機(jī)械設(shè)計(jì)說(shuō)明書(shū)-Meso氣動(dòng)加工中心送料機(jī)構(gòu)

課題方案的確定2.1課題設(shè)計(jì)方案設(shè)計(jì)方案：1.采用分離氣缸和定位夾緊氣缸實(shí)現(xiàn)物料的運(yùn)送和分離2.利用機(jī)械手進(jìn)行送料3.采用伺服電機(jī)控制工作臺(tái)進(jìn)行送料方案一：采用雙作用缸實(shí)現(xiàn)物料的分離功能和定位夾緊功能氣動(dòng)送料機(jī)由兩個(gè)基本應(yīng)用模塊組成：物料分離模塊及傳送模塊。物料分離模塊由兩個(gè)雙作用氣缸組成，分別實(shí)現(xiàn)物料的分離功能和定位夾緊功能。為保證真空系統(tǒng)的氣流通暢，以提高真空發(fā)生器的真空度，回路4中的真空控制回路不安裝節(jié)流閥。同時(shí)，回路4中的所有連接氣管應(yīng)盡可能的短，以減小空氣流通阻力，提高真空度。采用氣缸的優(yōu)點(diǎn)：減少了物料的運(yùn)送步驟，縮短了加工時(shí)間，操作簡(jiǎn)單。缺點(diǎn)：對(duì)物料的放置有很高的精度要求，造價(jià)高昂，一般的小型企業(yè)不采用方案二：利用機(jī)械手進(jìn)行送料機(jī)械手是以小車(chē)形式通過(guò)鋼繩同滑塊聯(lián)接起來(lái)，由沖床滑塊上升運(yùn)動(dòng)牽引小車(chē)作前進(jìn)的水平運(yùn)動(dòng)完成送料，由通過(guò)鋼繩連接的重物使小車(chē)作復(fù)位運(yùn)動(dòng)。由小車(chē)機(jī)械手將工件送至沖床下進(jìn)行沖孔，提高了生產(chǎn)效率，保證了質(zhì)量，改善了勞動(dòng)強(qiáng)度，確保了人生安全。采用機(jī)械手送料的優(yōu)點(diǎn)：送料與沖床節(jié)拍相同，可以連續(xù)生產(chǎn)。缺點(diǎn)：首先由于整個(gè)過(guò)程均由機(jī)械手實(shí)現(xiàn)，所以對(duì)機(jī)械手的要求度很高，其次，如果工件大小不一要經(jīng)常更換。根據(jù)所給有有關(guān)設(shè)計(jì)依據(jù)和技術(shù)指標(biāo)。設(shè)計(jì)依據(jù)：一個(gè)料倉(cāng),一個(gè)旋轉(zhuǎn)工作臺(tái),一條傳送帶,一套氣體壓縮裝置，三個(gè)氣缸，兩個(gè)直流馬達(dá)，兩個(gè)光電傳感器，九個(gè)接觸傳感器。技術(shù)指標(biāo)：設(shè)計(jì)規(guī)格約為450x410x190mm（長(zhǎng)x寬x高），可由9VDC或24VDC變壓器供電。綜合以上的比較，選擇方案一來(lái)設(shè)計(jì)機(jī)構(gòu)。3傳送部分設(shè)計(jì)3傳送部分設(shè)計(jì)3.1V帶傳送3.1.1V帶傳動(dòng)的失效形式及設(shè)計(jì)準(zhǔn)則

根據(jù)帶傳動(dòng)的工作情況分析可知，V帶傳動(dòng)的主要失效形式是：

⑴V帶疲勞斷裂：帶的任一橫截面上的應(yīng)力將隨著帶的運(yùn)轉(zhuǎn)而循環(huán)變化。當(dāng)應(yīng)力循環(huán)達(dá)到一定次數(shù)，即運(yùn)行一定時(shí)間后，V帶在局部出現(xiàn)疲勞裂紋脫層，隨之出現(xiàn)疏松狀態(tài)甚至斷裂，從而發(fā)生疲勞損壞，喪失傳動(dòng)能力。

⑵打滑：當(dāng)工作外載荷超過(guò)V帶傳動(dòng)的最大有效拉力時(shí)，帶與小帶輪沿整個(gè)工作面出現(xiàn)相對(duì)滑動(dòng)，導(dǎo)致傳動(dòng)打滑失效。

