汽车大梁生产线全液压铆接机液压系统设计说明书.docx

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汽车大梁生产线全液压铆接机液压系统设计说明书

毕业设计说明书

前言

液压系统的设计是整机设计的一部分，通常设计液压系统的步骤的内容大致如下：

（1）：

明确设计要求，进行工况分析；

（2）：

确定液压系统的主要性能参数；

（3）：

拟订液压系统系统图；

（4）：

计算和选择液压件；

（5）：

估算液压系统的性能；

（6）：

绘制工作图，编写技术文件。

明确设计要求，就是明确待设计的液压系统所要完成的运动和所要满足的工作性能。

具体应明确下列设计要求：

（1）主系统的类型，布置方式，空间位置；

（2）执行元件的运动方式，动作循环及其范围；

（3）外界负载的大小，性质几变化范围，执行元件的速度机器变化范围；

（4）各液压执行元件动作之间的顺序，转换和互锁要求；

（5）工作性能如速度的平稳性，工作的可靠性，装换精度，停留时间等方面的要求；

（6）液压系统的工作环境，如温度及变化范围，湿度，震动，冲击，污染，腐蚀或易燃等。

（7）其他要求，如液压装置的重量，外形尺寸，经济性等方面的要求。

一、总体设计思路

（1）该铆接机是汽车大梁铆接生产线中的铆接设备，该机由液压站（包括油箱、电动机、液压发生器等）电器控制箱、铆钳、铆接动力液压缸、悬吊装置、小车等部分组成。

2）液压装置采用液压站的行式，板式液压阀装在一个集成块的四个侧面上，进排油管路布置在集体成块下面，输出、回油管路不止在集成块顶面；增压器为分离结构。

集成块体兼做增压器高压小缸，大缸单独制作，小缸和大缸同过螺钉连为一体，液压装置结构紧凑，装配维护方便。

3）液压回路：

该液压系统中采用了三种回路：

①调压回路，系统中采用了单级调压回路，在泵1的出口处设置并联的溢流阀来控制泵出口的最高工作压力，从而达到系统工作时所需的压力。

②设有增加回路，系统采用了但作用增加器的增压回路，系统选用的低压油泵，如果只用泵的输出的最高工作压力，且无法完成铆接时所需的高压工作压力，如果采用高压油泵，从工作要求上考虑时，可行的，但是从经济高度上考虑是不划算的，所以系统中没了单作用增加器的增压回路，以提高铆接中所需的工作压力，这样不管是从工作角度，还是从经济角度上考虑，都是非常合理的。

③采用了调速阀的节流调速回路，由于液压系统中的流量是不稳定，从而导致液压缸的液压杆的运动速度也不稳定，所以回路中设有调速阀来调速，这样就确保了铆接中运动的平稳，从而大大提高了铆接的综合性能。

二、设计内容及要求

1．主机功能结构：

全液压铆接机系统是汽车大连铆接生产线中的设备（如图1），该机由液压站（包括油箱、电动机、液压发生器等）、电气控制箱、铆钳、铆接动力液压缸、悬吊装置、小者等部分组成。

该铆接系统中的动力源是三相异步电机，动执行元件是动力液压缸6，系统中的液压控制元件都在液压发生器4中，通过电气控制箱2的控制，能实现点动、单行自动和连续自动。

（如图1-1）

2．铆接机系统参数：

已知铆接机系统工作时轴向铆压力Ft=？

，往复运动加速，减速的惯性力Fm=550牛，静摩擦阻力Ffs=1500牛，动摩擦阻力Ffs=800牛，快进快退速度V1==V3=0.2m/s.工作进给时速度V2=0.0015m/s.快进行程L1=0.35m，工进行程长度L2=0.02m。

由于铆接机为自动化线的一台设备。

铆接机的动作顺序：

快速进给—工作进给—快速退回—停留卸荷。

3、铆接机的制造及技术经济性问题

该铆接机为一般技术改造中自制的专用设备，所以力求结构简单，投产快，工作可靠，只要零部件能适应普通汽车加工厂的加工能力，配合电气控制可以实现点动、单行程自动和连续自动。

