運動循環(huán)圖 運動分析，就是研究一臺機器按工藝要求以怎樣的運動規(guī)律完成一個工作 循環(huán)。 3.2.1 位移循環(huán)圖 根據(jù)已知條件，快速下行時，行程為 240mm，速度 48mm/s ，時間 5s。慢速下降時行 程 10mm，速度 10mm/s，時間 1s?？焱耸切谐虨?250mm 速度 73mm/s，時間 3s。 3.2.2 速度循環(huán)圖 黃河科技學院畢業(yè)設計 第 5 頁 圖 3—2 壓力機的速度循環(huán)圖 4.確定液壓系統(tǒng)主要參數(shù) 4.1 確定液壓缸幾何尺寸 在單活塞桿的氣壓缸中 活塞工進（受壓）時， = — = /η FP1A2FWm （4—1） P12V2Dd 圖 4—1 活塞工進受壓示意圖 活塞快退（受拉）時， = — = FP1A2 A1mG? （4—2） 黃河科技學院畢業(yè)設計 第 6 頁P12VDd 圖 4—2 活塞工進受拉示意圖 式中 ——氣壓缸的工作腔壓力（MPa）1 ——氣壓缸的回氣腔壓力（MPa）P2 = /4——氣壓缸無桿腔有效面積（mm ）A1D?2 = （ — ）/4— —有桿腔的有效面積（ mm ）22d2 ——活塞直徑（mm） ——活塞桿直徑（mm）d ——氣壓缸的工作效率?m 根據(jù)資料文獻查得，工作壓力 =20——32MP。參考同類機械的設計和加P1 工的經(jīng)驗，這里工作壓力 取 32MPa。1 背壓力 =0.5---1.5MP。參考同類機械的設計和加工的經(jīng)驗，這里背壓P2 力 取 1MPa。2 = i12v （4—3） 活塞桿在快進和快退中受力幾乎為零或是自重的大小。只在沖壓工件時受 到的作用力較大，即汽缸的有關設計參數(shù)在該工步中去計算。 由參考文獻 [2]中查得下表： 表 4—1 汽缸常用往返速比i 1.1 1.2 1.33 1.46 1.61 2.0Dd 0.3 0.4 0.5 0.55 0.62 0.7 由相近原理： =0.7 一般，汽缸在工進狀態(tài)下工作，其活塞面積為： =（ + ）/ A1FP2AP1 （4—4） = /4 1?D2 （4—5） = （ — ）/4 A22d （4—6） 黃河科技學院畢業(yè)設計 第 7 頁 由公式（4—4） （4—5） （4—6）得 ={4 / [ — （1 — / ）]}DF?P2d2D2/1 根據(jù)參考文獻 [1]表 43.6—26 和表 43.6—27 對 D 和 d 進行調(diào)整可得 D 和 d 從而可得 和A12 4.2 計算氣壓缸所需流量 氣壓缸的最大流量： =[ ] （mm /s） QmaxAVmax3 （4—7） 式中 ——氣壓缸的有效面積（mm 2） A ——氣壓缸的流速（mm/s）V 快進所需流量 = 11 工進所需流量 =22 快退所需流量 =Q33 4.3 計算系統(tǒng)所需的壓力 （1）當系統(tǒng)快進時，所需壓力為： = + P1 AF0P2 （4—8） 式子中 ——工作中的負載（N）F0 ——活塞的橫截面積（mm ）A2 ——背壓力（MPa）2 （2）當系統(tǒng)處于工進時，所需的壓力為： = / + /2 P1F0AP （4—9） 式子中 ——工作中的負載（N）F0 ——活塞的橫截面積（mm 2）A ——背壓力（MPa）2 （3）當系統(tǒng)處于快退時，所需的壓力為： = / + 2 P1F0AP （4—10） 式子中 ——工作中的負載（N）F0 ——活塞的橫截面積（mm 2）A ——背壓力（MPa）2 4.4 繪制沖壓機主缸工況圖 氣壓缸的工況圖是指氣壓缸壓力循環(huán)圖、流量循環(huán)圖和功率循環(huán)圖。