液压折弯机设计【2013年最新整理毕业论文】

黑龙江工程学院本科生毕业设计 I 摘 要 折弯机属于锻压机械中的一种，主要作用就是金属加工行业。产品广泛适用于：轻工、航空、船舶、电器、不锈钢制品、钢结构建筑及装潢行业。 液压传动系统采用压力补偿型柱塞泵供油，回油节流调速，能量利用合理，立式液压缸设有平衡和锁紧措施，工作安全可靠；同时以液压缸作为执行元件，夹紧力大，折弯动力也大，系统进行折弯时工作性能好。 本次设计主要是通过液压系统的设计对液压传动有了更清楚的认识，对液压系统的组成，液压系统的各部零件的作用有了具体深入的子解。在设计过程中，力求结构紧凑，布局合理，制造简单。 关 键字 ：液压；缸筒；活塞杆；导轨；滚珠丝杆 黑龙江工程学院本科生毕业设计 II Abstract The folding machine belongs to a kind of forging Machinery.lt is a major role in the metal processing industry. Products are widely applied to: light industry, aviation, shipping, metallurgy, instruments, electrical appliances, and stainless steel products, steel structure construction and decoration industries. Hydraulic system uses piston pump of pressure compensation to supply oil, the oil return throttle control, rational use of energy. Vertical hydraulic cylinder uses balance and locking measures, so it works safely and reliability. At the same time hydraulic cylinders as the implementation of components haves great clamping force and shear force. When system shear plats material, its performance is good. This design is mainly through hydraulic system design of hydraulic drive more clear understanding of the hydraulic system, composed of hydraulic systems, and each of the parts have concrete deep understanding. In the design process, it achieves structure compact and layout rational and manufacture simple. Key words: hydraulic； cylinder； The piston rod； guide； The ball screw 全套资料带 CAD 图， QQ 联系 414951605 或 1304139763 黑龙江工程学院本科生毕业设计 III 目 录 摘要 . Abstract . 第 1 章 绪论 .1 1.1 课题背景 .1 1.1.1 折弯机简介 . 1 1.1.2 设计内容简介 . 2 1.2 液压传动的基本知识 .2 1.2.1 液压系统的组成 . 2 1.2.2 液压传动的概念 . 3 1.2.3 液压系统的优点 . 4 第 2 章 液压系统设计 .5 2.1 机器的电气部分 .6 2.2 电器箱上的电器元件功能 .6 第 3 章 系统元件设计 .7 3.1 液压缸的设计 .8 3.1.1 液压折弯机的技术参数（见表 3.1） . 8 3.1.2 负载分析和运动分析 . 8 3.1.3 液压缸主要零部件结构，材料与技术要求 . 9 3.1.4 确定液压缸的结构设计，编制工况图 . 11 3.1.5 液压缸的工作循环中各阶段压力和流量计算（见表 3.5） . 16 3.2 液压泵的选择 .18 3.2.1 液压 泵的性能参数及计算公式 . 18 3.2.2 轴向柱塞泵的工作原理 . 20 3.2.3 轴向柱塞泵的工作要求 . 21 3.2.4 油泵的选择 . 21 黑龙江工程学院本科生毕业设计 IV 3.3 油 箱的设计 . 22 3.3.1 油箱的基本功能： . 22 3.3.2 油箱的种类 . 22 3.3.3 油箱的设计要求及结构 . 23 3.3.4 油箱附件 . 24 3.4 系统 其它元件的选用 . 25 3.4.1 蓄能器的选用 . 25 3.4.2 电机的选择 . 25 第 4 章 XY 方向设计计算 .27 4.1 设计 任务 . 27 4.1.1 设计参数 . 27 4.1.2 方案的分析、比较、论证 . 27 4.2 脉冲 当量和传动比的确定 . 28 4.2.1 脉冲当量的确定 . 28 4.2.2 传动比的确定 . 28 4.2.3 确定步进电机步距角 . 28 4.3 丝杠的选型及计算 . 29 4.3.1 计算丝杠受力 . 29 4.3.2 滚珠丝杠螺母副的选型和校核 . 29 4.4 导轨的选型及计算 . 34 4.4.1 初选导轨型号 . 34 4.4.2 计算滚动导轨副的距离额定寿命 L . 34 4.5 步进电机的选择 . 35 4.5.1 传动系统等效转动惯量计算 . 36 4.5.2 所需转动力矩计算 . 37 结论 . 41 致谢 . 42 参考文献 . 42 附录 . 42 黑龙江工程学院本科生毕业设计 1 第 1 章 绪 论 1.1 课题背景 1.1.1 折弯机简 介 折弯机对折弯金属板料具有较高的劳动生产率和较高的折弯精度。该机器是采用钢板连接机构，具有足够的强度和刚度，液压传动保证工作是不至于因板料厚度变化或下模 V 形槽选择不当而引起的严重超载事故。此外本机器工作平稳可靠，操作方便，具有点动、单次行程，并能保压，用户只须配备各种不同的模具，就能将金属板料折弯成各种不同形状的工件，当配备相应的装备后，还能作冲孔用 。 机器的主要部件均由钢板焊接或锻钢制造而成，强度高，刚性好，性能可靠。 1. 机架 由左右立柱、内撑挡、油箱等组成 框形机架，工作台座于立柱下部并联接。 2. 滑块 滑块由整块钢板制成，与左右油缸中的活塞杆连接在一起，两个并联油缸分别固定在左右立柱上，通过液压驱动使活塞带动滑块上下动作，其同步方式为电液伺服同步方式，由数控系统控制，两同步的流量可自动调整，保证了滑块的同步精度，滑块位置的检测由光栅尺实现，滑块运行时由导轨装置导向。 3. 工作台加凸机构 位于工作台右侧面，由制动电机、蜗杆减速器、螺杆螺母、斜垫块、拉杆及圆弧块组成，垫块左移 40mm工作台最大加凸量为 20mm。 4. 液压系统 电动机和油泵安装在油箱上部和内 部，泵块安装在油箱上，两同步块安装在左右两个油缸顶面。为保证滑块快速下降时油缸内充满油液，采用冲油阀结构，以提高滑块行程速度，节约能源。 5. 前托料架、后挡料 前托料架由手动调节 后挡料位置由电机、皮带、齿轮、挡料架和编码器完成前后位移，电子计数器显示，其最小读数为 0.1mm。当前有手动微调。顶杆能绕轴心转动，防止工件在折弯时 黑龙江工程学院本科生毕业设计 2 造成损坏。挡料上网高低由丝杆手动调节。 6. 模具 采用工具钢经锻造、热处理、铣削、磨削等加工而成。上模为两件拼接，下模为整体。借助工作台前后压板和螺钉以调整下模模口对正上模而完成板 料折弯。 7. 电气系统 由数控系统和电器箱安装在右立柱上，电器箱上安装有各种动作按钮，并装有电源开关，打开电箱门时，首先要切断电源，以保护人身安全。 1.1.2 设计内容简介 本次设计主要涉及板料折弯机的液压系统。因液压系统中很多零部件已标准化，所以在设计过程中只对标准件进行选型，没有进行设计。对于非标准件，像油缸、等进行了设计。 在设计油缸的过程中，我参考设计手册的同时，也有自己的创新。比如。我把活塞的密封件、导向环、支撑环放在一起，这样不但对活塞加工大大简化，而且可以增加活塞的强度；同时对电机和油泵的放 置进行了设计。 液压传动发展非常迅速，特别是近年来随着加工技术的提高，更是为液压技术的发展铺平了道路。虽然国内液压传动发展很快，但与国外其他国家相比还是比较落后的。具体表现在，液压系统承受压力不高，传递介质泄漏等。