三、设计方法与步骤

1、最大负荷的计算：

该系统是用于汽车大梁生产线的液压铆接机，经过网上查取资料和图书馆的资料可以得到，汽车大梁铆钉的直径为10MM—20MM，因而以最大的直径来设计该系统来确保系统的工作安全运行。

铆钉的材料一般选取16Mn,依照机械工程材料和工程力学资料可以得到有关铆钉的下列参数：

16锰钢E/200~300V/0.25~0.33

其中E为弹性摸量

V为横向变形系数

弹性摸量是反映材料抵抗弹性变形能力的指标。

屈服点和抗拉强度反映材料强度的指标。

伸长率和断面收缩率则反映塑性的指标

国家规定，取对应于式样产生0.2‰塑性应变时的应力值为材料的屈服强度。

当材料的应力达到屈服点时就会产生显著的塑性变形。

要使铆钉能够铆合，必须使其发生塑性变形。

才能符合要求。

在铆接工艺的设计中，铆接强度是一个主要的设计参数，它关系到铆接件的牢固度及耐用度，是设计人员必须考虑的问题。

就铆接工艺而言，其破坏主要有以下几种情况：

设计接工艺时，通常是根据承载情况及具体要求，按照有关专业的技术规范或规程，选出合适的铆接类型及铆钉规格，进行铆缝的结构设计（如按照铆缝型式及有关要求布置铆钉等），然后分析铆缝受力时可能的破坏形式（上图）；并进行必要的强度校核。

   现以下图所示的单排搭接柳缝进行静强度分析。

取图中宽度等于节距t（即垂直于受载方向的钉距）的阴影部分进行计算（设边距e合乎规范要求，不致出现上图所示的破坏形式）。

图：

单排搭接铆缝强度分析简图

1）由被聊件的拉伸强度条件得知，允许铆缝承受的静载荷为

     2）由铆件上孔壁的挤压强度条件得知，被铆件允许承受的压力

3）由铆钉的剪切强度条件得知，铆钉允许承受的横向载荷

上列三式中[σ]、[σ]P、[τ]分别为被铆件的许用拉伸应力、被铆件的许用挤压应力及铆钉的许用切应力，对一般强固铆缝可按下表取值；d、t、σ的单位均为mm，显然．这段铆缝允许承受的静载荷F应取F1、F2、F3中的最小者。

武汉瑞威特公司原创文章

许用应力（MPa）

零件材料

说   明

Q215

Q235、Q255

被铆件的许用应力[σ]

200

210

采用冲孔或各被铆件分开钻孔而不用样板时，[σ]、[σ]P降低20%；角钢单边铆接时，各许用应力降低25%

被铆件的许用挤压应力[σ]P

400

420

铆钉的需用切应力[τ]