它是 調(diào)整系統(tǒng)參數(shù)、選擇氣壓泵和閥的依據(jù)。 （1）壓力循環(huán)圖 通過最后確定的氣壓元件的結構尺寸，再根據(jù)實際載荷 的大小求出氣壓執(zhí)行元件在其動作循環(huán)各階段的工作壓力，然后把他們繪制成 P—t 圖。 黃河科技學院畢業(yè)設計 第 8 頁 （2）流量循環(huán)圖 根據(jù)已定的氣壓缸有效面積或氣壓馬達的排量，結合其 運動速度算出他在工作循環(huán)中每一階段的實際流量，把它繪制成 Q—t 圖。若系統(tǒng)中有多個液壓執(zhí)行元件同時工作，要把各自的流量圖疊加 起來繪制出總的流量循環(huán)圖。 （3）功率循環(huán)圖 繪制壓力循環(huán)圖和總流量循環(huán)圖后，即可繪制出系統(tǒng)的 功率循環(huán)圖。 由前面所設計的壓力，流量，可得出如下一個表格，以便繪制和分析工況 圖。 表 4—2 負載壓力流量明細表 工作負載（N） 工作壓力（MPa） 流量（m /s）3 快 啟動 進 勻速 工進 快 勻速 退 制動 108 0 9.8×105 1.0×10 4 204 1.0022 1 20.5 2. 2. 2.0042 2.6×106 9.8×105 2.4×106 有前面所得的數(shù)據(jù)，可繪制出壓力循環(huán)圖（P—t）和流量循環(huán)圖 （Q—t）如下： 圖 4—1 壓力循環(huán)圖（P—t ） 黃河科技學院畢業(yè)設計 第 9 頁 圖 4—2 流量循環(huán)圖（Q—t） 通過對壓力循環(huán)圖和流量循環(huán)圖分析得知： 最大流量值 =156×10-3m3/min=0.0026 mm /smax 3 最大壓力值 =20.5MPaP 4.5 氣壓缸主要零件的結構材料及技術要求 4.5.1 氣壓缸的基本參數(shù) 由以上設計得到氣壓缸內(nèi)徑尺寸 =166mm，活塞桿直徑 =44mm。Dd 氣壓缸活塞的最大行程系數(shù)，根據(jù)參考文獻 [1]查得 =500mm。 S 4.5.2 氣壓缸的類型和安裝方式 氣壓缸是液壓系統(tǒng)中的執(zhí)行元件，能夠?qū)崿F(xiàn)直線往復運動。本液壓缸活塞 兩端面積差較大，使活塞往復運動時輸出速度及差值較大。所以本氣壓缸采用 雙作用無緩沖式。 4.5.3 氣壓缸的主要零件及技術要求 （1）缸體 氣壓缸缸體的常用材料一般為 20、35、45 號無縫鋼管，一般情況下均采用 45 號鋼，并調(diào)質(zhì)到 241—285HB。鑄鐵可采用 HT200—HT350 間的幾個牌號或球 墨鑄鐵。由于球墨鑄鐵具有較高的抗拉強度和彎曲疲勞強度，也具有良好的塑 性和韌性，其屈服度比鋼高。因此，球墨鑄鐵制造承受靜載荷的構件比鑄鋼節(jié) 省材料，重量也輕。所以本設計的氣壓缸采用 PSL 標準氣缸。鑄件需進行正火 消除內(nèi)應力處理。 由參考文獻 [1]得缸體的技術要求： 缸體的內(nèi)徑因為須與活塞配合，防止漏油，所以要盡量減少表面粗糙度，○ 1 可采用 H8、H9 配合。當活塞采用橡膠密封圈時，Ra 為 0.1—0.4μm，當活塞用 活塞環(huán)密封時，Ra 為 0.2—0.4μm，且均需珩磨。 缸體內(nèi)徑 的圓度公差值可按 9、10、11 級精度選取，圓柱度公差應按○ 2 D 8 級精度選取。 