因此，在不打滑前提下，保證帶具有一定的疲勞強(qiáng)度和壽命是V帶傳動(dòng)工作能力的設(shè)計(jì)計(jì)算準(zhǔn)則。

單根V帶既不打滑，又保證一定疲勞壽命時(shí)所能傳遞的額定功率P。3.1.2V帶傳動(dòng)設(shè)計(jì)步驟和傳動(dòng)參數(shù)選擇

1．選擇V帶型號(hào)

V帶有普通V帶、窄V帶、寬V帶、大楔角V帶等多種類(lèi)型，其中普通V帶應(yīng)用最廣，窄V帶的使用也日見(jiàn)廣泛。

普通V帶由頂膠、抗拉體（承載層）、底膠和包布組成，如圖11.9所示?？估w由簾布或線(xiàn)繩組成，是承受負(fù)載拉力的主體。其上下的頂膠和底膠分別承受彎曲時(shí)的拉伸和壓縮變形。線(xiàn)繩結(jié)構(gòu)普通V帶具有柔韌性好的特點(diǎn)，適用于帶輪直徑較小，轉(zhuǎn)速較高的場(chǎng)合。

圖11.9窄V帶采用合成纖維繩或鋼絲繩作承載層，與普通V帶相比，當(dāng)高度相同時(shí)，其寬度比普通V帶小約３０％。窄V帶傳遞功率的能力比普通V帶大，允許速度和撓曲次數(shù)高，傳動(dòng)中心距小。適用于大功率且結(jié)構(gòu)要求緊湊的傳動(dòng)。

普通V帶有Y、Z、A、B、C、D、E七種型號(hào)，窄V帶有SPZ、SPA、SPB、SPC四種型號(hào)。各種型號(hào)帶的截面尺寸及帶輪溝槽尺寸見(jiàn)表11.1和表11.2。

V帶都制成無(wú)接頭的環(huán)形。各種型號(hào)帶的基準(zhǔn)長(zhǎng)度見(jiàn)圖11.10。

圖11.10V帶的基準(zhǔn)長(zhǎng)度Ld帶的型號(hào)可根據(jù)計(jì)算功率PC和小帶輪轉(zhuǎn)速n1選取，普通V帶見(jiàn)圖11.11，窄V帶見(jiàn)圖11.12。計(jì)算功率PC=KAP

式中KA--工作情況系數(shù)。P--名義傳動(dòng)功率（kW）。

當(dāng)工況位于兩種型號(hào)相鄰區(qū)域時(shí)，可分別選取這兩種型號(hào)進(jìn)行計(jì)算，最后進(jìn)行分析比較，選用較好者。2.確定帶輪基準(zhǔn)直徑

在V帶輪上，與所配用V帶的節(jié)面寬度bp相對(duì)應(yīng)的帶輪直徑稱(chēng)為基準(zhǔn)直徑dd，帶輪基準(zhǔn)直徑系列見(jiàn)表11.4。

帶輪愈小，傳動(dòng)尺寸結(jié)構(gòu)越緊湊，但帶的彎曲應(yīng)力愈大，帶容易疲勞斷裂。為避免產(chǎn)生過(guò)大的彎曲應(yīng)力，對(duì)各種型號(hào)的V帶都規(guī)定了最小帶輪基準(zhǔn)直徑ddmin，見(jiàn)表11.5所示。