180

180

查机械工程材料得：

=225300（N）

2、工况分析

以动力液压缸的分析计算为主。

表1-2为液压缸在各工作阶段的负载值，其负载图速度图与图如1-2

（a）

（b）

图1—2液压系统执行元件的负载和速度图

1-2液压缸在各工作阶段的负载

工况

负载组成

负载值F/N

推力F/ηm/N

起动

F=Ffs

1500

1667

加速

F=Ffd+Fm

1350

1500

快进

F=Ffd

800

880

工进

F=Ft+Ffd

233300

256630

快退

F=Ffd

800

880

注：

液压缸的机械效率取ηm=0.9；

3、液压缸主要参数的确定

由《液压传动与气压传动》表9-1和表9-2可知。

铆接机系统在最大负载约为233300N时宜取P1=28MPa

液压缸先用单杆式。

此时液压缸无杆腔工作面积A1应为有杆腔工作面积A2的两倍，那活塞杆直径d与缸筒直径D的关系为d=0.707D。

快进时液压缸虽作差功连接，但由于油管中有压降αP存在，有杆腔的压力必须大于无杆腔，估算时可取αP约等于0.5MPa。

快退时回油腔中是有背压的，这时P2

亦可按0.5Pa估算。

由工进时的推力计算液压缸的表面积。

F/ηm=A1P1—A2P2=A1P1—（A1/2）P2

故有A1=（F/ηm）/（P1-P2/2）

=92cm

D=（4A1/π）1/2=10.83cm

d=0.707D=7.65cm

当按GB/T2348—93将这些直径整成就近标准值时得：

D=11CM。

d=8CM。

由此求得液压缸两腔的实际有效面积为

A1=ΠD2/4=314×112/4=95cm2

A2=π（D2-d2）/4=44.8cm

根据题目要求和计算结果总结出动力液压缸的主要尺寸如下表：

尺寸

长度

宽度

内径

外径

活塞

—

60mm

—

110mm

活塞杆

807mm

—

—

80mm

油缸筒

466mm

—

110mm

128.3mm

前缸盖和后缸盖等零件尺寸如零件图和装配图所示。

根据上述D与d值，可估算液压缸在各个工作阶段中的压力流量和功率。

如表1-2,据此绘出工况图,如图1-3所示

1-3汽车大梁生产线全液压铆接工况图

单位：

流量Q：

m2s-1（虚线）功率P：

W（细实线）

压力p：

Pa（粗实线）

4、活塞杆直径的验算

按强度条件验算活塞杆的直径。

当活塞肛长度l≤10d时，按下式验算

D≥4P/∏[σ]-1/2（m）

式子中，P—活塞杆推力（N）；

L—活塞杆长度（m）

[σ]—活塞杆材料许用应力；

N—安全系数，n≥1.4

该铆接机中设计的液压缸回塞杆的长度L大于活塞杆的10d，可以按下面的标准进行验算：

当L≥10d时，要进行稳定性验算

（1）液压缸纵弯曲稳定性验算条件为

PA≥nkp

式中，PA---液压缸稳定临界力，或称极限力（N）；

P---液压缸最大推力（N）

nk---稳定性安全系数，取nk=2-4。

5．液压缸长度及壁厚的确定

（1）液压缸的长度一般由工作行程长度来稳定，但还注意制造工艺性和经济性，一般应取l′---液压缸长度，Do---刚体外径。

1-4动力液压缸活塞杆结构图

（2）液压缸壁厚的计算

（a）薄壁液压缸

一般，低压系统用的液压缸都是薄壁缸，薄壁可用下式计算：

σ≥PD/2[σ]

式中，σ—缸壁厚度（m）

P—试验压力（Pa）

当额定压力Pn≤16MPA时，Pp=Pn×150/100

当额定压力Pn＞16MPA时，Pp=Pn×125/100

D---液压缸内径（m）；

[σ]—刚体材料的许用应力

σ0—材料抗拉强度

n—安全系数，一般可取n=5

应当注意，当计算出的液压缸壁较薄时，要按结构需要适当加厚。

（b）一般高、中压系统用的液压缸，起壁厚应按厚壁液压缸（）计算。

即：

σ=D/2（[σ]+0.4P/[σ]-1.3P）1/2（m）

式中符号意义同前。

6．液压缸外径的计算

D0=D+2σ（m）

该铆接机属于工程机械，所以可以按照液压缸的外径按标准JB1068-67系列或无缝钢管的尺寸选取，参看表3—13工程机械标准液压缸外径，材料选择45钢时，有压力条件可以选择崖压缸的外径为127毫米。

见液压设计手册表3—13。

动力液压缸缸筒结构图如图1—5所示

1—5动力液压缸缸筒结构图

7．液压缸缸底和缸盖的计算

液压缸的缸底和缸盖，在中低压系统中一般是根据结构需要进行设计，不进行强度计算的。

但在高压系统，一般都要进行强度计算，该铆接机属于高压系统，所以应该进行强度计算，其计算方法如下：

（1）缸底厚度的计算

（a）平面形缸底

当缸底无油孔时：

h=0.433D2（P/[σ]）1/2

当缸底有油孔时：

H=0.433D2｛PXD2/D2-d0[σ]｝1/2｝

该铆接机的液压缸设计的属于缸底有孔的的型号，所以可以按照

H=0.433D2｛PXD2/D2-d0[σ]｝1/2｝=10（mm）

式中，h---缸底的厚度

D2---缸底止口内径

P---缸内最大工作压力

材料许用应力

缸底开口的直径

（2）缸盖厚度的计算

缸盖厚度根据不同的连接形式，分别按下列方法计算：

（a）整体法兰缸盖

H=｛3P（D1-D）/∏D[σ]｝1/2

式中，P---液压缸缸受力总和

D1---螺钉孔分布圆直径；

D---法兰根部直径

σ—许用应力

（b）螺纹连接缸盖

H=｛3P（D1-d）/∏（D-d0-2d[σ]｝1/2

式中，D1---螺纹空分布圆直径；

Do---法兰外径

D0—连接螺纹中径

D—螺钉孔直径

符号意义同前

校核螺纹剪切应力和挤压应力按下式进行

τ=P/∏dcpK≤[σ]

