机械本科论文-炉门液压提升系统设计文档格式.doc
《机械本科论文-炉门液压提升系统设计文档格式.doc》由会员分享，可在线阅读，更多相关《机械本科论文-炉门液压提升系统设计文档格式.doc（28页珍藏版）》请在冰点文库上搜索。
6.3.1液压油箱有效容积的确定 22
6.3.2液压油箱的外形尺寸设计 23
6.3.3液压油箱的结构设计 23
6.4液压站的结构设计 25
6.4.1电动机与液压泵的联接方式 25
6.4.2液压泵结构设计的注意事项 26
6.4.3电动机的选择 26
第七章总结 27
参考文献 28
第一章前言
1.1液压传动的发展概况
液压传动和气压传动称为流体传动，是根据17世纪帕斯卡提出的液体静压力传动原理而发展起来的一门新兴技术，是工农业生产中广为应用的一门技术。
如今，流体传动技术水平的高低已成为一个国家工业发展水平的重要标志。
第一个使用液压原理的是1795年英国约瑟夫·
布拉曼（JosephBraman,1749-1814），在伦敦用水作为工作介质,以水压机的形式将其应用于工业上,诞生了世界上第一台水压机。
1905年他又将工作介质水改为油,进一步得到改善。
我国的液压工业开始于20世纪50年代，液压元件最初应用于机床和锻压设备。
60年代获得较大发展，已渗透到各个工业部门，在机床、工程机械、冶金、农业机械、汽车、船舶、航空、石油以及军工等工业中都得到了普遍的应用。
当前液压技术正向高压、高速、大功率、高效率、低噪声、低能耗、长寿命、高度集成化等方向发展。
同时，新元件的应用、系统计算机辅助设计、计算机仿真和优化、微机控制等工作，也取得了显著成果。
目前，我国的液压件已从低压到高压形成系列，并生产出许多新型元件，如插装式锥阀、电液比例阀、电液伺服阀、电业数字控制阀等。
我国机械工业在认真消化、推广国外引进的先进液压技术的同时，大力研制、开发国产液压件新产品，加强产品质量可靠性和新技术应用的研究，积极采用国际标准，合理调整产品结构，对一些性能差而且不符合国家标准的液压件产品，采用逐步淘汰的措施。
由此可见，随着科学技术的迅速发展，液压技术将获得进一步发展，在各种机械设备上的应用将更加广泛。
1.2液压传动在机械行业中的应用
机床工业——磨床、铣床、刨床、拉床、压力机、自动机床、组合机床、数控机床、加工中心等
工程机械——挖掘机、装载机、推土机等
汽车工业——自卸式汽车、平板车、高空作业车等
农业机械——联合收割机的控制系统、拖拉机的悬挂装置等
轻工机械——打包机、注塑机、校直机、橡胶硫化机、造纸机等
冶金机械——电炉控制系统、轧钢机控制系统等
起重运输机械——起重机、叉车、装卸机械、液压千斤顶等
矿山机械——开采机、提升机、液压支架等
建筑机械——打桩机、平地机等
船舶港口机械——起货机、锚机、舵机等
铸造机械——砂型压实机、加料机、压铸机等
本机器适用于冶金加热炉中炉门液压提升装置作为最常用的设备。
本机器具有独立的动力机构和电气系统。
采用按钮集中控制，可实现调整、手动及半自动三种操作方式。
本机器的工作压力、空载快速下行和减速的行程范围均可根据工艺需要进行调整。
此工艺又分定压、定程两种工艺动作供选择。
本机器主机呈长方形，外形新颖美观，动力系统采用液压系统，结构简单、紧凑、动作灵敏可靠。
1.3液压系统的基本组成
1）能源装置——液压泵。
它将动力部分（电动机或其它远动机）所输出的机械能转换成液压能，给系统提供压力油液。
2）执行装置——液压缸、液压马达。
通过它将液压能转换成机械能，推动负载做功。
3）控制装置——液压阀。
通过它们的控制和调节，使液流的压力、流速和方向得以改变，从而改变执行元件的力（或力矩）、速度和方向，根据控制功能的不同，液压阀可分为压力控制阀、流量控制阀和方向控制阀。
压力控制阀又分为益流阀（安全阀）、减压阀、顺序阀、压力继电器等；
