液压元件参数确定以及胀瓣结构设计.pdfVIP

大连交通大学2012届本科生毕业设计 （论文） 第一章液压系统设计计算 1.1 工况及受力分析 依据胀管原理，最大胀紧力计算公式为F PS： P：所胀管材屈服强度 S：管内面积 6 250×10 ×0.1×0.05×Л 3926990.817N 则管材可以承受极限胀紧力为3926990.817N 随着管径扩张，管内面积不断增加，能够承受的极限胀紧力也在增加，所以无需 考虑管径扩大以后是否该力可以导致管材屈服。 .。 初选芯棒角度为30 胀瓣平分8份，取其中一份作为研究对象 受力分析如图所示： 芯棒顶进胀瓣的垂直分力 芯棒给胀瓣的摩擦力 管对胀瓣扩张产生的阻力 固定装置对胀瓣产生的前进阻力 液压缸，胀瓣，芯棒材料都去45#钢，45#钢材对45#钢材的摩擦系数取0.1 设芯棒顶进胀瓣的垂直分力为X，F为最大允许胀紧力 。 。 则有Xcos15 -μXsin15 F/8 计算得X为522206.225663N 即液压缸给1/8胀瓣的最大工作压力为： 。 。 μXcos15 + Xsin15 185598.164675N 即液压缸最大工作压力为1484785.3174N 查阅相关资料，胀管机安全系数为3.5～6，这里取安全系数为5。 也就是正常工作时要产生296957.06348N作为系统胀管的正常工作压力胀口机 产品效率在m/min4 （快）m/min0.7 （慢） 即快速为1.5s胀100mm ，慢速为将近10s胀100mm。 本系统初设工进0.5s，保压2s，其余时间为快进和后退耗时。 。 。 芯棒选角为30 由题目要求知道，管径从50～60芯棒前进为5/tan15。 大约为18.66mm （工进），所以工进速度为37.32mm/s。 1.2 液压缸设计计算 液压缸主要参数包括，公称压力，活塞杆径，行程，缸体内径等。 1 大连交通大学2012届本科生毕业设计 （论文） 1.2.1 确定系统工作压力 系统工作压力由设备类型，载荷大小，结构要求和技术水平而定。系统工作压力 高，省材料，结构紧凑，重量轻是液压系统的发展方向，并同时要妥善处理泄漏， 噪声和可靠性问题，具体选择可参见表 取系统长期工作压力为25MPA 则P ≤1.5PN 即P ≤37.5MPA max max 1.2.2 缸筒内径和杆径 （采取等速等行程双作用双活塞杆液压缸） 有 （D/2）Л- （d/2）Л F/P 同时系统无反复速比要求，可以参考式子d （1/3-1/5）D 所以d 0.056132，D 0.135184 依据机械设计手册选取标准值d 63mm，D 160mm。 1.2.3 活塞强度计算 活塞杆在稳定工况下，如果只受轴向力，可近似地用直杆受拉压力来进行强 度校核σ ≤σ p 活塞强度满足许用应力，安全 1.3 液压泵计算 因为系统要求胀接性能好，稳定且极其在室内，要求噪声低，而室内温度稳 定，而叶片泵具备这些需求有点，，室内工作环境干净，正好可以弥补叶片泵对 油污敏感的缺陷。 系统采取高低压泵组合供油方式，所以有： Q VA g g Q (V-V)A d k g 因为系统没有速比要求，可以尽可能使两泵流量分配采取Q 2Q d g 在参照产品样本选取液压泵时，泵的额定压力应选得比上述工作压力高25%以作 为压力储备。液压泵的流量必须等于或者超过几个同事工作的液压执行元件总流 量的最大值及回路中泄漏之和，泄漏量按总流量最大值的10%～25%进行估算。 系统工作压力25Mpa 系统正常工作流量为26.6L/min 2 大连交通大学2012届本科生毕业设计 （论文） 依据上述原则进行选泵，