整体表现为整个液压系统的性价比明显低于国外同行。液压传动在实现工业自动化方面与点配合有了很大发展，所以液压传动的发展前景还是很广阔的。 本次设计力求做到“优化设计，绿色设计”。在设计过程中我做到合理有依据，但又有创新。设计中合理利用材料，尽量降低生产成本。在满足要求的情况下，我降低了零件的粗糙度要 求。本设计主要对油缸和油箱进行了设计，由于知识水平有限、设计经验不足，在设计过程中难免会出现错误，希望老师批评指正！ 1.2 液压传动的基本知识 1.2.1 液压系统的组成 从不同的角度出发，可以把液压系统分成不同的形式。 1. 按油液的循环方式，液压系统可分为开式系统和闭式系统。 2. 按系统中液压泵的数目，可分为单泵系统，双泵系统和多泵系统。 3. 按所用液压泵形式的不同，可分为定量泵系统和变量泵系统。 4. 按向执行元件供油方式的不同，可分为串联系统和并联系统。 全液压 传动机械性能的优劣，主要取决于液压系统性能的好坏，包括所用元件质量优劣，基本回路是否恰当等。系统性能的好坏，除满足使用功能要求外，应从液压 黑龙江工程学院本科生毕业设计 3 系统的效率、功率利用、调速范围和微调特性、振动和噪声以及系统的安装和调试是否方便可靠等方面进行。 现代工程机械几乎都采用了液压系统，并且与电子系统、计算机控制技术结合，成为现代工程机械的重要组成部分。 一个完整的液压传动系统包括五个基本组成部分，即动力元件（ 油泵 ）、执行元件（ 油缸 或液压马达）、控制元件（各种 阀 ）、辅助元件和工作介质等五部分组成。 1. 动力元件（油泵） 它的作用是把液体利用原动机的机械能转换成液压力能；是 液压传动 中的动力部分。 2. 执行元件（油缸、液压马达） 它是将液体的液压能转换成机械能。其中，油缸做直线运动，马达做旋转运动。 3. 控制元件 包括压力阀、流量阀和方向阀等。它们的作用是根据需要无级调节液动机的速度，并对液压系统中工作液体的压力、流量和流向进行调节控制。 4. 辅助元件 除上述三部分以外的其它元件，包括压力表、滤油器、蓄能装置、冷却器、管件 主要包括 : 各种管接头 (扩口式、焊接式、卡套式 ,sae 法兰）、 高压球阀、快换接头 、软管总成、测压接头、管夹等 及油箱等，它们同样十分重要。 5. 工作介质 工作介质是指各类液压传动中的液压油或乳化液，它经过油泵和液动机实现能量转换。 1.2.2 液压传动的概念 1. 液压传动：它是以液压油为工作介质，通过动力元件（油泵）将原动机的机械能变为液压油的液压能，在通过控制元件，然后借助执行元件（油缸或油马达）将压力能转化为机械能，驱动负载 实现直线或回转运动，且通过对控制元件遥杆操纵和对流量的调节，调定执行元件的力和速度。 2. 液压控制：和液压传动一样，系统中也包括动力元件、控制元件和执行元件，也是通过油液的传递功率。二者不同之处是液压控制具有反馈装置，反馈装置的作用是执行元件的输出量（位移、速度、力等机械量）反馈回去与输出量（可以是变化的也可以是恒定的）进行比较，用比较后的差值来控制系统，使执行元件的输出随输入量的变化而变化或保持恒定。它是一种构成闭环回路的液压传动系统，也叫液压随动系统或液压伺服系统。 液压传动系统中用的是通断式或逻辑控 制元件，就其控制目的，是保持被调定值的稳定或单纯变换方向，也叫定值和顺序控制元件。 液压控制系统中用的是伺服控制元件，具有反馈结构，并用电气装置进行控制， 黑龙江工程学院本科生毕业设计 4 有较高的控制精度和响应速度，所控制的压力和流量连续变化。输出功率可放大。 比例控制是介于上述二者之间的一种控制，所用比例控制阀是通断式控制元件和伺服控制元件的基础上发展起来的一种新型的电 -液控制元件，兼备了上述两类元件的一些特点，用于用手调的通断式控制不能满足要求，但也不需要伺服阀对液压系统那样严格的污染控制要求的场合。 1.2.3 液压系统的优点 在目前四 大类传动方式（电气、机械、液压和电气）中，没有一种动力传动是十全十美的，而液压传动具有下述极其明显的优点： 1 从结构上看，其单位重量的输出功率和单位尺寸输出的功率在四类传动方式中力压群芳的，有很大的力矩惯量比，在传递相同的功率的情况下液压传动装置的体积小、重量轻、惯性小、结构紧凑、布局灵活。 2 从工作性能上看，动作响应快，能够迅速换向和变速，调速范围宽；，便于电气控制相配合，以及与 CPU（计算机）的连接，便于实现自动化 。 3 从使用维护上看，元件的润滑性好，易实现过载保护与保压，安全可靠；元件易实现系列化、标准化、 通用化。 4 所有采用液压技术的设备安全可靠性好。 5 经济：液压技术的可塑性和可变性强，可以增强柔性生产的柔度，和容易对生产程序进行改变和调整，液压元件相对来说制造成本也不高，适应性比较强。 6 液压易于微机控制等技术相结合，构成“机 -电 -液 -光”一体化以为成为世界的潮流，便于实现数字化。 黑龙江工程学院本科生毕业设计 5 第 2 章 液压系统设计 根据板料折弯机的使用要求及对加工板料的特殊要求，我们考虑采用液压传动作为板料折弯机的主要传动形式。由机器的特性可知，在机器工作时尚模块必须有以下几个动作：快速向下、慢速向下、向下点动、 保压、快速向上。机器工作时，为了节约能源，在滑块距被加工工件较远时，滑块采用快速向下的动作。这样不仅节约能源，而且可以提高劳动生产率；当滑块距被加工工件很近时（通常为 20-40mm），滑块的下移速度会明显降低。此时，主要是因为上模将要接触工作，为了避免有较大的刚性冲击其下降速度减小，即为滑块的慢速向下阶段；当上模块接触被加工工件时，考虑到加工板料的特殊要求，上模块必须向下点动的形式来加工工件，以避免板料应力在短时间内迅速增大，损坏被加工工件；保压过程是板料折弯机工作过程不可缺少的。刚刚压制好的工件会因为应力 的存在而有恢复原来形状的本性，为了保证加工精度，折弯机在压制过程结束后必须进行保压过程。一般情况下，加工板料越厚保压时间越长，反之亦然；当压制工作全部完成以后，为了节约能源和提高劳动生产效率，上模块即滑块采用快速向上动作，以便下一个工作过程的开始。 为满足以上工作位置的要求，设计液压系统如 CAD 图纸 ： 其工作原理为： 电动机按泵标注的箭头方向旋转，即顺时针方向旋转，带动轴向柱塞泵将滤清的油液通过吸油管进入阀板和电磁阀回入油箱； 10 号阀封闭 14 号油缸下腔油液使滑块停在任意位置上，此时各电磁阀不工作，油泵输出的油 回入油箱 当电磁阀 YV1、 YV4 得电，滑块快速下降，下降速度由 10 号 YV3 阀 调节并 回入油箱，油缸上腔的油由油箱灌满。 当滑块下降撞倒限位开关时，电磁阀 YV1、 YV3、 YV4 得电， 16 号阀关闭，油泵输出的油进入油缸，滑块进入工作速度（慢速）工作行程时间的长短由电气的行程开关碰头和可调节电位器控制，滑块慢速下降的速度由 8 号阀调整。 在回程的瞬间要求电磁阀 YV1 失电 2 秒钟实行泄压，随后电磁阀 YV2、 YV4 得电，滑块回程。 2、液压系统的压力调整 YV4 下的溢流阀是保证机器的公称力，不至因过载而损坏机器，液压系统中 压力可从压力表中看出，最高工作压力为 17MPa，使用时不准超过，回程工作压力 10MPa 黑龙江工程学院本科生毕业设计 6 之内，由 13 号溢流阀调整。 2.1 机器的电气部分 本机器采用 380V,50HZ,3PH 交流电源供电，电动机为 Y160L-4，额定功率为15KW，电气原理图见 CAD 图纸 ，电气元件清单。 2.2 电器箱上的电器元件功能 接通电源，电源指示灯亮，即可点动电机，如电机不能起动，电机可能缺相；如不缺相，则按电气原理图顺序检查，在点动电机时，必须检查电机的转向，电动机的旋向与油泵箭头方向一致，方可正常运转，否则将会损坏油泵。 机床的 操作方法及控制原理 本机床上模具的上下运动均由双踏板脚踏开关 SF 控制，运动的性能由功能选择开关 2SA 控制，加压保压时间由 KT1 旋转调节，上死点由行程开关 SQ（上）控制，加压的起点由下行程开关 SQ（下）控制（位置可调）。 各种运动性能分述如下： 1. 连续行程（自动循环） 当 2SA 选择在连续挡位上 2SA3 时，踏下脚踏开关 SF1 下， KA1 得电并自保，KA3 得电， YV1、 YV4 得电，滑块下行，碰到控制下行位置开关 SQ1 下时， KA3 失电， KA6 得电， YV1、 YV3、 YV4 得电慢下，同时接通 KT3 进行加压，延时保压 ，保压终止时， KT3 延时触头闭合，接通 KT1， KT1 的瞬时触点断开 KA5，使 YV1 失电，油缸卸荷。 