流量控制阀包括节流阀、调整阀、分流集流阀等；
方向控制阀包括单向阀、液控单向阀、梭阀、换向阀等。
根据控制方式不同，液压阀可分为开关式控制阀、定值控制阀和比例控制阀。
4）辅助装置——油箱、管路、蓄能器、滤油器、管接头、压力表开关等.通过这些元件把系统联接起来，以实现各种工作循环。
5）工作介质——液压油。
绝大多数液压油采用矿物油，系统用它来传递能量或信息。
第二章炉门液压提升系统原理设计
2.1炉门的基本结构
根据负载的要求，炉门升降的运动采用双缸驱动。
为了防止或减小液压缸活塞在运动到两个端点时因惯性力造成的冲撞，液压缸采用可调双向缓冲缸，使液压缸运动到端点附近时，降低液压缸的运动速度，以减小冲击。
考虑到安装、维护方便，以及液压缸柱塞受力不偏斜，选用中间销轴型摆动液压缸来补偿安装误差。
为了保证悬挂炉门的链条受力均匀，在每条链条中间都设有索具螺旋扣，用来调整每个链条、链轮的受力。
为了保证两侧液压缸同步，液压缸与链条连接处也增设了索具螺旋扣。
炉门起升时，压力油推动液压缸的有杆腔工作，通过链条拉动链轮转动，轴上的所有链轮按同方向转动，带动反方向安装的链条运动，从而实现炉门的起升。
炉门下降过程与上升过程相似。
整个系统结构简单，维修量极小
2.2液压升降炉门的工作原理
液压系统原理见图2
该系统应用于蓄热式加热炉炉门升降机构，采用3套液压泵电机组和2个阀组组成，正常情况下1开1备。
2台变量柱塞泵分别为2套阀组供油控制相应的液压缸，泵10.2作为其他2台泵的备用泵，在系统需检修或更换能源系统某组中的元件时，通过关闭相应的高压球阀14.1或14.3打开相应高压球阀14.4或14.5起动备用系统，以满足工作需要。
系统的最高压力通过恒压变量泵11调整，系统工作压力由先导式溢流阀12设定。
起动液压泵电机组后，油液经过单向阀13、球阀14分别到1号、2号炉门升降机构的阀台。
通过每个阀台上电液换向阀16相应的动作，分别控制对应的液压缸动作。
相应的电磁铁动作顺序见表1所示。
在油路上设有双单向节流阀18，可对两液压缸的工作速度进行调节；
设有双液控单向阀17，可保证两液压缸停在任意工作位置时，保证炉门不下落。
为了检修方便，在油路上设置了19.3，19.6两个高压球阀，打开高压球阀19.3或19.6，便可实现相对应的液压缸的浮动，使液压缸停在所需的位置上。
鉴于两台液压缸同步工作要求并不太高，可将两个液压缸有杆腔并联，采用一路阀组供油的方式，通过两个液压缸的压力平衡来实现同步，从而使系统结构简单，极大降低设备投资。
第三章液压系统的计算和元件选型
3．1确定液压缸主要参数
按液压炉门类型初选液压缸的工作压力为25Mpa,根据快进和快退速度要求，采用单杆活塞液压缸。
快进时采用差动连接，并通过充液补油法来实现，这种情况下液压缸无杆腔工作面积应为有杆腔工作面积的6倍，即活塞杆直径与缸筒直径满足的关系。
快进时，液压缸回油路上必须具有背压,防止上压板由于自重而自动下滑，根据《液压系统设计简明手册》表2-2中，可取=1Mpa，快进时，液压缸是做差动连接，但由于油管中有压降存在，有杆腔的压力必须大于无杆腔，估计时可取,快退时，回油腔是有背压的，这时亦按2Mpa来估算。
3.1.1液压缸内径D和活塞杆直径d的确定
以单活塞杆液压缸为例来说明其计算过程。
图3.1：
单活塞杆液压缸计算示意图
——液压缸工作腔的压力Pa
——液压缸回油腔的压力Pa
故：
当按GB2348-80将这些直径圆整成进标准值时得：
由此求得液压缸面积的实际有效面积为：
3.1.2液压缸实际所需流量计算
①工作快速空程时所需流量
液压缸的容积效率，取
②工作缸压制时所需流量
③工作缸回程时所需流量
3．2液压元件的选择
3．2.1确定液压泵规格和驱动电机功率