缸體端面的垂直度公差可按 7 級精度選取?！?3 缸體與缸頭采用螺紋連接時，螺紋應用 6 級精度的米制螺紋?！?4 當缸體帶有耳環(huán)或軸銷時，孔徑 或軸徑 的中心線對缸體內(nèi)孔軸線垂○ 5 Dd 直公差值按 9 級精度選取。 此氣壓缸體的外徑需要與機架配合，應進行加工，且與中心線同軸度的要 求。裝卸時需把吊環(huán)螺栓吊起。所以缸體端部選用螺紋連接，螺紋連接徑向尺 寸小，質(zhì)量輕，使用廣泛。裝卸需用專用工具，安裝是應防止密封圈扭曲。 （2）缸蓋 本氣壓缸采用在缸蓋中壓入導向套，缸蓋選用 HT200 鑄鐵，導向套選用鑄 鐵 HT200，以使導向套更加耐用。 （3）活塞 氣壓缸活塞常用的材料為耐磨鑄鐵，灰鑄鐵，鋼及鋁合金等。本設計冶壓 黃河科技學院畢業(yè)設計 第 10 頁 缸活塞材料選用鋁合金，需要經(jīng)過調(diào)質(zhì)處理。 由參考文獻 [1]得活塞的技術要求： 活塞外徑 D 對內(nèi)孔 d 的徑向跳動公差值，按 7、8 級精度選取?！?1 端面 T 對內(nèi)徑 d 軸線的垂直度公差值，應按 7 級精度選取?！?2 外徑 D 的圓柱度公差值，按 9、10、11 級精度選取?！?3 活塞與缸體的密封結構由前可以選用 Y 型密封圈?！?4 4.6 氣壓缸結構參數(shù)的計算 氣壓缸的結構參數(shù)的計算包括缸管厚度，油口直徑，缸底厚度等等。 4.6.1 計算氣壓缸的厚度 首先利用薄壁筒公式計算液壓缸的壁厚： = /2[ ]= /（2 / ） ?PyD?y?bn （4—11） 式中 ——氣壓缸壁厚度（ mm） ——實驗壓力（MPa） 。當 ≤16MPa 時， =1.5 ；當y PPy ≥16MPa 時， =1.25P；所以在此y =1.25 =1.25×20.5=25.625MPaPy ——氣壓缸的內(nèi)徑（ mm）D [ ]——材料的許用應力（MPa）? ——材料的抗拉強度，在此取 600（MPa ）?b ——安全系數(shù)，在此取 =5nn 由公式（4—11）得： = /2[ ]= /（2 / ）Py?yD?b =25.625×250/（2×600/5） =26.7mm 因為當 / 〉16 時，薄壁公式才成立，D? 而在此 / =250/26.7=9.4〈16。所以氣壓缸不是薄壁。 故此式不成立。 再利用中壁計算公式計算： =[ /（2.3[ ]- ） ]+ ?Py ?Py?C （4—12） 式中 ——氣壓缸壁厚度（ mm） ——實驗壓力（MPa） 。當 ≤16MPa 時， =1.5 ；當y Py ≥16MPa 時， =1.25 ；所以在此y =1.25 =1.25×20.5=25.625MPaPy ——氣壓缸的內(nèi)徑（ mm）D [ ]——材料的許用應力（MPa）? ——強度系數(shù)，當為無縫鋼管時 =1?? ——計入壁厚公差和腐蝕的附加厚度，通常圓整到標準厚度C 由公式（4—12）得： 黃河科技學院畢業(yè)設計 第 11 頁 =[ /（2.3[ ]- ） ]+ ?PyD?Py?C =[25.625×250/（2.3×120-25.625）×1]+ =6406.25/250.375+ =25.6+C 由參考文獻 [3]里 R5 優(yōu)先系列查得： 把 圓整到標準值 =40mm；?? 缸體的外徑 = +2 =250+2×40=330mmD1 4.6.2 氣壓缸油口的計算 氣壓缸口的直徑計算應根據(jù)活塞最高的速度 V 和油口最高流速度而定。 