圖11.13⑶實(shí)際中心距7.確定帶的初拉力

初拉力的大小是保證帶傳動(dòng)正常工作的重要因素。初拉力過(guò)小，摩擦力小，容易打滑；初拉力過(guò)大，帶的壽命低，軸和軸承受力大。推薦單根V帶張緊后的初拉力F0為(11.10)3.2二級(jí)斜齒輪減速器3.2.1電機(jī)的選擇之前給定了電機(jī)：ZW57BL90-210山東濟(jì)南=60T=1000長(zhǎng)度92極數(shù)43.2.2計(jì)算總傳動(dòng)比及分配各級(jí)的傳動(dòng)比總傳動(dòng)比：i總=n電動(dòng)/n筒=21.222、分配各級(jí)傳動(dòng)比（1）據(jù)指導(dǎo)書(shū)P7表2.1，取齒輪i齒輪=5.75（單級(jí)減速器i取5.75合理，為減少系統(tǒng)誤差，）（2）∵i總=i齒輪×i帶∴i帶=i總/i齒輪=21.22/5.75=3.353.2.3運(yùn)動(dòng)參數(shù)及動(dòng)力參數(shù)計(jì)算1、計(jì)算各軸轉(zhuǎn)速（r/min）n電動(dòng)=40r/minIII/i齒輪=40/5.75=6.95r/minnⅢ=6.95/3.69=1.885r/min2、計(jì)算各軸的功率（KW）PI=Pd×η帶=60×0.99=59.4wPII=PI×η齒輪軸承×η齒輪=59.4×0.99×0.97=57.04wPIII=PII×η齒輪軸承×η聯(lián)軸器=57.04×0.99×0.97=54.78w3計(jì)算各軸扭矩（N·mm）=9550×Pd/n電動(dòng)=9550×0.06/1000=0.57N·mmTI=9550×PI/=9550×0.0594/40=14.1N·mmTII=9550×PII/=9550×0.05704/6.95=82.4N·mmTIII=9550×PIII/=9550×0.05478/1.885=277.5N·mm3.2.4齒輪傳動(dòng)的設(shè)計(jì)計(jì)算1）選擇齒輪材料及精度等級(jí)和齒數(shù)

考慮減速器傳遞功率不大，按課本P142表10-8及10-9選，以齒輪采用軟齒面。小齒輪選用45#鋼，齒面硬度為230HBS。大齒輪選用45#鋼，正火，齒面硬度190HBS；根據(jù)表選7級(jí)精度。齒面精糙度Ra≤1.6～3.2μm。取小齒輪齒數(shù)Z1=18。則大齒輪齒數(shù)：Z2=i齒Z1=5.75x18=1032）按齒面接觸疲勞強(qiáng)度設(shè)計(jì)

由文獻(xiàn)P147式（10-24）d1≥{kT1(u+1)/φdu[σHP]}1/3確定有關(guān)參數(shù)如下：傳動(dòng)比i齒=5.72由表10-12

取φd=1轉(zhuǎn)矩

TI=9550×P1/n1=14.1N·m載荷系數(shù)k由課本P144

取k=1.2許用接觸應(yīng)力σHP，由課本P150圖10-33查得：σHlim1=650Mpa

σHlim2=570Mpa[σHP1]=0.9σHlim1=0.9×650Mpa=585Mpa

[σHP2]=0.9σHlim2=0.9×570Mpa=513Mpa取[σHP]=513Mpa故得：=353）確定齒輪傳動(dòng)主要參數(shù)及幾何尺寸根據(jù)課本P130表10-2取標(biāo)準(zhǔn)模數(shù)：m=0.4mm分度圓直徑d1=mZ1=7.4mm

d2=mZ2=7.4×5.75=42.55mm傳動(dòng)中心距

a=m(Z1+Z2)/2齒寬

b2=b=φd×d1取為10mm

b1=b2+5mm=15mm驗(yàn)算齒輪圓周速度

V齒=πd1n1/60×1000由表10-7選齒輪傳動(dòng)精度等級(jí)7級(jí)合宜4)校核齒根彎曲疲勞強(qiáng)度

由課本P148式（10-26）得

σF=(2kT1/d1mb)YFS1≤[σF1]確定有關(guān)參數(shù)和系數(shù)許用彎曲應(yīng)力[σFP]由課本P150圖10-34查得：σFlim1=357Mpa