由前面工况分析，由最大压制力和液压主机类型，初定上液压泵的工作压力取为，考虑到进出油路上阀和管道的压力损失为（含回油路上的压力损失折算到进油腔），则液压泵的最高工作压力为
上述计算所得的是系统的静态压力，考虑到系统在各种工况的过渡阶段出现的动态压力往往超过静态压力，另外考虑到一定压力贮备量，并确保泵的寿命，其正常工作压力为泵的额定压力的80%左右因此选泵的额定压力应满足：
液压泵的最大流量应为：
式中液压泵的最大流量
同时动作的各执行所需流量之和的最大值，如果这时的溢流阀正进行工作，尚须加溢流阀的最小溢流量。
系统泄漏系数，一般取，现取。
1．选择液压泵的规格
由于液压系统的工作压力高，负载压力大，功率大，大流量。
所以选轴向柱塞变量泵。
柱塞变量泵适用于负载大、功率大的机械设备（如龙门刨床、拉床、液压机），柱塞式变量泵有以下的特点：
1）工作压力高。
因为柱塞与缸孔加工容易，尺寸精度及表面质量可以达到很高的要求，油液泄漏小，容积效率高，能达到的工作压力，一般是（），最高可以达到。
2）流量范围较大。
因为只要适当加大柱塞直径或增加柱塞数目，流量变增大。
3）改变柱塞的行程就能改变流量，容易制成各种变量型。
4）柱塞油泵主要零件均受压，使材料强度得到充分利用，寿命长，单位功率重量小。
但柱塞式变量泵的结构复杂。
材料及加工精度要求高，加工量大，价格昂贵。
根据以上算得的和在查阅相关手册《机械设计手册》成大先P20-195得：
现选用，排量63ml/r，额定压力32Mpa，额定转速1500r/min，驱动功率59.2KN，容积效率，重量71kg，容积效率达92%。
2．与液压泵匹配的电动机的选定
由前面得知，本液压系统最大功率出现在工作缸压制阶段，这时液压泵的供油压力值为26Mpa，流量为已选定泵的流量值。
液压泵的总效率。
柱塞泵为，取0.82。
选用1000r/min的电动机，则驱动电机功率为：
选择电动机，其额定功率为18.5KW。
3.2.2阀类元件及辅助元件的选择
1.对液压阀的基本要求：
（1）.动作灵敏，使用可靠，工作时冲击和振动小。
油液流过时压力损失小。
（2）.密封性能好。
结构紧凑，安装、调整、使用、维护方便，通用性大
2.根据液压系统的工作压力和通过各个阀类元件及辅助元件型号和规格
主要依据是根据该阀在系统工作的最大工作压力和通过该阀的实际流量，其他还需考虑阀的动作方式，安装固定方式，压力损失数值，工作性能参数和工作寿命等条件来选择标准阀类的规格：
表3.1：
液压系统中控制阀和部分辅助元件的型号规格
序号
元件名称
估计通过流量
型号
规格
1
斜盘式柱塞泵
156.8
63SCY14－1B
32Mpa，驱动功率59.2KN
2
WU网式滤油器
160
WU-160*180
40通径，压力损失0.01MPa
3
直动式溢流阀
120
DBT1/315G24
10通径，32Mpa，板式联接
4
背压阀
80
YF3-10B
10通径，21Mpa，板式联接
5
二位二通手动电磁阀
22EF3-E10B
6
三位四通电磁阀
100
34DO-B10H-T
10通径，压力31.5MPa
7
液控单向阀
YAF3-E610B
32通径，32MPa
8
节流阀
QFF3-E10B
10通径，16MPa
9
10
二位二通电磁阀
30
22EF3B-E10B
6通径，压力20MPa
11
压力继电器
－
DP1-63B
8通径，10.5-35MPa
12
压力表开关
KFL8－30E
32Mpa，6测点
13
油箱
14
15
上液压缸
16
下液压缸
17
单向节流阀
48
ALF3－E10B
18
单向单向阀
19
三位四通电磁换向阀
25
20
减压阀
40
JF3-10B
3.2.3管道尺寸的确定
油管系统中使用的油管种类很多，有钢管、铜管、尼龙管、塑料管、橡胶管等，必须按照安装位置、工作环境和工作压力来正确选用。