KT1 经过延时触点断开， KA4、 KA6 断电（这时如果仍踏住脚踏开关SF1 下滑块就停止不动）， KA2 得电， YV2、 YV4 得电，滑块上行，碰到上行程开关就止， KA2 断电， YV2、 YV4 失电，滑块停止，由于 KA1 自锁， KA3 得电， YV1、YV4 得电，滑块快下，撞到 SQ1 下时，加压慢下，保压卸压回程，进行第二个循环、第三个循环。 2. 单次行程 当 2SA 选择在单次位置时， 2SA2 通，踏下脚踏开关 SF1 下， KA1 得电， KA3得电， YV1、 YV4 得电，滑块快下，滑块撞到 SQ1 下时， KA3 失电， KA4、 KA5、KA6、得电， YV1、 YV3、 YV4 得电，滑块慢下，加压、保压，保压结束 KT3 动作，KT1 得电动作，其瞬时触点断开 KA5，使 YV1 失电，油缸卸荷，经 KT1 延时断开KA4、 KA6，使 YV1、 YV3、 YV4 断电，滑块停止，松开 SF1 下、 KA2 得电， YV2、YV4 得电滑块回程上行、直到撞到上行程开关 SQ2 上而停止。注意：滑块在此任意位置放开脚踏开关， SF1 下，滑块回程至上死点。 黑龙江工程学院本科生毕业设计 7 3. 点动行程 当 2SA 选择点动位置时， 2SA1 通，踏下脚踏开关 SF1 下， KA1 得电， KA3 得电，YV1、 YV4 同时得电，滑块快下。（滑块碰到下撞块时，进入慢下）松开 SF1 下，滑块停止在任何位置上，踏下脚踏开关 2SA（上）， KA2 得电， YV2、 YV3 得电，滑块上行，松开 2SA 上，滑块停止在任何位置上。 注意事项： A、机床必须有可靠的接地保护或接零保护。 B、下撞块不得调得过高，因为在加压和保压过程中必须压住下行程开关 本章小结 本章完成了折弯机液压系统电器部分的电器元件选择以及电路图的绘制电器 箱上的电器元件功能 2.3 本章小结 本章完成了折弯机液压系统 电器元件的选择以及电路图纸的绘制，电器箱和电路图纸控制原理的说明。 黑龙江工程学院本科生毕业设计 8 第 3 章 系统元件设计 3.1 液压缸的设计 3.1.1 液压折弯机的技术参数（见表 3.1） 3.1.2 负载分析和运动分析 折弯机滑块做上下直线运动，且行程较小，可选单杆双作用液压缸液压缸作执行器（取缸的执行效率为 cm=0.91） 表 3.1 折弯机的技术参数 工作台长度 立柱间距 喉口深度 主电机功率 最大折弯力 滑块重力 G 4000mm 3100mm 400mm 37KW 1.1x106 N 15000N 快速下降的速度 v1 慢速加压的 速度 v2 快速上升的速度 v3 快速下降的行程 L1 慢速加压的行程 L2 快速上升的行程 L3 23mm/s 20mm/s 53mm/s 180mm 20mm 200mm 表 3.2 数据计算 -3 工况 计算公式 外负载/N 说明 快速下降 启动加速 11/iF G g v t 176 （ 1） Fi1=G/g v1/ t=15000/9.81(2310-3/0.2)=176N； v1/ t 为下行平均加速度， m/s； （ 2）由于忽略滑块导轨摩擦力，故快速下降等速时外负载为 0； （ 3）折弯时压头上的工作负载可分为两个阶段：初压阶段，负载力缓慢的增加，约达到最大折弯力的 5%，其行程为 15mm；终压阶段，负载力急剧增加到最大折弯力，上升规律近似于直线，行程为 5mm； （ 4)Fi2=G/g v/ t=15000/9.81(5310-3/0.2) =4025.2N； v/2 t 为回程平均加速度， m/s 等速 0 慢速折弯 初压 1 m a x 5%eFF 88578 终压 F2e =Fmax 1.1x106 快速回启动 22/iF G G g v t G 15405.2 等 F=G 15000 黑龙江工程学院本科生毕业设计 9 程 速 制动 G -F 2i =G- G/g v 2 / t 14594.8 工况持续时间见表 3.3 表 3.3 工况时间 工况 计算式 时间 /s 说明 快速下行 t=l/v 7.82 折 弯时分为两个阶段初压阶段为 15mm 终压阶段为 5mm 慢速折弯 初压 t=l/v 0.75 终压 t=l/v 0.25 快速上行 t=l/v 3.774 3.1.3 液压缸主要零部件结构，材料与技术要求 1. 缸筒与端盖：缸筒与端盖连接用法兰形式连接，前端盖用螺纹连接，后端盖用焊接连接。 2. 缸筒的材料一般要求有足够的强度和冲击韧性，能长期承受最高工作压力及短期动态实验压力而不致产生永久变形；有足够的刚度，能承受活塞侧向力和安装的反作用力而不致产生弯曲。 根据缸筒内径，选用 45 号钢，抗拉强度 b=600MPa、屈服强度 s=355MPa，伸长率为 5%、硬度为 HV 229 197。 技术要求： （ 1）缸筒： 缸筒内径选用 H8、 H9 或 H10 配合。内径的表面粗糙度，当活塞密封采用橡胶密封件时，取 Ra0.4 0.1m，当采用活塞环密封时，则取 Ra 为 0.4 0.2m而且均须珩磨。 缸筒端面 T 的垂直度公差可选取 7 级精度。 缸筒内径的圆度和圆柱度公差可选取 8 级或 9 级精度。 缸筒端部用螺纹连接时，螺纹应选用 6 级精度的细牙螺纹。 当液压缸的安装方式为耳环型或耳轴型时，后端盖的耳孔 D1 或缸筒耳轴轴径 D2 的中心线，对缸筒内孔轴线的垂直度可取 9 级精度。 为了防止腐蚀以及其它使用的特殊要求，缸筒内表面可镀铬，镀层厚度为 3040m镀后珩磨并抛光。 黑龙江工程学院本科生毕业设计 10 （ 2）活塞： 活塞的结构主要考虑与缸筒内壁的滑动和密封，以及与活塞杆之间的连接和密封。活塞的结构形式取决于密封件的形式，密封形式由压力、速度温度来决定。 活塞的密封：活塞与缸筒常用的密封有间隙密封，活塞环 O 型密封圈，采用组合密封装置。活塞与活塞杆之间为间隙密封、配合之间的密封为固定密封，采用 O 型圈密封密封槽开在活塞杆上。 活塞的导向：导向环（支撑环）的 作用：具有精确的导向作用，并可吸收活塞运动时产生的侧向力。 带导向环的活塞在缸筒内为非金属接触，摩擦系数小，无爬行；导向环能改善活塞与缸筒的同轴度，使间隙均匀，减少泄漏；轴环采用耐磨材料，使用寿命长，且具有良好的承载能力。采用组合型导向环。 组合型导向环是由密封圈、挡圈和导向环组成，它们安装在同一沟槽内，具有密封、导向双重作用。 活塞的材料：选用碳素钢 45 号。 技术要求 :a.活塞外径 D 对内径 D1 径向公差值取 7 级。 b.端面 T 对内径 D1 轴线的垂直度公差值按 7 级精度选取。 c.活塞 D 的圆柱度公差按 9 11 级 精度选取。 （ 3）活塞杆： 活塞杆外端连接形式采用单耳环形式。 活塞杆的导向、密封和防尘：活塞杆的导向、密封和防尘结构全部在前端盖内，具体结构见液压缸图。 活塞杆采用非金属导向环，前端盖用碳素钢制成，其内孔安装用聚四氟乙烯等非金属耐磨材料制成的导向环，为活塞杆导向。活塞杆与前端盖为非金属接触摩擦阻力小，使用寿命长。导向环的沟槽加工容易，磨损后更换导向环也很方便，应用比较普遍。 活塞的密封，以往多采用 O 型密封圈和唇形密封圈。这些密封圈形式由于活塞杆与密封圈之间是干摩擦，摩擦阻力大，磨损快。因此，近年来 较多选用组合式密封圈，如方形圈（格来圈）、阶梯圈（斯特封）。它们具有摩擦阻力小，启动时无爬行，较低的泄漏量和耐磨等优点。 活塞杆的防尘，以往多采用无骨架防尘圈。目前多采用既可以防尘，又可以密封的双唇型防尘圈。外唇起防尘作用，保证活塞杆表面清洁，内唇起密封作用。当活塞杆外伸时，通过主密封圈留在活塞杆表面的油膜，即被防尘圈的内唇刮下，这样， 黑龙江工程学院本科生毕业设计 11 在主密封圈和防尘圈之间保留一层油膜，起润滑作用，提高了密封圈的使用寿命。 活塞杆的材料：由专业厂生产的高精度冷拔活塞杆，可直接选用。 活塞杆的技术要求： a.活塞杆表面 须镀硬铬，镀层厚度为 15 25 微米或 30 50 微米。防腐要求特别高的则要先镀一层软铬或镍，然后再镀硬铬并抛光。 b.在恶劣的、腐蚀性极强的工作环境中，活塞杆喷涂一种名为 Ceramax-1000 陶瓷涂层，在强度、抗腐蚀性和抗磨损等方面，比硬铬更优。 c.活塞杆外径公差取 17 19；直线度 0.02mm/100mm；表面粗糙度 Ra 0.3 0.4微米，对精确度要求更高者， Ra 0.1 0.2 微米。 d.活塞杆外径 d 的圆柱度公差值，按 8 级精度选取。 3.1.4 确定液压缸的结构设计，编制工况图 缸筒的计算与验算 预选液压缸的设计压力 P1=23Mpa。将液压缸的无杆腔作为主工作腔，考虑到液压缸下行时滑块自重采用液压方式平衡，则可计算出液压缸的无杆腔的有效面积 max1 1cmFA p （ 3.1） 6 2m a x1 610 0 . 0 4 7 8 m0 . 