當氣口是進氣口時： =0.13 （ / ） d0V02/1 （4—13） 式中 ——氣壓缸油口直徑（mm）0 ——氣壓缸內(nèi)徑（ mm）D ——氣壓缸最大輸出速度（mm/s）V ——油口的液流速度（mm/s）0 根據(jù)文獻 [5]，氣壓缸的進油液流速度 =2000mm/s；V0 由公式（4—13）得： =0.13×250×（3.6/2）d0 2/1 =43.6mm 取一整數(shù) =50mm 當氣口是進油口時： 根據(jù)文獻[5]，氣壓缸的進氣體流速度 =5000mm/s；V0 由公式（4—13）得： =0.13×250×（3.6/5）d0 2/1 = 27.6 取一整數(shù) =32mm 4.6.3 缸底厚度的計算 本設計采用缸底無氣孔，所以采用公式： =0.433 （ /[ ]） hDPy?2/1 （4—14） 式中 ——氣壓缸內(nèi)徑（ mm） ——實驗壓力（MPa）Py ——缸底厚度（mm）h [ ]——缸底材料的許用應力（mm/s）? 由公式（4—14）得： =0.433×0.25×（20.5/120） 2/1 =45mm 參考同類氣壓缸的制造經(jīng)驗取 =50mmh 黃河科技學院畢業(yè)設計 第 12 頁 4.7 氣壓缸的校核 4.7.1 氣壓缸中背壓力的校核 背壓力 是用來平衡在液壓系統(tǒng)不工作時活塞桿自重的。P2 由牛頓第一定律： [ ] = P2AG （4—15） 式中 [ ]——系統(tǒng)需要的最少背壓力（MPa）2 ——活塞桿截面積（mm 2）A ——滑塊重量（N）G 如果[ ]〈 =1MP，即背壓力滿足要求。P22 由公式（4—15）得： [ ]= / =1.0×10 /0.024=0.42MPaA24 [ ]=0.42MPa〈1MPa2 所以，該氣壓系統(tǒng)的背壓力滿足要求。 4.7.2 活塞桿的校核 校合活塞桿可用公式： ≥（4 / [ ]） 。 dF??2/1 （4—16） 式中 ——活塞桿的作用力（ N）F [ ]——活塞桿材料的許用應力（MPa）? 由公式（4—16）得： =（4×0.98×10 / ×120）d6?2/1 =102mm＜ =180mmD 所以活塞桿直徑滿足要求。 5 擬訂氣壓原理圖 氣壓系統(tǒng)循環(huán)圖是表示系統(tǒng)的組成和工作原理的圖樣，他是以簡圖的形式 全面的具體體現(xiàn)設計任務中提出的技術和其他方面的要求。要擬訂一個比較完 善的液壓系統(tǒng)，就必須對各種基本回路、典型液壓系統(tǒng)有全面深刻的了解。 根據(jù)以上分析及參考同類設備的液壓原理圖，擬訂本設計的氣壓原理圖如 下： 黃河科技學院畢業(yè)設計 第 13 頁 圖 5—1 氣壓系統(tǒng)原理圖 1.電動機 2.過濾器 3.柱塞變量泵 4.調(diào)壓閥 5.溢流閥 6.換向閥 7.壓力表 8.順序閥 9.氣壓缸 流量原理圖說明：電動機 1 帶動柱塞變量泵 3 向主氣路供氣，可以通過溢 流閥 5 和調(diào)壓閥 4 對氣壓系統(tǒng)進行調(diào)壓，使壓力表 7 的值到系統(tǒng)需要的壓力， 利用換向閥 6 進行換向。如果處于中間位置，系統(tǒng)處于卸荷狀態(tài)；如果腳踩腳 踏板，滑閥右移，換向閥實現(xiàn)左位功能，氣缸上腔進氣，活塞桿下降運動，完 成工藝中的工進工序；如果手抬操縱手柄，滑閥左移，換向閥實現(xiàn)右位功能， 氣缸下腔進氣，活塞桿實現(xiàn)上升動作，完成工序中的快退。 6 氣壓元件的選擇 6.1 氣壓泵的選擇 氣壓泵是將原動機的機械能轉(zhuǎn)換為液壓能的能量轉(zhuǎn)換元件。