式中，P---螺纹预紧力

Z---螺纹工作圈数

K---螺纹拧紧系数

（c）椭圆行法兰

H=3Px/b[σ]（cm）

式中，P---作用在两个螺钉上的总拉力

x---B-B断面弯曲力臂

b---B-B断面长度

其他符号意义同前

校核A-A断面弯曲应力可按下式进行：

式中，d1---法兰内径

dcp---止口平均直径

（3）缸盖连接强度计算

（a）焊接式连接强度计算

采用对焊连接时，强度计算如下

采用角焊连接时，强度计算如下：

σ=4P/∏（D-d1）h2≤[σ]

式中，P---液压缸推力

Do---缸体外径

D---缸体内径

焊接效率，一般可取

b---焊角宽度

焊缝材料抗拉许用应力

焊条抗拉强度

安全系数

（b）连接螺栓的强度计算

拉应力：

σ=4KP/∏d2Z（X105Pa）

剪应力：

τ=K1KPd0/0.2d3Z（X105Pa）

式中P---液压缸最大推力

D---液压港内径

Do---螺纹直径

D1---螺纹内径

Z---螺栓树木

K1---螺纹内摩擦系数，一般取K1=0.12

合成应力

许用应力

螺栓材料屈服极限

该铆接机采用整体法兰盖，其计算结果为

H=｛3P（D1-D）/∏D[σ]｝1/2=5（mm）

动力液压缸缸筒的结构图如图1-5所示

1-6动力液压缸前缸盖结构图

8、液压缸进出油口尺寸的确定

液压缸的进出口尺寸，是根据油管内的平均流速来确定的，要求压力管内的最大平均流速控制在4-5m/s以内，过大会造成压力损失剧增，而使回路效率下降，并会引起气蚀，噪音，振动等，因此油口不宜过小，但是，也要注意到结构上的可能，可以按表液压设计指导书3-15液压缸进出油口尺寸查取

当液压缸内径在71～112时，法兰接头的尺寸取20mm,该设计中的液压缸内径为110，所以法兰接口可以取20mm。

1—后缸盖2—活塞3—半环4——活塞杆5—缸筒

6—固定套7—前缸盖

1-7动力液压缸缸体结构图

9、液压系统分析

1）:

液压回路的选择

首先选择调速回路由工况图（见上图）得知，这台铆接液压系统的功率是中等功率，铆模的运动速度较低.工作负载的变化较大可采用进口节流的调速形式，同时采用增压器来提高铆接时所需压的较高的压力，这样可以用中压液压泵，避免了采用价格昂贵的高压液压泵.由于液压系统选用了节流调速的方式，系统中油液循环必然是开式的分析工况图可知;在这个液压系统的工作循环内，液压缸交替地要求油源提供低压大流量和高压小流量的油液。

最大流量与最小流量之比约为70，而快进快退所需的时间比式进所需的时间少得多，

因此从提高系统效率，节省能量的角度上来看，采用单个定量泵作为油源显然是不合适的，宜采用双泵供油系统,或采用限压式变量泵加调速阀组成容积节流调速系统，但是由于铆接系统的速度不大，所以选取前者更为合适。

在调速方案确定以后，供油方式,调速方式均已定。

本铆接机快进快退速度较大，为了保证换向平稳，且液压缸在快进时为差动连接，故采用三位五通Y型电液换向阀来实现运动换向，并实现差动连接。

10、压元件的选择

1）液压泵

液压缸在整在工作循环中的最大工作压力为27.0137MPa，如取进滑动路上的压力损失为0.8MPa见《液压传动与气压传动》（表9-3），压力继电器的调整压力应比系最大工作压力高出0.5MPa，