9 1 2 3 1 0cmFA 液压缸内径 14AD （ 3.2） 14 4 0 . 0 4 7 8 0 . 2 4 7 m = 2 4 7 m mAD 按 GB/T 2438-1993 ，取标准值 D=250mm=250cm 式中： D-缸筒内径 Fmax-液压缸受到的最大推力 P1-液压缸的额定压力 cm-液压缸的执行效率 缸筒壁厚 的计算 : 当 0.08/D0.3 时 黑龙江工程学院本科生毕业设计 12 m a x m a x2 . 3 3sPDP （ 3.3） 缸筒材料选用 45 号钢 b=600Mpa， s=355Mpa，伸长率 16%，硬度 HRC229 197；安全系数为 5，则 600 1 2 0 M p a5bP n Pmax=1.5,Pn =34.5Mpa 则将上式代入式（ 3.3）得： m a x m a x 3 4 . 5 0 . 2 5 0 . 0 4 5 m2 . 3 3 2 . 3 1 2 0 3 3 4 . 5bPD P 经圆整取缸筒壁厚 =45mm。 缸筒外径 D1=D+2=0.34m 式中： -缸筒壁厚 D-缸筒内径 D1-缸筒外径 Pmax-最高允许压力 p-缸筒材料的许用压力 b-缸筒材料的的抗拉强度 s-缸筒材料的屈服强度 n-安全系数 缸筒壁厚的 验算： a.液压缸的额定压力 Pn 值应低于一定的极限值，保证工作安全。 2211()0 . 3 5 snDDPD （ 3.4） 式中： D-缸筒内径 D1-缸筒外径 s-缸筒材料的屈服强度 Pn-液压缸的额定压力 将 D=0.32m， D1=0.47m， s-=355Mpa， Pn=25Mpa 代入式 (3.4)得： 22 2121() 3 5 5 ( 0 . 3 4 0 . 2 5 )0 . 3 5 0 . 3 50 . 3 4snDDPD 黑龙江工程学院本科生毕业设计 13 =57.03Mpa b.为避免缸筒在工作时发生塑性变形，液压缸的额定压力 Pn 值应与塑性变形压力有一定的比例范围。 Pn （ 0.35 0.42） Ppl （ 3.5） 由 Pn=25Mpa 取 Pn 0.4 PpL 得： Ppl=57.5Mpa 12 .3 lo gp l s DP D =2.3355log25.034.0 =109.0Mpa 故弹性变形符合要求。 c.为确保液压缸的安全使用，缸筒的爆裂压力 PE 应远远大于耐压试验压力 P=31.25Mpa PE=2.3blogDD1 （ 3.6） =2.3600log25.034.0 =184.3Mpa 式中： D-缸筒内径 D1 -缸筒外径 Pn-液压缸额定压力 PT-液压缸耐压试验 压力 b-缸筒材料的抗拉强度 s-缸筒材料的屈服强度 液压缸进出油口 液压缸进出口不知在前后端盖上，采用螺纹连接。 根据国标 GB/T2878-1993 规定的液压缸进出油口螺纹尺寸。选用螺纹为 M502，即 EC 为 M502， EF=32mm。螺纹精度为 6H。 缸底厚度计算： 选用法兰液压缸，则缸筒底部为平面，其厚度 可以按照四周嵌住的圆盘强度公式近似计算： 黑龙江工程学院本科生毕业设计 14 0.433D0pnP （ 3.7） 式中： -缸筒的底部厚度 D0-缸底内径 Pn-液压缸额定压力 p-缸筒底部材料的许用应力 将 D0=0.28m, Pn=23Mpa, p=300Mpa 代入式（ 3.7）可得： 230 . 4 3 3 0 . 2 8 0 . 0 8 6 m120 取缸底壁厚为 =0.086m 活塞杆直径计算及稳定性验算： a.活塞杆直径计算： 根据快速下行与快速上升的速度比确定活塞杆的直径 d： 23221v Dv D d （ 3.8） 式中： D-缸筒内径 d-活塞杆直径 v1-快速下降的速度 v2-快速上升的速度 将： D=250mm， v1=23mm/s， v3=53mm/s 代入式中得 2322153 2 . 323v Dv D d 得： d=0.752， =0.752 250=188mm 取标准值为 200mm b.活塞杆的强度计算： 一般以液压缸活塞杆端部和缸盖均为耳环铰接安装方式的情况来考虑 ，而且当活塞全部伸出时，活塞杆端和负载的连接点到液压缸支撑点间的距离假定为 LB 。由液压缸实际情况及活塞直径可知 LB 10d。 主要验算活塞杆压缩和拉伸强度， 即 黑龙江工程学院本科生毕业设计 15 2 ssFnd （ 3.9） 式中： d-活塞杆直径 F-液压缸的最大推力 s-材料的屈服强度 ns-安全系数 将 d=0.20m， F=106 N ， s=355Mpa ， ns= 5 代入上式中 则 661 0 522. 5 5 1 0ssFn =0.134m 0.25m 所以符合要求 缓冲装置的选择 采用节流阀进行节流的缓冲装置，其最高缓冲压力 Pmax 近似计算式为： 21 1 0m a xEeGA P V R SgPAS （ 3.10） 式中： A1-活塞的有效作用面积 P1-进油口压力 S1-活塞的缓冲行程 G-所有运动部件的重量 g-重力加速度 V0-活塞在缓冲行程开始时的速度 R-活塞承受的全部载荷（包括重量及液压缸的摩擦阻力） A-缓冲腔内的有效作用面积 Pmax 的大小，可通过改变节流阀的节流面积来调定，其值 不应超过液压缸的最大允许压力 Pmax（ 1.5Pn ） 绘制工况图 液压缸的实际有效面积 ： 2 22132 8 0 3 . 8 4 c m44DA 黑龙江工程学院本科生毕业设计 16 2 2 2 2 21 3 2 2 5 3 1 3 . 2 5 c m44A D d 密封件的选择 活塞与缸筒的密封选用组合密封件，详见图纸；活塞与活塞杆的密封选用 O 型密封圈，密封圈内径为 148mm，槽开在活塞杆上；活塞杆密封件选用： Y 型橡胶密封圈，由活塞杆直径为 160mm。选用尺寸详见中国机械设计大典第五分册机械控制系统设计的 538 页。防尘圈根据国际 GB/T10708.3-1989 选择，由活塞杆直径为 160mm，选用 A 型，具体尺寸见表 3.4： 表 3.4 防尘圈尺寸 （ mm） d D s l 基本尺寸 极限偏差 基本尺寸 极限偏差 基本尺寸 极限偏差 基本尺寸 极限偏差 200 0.5 220 0.290 7.5 0.15 9.5 -0.30 0 3.1.5 液压缸的工作循环中各阶段压力和流量计算（见表 3.5） 表 3.5 液压缸的工作循环中各阶段压力和流量表 工作阶段 计算公式 负载 F/N 工作腔压力P/Pa 输入流量 q /cm3 s 1 /Lmin 快速下行 启动 P=cm1AF ，q=A1 v1 176 2189.5 1848.8 110.93 恒速 0 0 慢速加压 初压 P=cm1AF ，q=A1 v1 8.86104 1.21106 1607.68 96.46 终压 106 24.22106 1607.680 96.460 快速回程 启动 P=cm2AF， q=A2 v3 15405.2 0.54106 恒速 15000 0.526106 1660.225 99.6135 制动 14594.8 0.512106 黑龙江工程学院本科生毕业设计 17 循环中各阶段的功率计算如下 快速下行（启动）阶段 P1=P1q=2189.51848.810-6=4.05W 快速下行（恒速）阶段 P1=0 慢速加压（初压）阶段 P2= P2q=1.211061607.6810-6=1945.3W 慢速加压（终压）在形程只有 5mm持续时间 t3=0.25s 压力和流量的变化情况较复杂为此作如下处理 压力由 1.21Mpa 增至 24.22Mpa，其变化规律近似用一线函数 P（ t） 表示，即 2 4 . 2 2 1 . 2 31 . 2 1 1 . 2 1 9 2 . 0 40 . 2 5p t t （ 3.11） 流量由 1607.68cm3 /s 减小为零，其变化规律可近似用一线性函数 q（ t） 表示，即 1 6 0 7 . 6 8 10 . 2 5tq （ 3.12） 式 （ 3.11） 、式 （ 3.12） ， t 为终压阶段持续时间，取值范围 （ 0 0.417） 从而得此阶段功率方程 : 1 6 0 7 . 6 8 1 . 2 1 9 2 . 0 4 10 . 2 5tp p q t （ 3.13） 这是一个开口向下抛物线方程，令 0tP， 可求得极值点 t=0.1184s 以及此处最大功率值为 2 m a x 0 . 1 1 8 41 6 0 7 . 6 8 1 . 2 1 9 2 . 0 4 1 1 0 2 4 6 . 4 1 0 . 2 50 . 2 5 ttp p t W W 而 t=0.1184s 处的压力和流量可由式 （ 3.11）（ 3.12） 算得即 ： P=1.21+92.04 0.1184=12.1Mpa 30 . 