σFlim2=220Mpa[σF1]=0.7σFlim1=0.7×357Mpa=245Mpa

[σF2]=0.7σFlim2=0.7×220Mpa=154Mpa復(fù)合齒形系數(shù)YFS

由P149圖10-32查得

YFS1=4.4

YFS2=3.8計(jì)算兩輪的許用彎曲應(yīng)力σF1=(2kT1/d1mb)YFS1=（2×1.2×39393.75)/(62.5×60.5×2.5）×4.4Mpa=42.60Mpa＜[σF1]σF2=(2kT1/d1mb)YFS2=（2×1.2×39393.75)/(265×62.5×2.5）×3.8Mpa=8.68Mpa＜[σF2]標(biāo)準(zhǔn)直齒圓柱齒輪的尺寸計(jì)算公式如下表：一選齒輪類(lèi)、精度等級(jí)、材料及齒數(shù)1為提高傳動(dòng)平穩(wěn)性及強(qiáng)度，選用直圓柱齒輪；2因?yàn)檫\(yùn)輸機(jī)為一般工作機(jī)器，速度不高，故選用8級(jí)精度；3小齒輪材料：40Cr調(diào)質(zhì)HBS=280接觸疲勞強(qiáng)度極限（由圖10-21d）彎曲疲勞強(qiáng)度極限（由圖10-20c）大齒輪材料：45號(hào)鋼正火HBS=240接觸疲勞強(qiáng)度極限（由圖10-21c）彎曲疲勞強(qiáng)度極限（由圖10-20b）4初選小齒輪齒數(shù)29大齒輪齒數(shù)Z4=3.75×29=1076)按齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計(jì)計(jì)算公式：mm（由式10-21）1 確定公式內(nèi)的各計(jì)算參數(shù)數(shù)值初選載荷系數(shù)齒寬系數(shù)（由表10-7）材料的彈性影響系數(shù)Mpa1/2（由表10-6）計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)計(jì)算接觸疲勞壽命系數(shù)（由圖10-19）計(jì)算接觸疲勞許用應(yīng)力，取失效概率為1%，取安全系數(shù)2 計(jì)算(1)試算小齒輪分度圓直徑(2)計(jì)算圓周速度（3）計(jì)算齒寬b及模數(shù)mntb/h=13.33（4）計(jì)算載荷系數(shù)①使用系數(shù)<由表10-2>根據(jù)電動(dòng)機(jī)驅(qū)動(dòng)得②動(dòng)載系數(shù)<由表10-8>根據(jù)v=0.807m/s7級(jí)精度③直齒輪，④由表10-4用插值法查得7級(jí)精度，小齒輪相對(duì)支承非對(duì)稱(chēng)布置時(shí)，根據(jù)b/h=13.33，，查圖10-13得，故載荷系數(shù)=（5）按實(shí)際的載荷系數(shù)修正所算得的分度圓直徑1確定計(jì)算參數(shù)(1)計(jì)算載荷系數(shù)（2）彎曲疲勞系數(shù)KFN<由圖10-18>得（3）計(jì)算彎曲疲勞許用應(yīng)力取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.3<由式(10-12)>得（4）查取齒型系數(shù)YFα應(yīng)力校正系數(shù)YSα<由表10-5>得（5）計(jì)算大小齒輪的并加以比較比較所以大齒輪的數(shù)值大，故取0.016052計(jì)算8)分析對(duì)比計(jì)算結(jié)果對(duì)比計(jì)算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算的法面模數(shù)大于由齒根彎曲疲勞強(qiáng)度計(jì)算的法面模數(shù)，取=0.4.已可滿(mǎn)足齒根彎曲強(qiáng)度。但為了同時(shí)滿(mǎn)足接觸疲勞強(qiáng)度，需按接觸疲勞強(qiáng)度算得的分度圓d1t來(lái)計(jì)算應(yīng)有的齒數(shù)。