本设计中油管采用钢管，因为本设计中所须的压力是高压，P=31.25MPa，钢管能承受高压，价格低廉，耐油，抗腐蚀，刚性好，但装配是不能任意弯曲，常在装拆方便处用作压力管道一中、高压用无缝管，低压用焊接管。
本设计在弯曲的地方可以用管接头来实现弯曲。
尼龙管用在低压系统；
塑料管一般用在回油管用。
胶管用做联接两个相对运动部件之间的管道。
胶管分高、低压两种。
高压胶管是钢丝编织体为骨架或钢丝缠绕体为骨架的胶管，可用于压力较高的油路中。
低压胶管是麻丝或棉丝编织体为骨架的胶管，多用于压力较低的油路中。
由于胶管制造比较困难，成本很高，因此非必要时一般不用。
1.管接头的选用：
管接头是油管与油管、油管与液压件之间的可拆式联接件，它必须具有装拆方便、连接牢固、密封可靠、外形尺寸小、通流能力大、压降小、工艺性好等各种条件。
管接头的种类很多，液压系统中油管与管接头的常见联接方式有：
焊接式管接头、卡套式管接头、扩口式管接头、扣压式管接头、固定铰接管接头。
管路旋入端用的连接螺纹采用国际标准米制锥螺纹（ZM）和普通细牙螺纹（M）。
锥螺纹依靠自身的锥体旋紧和采用聚四氟乙烯等进行密封，广泛用于中、低压液压系统；
细牙螺纹密封性好，常用于高压系统，但要求采用组合垫圈或O形圈进行端面密封，有时也采用紫铜垫圈。
2.管道内径计算：
（1）
式中Q——通过管道内的流量
v——管内允许流速，见表：
表3.2：
液压系统各管道流速推荐值
油液流经的管道
推荐流速m/s
液压泵吸油管
0.5～1.5
液压系统压油管道
3～6，压力高，管道短粘度小取大值
液压系统回油管道
1.5～2.6
（1）.液压泵压油管道的内径：
取v=4m/s
根据《机械设计手册》成大先P20-641查得：
取d=20mm,钢管的外径D=28mm;
管接头联接螺纹M27×
2。
（2）.液压泵回油管道的内径：
取v=2.4m/s
取d=25mm,钢管的外径D=34mm;
管接头联接螺纹M33×
3.管道壁厚的计算
式中：
p——管道内最高工作压力Pa
d——管道内径m
——管道材料的许用应力Pa，
——管道材料的抗拉强度Pa
n——安全系数，对钢管来说，时，取n=8；
时，
取n=6；
时，取n=4。
根据上述的参数可以得到：
我们选钢管的材料为45#钢，由此可得材料的抗拉强度=600MPa;
（1）.液压泵压油管道的壁厚
（2）.液压泵回油管道的壁厚
所以所选管道适用。
3.3液压系统的验算
上面已经计算出该液压系统中进，回油管的内径分别为32mm,42mm。
但是由于系统的具体管路布置和长度尚未确定，所以压力损失无法验算。
3.3.1系统温升的验算
在整个工作循环中，工进阶段所占的时间最长，且发热量最大。
为了简化计算，主要考虑工进时的发热量。
一般情况下，工进时做功的功率损失大引起发热量较大，所以只考虑工进时的发热量，然后取其值进行分析。
当V=10mm/s时，即v=600mm/min
即
此时泵的效率为0.9，泵的出口压力为26MP，则有
即
此时的功率损失为：
假定系统的散热状况一般，取，
油箱的散热面积A为
系统的温升为
根据《机械设计手册》成大先P20-767：
油箱中温度一般推荐30-50
所以验算表明系统的温升在许可范围内。
第四章液压缸的结构设计
4.1液压缸主要尺寸的确定
1）液压缸壁厚和外经的计算
液压缸的壁厚由液压缸的强度条件来计算。
液压缸的壁厚一般指缸筒结构中最薄处的厚度。
从材料力学可知，承受内压力的圆筒，其内应力分布规律应壁厚的不同而各异。
一般计算时可分为薄壁圆筒和厚壁圆筒。
液压缸的内径D与其壁厚的比值的圆筒称为薄壁圆筒。
工程机械的液压缸，一般用无缝钢管材料，大多属于薄壁圆筒结构，其壁厚按薄壁圆筒公式计算
设计计算过程
式中——液压缸壁厚（m）；
D——液压缸内径（m）；