1 1 8 41 6 0 7 . 6 8 1 8 4 6 . 2 8 c m / s = 5 0 . 7 8 L / m i n0 . 2 5q 快速回程（启动）阶段 P3 =0 快速回程（恒速）阶段 P3= P3q3=1660.22599.6135=873.3W 快速回程（制动）阶段 P3=0 黑龙江工程学院本科生毕业设计 18 3.2 液压泵的选择 3.2.1 液压泵的性能参数及计算公式 （ 1） 液压泵的压力 额定压力 ps 在正常工作条件下，根据实验结果推荐 的允许连续运行的最高压力。额定压力值与液压泵的结构形式及其零部件的强度、工作寿命和容积效率有关。 最高压力 pmax 按实验标准规定超过额定压力而允许短暂运行的最高压力，其值主要取决于零件及相对摩擦副的极限强度。 工作压力 p 液压泵出口的实际压力，其值取决于负载。 吸入压力 液压泵进出口压力，自吸泵的吸入压力低于大气压力，一般用于吸入告诉衡量。当液压泵的安装高度太高或吸油阻力过大时，液压泵的进口压力将因低于压 力而导致吸油不充分，而在吸油区产生气穴或气蚀。吸入压力的大小与泵的结构型式有关。 （ 2） 液压泵的转速 额定转速 n 在额定压下，根据实验结果推荐能长时间连续运行并保持较高运行效率的转速。 最高转速 nmax 在额定的压力下，为保证使用寿命和性能所允许的短暂运行的最高转速。其值主要与液压泵的结构形式及自吸能力有关。 最低转速 nmin 为保证液压泵可靠工作或运行效率不致过低所允许的最低转速。 （ 3） 液压泵的排量及流量 排量 V 液压泵主轴转一周所排出的液体体积。排量的大小仅取决于液压泵的结构和几何尺寸，有时又称为理论排量。 理论流量 qt 不考虑泄漏，液压泵的单位时间内所排出的液体体积（ m3/s） 61060t nVq （ 3.14） 黑龙江工程学院本科生毕业设计 19 式中： n-液压泵转速（ r/min） V-液压泵排量（ cm3/r） 实际流量 q 实际运行时在不同的压力下液压泵所排出的流量。实际流量低于理论流量，其差值 q=qt-q 液压泵的泄漏量。 额定流量 qs 在额定压力、额定转速下，液压泵所排出的实际流量。 瞬时理论流量 qtsh 由于运动学机理，液压泵的流量往往具有脉动性，液压泵某一瞬间所排的理论流量称为瞬时理论流量。 流量不均匀系数 q 在液压泵的转速一定时，因流量脉动造成的流量不均匀速 度。 m a x m i nt s h t s hqtqqq （ 3.15） （ 4）液压泵的功率和效率 输出功率 P 液压泵的输出功率（ KW）用其流量 q 和出口压力 p 或进出口压力差 p 表示 310p p q （ 3.16） 式中： q-液压泵的实际流量（ m-3/s） p-液压泵的进出口压力差，通常液压泵的进口压力近似为零，因此液压泵的进出 口压力差可用其出口压力表示（ Pa） 输出功率 Pp 液压泵的输出功率即原动机的输出功率。 总效率 液压泵的输出功率和输入功率之比 / p v mpp （ 3.17） 容积效率 v 在转速一定的条件下，液压泵的实际流量与理论流量之比。 / 1 /vtq q q n V （ 3.18） 式中： q-液压泵的泄漏量，在液压泵的结构式、几何尺寸确定后，泄漏量 q 黑龙江工程学院本科生毕业设计 20 的大小主要取决于泵的出口压力，与液压泵的转速（对定量泵）或排量（对变量泵）无多大关系。因此液压泵在低速或小排量下工作时，其容积效率将会很低，一致无法正常工作。 机械效率 m 对液压泵，除容积泄漏损失都归于机械损失，因此 /m v t pp q p （ 3.19） （ 5）液压泵的噪声 液压泵的噪声通常用分贝（ dB） 衡量，液压泵的噪声产生的原因包括：流动脉动、液流冲击、零部件的振动和摩擦以及液压冲击等。 液压泵按照泵的工作形势不同可分为：齿轮泵、叶片泵和柱塞泵；按照泵的输出量是否可变可分为定量泵和变量泵。其中柱塞泵又可分为轴向柱塞泵和径向柱塞泵。根据本设计所需压力和放置油泵的体积，初步选定用轴向柱塞泵。 3.2.2 轴向柱塞泵的工作原理 轴向柱塞泵是柱塞泵线与缸体轴线平行且在缸体孔内作往复运动来改变柱塞底部容积大小实现吸油和压油的柱塞泵。轴向柱塞泵不仅额定压力高，而且可以实现多种形式的变量，因此应用极广在液压泵中占有 及其重要的位置。 轴向柱塞泵柱塞实现往复运动的方式分斜盘式和斜轴式。斜盘式利用斜盘对柱塞的约束反力和弹簧力的共同作用使柱塞泵缩回或外伸；斜盘式利用缸体轴线相对泵轴存在一个摆角而被连杆强制的实现柱塞的往复运动。 斜盘式轴向栓赛泵又按以下几种分类方法分类： 1. 按泵轴的支承方式分为通轴式和非通轴式。通轴式的泵轴穿过缸体，两端有轴承支承，此时斜盘位于泵轴的输入端，因此又称前置斜盘式。非通轴式的泵轴的输入端由轴承支承，另一端为花键，与缸体内花键连接，其轴承位于缸体的外圆，此时斜盘处于泵轴的尾端，因此由称后置斜盘。 2.按柱塞球头与斜盘的接触方式分为点接触式和滑稽式。点接触的接触式的柱塞球头直接与斜盘接触，二者接触应力大。滑稽式在柱塞球头加滑稽后由滑稽底面与斜盘接触，使接触应力大大减小，其额定压力大大提高。 3.按配流方式分为配流盘和阀式配流，配流盘上开有两个腰圆形窗口，当缸体旋轴时，缸体底部窗口交替与配流窗口相通，实现配流（吸油和压油）。阀式配流的向柱塞泵的缸体不旋转，当泵轴带动斜盘带动斜盘旋转时，每个柱塞底部的容腔通过一个进油阀和一个排油阀实现吸油和压油，因此排油阀或球阀、密封性好、因此阀式配流用于超高压且多为定 量泵。 黑龙江工程学院本科生毕业设计 21 斜盘式和斜轴式柱塞泵的排量公式为： 2 t a n4dV Z D （ 3.20） 式中： d 柱塞直径 D 柱塞分布圆直径 Z 柱塞孔的数目 斜盘倾角 显然，改变斜盘倾角 大小可以改变排量，若斜盘倾角固定不能改变则为定量泵 。 3.2.3 轴向柱塞泵的工作要求 1. 轴向柱塞泵与原 动机之间要求用弹性连轴器连接，两轴的同轴要求在 0.1mm以内。 2. 轴向柱塞泵在最高处设计有外进油口，泵在起动前应由油口向壳体内灌满清洁的工作介质，排净壳体的空气，泵工作时泄露油由此油口单独引回油箱。为避免空气侵入，泄露管应插入液面以下，轴向柱塞泵的壳体最低处开有一放油口，泵工作时此口螺柱堵上，维修泵时先由此油口将壳体内的油液放光，然后再拆卸零部件。 3. 配流盘配流的柱塞泵的自吸高度应小于 0.5mm，最好是液面高度高于泵的吸油口，以改善吸油性能。 4. 轴向柱塞泵若配流盘采用非对称性结构，则必须按指定 的方向旋转。 5. 轴向柱塞泵对工作介质的过滤精度要求较高，为 10m，对开式系统采用全部回油过滤。吸油口不宜装过滤器；对闭式系统进排油都要进行过滤。 6. 轴向柱塞泵的传动轴的径向载荷和轴向载荷不得超过说明书或工厂的有关规定。 7. 轴向柱塞泵的工作介质必须具有相容性，若系统所用工作介质为非矿物质油，应特别予以说明。 3.2.4 油泵的选择 所设计折弯机的技术参数如表 (3.1)： 根据所设计液压缸所须额定压力为 25MPa，但考虑到液压管路损失和压力储备。故选择额定压力为 32MPa 的轴向柱塞泵。其型号为 25CM.14-1B，技术参数；额定压力为 32MPa，公称排量为 25ml/r；额定转速为 1500r/min；公称排量为 25Lmin； 1000rmin时的功率为 13.7Kw；最大理论转矩为 133Nm。 黑龙江工程学院本科生毕业设计 22 3.3 油箱的设计 3.3.1 油箱的基本功能： 1. 储存液压传动系统的工业液体 。 2. 散发系统工作过程中产生的一部分热量 及沉淀杂质 。 3. 分离油液中的水气等 。 4. 为系统提供元件的安装位置。 3.3.2 油箱的种类 通常油箱可分为整体式油箱、两用油箱和独立油箱三类。 1. 整体式油箱 整体式油箱是指在 液压系统或机器的构件内形成的油箱。例如，工业生产设备中的金属切削机床床身或底座的内部空腔往往稍加一点成本就可制成不漏油的油箱，或者行走机械中的车辆与工程机械上的管形构件用作油箱，这样不需要额外的附加空间。整体式油箱以最小的空间提供最大的性能，并且通常提供特别整洁的外观。但是必须细心设计以克服可能存在的局部发热和操作者难以接近等工作问题。 2. 两用油箱 两用油箱是指液压油与机器中的其他的用油的公用油箱。例如，拖拉机传动系机壳可用作拖拉机液压悬挂系统的油箱；两用油箱的最大优点是节省空间，但有几个局限性与此优点 相抵触，油液必须既满足液压系统对传动介质的要求，又满足传动系齿轮的润滑或工件淬火等其他工艺目的的要求。在某些高性能液压系统中，这些要求可是几乎互不相容的。此外，油液温度控制可能很困难，因为对于总量减少了的油液来说存在着两个热源。