在設計氣壓傳 動中，氣壓泵作為動力元件向液壓系統(tǒng)提供氣壓能。 氣壓泵工作的基礎條件是： （1） 必須具備一個密封油腔，而且密閉空腔的容積在運轉(zhuǎn)過程中應不斷 變化。 （2）泵的吸氣是靠彈簧克服摩擦力的阻力、推力推動活塞下移而實現(xiàn)的， 這樣的泵具有自吸能力。 黃河科技學院畢業(yè)設計 第 14 頁 6.1.1.確定泵的最大工作壓力 P 氣壓泵的最大工作壓力，由下式確定： ≥ + 1?? （6—1） 式中 ——氣壓缸或液壓馬達最大工作壓力（MPa）P1 ——由氣壓泵出口到液壓缸或液壓馬達進口之間的管路沿程? 阻力損失和局部阻力損失之和。這些阻力損失只有在液壓元件選定 后，并繪出管路布置圖才能計算。在初算時按經(jīng)驗數(shù)據(jù)選?。汗苈?簡單，流速不大的取 =0.2—0.5MPa；管路復雜，流速較大的?P 取 =0.5—1MPa。該系統(tǒng)取 =0.5MPaP 由公式（6—1）得： =20.5+0.5=21MPa； 6.1.2 確定氣壓泵的流量 和排量 ；Qqp 當多氣壓缸（或馬達）同時動作時，氣壓泵的流量要大于同時動作的幾個 液壓缸（或馬達）所需的最大流量。并應考慮到系統(tǒng)的漏損和液壓泵磨損后容 積效率的下降。 即有下式計算氣壓泵的流量公式： ≥ （∑ ） （mm /s） PKmax 3 （6—2） 式中 ——系統(tǒng)泄漏系數(shù)。一般取 1.1—1.3。大流量取小值，小流量取大值。 該系統(tǒng)取 =1.1 （∑ ） ——同時動作的氣壓缸（或馬達）的最大流量（mm /s） ；可Qmax 3 以從 Q—t 圖上查得。對于工作過程始終用節(jié)流調(diào)速的系統(tǒng)， 在確定流量時，尚需加上溢流閥的最小流量，一般取 5×104 mm /s3 由 Q—t 圖得到氣壓缸所需最大流量 ∑ 156×103/min；max 由公式（6—2）得： ≥1.1×156=172×10 3/min；P 此氣壓系統(tǒng)采用液壓變 轉(zhuǎn)速為 1500r/min； 排量 = /1500 qp 由公式（6—2）得： =172/1500=0.115L/min=115mm3/r； 6.1.3 選擇氣壓泵的規(guī)格 按已算出的最大工作壓力和流量，得出氣壓泵的額定壓力 = （1+25%）=26.25MPa。查閱文獻 [9]，選則氣壓泵的型號為 SCY14—Pp? 1B；排量 160mm3/r；轉(zhuǎn)速 1500r；額定壓力 32N； 額定流量得：160×1500/1000=240 ×103/min，這里選 250×103/min； 6.1.4 確定驅(qū)動氣壓缸的功率 由于本機器采用閉合式液壓系統(tǒng)，壓力損失很小，可以忽略不記。這一點 黃河科技學院畢業(yè)設計 第 15 頁 可以在后邊的系統(tǒng)驗算中得到準確的驗證。所以氣壓泵的輸出功率用下式計算： = NPQ （6—3） 式中 ——氣壓泵的輸出功率（kw） ——氣壓缸壓力（MPa） ——氣壓泵的流量（mm /s）3 （1）氣壓缸處于啟動時 由 160SCY14-1B 型號液壓泵的壓力、流量曲線圖可得： =0.002m3/s,Q 所以由公式（6—3） ，得： =（ ）NAG/Q =（1.0×10 /0.049）×0.002=0.4082kw4 （2）氣壓缸壓力達到最大值時（即到達系統(tǒng)最高壓力時） 由 160SCY14-1B 型號氣壓泵的壓力、流量曲線圖可得： =0.3×103mm3/s, 所以由公式（6—3） ，得： =32×10 ×0.3×10 =9.6kwN63? （3）氣壓缸處于快退時 由 160SCY14-1B 型號氣壓泵的壓力、流量曲線圖可得: =0.8×103mm3/s,Q 所以由公式（6—3） ，得： =2.2×10 ×0.8×10 =1.76kw63? 