汽车大梁生产线全液压铆接机液压系统设计说明书模板

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, 一般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) 其它要求, 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, 可是从经济高度上考虑是不划算的, 因此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, 这样不论是从工作角度, 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, 因此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。

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, 经过电气控制箱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F t=? , 往复运动加速减速的惯性力F m=550 牛, 静摩擦阻力 F fs =1500 牛, 动摩擦阻力F fs=800 牛, 快进快退速度V1==V 3=0.2m/s. 工作进给时速度V2=0.0015m/s. 快进行程L 1=0.35 m, 工进行程长度L 2 =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, 因此力求结构简单, 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, 配合电气控制能够实现点动、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能够得到, 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能够得到有关铆钉的下列参数:16 锰钢E / 200~300 V/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, 一般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压力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[(T] [(T ]P [ T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、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早查机械工程材料得=225300( N)2、工况分析以动力液压缸的分析计算为主。

表 作阶段的负载值，其负载图速度图与图如需用切应力 [T]边铆接时，各 许用应力降 低25%1-2为液压缸在各工 1-2资料内容仅供参考，如有不当或者侵权，请联系本人改正或者删除。

起动加速快进工进制动铆压力惯性力密封及背压阻力(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/ n m / N起动 F=F fs 1500 1667 加速 F=F fd +F m1350 1500 快进 F=F fd 800 880 工进 F=F t +F fd233300 256630 快退F=F fd800880注：液压缸的机械效率取n m=0. 9;3 、 液压缸主要参数的确定起动加速工进制动1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 A 1 应为有杆腔工作面积 A 2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a P存在,有杆腔的压力必须大于无杆腔，估算时可取a P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/ n m= A 1 P1 —A 2 P2= A 1 P 1 —( A 1 /2) P 2 故有A1=(F/ n m)/(P 1-P2/2)=92cmD=( 4A 1/ n ) 1/2=10.83cmd=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 = n D2/4=314 X 112/4=95cm2A2= n (D 2-d 2)/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: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I < 10d时,按下式验算D >4P/n[（T ]-1/2（ m）式子中，P—活塞杆推力（N）；L —活塞杆长度（m）[（T ]—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,能够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P A > n k p式中，P A---液压缸稳定临界力，或称极限力(N)；P---液压缸最大推力(N)n k---稳定性安全系数，取n k=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I’ ---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:(T> PD/2[ (T ]式中，T—缸壁厚度(m)P—试验压力(Pa)当额定压力Pn< 16MPA 时，Pp=Pn x 150/100当额定压力Pn> 16MPA 时，Pp=Pn x 125/100D---液压缸内径( m) ;[ T ] —刚体材料的许用应力T0 —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:T =D/2([ T ]+0.4P/[T ]-1.3P)1/2(m) 式中符号意义同前。

6．液压缸外径的计算D o=D+2 (T (m)该铆接机属于工程机械,因此能够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，有压力条件能够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, 因此应该进行强度计算, 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/[(T ])1/2当缸底有油孔时:H=0.433D2 { P X D2/D2-d o[ ® ]}也该铆接机的液压缸设计的属于缸底有孔的的型号, 因此能够按照H=0.433D2 { P X D2/D2-d o[ ® ]} 1/2} =1o( 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(D i-D)/ n D[(T ]} 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(T—许用应力( b) 螺纹连接缸盖H= { 3P( D i-d) /n(D-d o-2d[ o ]} 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T =P/n d cp K < [ o ]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[ o ](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 断面长度其它符号意义同前校核A-A 断面弯曲应力可按下式进行:式中, d1---法兰内径d cp--- 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:(T =4P/n(D-d i)h2w [(T ] 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：(T =4KP/ n d2Z(X105Pa)剪应力：T二KIKPd o/O.2d吃(X10 5Pa)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K--- 拧紧螺纹系数, 一般取K=1.25-1.5K1--- 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安全系数, 一般取n=1.2-2.5 该铆接机采用整体法兰盖, 其计算结果为H= { 3P(D i-D)/n D[(T ]} 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，可是,也要注意到结构上的可能，能够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,因此法兰接口能够取20mm。