如果必须另设冷却器来控制油温，用冷却器所需的空间可能抵消所节省的空间。 3. 独立油箱 独立油箱是应用最为广泛的一类油箱，最常用于工业生产设备，它通常做成矩形的，也有圆柱形的或油罐形的。独立油箱的热量主要通过油箱壁靠辐射和对流作用散发，因此油箱应该应该是尽可能窄而高的形状。液压泵吸油 管在液面以下或以上穿过油箱侧壁进入油箱。如果吸油管在液面以下进入油箱，则油箱油液正压供应给泵改善了液压泵的吸油条件，但是吸油管上必须设置截止阀以便检修时免去油箱放油。 油箱还有开式油箱和闭式油箱之分。开式油箱应用最广，油箱中液面与大气相通，为减少污染，油箱顶上应设置通气过滤器。 闭式油箱又分为隔离式和充压式两种。隔离式油箱又有带折叠器和带挠性隔离器两种结构，当液压工作时，折叠器或挠性隔离器收缩或膨胀，使液面保持大气压力， 黑龙江工程学院本科生毕业设计 23 而外界空气又不与油箱内油液接触。一般折叠器或挠性隔离器的体积应比液压泵的最大流量值达 25%以上。为防止油箱内液面压力低于大气压力，需安装低压报警器、自动停机装置或自动紧急补油装置。 充压式油箱完全封闭，通入经过滤和干燥的空气，充气压力比大气压力稍高，通常为 0.05 0.07MPa。为了防止压力不当，应设置安全阀和电接触式压力表及报警器。由于提高油箱压力增加了油液中空气的含量，因此冲压油箱仅用于确实必要的特殊场合 0. 根据液压泵与油箱相对安装位置不同，又可分为上置式、下置式和旁置式。上置式油箱将液压泵等装置安装在油箱的上盖板上，结构紧凑，应用最普遍；下置式油箱是将液压泵置于油箱底下，这种安装方式 ，常将油箱架高到使人能够在油箱底下自由通过，既减少安装的设备面积，有可使液压泵的吸入性大为改善；旁置式油箱将液压泵等装置安装在油箱旁边，系统的流量和油箱的容量较大时常采用这种形式，尤其是用一个油箱给多台液压泵供油时。旁置式油箱内液面也高于泵的吸油口，使液压泵具有较好的吸油效果。 3.3.3 油箱的设计要求及结构 1. 油箱必须有足够的容量，以保证系统工作时保持一定液位高度，为满足散热要求，对于管路比较长的系统，还应考虑停机维修时能容纳油液自由流回油箱时的容量，当油箱容积不能增大，又不能满足散热要求时，须设冷 却装置。 2. 油箱容量的确定 油箱有效容积（即液面高度只占油箱高度 80%时的油箱容积）一般为液压泵每分种输出流量的 3 7 倍。对于行走机械和设备冷却装置的设备，油箱的容量可选择小些；对于固定设置的设备，空间、面积不受限制的设备，则应采取较大的容量。 由于所旋泵的公称流量为 25Lmin，所设计油箱的使用是固定机械且空间、面积不受太大的限制，因此设计油箱的容积要大些。初步定为 200L，具体尺寸为 650 500 650。 3. 油箱的结构 油箱内应该设置挡板，把油箱分成吸 油区和回油区两部分，隔板的高度一般为油面高度的四分之三，吸油区和回油区的大小相等。也可以把回油区做的大些，以利于杂质的沉淀。 吸油管和回油管应尽量远离，吸油口离箱底距离 H 2d（管径）距离边也不小于 3d，回油管管口应斜砌成 45 度斜角，斜口面向箱壁以利于散热。 黑龙江工程学院本科生毕业设计 24 为了使油箱的散热良好，便利放油和清除污垢，箱底应距离底面 150mm以上，而且最好具有适当的斜度，使沉淀物和需要排出的油集中在一起，在油箱最低位置 处设置放油口，在本设计中，因考虑特殊情况，油箱放在主机上故油箱无需离主机顶面150mm以上，而且与顶面接触，油箱的斜度为 3 度。 在油箱的加油附近设置油面计以便在油箱之外直接看到最高和最低油面，油面计选择直接观察式的本设计中选用 YWZ-300T 型液面计。 加油口放在油箱顶面，油口具有段时间的能力。由于本设计油箱选用开式油箱。故在油箱的结构中必须有空气过滤器，综合现有条件及考虑到简化油箱结构，所以在设计中选用了，加油口和空气过滤器二者功能集一体的 EF4-50 型空气过滤器，该过滤器主要的尺寸见图纸。 为了防锈、放凝水，油箱焊接后内壁应作喷丸处理，并涂耐油材料，以提高油箱使用寿命。 本设计中油箱采用钢板焊接而成，箱壁厚度取 6mm；箱底厚度取 10mm。因有液压元件要装在油箱盖板上，故该板厚度应选为 15mm，均采用普通碳素结构钢。 在本设计的液压系统中，泵工作时的流量为 25Lmin，因考虑到机械工作时压力较高，易产生大量的热，故油箱选用大一些的。造 200L，油箱 的外形几何尺寸大小为长宽高为 650500650。 在油箱上盖和下部设置有排油口，便于清洗。油箱内壁应进行抛丸和喷沙处理。对于矿物油，长采用磷化处理；对于高水基或水乙二醇等介质，则应采用与介质相容的涂料进行涂刷，以防漆脱落而污染介质。 3.3.4 油箱附件 1. 液压空气过滤器（简称空气过滤器） 液压系统工作时，液面上升由内向外排出空气。在油箱盖板上垂直安装空气过滤器，可以过滤吸入的空气，同时使用油箱内的压力和大气压力平衡，避免液压泵出现空穴现象。 本设计选用 EF 系列液 压 空气过滤器，具体尺寸见表 3.6： 表 3.6 过滤器技术参数 过滤注油 注油流量 空气流量 油过滤面 L1/mm L2/mm 口径 /mm Lmin-1 Lmin-1 积 /cm2 EF-50 50 32 260 270 150 59 注： (1).表中所列空气流量是流速 15m/s 时的值 ； (2).一般空气的流量为液压泵流量的 1.5 倍； 选用空气过滤器的尺寸见 图 3.1； 黑龙江工程学院本科生毕业设计 25 图 3.1 过滤器 2. 所选液位液温计的型号 YWZ-300T,具 体尺寸见表 3.8： 表 3.8 所选液位液温计的尺寸（ mm） L E B YWZ-300 330 300 262 3.4 系统其它元件的选用 3.4.1 蓄能器的选用 本设计所选蓄能器的类型为气囊式蓄能器。 表 3.9 蓄能器的技术参数 参数 型号 公称压力/MPa 公称容积 /L 基本尺寸 M d d1 d2 d3 d4 d5 L D NXQL-L2.5/10-H 10 2.5 M422 50 42 50 97 137 17 430 152 1 所选蓄能器的技术参数见表 3.9 2 蓄能器的使用注意事项 不能在蓄能器上进行焊接、铆焊及机械加工。蓄能器绝对禁止充氧气，以免引起爆炸。不能在充液状态下拆卸蓄能器。 非隔离式蓄 能器不能放空油液，以免气体进入管路中。使用压力不宜过高，防止过多气体溶于油液中 详细尺寸见图 3.2 图 3.2 储能器 3.4.2 电机的选择 黑龙江工程学院本科生毕业设计 26 Y 系列电机是按照国际电工委员会（ IEC）标准设计的，具体国际互换性的特点。其中 Y（ IP44） 小型三相异步电动机为一般用途笼型封闭自扇冷式电动机，具有防止灰尘或其它杂物侵入之特点， B 级绝缘。可采用全压或降压启动。该电动机的工作条件为：环境温度 -15 +40 ，相对湿度不超过 90%，海拔高度不能超过 1000 米，电源额定电压 380V,频率 50Hz。 三相异步电动机主要由定子和转子构成，定子是静止不动的部分，转子是旋转部分，在定子和转子之间有一定的气隙。 1. 定子 定子有铁心、绕组与机座三部分组成。定子铁心是电动机磁路的一部分，它由0.5mm 的硅钢片叠压而成，片与片之间是绝缘的，以减少涡流损耗，定子铁心的硅钢片的内圆冲有定子槽。定子绕组是电动机的电路部分，由许多线圈连接而成，每个线圈由两个有效边，分别放在两个槽里。三相对称绕组 AX,BY,CZ 可连接成星形或三角形。机座主要用于固定与支承定子铁心。中小型异 步电动机一般采用铸铁机座。根据不同的冷却方式采用不同的机座形式。 2. 转子 转子有铁心与绕组组成。转子铁心压装在转轴上，由硅钢片叠压而成。转子铁心也是电动机磁路的一部分，转子铁心、气隙与定子铁心构成电动机的完整磁路。异步电动机转子绕组多采用鼠笼式，它是转子铁心槽里插入铜条，再将全部铜条两端焊接在两个铜端环上而组成。绕组式异步电动机，其转子绕组和定子绕组一样，由线圈组成绕组放入转子铁心槽里，转子绕组一般连接成星形的三相绕组，转子绕组组成的磁极数与定子相同，线绕式转子通过轴上的滑环和电刷在转子的回路中接入外加 电阻，用于改善启动性能与调节转速。 3. 电机的选择 根据所选液压泵的功率和要求转速，考虑到折弯机所使用的环境，选用 Y 型电动机比较适合，根据 ZB22007-88，选用电动机型号 Y160-4。技术参数见表 3.10： 表 3.10 电机技术参数 额定功率 （ Kw） 满载转速（ r/min） 堵转转矩 最大转矩 质量（ Kg） 额定转矩 额定转矩 Y160L-4 15 1460 2.2 2.3 144 3.5 本章小结 本章完成 了液压系统的设计以及液压元件的选择，液压缸图纸以及零件图的绘制，液压原理图的绘制 黑龙江工程学院本科生毕业设计 27 第 4 章 XY 方向设计计算 现代生产和科学技术的发展，对自动化技 术提出越来越高的要求，送料机同 时也为自动化技术的革新提供了必要条件。 