因此，選出氣壓泵的最大輸出功率 =9.6kw。N 6.2 電動機的選擇 電動機分交流電動機和直流電動機兩種，如無特殊說明時，一般選擇交流。 選擇電動機的類型和結構形成應根據(jù)電源種類（交流或直流） ，工作條件（環(huán)境、 溫度、空間、位置等，載荷的大小和性質(zhì)的變化，過載情況等） ，啟動性能和啟 動、制動正反轉(zhuǎn)的頻率程度等條件來選擇。Y 系列三相籠式異步電動機是一般 用途的的全封閉式鼠籠三相異步電動機。由于結構簡單，工作可靠，價格低廉， 因此本設計選用此電動機。 根據(jù)所求得到的氣壓泵的功率，對電動機進行選擇，根據(jù)參考文獻 [4]本設 計可選電動機 Y160M—4，其額定功率為 11kw，轉(zhuǎn)速為 1460r/min。 6.3 控制閥的選擇 選擇控制閥應按額定壓力、最大流量、動作方式、安裝固定方式、壓力損 失數(shù)值、工作性能參數(shù)和工作壽命來選擇。 1. 應盡量選擇標準定型產(chǎn)品，一般不使用自行設計專用的控制閥。 2. 一般選擇控制閥的額定流量應比系統(tǒng)管路實際通過的流量大一些。必要 時允許通過閥的最大流量超過其額定流量的 20%。 3. 應注意單桿液壓缸由于面積差形成不同回油量對控制閥正常工作的影響。 黃河科技學院畢業(yè)設計 第 16 頁 方向控制閥主要有手動換向閥，機動換向閥，電磁換向閥等幾種形式。由 前面所分析，本課題設計的機器所用的換向閥為手動換向閥。 手動換向閥是利用手動桿來操控的方向控制閥。該閥根據(jù)定位方式的不同， 有彈簧復位式和鋼球定位式兩種結構。 對手動控制閥的操作是通過桿機構在遠程控制實現(xiàn)的。由于以上分析可得 選用三位四通手動換向閥。液壓機在不同工作狀態(tài)下要求換向閥處于中位。主 要參數(shù)如下：閥芯的最大位移量是 36mm，取中間為中位，那么-6＜ ＜6 時閥S 芯處于中位，當 ＞6 時，閥芯處于閥體左端，換向閥處于左端，液壓缸下降S 運動，完成快進和工進工藝。當 ＜-6 時，閥芯處于閥體右端，換向閥處于右S 端，液壓缸上升運動，完成快退工藝。即閥芯的左右位置為±18mm。 由于本氣壓系統(tǒng)中要的是三個位置的換向閥，在這里簡單介紹下三位四通 換向閥的功能。 1. 三位四通換向閥處于中位，換向閥四個氣口互通，此時，該氣壓泵處于 卸荷狀態(tài)。 2. 三位四通換向閥處于左端，油口 P 與 A 之間相通，B 與 O 之間相通，活 塞桿下降動作，完成工進工序。 3. 三位四通換向閥處于右端，油口 P 與 B 之間相通，A 與 O 之間相通，活 塞桿上升動作，完成快退工序。 （如圖 6—1） 圖 6—1 三位四通手動換向閥 參考同類機械的選擇，查閱參考文獻 [9]，選擇換向閥的型號為： 4S—H。 6.4 管道（導管）的選擇 選擇管道的主要內(nèi)容是根據(jù)壓力損失，發(fā)熱量和氣壓沖擊，合理確定管道 內(nèi)徑、壁厚和材料。 在氣壓傳動中常用的管子有鋼管、鐵管、膠管、尼龍管和塑料管等，該設 計管道選擇 45 號無縫鋼管。 6.6 聯(lián)軸器的設計 聯(lián)軸器所連接的兩軸，由于制造及安裝誤差，承載后的變形以及溫度變化 的影響等，往往不能保證嚴格的對中，而是存在著某種程度的相對位移。