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
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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，停留时间等方而的要求；
（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，经济性等方而的要求。
一、总体设计思路
（1）该钏接机是汽车大梁钏接生产线中的钏接设备，该机由液压站（包括油箱、电动机、液压发生器等）电器控制箱、钏钳、钏接动力液压缸、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岀口的最高工作压力，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，且无法完成钏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，以提高钏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，这样就确保了钏接中运动的平稳，从而大大提高了钏接的综合性能。
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二、设计内容及要求
1.主机功能结构：
全液压钏接机系统是汽车大连钏接生产线中的设备
（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、钏钳、钏接动力液压缸、悬吊装置、小者等部分组成。
该钏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.挪接机系统参数：
己知钏接机系统工作时轴向钏压力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Vi=V3=0.2m/s.工作进给时速度V2=O.OO15m/s.快进行程L1=0.35m,工进行程长度L2=0.02m。
由于钏接机为自动化线的一台设备。
钏接机的动作顺序：
快速进给一工作进给一快速退回一停留卸荷。
3、钏接机的制造及技术经济性问题
该钏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:
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该系统是用于汽车大梁生产线的液压钏接机，经过网上查取资料和图书馆的资料可以得到，汽车大梁钏钉的直径为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。
钏钉的材料一般选取16Mn,依照机械工程材料和工程力学资料可以得到有关钏钉的下列参数：
16辛孟钢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。
要使钏钉能够钏合，必须使其发生塑性变形。
才能符合要求。
在钏接工艺的设计中，钏接强度是一个主要的设计参数，它关系到钏接件的牢固度及耐用度，是设计人员必须考虑的问题。
就钏接工艺而言，其破坏主要有以下几种情况：
”期卫孩峪滋仍恆诅领豹贰r：
可孔接触商技氐坏、
旳枫褂仃几快磴堺H檢汇纭新裁
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，选岀合适的钏接类型及钏钉规格，进行钏缝的结构设计（如按照钏缝型式及有关要求布置钏钉等），然后分析钏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）。
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图：
单排搭接钏缝强度分析简图
1）由被聊件的拉伸强度条件得知，允许钏缝承受的静载荷为
耳=QN
2）由钏件上孔壁的挤压强度条件得知，被钏件允许承受的压力
巧=d5［（y］pN
3）由钏钉的剪切强度条件得知，钏钉允许承受的横向载荷
上列三式中［。
］、［o］P、［叮分别为被钏件的许用拉伸应力、被钏件的许用挤压应力及钏钉的许用切应力，对一般强固钏缝可按下表取值；d、t、。
的单位均为mm,显然.这段钏缝允许承受的静载荷F应取Fl、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
被钏件
的许用应力
[。
]
200
210
釆用冲孔或各被钏件分开钻孔而不用样板时,[a]x[a]P降低20%；角钢单边钏接时，各许用应力降低25%
被W件
的许用挤压
应力[o]P
400
420
钏钉的
需用切应力
[T]
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
起动力ri速，快进工进
gg:
…■s
乍卯压力
起动加速
（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
1】况
负载组
成
负载值
F/N
推力F/nm/N
起动
F=Ffs
1500
1667
加速
F=Ffd+F】n
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Hm=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。
钏接机系统在最大负载约为233300N时宜取Pi=28MPa
液压缸先用单杆式。
此时液压缸无杆腔工作而积Ai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=0.707Do
快进时液压缸虽作差功连接，但由于油管中有压降aP存在，有杆腔的压力必须大于无杆腔，估算时可取aP约等于0.5MPao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而积。
F/Hm=A]P|—A?
P?
=A]Pj—（A|/2）
P?