70 年代以后，自动化开始向复杂的电气自动化系统控制和高级的智能控制发展，并广泛地应用到国防、科学研究和经济 等各个领域，实现更大规模的自动化，例如大型企业的综合自动化系统、全国铁路自动调度系统、国家电力网自动调度系统、空中交通管制系统、城市交通控制系 统、自动化指挥系统、国民经济管 理系统等。自动化的应用正从工程领域向非工程领域扩展，如医疗自动化、人口控制、经济管理自动化等。自动化将在更大程度上 模仿人的智能，机器人已在工业生产、海洋开发和宇宙探测等领域得到应用，专家系统在医疗诊断、地质勘探等方面取得显著效果。工厂自动化、办公自动化、家庭 自动化和农业自动化将成为新技术革命的重要内容，并得到迅速发展。 4.1 设计任务 机械结构装配图， A0 图纸一张。要求重要剖面表达完整，向视表达完整，视图适合标准。 4.1.1 设计参数 系统分辨率 1x102 由静止到最大快进速度过度时间 Pt 17ms 19ms 工作台行程 x 向 1320mm y 向 1320mm 最大快进速度 x 向和 y 向 30mm/s 4.1.2 方案的分析、比较、论证 1、 XY 方向扫描进给系统的总体方案设计考虑以下几点： A工作台应具有沿纵向和横向往复运动、暂停等功能，因此数控控制系统采用连续控制系统。 B 在保证一定加工性能的前提下，结构应简单，以求降低成本。因此进给伺服统采用步进电机开环控制系统。 C 纵向和横向进给是两套独立的传动链，它们各自由各的步进电动机、波纹管、 黑龙江工程学院本科生毕业设计 28 丝杠螺母副组成。 D为了保证进给伺服系统的传动精度和平稳性，选用摩擦小、传动效率高的滚珠丝杠螺母副，并应有预紧装置，以提高传动刚度和消除间隙。 E为减少导轨的摩擦阻力，选用滚动直线导轨。 2、进给伺服系统总体方案方框图如下页图 4-1 所示： 4.2 脉冲当量和传动比的确定 4.2.1 脉冲当量的确定 脉冲当量p即系统分辨率。本设计中因为所要的机床精度为普通机床所以，p1x10-2 4.2.2 传动比的确定 当 i 1 时，可使步进电机直接与丝杠联接，有利于简化结构，提高精度。因此本设计中取 i 1。 4.2.3 确定步进电机步距角 根据公式 pb Li 360 0 （ 4.1） 其中 : i 为传动比， b 为电机步距角， 0L 为滚珠丝杠导程， 微 机 驱 动器 驱动器 功率放大 功率放大 步进电 机 步进电 机 X 向 Y 向 波纹管 波纹管 图 4.1 进给伺服系统总体方案方框图 黑龙江工程学院本科生毕业设计 29 p为脉冲当量。 因为 i 1，p 0.01mm，现取 0L 8mm，可得b 0.45。 4.3 丝杠的选型及计算 4.3.1 计算丝杠受力 由于工作台只运送薄板料，且只承担传动作用，不承受任何切削力，故本设计中只考虑导轨摩擦力和系统加减速时的惯性力。 1. 导轨摩擦力的计算 根据摩擦力计算公式： f mg （ 4.2） X 向：工作拖板质量 mx=150 采用滚动导轨， =0.005 gmf xx =150 9.8 0.005=75N Y 向：因 X 托板和 Y 向导轨连接所以ym=150+130=280kg =0.005 gmf yy =280 9.8 0.005=140N 2. 工作台惯性力的计算 取平均加速时间 t=18ms,由于系统最大移动速度 Vmax=30mm/s，经计算得，系统加速度 a=1.7m/s2 1F = amx =150x1.7=255N （ 4.3） 2F = amy=280x1.7=476N 4.3.2 滚珠丝杠螺母副的选型和校核 由于转速较大，滚珠丝杠螺母副初步选型的主要依据其使用寿命选择丝杠的基本尺寸并较核其承载能力是否超过额定动载 荷。 1. 最大工作载荷的计算 本设计中，工作台最大载荷应该是导轨摩擦力与加减速惯性力的总和 所以， X 向： FX=F2+fy=75+255=330N Y 向： Fy=F2+fy=140+476=616N 2. 最大动载荷 C 的计算和主要尺寸的初选 黑龙江工程学院本科生毕业设计 30 滚珠丝杠最大动载荷 C 可用下式计算： ChnK FKf （ 4.4） 式中： F -滚珠丝杠副的轴向负荷（ N） f -影响滚珠丝杠副寿命的综合系数； 2 8 5.01.133.00.10.195.0 wf kfafhftff tf 为温度系数 工作温度小于 125， tf =0.95 hf 为硬度系数 硬度大于 58HRC， hf =1.0 af 为精度系数 精度等级取三级， af =1.0 wf 为负荷性质系数 无冲击平稳运转， wf =1.1 kf 为可靠性系数 可靠度 98%， kf =0.33 aC -滚珠丝杠副的额定动负荷（ N） C -滚珠丝 杠副的计算动负荷（ N） hL -各类机械所用的滚珠丝杠的推荐寿命 , hL 取 15000h hK -寿命系数 1.3)500( 31 hhLK （ 4.5） nK -转速系数， 3.0)3.33( 31 nK n （ 4.6） 经计算得： X 向 C=11965N Y 向 C=22335N 查机电一体化系统设计手册 P770, 本设计选 G 系列滚珠丝杠副滚珠丝杠副G4010-3,其参数如下： 公称直径 dm=32mm 黑龙江工程学院本科生毕业设计 31 滚珠直径 DW=5.9mm 丝杠螺旋升角 3 39 额定动载荷 Ca=26045 额定静载荷 Coa= 67972 选取丝杠精度等级为 3 级。 3. 传动效率计算 滚珠丝杠螺母副的传动效率 为 )( tg tg (4.7) 式中： 为丝杠螺旋升角， 为摩擦角，滚珠丝杠副的滚动摩擦系数 f 0.003 0.005, 其摩擦角约等于 01 。 所以， 96.0)01933( 933)( tg tgtg tg 4. 定位精度验算 滚珠丝杠副的轴向刚度会影响进给系统的定位精度和运动平稳性。由于轴向刚度不足引起的轴向变形量一般不应大于机床定位精度的一半。滚珠丝杠副的轴向变形包括丝杠的拉压变形、丝杠与螺母之间滚道的接触变形、丝杠的扭转变形引起的纵向变形以及螺母座的变形和滚珠丝杠轴承的轴向接触变形。滚珠丝杠的扭转变形较小，对纵向变形的影响更小，可忽略不计。螺母座只要设计合理，其变形量也可忽略不计，只要滚珠丝杠支承的刚度设计得好，轴承的轴向接触变形在此也可以不予考虑。 A 丝杠的拉压变形量 1 滚珠丝杠应计算满载时拉压变形量，其计算公式为 EALFm1 (4.8) 式中： 1 为在工作载荷作用下丝杠总长度上拉伸或压缩变形量（ mm）； Fmax 为丝杠的工作载荷 (N)； L 为滚珠丝杠在支承间的受力长度 (mm)； E 为材料弹 性模量，对钢 E 20.6104MPa； 黑龙江工程学院本科生毕业设计 32 A 为滚珠丝杠按内径确定的截面积（ mm2）；“”号用于拉伸，“ ”号用于压缩。 根据滚珠直径 DW 5.9mm， 螺纹的滚道曲率半径 R=0.52 DW=0.52x5.9=3.068mm 滚珠直径 DW=8MM 偏心角 3 . 0 6 8 5 . 90 . 7 0 7 0 . 7 0 7 0 . 0 8 3 m m22WRDe 螺杆小径 1 2 2 3 2 2 0 . 0 8 3 2 3 . 0 6 8 2 2 6 . 0 3 m mwd d e R 滚珠丝杠按内径确定的截面积 21 3 . 1 4 2 6 0 . 3 2 5 3 1 . 8 9 m m44dA 其中， dm 为丝杠公称直径。 d1 为丝杠底径。 取 X 向进给的丝杠长度 L 1320mm， Y 向进给的丝杠长度 L 1320mm。 所以， X 向： 1 43 3 0 1 3 2 0 3 . 9 u m2 0 . 6 1 0 5 3 1 . 8 9 Y 向： 1 46 1 6 1 3 2 0 7 . 4 u m2 0 . 6 1 0 5 3 1 . 8 9 B丝杠与螺 母间的接触变形量 2 该变形量与滚珠列、圈数有关，即与滚珠总数量有关，与滚珠丝杠长度无关。其计算公式： 2 mCFK (4.9) 式中： Fm 为滚珠丝杠的工作载荷（ N）； CK 为丝杠副的接触刚度 ,查表取 CK =1043N/m。 所以， X 向： cx=330/1043=0.3um Y 向： cy=616/1043=0.6um 黑龙江工程学院本科生毕业设计 33 丝杠的总的变形量 21 应小于允许的变形量。一般 不应大于机床进给系统规定的定位精度值的一半。 因为， X 向 ： =1+2=3.9+0.3=4.2um Y 向： =1+2=7.4+0.6=8.0um 取丝杠精度等级为 3 级，其有效工作行程内的误差为 22m(机电一体化系统设计手册 P752)，加上丝杠副的总变形量 4.2m、 8.0m.