于是由Z1=29Z2=1079)幾何尺寸計(jì)算1計(jì)算大小齒輪的分度圓直徑d1、d22計(jì)算中心距3計(jì)算齒輪寬度b取B1=13mmB2=12mm4執(zhí)行部分的液壓夾緊設(shè)計(jì)4執(zhí)行部分的液壓夾緊設(shè)計(jì)液壓傳動(dòng)系統(tǒng)的設(shè)計(jì)步驟液壓傳動(dòng)系統(tǒng)的設(shè)計(jì)是整機(jī)設(shè)計(jì)的一部分，它除了應(yīng)符合主機(jī)動(dòng)作循環(huán)和靜、動(dòng)態(tài)性能等方面的要求外，還應(yīng)當(dāng)滿(mǎn)足結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單，工作安全可靠，效率高，經(jīng)濟(jì)性好，使用維護(hù)方便等條件。液壓系統(tǒng)的設(shè)計(jì)，根據(jù)系統(tǒng)的繁簡(jiǎn)、借鑒的資料多少和設(shè)計(jì)人員經(jīng)驗(yàn)的不同，在做法上有所差異。各部分的設(shè)計(jì)有時(shí)還要交替進(jìn)行，甚至要經(jīng)過(guò)多次反復(fù)才能完成。下面對(duì)液壓系統(tǒng)的設(shè)計(jì)步驟予以介紹。10.1.1明確設(shè)計(jì)要求、工作環(huán)境，進(jìn)行工況分析。4.1明確設(shè)計(jì)要求及工作環(huán)境液壓系統(tǒng)的動(dòng)作和性能要求主要有：運(yùn)動(dòng)方式、行程、速度范圍、負(fù)載條件、運(yùn)動(dòng)平穩(wěn)性、精度、工作循環(huán)和動(dòng)作周期、同步或聯(lián)鎖等。就工作環(huán)境而言，有環(huán)境溫度、濕度、塵埃、防火要求及安裝空間的大小等。要使所設(shè)計(jì)的系統(tǒng)不僅能滿(mǎn)足一般的性能要求，還應(yīng)具有較高的可靠性、良好的空間布局及造型。4.1.1執(zhí)行元件的工況分析對(duì)執(zhí)行元件的工況進(jìn)行分析，就是查明每個(gè)執(zhí)行元件在各自工作過(guò)程中的速度和負(fù)載的變化規(guī)律，通常是求出一個(gè)工作循環(huán)內(nèi)各階段的速度和負(fù)載值。必要時(shí)還應(yīng)作出速度、負(fù)載隨時(shí)間或位移變化的曲線(xiàn)圖。下面以液壓缸為例，液壓馬達(dá)可作類(lèi)似處理。就液壓缸而言，承受的負(fù)載主要由六部分組成，即工作負(fù)載，導(dǎo)向摩擦負(fù)載，慣性負(fù)載，重力負(fù)載，密封負(fù)載和背壓負(fù)載，現(xiàn)簡(jiǎn)述如下。(1)工作負(fù)載不同的機(jī)器有不同的工作負(fù)載，對(duì)于起重設(shè)備來(lái)說(shuō)，為起吊重物的重量；對(duì)液壓機(jī)來(lái)說(shuō)，壓制工件的軸向變形力為工作負(fù)載。工作負(fù)載與液壓缸運(yùn)動(dòng)方向相反時(shí)為正值，方向相同時(shí)為負(fù)值。工作負(fù)載既可以為定值，也可以為變量，其大小及性質(zhì)要根據(jù)具體情況加以分析。(2)導(dǎo)向摩擦負(fù)載導(dǎo)向摩擦負(fù)載是指液壓缸驅(qū)動(dòng)運(yùn)動(dòng)部件時(shí)所受的導(dǎo)軌摩擦阻力，其值與運(yùn)動(dòng)部件的導(dǎo)軌形式，放置情況及運(yùn)動(dòng)狀態(tài)有關(guān)，各種形式導(dǎo)軌的摩擦負(fù)載計(jì)算公式可查閱有關(guān)手冊(cè)。例如，機(jī)床上常用平導(dǎo)軌和V形導(dǎo)軌，當(dāng)其水平放置時(shí)，其導(dǎo)向摩擦負(fù)載計(jì)算公式為平導(dǎo)軌： （10.1）V形導(dǎo)軌： （10.2）式中：G—運(yùn)動(dòng)部件的重力； —垂直于導(dǎo)軌的工作負(fù)載； —V形導(dǎo)軌的夾角，一般=90； —摩擦系數(shù)，其值可查《機(jī)床設(shè)計(jì)手冊(cè)》。(3)慣性負(fù)載慣性負(fù)載是運(yùn)動(dòng)部件在啟動(dòng)加速或制動(dòng)減速時(shí)的慣性力，其值可按牛頓第二定律求出，即式中：g—重力加速度；—啟動(dòng)、制動(dòng)或速度轉(zhuǎn)換時(shí)間?！