故有Al=（F/nm）/（Pl-P2/2）
=92cm
D=（4Ai/Ji）©to.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=llCMod=8CMo由此求得液压缸两腔的实际有效面积为
Ai=nD2/4=314X112/4=95cm2
A2=n（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钏接工况图
单位：
流量Q：
m2sd（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lWlOd时，按下式验算
D24P/TI［。
严（m）
式子中，P—活塞杆推力（N）；
L—活塞杆长度（m）
［。
］—活塞杆材料许用应力；
N—安全系数，n21.4
该钏接机中设计的液压缸回塞杆的长度L大于活塞杆的10d,可以按下而的标准进行验算：
当LNlOd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&mp
式中，Pa-—液压缸稳定临界力，或称极限力（N）；
P一-液压缸最大推力（N）
m-一稳定性安全系数，取m二2-4。
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1’一-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：
o2PD/2[o]
式中，。
一缸壁厚度（m）
P—试验压力（Pa）
当额定压力PnW16MPA时，Pp=PnX150/100
当额定压力Pn>16MPA时，Pp二PnX125/100
D---液压缸内径（m）；
[。
]—刚体材料的许用应力
。
o—材料抗拉强度
n一安全系数，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：
o=D/2（[o]+0.4P/[o]-1.3P）1/2（m）
式中符号意义同前。
6.液压缸外径的计算
Do二D+2o（m）
该钏接机属于工程机械，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3-130
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,该钏接机属于高压系统，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）平而形缸底
当缸底无油孔时：
h二0.433D2（P/[a]）1/2
当缸底有油孔时：
H=0.433D2（PXD7D2-d0[o]}1/2>
该钏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{PXD7D2-do[o]}1/2}=10（mm）
式中，h-—缸底的厚度
D2一-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（Dt-D）/nD[o]}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
。
一许用应力
（b）螺纹连接缸盖
H二{3P（Dt-d）/n（D-do-2d[a]}式中，D1---螺纹空分布圆直径；
Do—-法兰外径
Do-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二P/ridsKW]0]
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二3Px/b[o]（cm）
式中，P-一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，dl---法兰内径
de厂一止口平均直径
（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：
O=4P/n（D-dJhy[O]
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：
。
二AKP/riFzaio'Pa）
剪应力：
T=KlKPdo/0.2d3Z（X105Pa）
式中P液压缸最大推力
D—-液压港内径
Do-一螺纹直径
D1---螺纹内径
Z螺栓树木
K-一拧紧螺纹系数，一般取
K二1.25-1.5
Kl---螺纹内摩擦系数，一般取
Kl=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=l.2-2.5
该钏接机采用整体法兰盖，其计算结果为
H={3P（D-D）/nD[o]}l/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，这台钏接液压系统的功率是中等功率，钏模的运动速度较低.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钏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，但是由于钏接系统的速度不大，所以选取前者更为合适。
在调速方案确定以后，供油方式，调速方式均己定。
本钏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27.0137
MPa,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
PPj=（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钏接的要求。
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0.001m2sJ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=0.001X（l+10%）=0.0011m3s-1由于溢流阀的最小稳定溢流量为3/（60X103）m's-1I进时输入法液压缸的流量为0.0000143n?
s-],所以小流量泵的流量规格最少应为（0.0005+0.0000143）=0.0000643m*"。
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HP=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
厅；
号
元件名
称
估计通过流量/（Lx
min1）
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
30
24DY—
31.5MPa
通电磁
315BYZ
换向阀
SP1
压力继
—
DPi
31.5MPa
8.3
电器
315B
特别说明：
增压器的设计增压比例为5,大缸的内径115mm,小缸50mmo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=256630X0.0015=384.945W
这时大流量泵通过顺序阀卸荷（卸荷压力Ppi=0.3X
106Pa）.
小流量泵在高压（Ppi=28.3137MPa）下供油所以两泵的总输出功率为
Pi=Pp】qpi+Pp2qp2/Q=940.9W
由此的液压系统单位时间的发热量为
Q=Pi-Po=940.9-384.945=556W
此钏接机允许油液升温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
该系统为一般的钏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
VminO.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钏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
该钏接系统原理图如图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SPi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
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