這就 要求設計聯(lián)軸器時，要從結構上采用各種不同的措施，使之具有一定的相對位 移的性能。 A B P O 黃河科技學院畢業(yè)設計 第 17 頁 彈性聯(lián)軸器利用彈簧元件的彈性變形來補償兩軸之間的相對位移，而可動 元件之間的間隙小，特別是那些需要經(jīng)常啟動和逆轉(zhuǎn)的傳動。于是電動機出來 后直接相連的就是液壓泵，它們之間就必須是彈性聯(lián)結，使用一個有彈性元件 的聯(lián)軸器。 根據(jù)參考文獻 [8]表 41.5—29，選用彈性柱銷聯(lián)軸器，型號為 HL5 型。 7 氣壓系統(tǒng)的性能驗算 氣壓系統(tǒng)在初步設計時，各種參數(shù)都是靠經(jīng)驗估計出來的，當回路形式， 液壓元件及連接等完全確定后，針對實際情況，對所設計的系統(tǒng)進行各項性能 分析，對于一般液壓傳動系統(tǒng)來說，主要是進一步確切的計算液壓回路的各段 壓力損失、壓力沖擊和發(fā)熱升溫等方面。以便使系統(tǒng)設計更加完善與可靠。 7.1 管路系統(tǒng)壓力損失 當系統(tǒng)元件，輔件規(guī)格，系統(tǒng)管路尺寸確定后，即可進行系統(tǒng)壓力損失計 算。它包括管路的沿程壓力損失△P ，局部壓力損失△P 及閥類元件的局部損1l 2l 失△P 。v 即 = + + ?P1l2l?Pv （7—1） 式中 = / × /2 1l?Ld?v2 （7—2） = /2 ?2l?v2 （7—3） = （ / ） ?PvnQn2 （7—4） 式中 ——管道長度（ mm）L ——管道內(nèi)徑（mm）d ——氣流的平均速度（mm/s）v ——氣壓油的密度（kg/mm ）?3 ——沿程阻力系數(shù)? ——局部阻力系數(shù)? ——閥的額定流量（mm /s）Qn 3 ——通過閥的實際流量（mm /s） ——閥的額定壓力損失（MPa）?Pn 管道內(nèi)的局部壓力損失是通過管路中折管和管接頭等處的管路局部壓力損 失，以及通過控制閥的局部壓力損失之和。由于本系統(tǒng)設計中的管路沒有多少 折管和管接頭。這一部分的壓力損失很小，幾乎為零。 黃河科技學院畢業(yè)設計 第 18 頁 7.2 氣壓沖擊的計算 在氣壓系統(tǒng)中，當迅速的換向或關閉氣路突然使流速改變時，系統(tǒng)內(nèi)就會 產(chǎn)生壓力的劇烈變化，這就是氣壓沖擊現(xiàn)象，氣壓沖擊大的系統(tǒng)要安裝液壓緩 沖裝置。 通過分析本氣壓系統(tǒng)，該氣壓系統(tǒng)的最大沖擊發(fā)生在氣壓系統(tǒng)突出關閉的 時候，當液壓系統(tǒng)瞬時關閉液流時，管道內(nèi)最大的液壓沖擊按下式計算： △ = P??vE/0 ?Ed/10? （7—5） 式中 ——氣流發(fā)生變化前的流速（mm/s）v ——氣壓油的密度（kg/m ）?3 ——油的容積的彈性系數(shù) =1.67×10 MPa；0 03 ——管道內(nèi)材料的彈性系數(shù) =2.1×10 MPa； EE ——管道內(nèi)徑（mm）d ——管道的壁厚（mm） ? 氣壓沖擊在本系統(tǒng)中不是很明顯，可以不安裝氣壓緩沖裝置。 7.3 氣壓系統(tǒng)熱分析 氣壓系統(tǒng)的壓力，容積和機械三方面的損失構成總的能量損失。這些能量 損失將轉(zhuǎn)化成熱能，使氣壓系統(tǒng)油溫升高，系統(tǒng)油溫過高會產(chǎn)生下列不良影響： 1.