，可以满足机床的 定位精度的要求。 5、压杆稳定性验算 滚珠丝杠通常属于受轴向力的细长杆，若轴向工作载荷过大，将使丝杠失去稳定而产生纵向弯曲，即失稳。失稳时的临界载荷为 FK 21120Kf E JFKL (4.10) 式中： J 为丝杠轴最小截面惯性矩 （ m4） ，对丝杠圆截面 4264dJ ，（ d2 为丝杠底径，201 .2 wd d D）； L 为丝杠最大工 作长度（ m）； E 为材料的拉、压弹性模量，对钢 E 2.1 1011Pa； f1 为丝杠支承方式系数。本设计中，丝杠为长丝杠，故支承方式选用一端轴向固定一端游动，即 1f 2； 1K 为安全系数，取 1K =1/3 42d64J 4 83 . 1 4 0 . 0 2 8 1 . 8 1 064 所以： 2 1 1 42 3 . 1 4 2 . 1 1 0 0 . 0 2 8 1 8 1 5 0 N3 1 . 1 7 1 . 1 7KF 临界载荷 KF 远大于丝杠工作载荷 mF （ mxF =330N, myF=616N），因此滚珠丝杠不 黑龙江工程学院本科生毕业设计 34 会失稳。 4.4 导轨的选型及计算 4.4.1 初选导轨型号 导轨为直线滚动导轨，根据纵向最大动载荷 C=11965N,横向最大动载荷 C22335N，通过查机电一体化系统设计手册表 2.9-38 P893，初选 4 条导轨的型号都为 GTB16。其参数如下： X 方向 =30， l=1230 Y 方向 =40， l=1230 4.4.2 计算滚动导轨副的距离额定寿命 L 滚动导轨副的距离额定寿命可用下列公式计算： 滚动体为球时 : 350 a T CWC f fLFf ( 4.11) 式中： L 为滚动导轨副的距离额定寿命（ km）； aC 为额定载荷（ N），从机电一体化设计手册表 2-10 查得 X 方向 Ca=25500N, Y 方向 aC 37800N； Tf 为温度系数，当工作温度不超过 1000C 时， Tf 1； Cf 为接触系数，每根导轨条上装二个滑块时 Cf 0.81； Wf 为载荷 /速度系数，无外部冲击或振动的低速运转场合 min/mv 15 时，Wf 1.2。 F 为每个滑块的工作载 荷（ N）。 X 向： 330 8 2 . 5 N44mFF Y 向： 616 1 5 4 N44mFF 所以， X 向： 38255005 0 4 . 5 1 0 k m8 2 . 5 1 1 0 . 8 1 1 . 2L 黑龙江工程学院本科生毕业设计 35 Y 向： 38378005 0 2 . 2 1 0 k m8 2 . 5 1 1 0 . 8 1 1 . 2L L 均大于滚动导轨的期望寿命，满足设计要求，初选的滚动导轨副可采用。 4.5 步进电机的选择 步进电机是一种将电脉冲转化为角位移的执行机构。当步进驱动器接收到一个脉冲信号，它就驱动步进电机按设定的方向转动一个固定的角度 (称为 “步距角 ”)，它的旋转是以固定的角度一步一步运行的。可以通过控制脉冲个数来控制角位移量，从而达到准确定位的目的；同时可以通过控制脉冲频率来控制电机转动的速度和加速度，从而达到调 速的目的。步进电机可以作为一种控制用的特种电机，利用其没有积累误差 (精度为 100%)的特点，广泛应用于各种开环控制。 现在比较常用的步进电机包括反应式步进电机（ VR）、永磁式步进电机（ PM）、混合式步进电机（ HB）和单相式步进电机等。 永磁式步进电机一般为两相，转矩和体积较小，步进角一般为 7.5 度 或 15 度； 反应式步进电机一般为三相，可实现大转矩输出，步进角一般为 1.5 度，但噪声和振动都很大。反应式步进电机的转子磁路由软磁材料制成，定子上有多相励磁绕组，利用磁导的变化产生转矩。 混合式步进电机是指混合了永磁式和反应式的优点。它又分为两相和五相：两相步进角一般为 1.8 度而五相步进角一般为 0.72 度。这种步进电机的应用最为广泛，也是本次细分驱动方案所选用的步进电机。 步进电机的一些特点： 1. 一般步进电机的精度为步进角的 3-5%，且不累积。 2. 步进电机外表允许的最高温度。 步进电机温度过高首先会使电机的磁性材料退磁，从而导致力下降乃至于失步，因此电机外表允许的最高温度应取决于不同电机磁性材料的退磁点；一般来讲，磁性材料的退磁点都在摄氏 130 度以 上，有的甚至高达摄氏 200 度以上，所以步进电机外表温度在摄氏 80-90 度完全正常。 3. 步进电机的力矩会随转速的升高而下降。 当步进电机转动时，电机各相绕组的电感将形成一个反向电动势；频率越高，反向电动势越大。在它的作用下，电机随频率（或速度）的增大而相电流减小，从而导 黑龙江工程学院本科生毕业设计 36 致力矩下降。 4. 步进电机低速时可以正常运转 ,但若高于一定速度就无法启动 ,并伴有啸叫声。 4.5.1 传动系统等效转动惯量计算 传动系统是转动惯量是一种惯性负载 ,在电机选用时必须加以考虑。由于传动系统的各传 动部件并不都与电机轴同轴线，还存在各传动部件转动惯量向电机轴折算问题。最后，要计算整个传动系统折算到电机轴上的总转动惯量，即传动系统等效转动惯量。本设计需要对丝杠 ,工作台进行转动惯量的计算。 1. 滚珠丝杠转动惯量 JS的折算 滚珠丝杠转动惯量： 44 07 . 8 1 0SmJ D L (4.12) 其中 DW为丝杠公称直径（ cm） , L0为丝杠有效行程（ mm） JS=7.8x10-4x3.24x200=16.36kg.cm3 2. 工作台质量 JG 的折算 工作台是移动部件，其移动质量折算到滚珠丝杠轴上的转动惯 JG 可按下式进行计算： MLJ G 20 )2( (4.13) 式中， L0 为丝杠导程（ cm）； M 为工作台质量（ kg）。 所以， X 向： 220 . 8 1 5 0 2 . 5 k g . c m2 3 . 1 4GJ Y 向： 220 . 8 2 8 0 4 . 7 k g . c m2 3 . 1 4GJ 3. 传动系统等效转动惯量 J 计算 X 向： J =JS+JG=16.36+2.5=18.86kg.cm2 Y 向： 黑龙江工程学院本科生毕业设计 37 J =JS+JG=16.36+4.7=21.06kg.cm2 4.5.2 所需转动力矩计算 步进电机空载启动是指电机在没有外加工作负载下的启动。步进电机所需空载启动力矩可按下式计算： m a x 0afM M M M 见 经济型数控机床系统设计 P343 式中： M 为空载启动力矩（ Ncm）； Mamax 为空载启动时运动部件由静止升速到最大快进速度，折算到电机轴上的加速力矩（ Ncm）； Mf 为空载时折算到电机轴上的摩擦力矩（ Ncm）； M0 为由于丝杠预紧，折算到电机轴上的附加摩擦力矩（ Ncm）。 有关 M 的各项力矩值计算如下： 1. 加速力矩 2m a xm a x 2 1060a nM J J t (4.14) m axm ax 360bpvn (4.15) 式中：为传动系统等效转动惯量； 为电机最大角加速度；maxn为与运动部件最大快进速度对应的电机 最大转速； t 为运动部件从静止启动加速到最大快进速度所需的时间，maxv为运动部件最大快进速度； b 为初选步进电机的步距角；p为脉冲当量。 1 8 0 0 0 . 4 5 2 2 5 r / m i n0 . 0 1 3 6 0n X 向： 2m a x1 8 . 8 6 2 3 . 1 4 2 2 5 1 02 4 6 . 7 5 N . c m6 0 0 . 0 1 8aM Y 向： 2m a x2 1 . 0 6 2 3 . 1 4 2 2 5 1 0 2 7 5 . 5 3 N . c m6 0 0 . 0 1 8aM 2. 空载摩擦力矩 02f Gf LM i (4.16) 黑龙江工程学院本科生毕业设计 38 式中： G 为运动部件的总重量； f 为导轨摩擦系数； i 为传动降速比； 为传动系数总效率，取 0.8； 0L 为滚珠丝杠的基本导程。 X 向： 1 5 0 9 . 8 0 . 8 0 . 0 0 5 1 . 2 N . c m2 3 . 1 4 0 . 8 1fM Y 向： 2 8 0 9 . 8 0 . 8 0 . 0 0 5 2 . 2 N . c m2 3 . 1 4 0 . 8 1fM 3. 附加摩擦力矩 2000012PLM i (4.17) 式中： 0P 为滚珠丝杠预紧力， 0P = xF /3； 0 为滚珠丝杠预紧时的传动效率，现取 0 0.9。 X 向： 203 3 0 0 . 8 1 0 . 9 3 . 3 N6