獣r(shí)間內(nèi)的速度變化值；(4)重力負(fù)載垂直或斜放置的運(yùn)動(dòng)部件，其自重也成為一種負(fù)載，傾斜放置時(shí)，只計(jì)算重力在運(yùn)動(dòng)方向上的分力。液壓缸上行時(shí)重力取正值，反之取負(fù)值。5)密封負(fù)載密封負(fù)載是指液壓缸密封裝置的摩擦力，其值與密封裝置的類(lèi)型、尺寸、液壓缸的制造質(zhì)量和油液的工作壓力有關(guān)。在未完成液壓系統(tǒng)設(shè)計(jì)之前，不知道密封裝置的參數(shù)，其值無(wú)法計(jì)算，一般通過(guò)液壓缸的機(jī)械效率加以考慮，常取機(jī)械效率值為0.90~0.97。(6)背壓負(fù)載背壓負(fù)載是指液壓缸回油腔壓力所造成的阻力。在系統(tǒng)方案及液壓缸結(jié)構(gòu)尚未確定之前也無(wú)法計(jì)算，在負(fù)載計(jì)算時(shí)可暫不考慮。液壓泵各個(gè)主要工作階段的機(jī)械負(fù)載F可按下列公式計(jì)算?？蛰d啟動(dòng)加速階段； 快速階段； 工進(jìn)階段制動(dòng)減速4.2液壓系統(tǒng)原理圖的擬定液壓系統(tǒng)原理圖是表示液壓系統(tǒng)的組成和工作原理的重要技術(shù)文件。擬定液壓系統(tǒng)原理圖是設(shè)計(jì)液壓系統(tǒng)的第一步，它對(duì)系統(tǒng)的性能及設(shè)計(jì)方案的合理性、經(jīng)濟(jì)性具有決定性的影響。4.2.1確定油路類(lèi)型一般具有較大空間可以存放油箱的系統(tǒng)，都采用開(kāi)式油路；相反，凡允許采用輔助泵進(jìn)行補(bǔ)油，并借此進(jìn)行冷卻交換來(lái)達(dá)到冷卻目的的系統(tǒng)，可采用閉式油路。通常節(jié)流調(diào)速系統(tǒng)采用開(kāi)式油路，容積調(diào)速系統(tǒng)采用閉式回路。4.2.2選擇液壓回路在擬定液壓系統(tǒng)原理圖時(shí)，應(yīng)根據(jù)各類(lèi)主機(jī)的工作特點(diǎn)、負(fù)載性質(zhì)和性能要求，先確定對(duì)主機(jī)主要性能起決定性影響的主要回路，然后再考慮其它輔助回路。例如對(duì)于機(jī)床液壓系統(tǒng)，調(diào)速和速度換接回路是主要回路；對(duì)于壓力機(jī)液壓系統(tǒng)，調(diào)壓回路是主要回路；有垂直運(yùn)動(dòng)部件的系統(tǒng)要考慮平衡回路；慣性負(fù)載較大的系統(tǒng)要考慮緩沖制動(dòng)回路。有多個(gè)執(zhí)行元件的系統(tǒng)要考慮順序動(dòng)作、同步或回路隔離；有空載運(yùn)行要求的系統(tǒng)要考慮卸荷回路等。4.2.3繪制液壓系統(tǒng)原理圖將挑選出來(lái)的各典型回路合并、整理，增加必要的元件或輔助回路，加以綜合，構(gòu)成一個(gè)結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單，工作安全可靠、動(dòng)作平穩(wěn)、效率高、調(diào)整和維護(hù)保養(yǎng)方便的液壓系統(tǒng)，形成系統(tǒng)原理圖。10.1.3液壓元件的計(jì)算和選擇4.3執(zhí)行元件的結(jié)構(gòu)形式及參數(shù)的確定結(jié)構(gòu)參數(shù)的確定是指根據(jù)液壓執(zhí)行元件的工作壓力和最大流量確定執(zhí)行元件的幾何參數(shù)，液壓傳動(dòng)系統(tǒng)采用的執(zhí)行元件形式，可視主機(jī)所要實(shí)現(xiàn)的運(yùn)動(dòng)種類(lèi)和性質(zhì)而定。（1）初選執(zhí)行元件的工作壓力工作壓力是確定執(zhí)行元件結(jié)構(gòu)參數(shù)的主要依據(jù)。它的大小影響執(zhí)行元件的尺寸和成本，乃至整個(gè)系統(tǒng)的性能，工作壓力選得高，執(zhí)行元件和系統(tǒng)的結(jié)構(gòu)緊湊，但對(duì)元件的強(qiáng)度，剛度及密封要求高，且要采用較高壓力的液壓泵。