使氣壓油的粘度大大降低，泄露增大，溶劑效率下降，并使氣節(jié)流元件 的節(jié)流特性變化，造成速度不穩(wěn)。 2.引起熱膨脹，使運動副之間間隙發(fā)生變化，變小的時候可能造成元件的 “卡死” ，失去工作能力，變大的時候會造成泄露增大。 3.密封軟管和過濾器等輔助元件，有一定的溫度限制。如果溫度超過這個 限制，他們就不能正常工作。 4.引起機器構件的熱變形，而破壞其應有的精度。 7.3.1 氣壓泵功率損失產(chǎn)生的熱流量（熱量） 由計算公式： = （ 1- ） H1N? （7—6） 式中 ——氣壓泵的輸入功率（kw） ——氣壓泵的效率， =0.8 由公式（7—7）可得 1 氣壓油通過閥（孔）時產(chǎn)生的熱量： =△ H2PQ （7—7） 式中 ——通過閥（孔）的壓力降，一般換向閥取 =0.05MPa? ?P ——通過閥（孔）實際流量（mm 3/s） 黃河科技學院畢業(yè)設計 第 19 頁 由公式（7—7）可得 H2 所以系統(tǒng)產(chǎn)生總的熱量： = +1 7.3.2 氣壓系統(tǒng)的散熱計算 根據(jù)參考文獻 [2]，一般油面高度為油箱高的 0.8 倍（如圖 7—1） 。因為前 面初步得油箱的有效容積為 0.3m ，所以 0.8 = 。3Vabh 即 =1.25×0.8=1×109mm ；abh 取 =500mm， =1000mm， =480mm，H=600mmh 一般，取與油箱相接觸的油箱表面積和油面以上的表面和之半作為油箱的 有效散熱表面積。 根據(jù)文獻 [2]可得油箱的散熱面積計算公式： =（ +2 +2 ）+1/2[ +2（ - ） +2（ - ） ]AabhabHhahb 圖 7—1 油箱結構示意圖 計算油箱的散熱功率： = HcKtA?T （7—8） 式中 ——油箱散熱系數(shù) w/m . C，由于本設計的油箱尺寸比較大，t 20 所以采用外置油箱，通風良好。根據(jù)參考文獻 [1]， K =50w/m · Ct20 ——油箱的散熱面積（mm 2）A ——油溫與環(huán)境溫度之差 C， =35 C?T0?T0 由公式（7—8）得： =50×2.37×35=3360w=4.1475kw；Hc 因為 ＞ ，即 4.1475 kw＞2.063 kw 所以油箱的散熱已滿足該系統(tǒng)產(chǎn)生的熱量要求，故不需要另加冷卻器。 黃河科技學院畢業(yè)設計 第 20 頁 8 限程裝置的設計 為了活塞運動到底部時能方便返回，需要設計一個限程裝置。限程裝置是 實現(xiàn)擋板對桿機構運動距離的限制。到盡頭后實現(xiàn)換向閥的換向。又因為本液 壓機可實現(xiàn)自動循環(huán)工作和人工單次行程工作，所以限程裝置的下檔板應該是 可調(diào)的。一個位置是通過連桿機構控制換向閥回到中位。另一位置是通過連桿 機構控制換向閥，換到上次相反的位置（右位） 。此部分設計和原樣機設計相同， 可引用原樣機的機構，在這里也不做詳細設計。系統(tǒng)限程裝置運動循環(huán)示意圖 （如圖 8—1） 。 圖 8—1 系統(tǒng)限程裝置運動循環(huán)圖 9 機架的設計 在機械或儀器中，支撐或容納部件的零件稱為機架。故機架是底座、機身、 殼體以及基礎臺等零件的統(tǒng)稱。 機架分類按機構形式分，可分為梁式刀架框架、平板式機架，箱殼式機架。 按制造方法和機架材料分為鑄造機架、焊接機架、非金屬機架等。 機架的設計準則： 機架的設計主要應保證剛度、強度和穩(wěn)定性的要求。此外，對于機床儀器 等精密