则小流量泵的最大压力应为

PP1=（27.0137＋0.8＋0.5）Mpa=28.3137Mpa

但由于回路设有增加器,所以可以选用中压液压泵同样可以完成铆接的要求。

大流量泵是在快速运动时才向液压缸输油的，由工况图可知,快退时,液压缸中的工作压力比快进时大,如取进油路的压力损失为0-5MPa，

则大量的最高工作压力为

PP2=（1.26＋0.5）Mpa=1.76Mpa

两个液压泵应向液压缸提供的最大流量为0.001m2s-1见工况图若回路中的泄漏按液压缸输入流量的10%估计,则两个泵的总流量为qp=0.001×（1+10%）=0.0011m3s-1由于溢流阀的最小稳定溢流量为3/（60×103）m3s-1工进时输入法液压缸的流量为0.0000143m3s-1,所以小流量泵的流量规格最少应为（0.0005+0.0000143）=0.0000643m3s-1。

根据以上压力和流量的数值查阅产品目录，最后确定选取YB-4/25型双联叶

片泵。

由于液压缸在快退时输入功率最大，如果取双联叶片泵的总效率为ηp=0.75,则液压泵驱动电机所需要的功率为

P=1134/0.75=1512W=1.512KW

根据此数值查阅电机产品目录,选取功率和额定转速相近的电机。

选择三相异步电动机比较适合：

型号：

Y90L—2额定功率2.2KW满载时，转数：

2840r/min电流：

4.74A效率：

82/100率因数：

cosa=0.86堵转电流/额定电流=0.7堵转转矩/额定转矩=2.2

2）．液压泵与电机的联结

液压泵与电机之间的联轴器，一般用简单型弹性圈柱销联轴器或弹性圈柱销联轴器，其二者的共同特点是传替扭转范围较大，转速较高，弹性好，能缓冲扭转矩急剧变化引起的振动，能补偿轴位移，但在使用中应定期检查弹性圈，发现其损坏后应定期检查弹性圈，发现其损坏后应即使更换。

上述两种联结轴器中，简单型弹性圈柱销联轴器的结构简单，装卸方便，使用寿命较长。

故比弹性圈柱销联轴器用得多些，应用上述二种联轴器时，一定要注意弹性圈材料必须用耐油橡胶，联轴器的特性参数及基本尺寸可参阅〈〈零件手册〉〉。

安装联轴器必须满足以下要求：

（1）半联轴器尽量做主动件

（2）半联轴器与电机轴配合时采用H7/R6配合，与其他轴端则采用低于H7/R6的配合，否则应验算轮强度。

（3）最大同爪度偏差不大于0.1，轴线倾斜角不大于40度。

见新编《机械设计手册》表27—3。

3.）阀类元件及辅助元件

根据液压系统的工作压力和通过各个阀类元件和辅助元件的实际流量,可选出这些元件的型号及规格,如下表

序号

元件名称

估计通过流量/（Lxmin-1）

型号

规格

调节压力/MPa

1

双联叶片泵

—

YB-4/25

6．3MPa

25和4L/min

2

溢流阀

4

Y—10B

6．3MPa

3

顺序阀

25

XY—63B

6．3MPa

5

压力表开关

—

K—3B

6．3MPa,3测点

6

三位五通电磁换向阀

60

35DY—63BYZ

6．3MPa

7

液控单向阀

45

I—63B

6．3MPa

8

二位四通电磁换向阀

30

24DY—315BYZ

31．5MPa

SP1

压力继电器

—

DP1——315B

31．5MPa

8.3

特别说明：

增压器的设计增压比例为5，大缸的内径115mm，小缸50mm。

其设计过程和动力液压缸相似，这里就不在重复。

4）油箱

在开式传动的油路系统中，油箱是必不可少的，它的作用是：

贮存油液，净化油液，使油液的温度保持在一定的范围内，以及减少吸油区油液中气饱的含量，因此，进行油箱设计时，要考虑油箱的容积，油液在油箱中的冷却和加热、油箱内的装置和防噪音等问题。

1.油液温升验算

工进在整个工作循环中所占的时间比例达96%,所以系统发热和油液温升可用工进时的情况来计算

工进时液压缸的有效功率为

P=p2q2=FV=256630×0.0015=384.945W

这时大流量泵通过顺序阀卸荷（卸荷压力PP1=0.3×106Pa）.