——试验压力，一般取最大工作压力的（1.25-1.5）倍；
——缸筒材料的许用应力。
无缝钢管：
。
==22.9
则在中低压液压系统中，按上式计算所得液压缸的壁厚往往很小，使缸体的刚度往往很不够，如在切削过程中的变形、安装变形等引起液压缸工作过程卡死或漏油。
因此一般不作计算，按经验选取，必要时按上式进行校核。
液压缸壁厚算出后，即可求出缸体的外经为
2）液压缸工作行程的确定
液压缸工作行程长度，可根据执行机构实际工作的最大行程来确定，并参阅<
<
液压系统设计简明手册>
>
P12表2-6中的系列尺寸来选取标准值。
液压缸工作行程选
缸盖厚度的确定
一般液压缸多为平底缸盖，其有效厚度t按强度要求可用下面两式进行近似计算。
无孔时
有孔时
式中t——缸盖有效厚度（m）；
——缸盖止口内径（m）；
——缸盖孔的直径（m）。
液压缸：
无孔时
取t=65mm
有孔时
取t’=50mm
3）最小导向长度的确定
当活塞杆全部外伸时，从活塞支承面中点到缸盖滑动支承面中点的距离H称为最小导向长度（如下图2所示）。
如果导向长度过小，将使液压缸的初始挠度（间隙引起的挠度）增大，影响液压缸的稳定性，因此设计时必须保证有一定的最小导向长度。
对一般的液压缸，最小导向长度H应满足以下要求：
式中L——液压缸的最大行程；
D——液压缸的内径。
活塞的宽度B一般取B=（0.6-10）D；
缸盖滑动支承面的长度，根据液压缸内径D而定；
当D<
80mm时，取；
当D>
80mm时，取。
为保证最小导向长度H，若过分增大和B都是不适宜的，必要时可在缸盖与活塞之间增加一隔套K来增加H的值。
隔套的长度C由需要的最小导向长度H决定，即
滑台液压缸：
最小导向长度：
取H=200mm
活塞宽度：
B=0.6D=192mm
缸盖滑动支承面长度：
隔套长度：
所以无隔套。
液压缸缸体内部长度应等于活塞的行程与活塞的宽度之和。
缸体外形长度还要考虑到两端端盖的厚度。
一般液压缸缸体长度不应大于内径的20-30倍。
缸体内部长度
当液压缸支承长度LB（10-15）d时，需考虑活塞杆弯度稳定性并进行计算。
本设计不需进行稳定性验算。
4.2液压缸的结构设计
液压缸主要尺寸确定以后，就进行各部分的结构设计。
主要包括：
缸体与缸盖的连接结构、活塞与活塞杆的连接结构、活塞杆导向部分结构、密封装置、排气装置及液压缸的安装连接结构等。
由于工作条件不同，结构形式也各不相同。
设计时根据具体情况进行选择。
1）缸体与缸盖的连接形式
缸体与缸盖的连接形式与工作压力、缸体材料以及工作条件有关。
本次设计中采用外半环连接，如下图6所示：
图4.1：
缸体与缸盖的连接方式
缸体与缸盖外半环连接方式的优点：
（1）结构较简单
（2）加工装配方便
缺点：
（1）外型尺寸大
（2）缸筒开槽，削弱了强度，需增加缸筒壁厚2）活塞杆与活塞的连接结构
参阅<
P15表2-8，采用组合式结构中的螺纹连接。
如下图7所示：
图4.2：
活塞杆与活塞螺纹连接方式
特点：
结构简单，在振动的工作条件下容易松动，
必须用锁紧装置。
应用较多，如组合机床与工程机械上的液压缸。
2）活塞杆导向部分的结构
（1）活塞杆导向部分的结构，包括活塞杆与端盖、导向套的结构，以及密封、防尘和锁紧装置等。
导向套的结构可以做成端盖整体式直接导向，也可做成与端盖分开的导向套结构。
后者导向套磨损后便于更换，所以应用较普遍。
导向套的位置可安装在密封圈的内侧，也可以装在外侧。
机床和工程机械中一般采用装在内侧的结构，有利于导向套的润滑；
而油压机常采用装在外侧的结构，在高压下工作时，使密封圈有足够的油压将唇边张开，以提高密封性能。
P16表2-9，在本次设计中，采用导向套导向的结构形式，其特点为：
导向套与活塞杆接触支承导向，磨损后便于更换，导向套也可用耐磨材料。
盖与杆的密封常采用Y形、
升级会员 