小流量泵在高压（PP1=28.3137MPa）下供油所以两泵的总输出功率为

P1=Pp1qp1+Pp2qp2/η=940.9W

由此的液压系统单位时间的发热量为

Q=Pi-P0=940.9-384.945=556W

此铆接机允许油液升温T=30可，为拉使温升不超过允许的T值可以按下公式计算

油箱的最小容积Vmin

Vmin=10-3[（Q/T）3]1/2=0.0798m3

取Vmin=0.080m3

按式子油箱容积经验公式计算油箱的总容积：

V=（2～4）Q

现取V=4Q=4X556=2224L

结构采用开式结构。

5）滤油器

液压系统总油的过滤精度是以污粒最大粒度为标准的，一般分为四类：

粗的，普通的，精的，特精的，非伺服系统要求油的过滤精度与压力的关系：

伺服系统一般要求

安装如下

滤油器安装在液压泵的吸油管路上，要求滤油器有较大的通油能力和较小的阻力，阻力一般不大与，否则吸油不充分，此处的滤油器多用网式或线隙式。

6）：

液压油的选择

该系统为一般的铆接传动所以在环境温度为-5度～35度之间时，一般选用20号或30号机械油。

冷天用20号机械油，热天用30号机械油。

必须指出：

如果实际所采用的油箱的有效容积V小于Vmin0.0798m3,必须设冷却器。

11、液压系统图。

综合上述分析和所拟定的方案，将各种回路合理地组合成为该铆接液压系统原理图如图

（2）所示

1-7液压原理图

1—过滤器；2—双联叶片泵；3—单向阀；4—顺序阀：

5—溢流阀；6，12—压力表及其开关：

7—三位五通电磁换向阀；8—液控单向阀；9—调速阀；10—二位四通电磁换向阀；11—增压器；13—动力液压缸；SP1，SP2—压力继电器

四：

液压系统及工作原理

该铆接系统原理图如图1所示,该系统的执行器为动液压缸13,油源为双联叶片泵2,泵的最高工作压力表油溢流阀5设定,并通过压力表及开关6显示;缸13的运动方向由三位五通电磁换向阀7控制,其中位用于液压泵的卸荷;二位四通电磁换向阀10控制增压器11的往复动作,向动力液压缸提供挤压力所需的高压油;中压压力继电器SP1用控制工作循环中快速进给与工作进给的转换;高压压力继电器SP2用于控制工作循环中工作进给,快速退回的转换;液控单向阀8用于高低压的隔离;压力继电器由系统按负载转化为压力,发出电信号,通过电控系统中两次时间继电器控制电磁铁的通断电,从而控制动力液压缸和工况的持续时间.

五：

系统的动作原理如下

当电磁铁1YA通电时,换向阀7切换到左位,液压泵2的压力油径换向阀7,液控单向阀8进入动力缸13的无杆腔,活塞杆带动工作机构（铆模）快速进给,当接触工件时,系统压力开始升高,液控单向阀8关闭,压力升高至压力继电器SP1的设定值时,SP1发信,使电磁铁3YA通电,换向阀10切换至右位,液压泵的低压油径阀7和阀10进入增压器11的左腔,推动增力活塞右行,右腔的高压油进入动缸13的无杆腔,腔13转为工作进给,对工件进行挤压铆接,随着挤压过程的进行,高压管路的压力继续升高,当压力升高至高压压力继电器SP2的设定时,SP2发出信号,使电磁铁1YA,3YA断电,同时电磁铁2YA通电,换向阀7切换至右位,阀10复至左位,液压泵的压力油径阀7进入缸13的有杆腔同时早通液控单向阀8,缸13快速退回,其无杆腔的油液部分进入增压器11小腔推动增压活塞向左复位,部分经阀8和阀7排回油箱.铆接机等待或停止工作时,所有电磁铁断电,换向阀7复至中位,液压泵卸荷,一个工作循环结束液压系统的电铁动作顺序见下表

表电磁铁动作顺序

动作

1YA

2YA

3YA

SP1

SP2

快速进给

+