反之，如果工作壓力選得低，就會(huì)增大執(zhí)行元件及整個(gè)系統(tǒng)的尺寸，使結(jié)構(gòu)變得龐大，所以應(yīng)根據(jù)實(shí)際情況選取適當(dāng)?shù)墓ぷ鲏毫?，?zhí)行元件工作壓力可以根據(jù)總負(fù)載值選取，見(jiàn)表10.2。表10.2 按負(fù)載選擇執(zhí)行元件的工作壓力負(fù)載(KN) <10 10~20 20~30 30~50 >50工作壓力(MPa) 0.8~1.2 1.5~2.5 3.0~4.0 4.0~5.0 >5.02）確定執(zhí)行元件的主要結(jié)構(gòu)參數(shù)在這里仍然以液壓缸為例，需要確定的主要結(jié)構(gòu)尺寸是指缸的內(nèi)徑D和活塞桿的直徑d，計(jì)算和確定D和d的一般方法見(jiàn)液壓缸部分，并按系列標(biāo)準(zhǔn)值確定D和d。對(duì)有低速運(yùn)動(dòng)要求的系統(tǒng)，尚需對(duì)液壓缸有效工作面積進(jìn)行驗(yàn)算，即應(yīng)保證式中 ：A—液壓缸工作腔的有效工作面積；—控制執(zhí)行元件速度的流量閥最小穩(wěn)定流量，可從液壓閥產(chǎn)品樣本上查得；—液壓缸要求達(dá)到的最低工作速度。驗(yàn)算結(jié)果若不能滿(mǎn)足式（10.8），則說(shuō)明按所設(shè)計(jì)的結(jié)構(gòu)尺寸和方案達(dá)不到所需要的最低速度，必須修改設(shè)計(jì)。（3）復(fù)算執(zhí)行元件的工作壓力當(dāng)液壓缸的主要尺寸D、d計(jì)算出來(lái)以后，要按系列標(biāo)準(zhǔn)圓整，經(jīng)過(guò)圓整的標(biāo)準(zhǔn)值與計(jì)算值之間一般都存在一定的偏差，因此，有必要根據(jù)圓整值對(duì)工作壓力進(jìn)行一次復(fù)算。還須看到，在按上述方法確定工作壓力的過(guò)程中，沒(méi)有計(jì)算回油路的背壓，因此所確定的工作壓力只是執(zhí)行元件為了克服機(jī)械總負(fù)載所需要的那部分壓力，在結(jié)構(gòu)參數(shù)D、d確定之后，若取適當(dāng)?shù)谋硥汗浪阒担纯汕蟪鰣?zhí)行元件工作腔的壓力。對(duì)于單桿液壓缸，其工作壓力P可按下列公式復(fù)算。無(wú)桿腔進(jìn)油工進(jìn)階段有桿腔進(jìn)油階段式中：F—液壓缸在各工作階段的最大機(jī)械總負(fù)載；—分別為液壓缸無(wú)桿腔和有桿腔的有效面積；—液壓缸回油路的背壓，在系統(tǒng)設(shè)計(jì)完成之前根據(jù)設(shè)計(jì)手冊(cè)取推薦值。（4）執(zhí)行元件的工況圖各執(zhí)行元件的主要參數(shù)確定之后，不但可以復(fù)算執(zhí)行元件在工作循環(huán)各階段內(nèi)的工作壓力，還可求出需要輸入的流量和功率，這時(shí)就可以作出系統(tǒng)中各執(zhí)行元件在其工作過(guò)程中的工況圖，即執(zhí)行元件在一個(gè)工作循環(huán)中的壓力、流量、功率對(duì)時(shí)間或位移的變化曲線(xiàn)圖。將系統(tǒng)中各執(zhí)行元件的工況圖加以合并，便得到整個(gè)系統(tǒng)的工況圖。液壓系統(tǒng)的工況可以顯示整個(gè)工作循環(huán)中的系統(tǒng)壓力、流量和功率的最大值及其分布情況，為后續(xù)設(shè)計(jì)步驟中選擇元件、選擇回路或修正設(shè)計(jì)提供合理的依據(jù)。對(duì)于單執(zhí)行元件系統(tǒng)或某些簡(jiǎn)單系統(tǒng)，其工況圖的繪制可省略，而僅將計(jì)算出的各階段壓力、流量和功率值列表表示。4.3.1選擇液壓泵首先根據(jù)設(shè)計(jì)要求和系統(tǒng)工況確定泵的類(lèi)型，然后根據(jù)液壓泵的最大供油量和系統(tǒng)工作壓力來(lái)選擇液壓泵的規(guī)格。（1）液壓泵的最高供油壓力式中: —執(zhí)行元件的最高工作壓力；—進(jìn)油路上總的壓力損失。如系統(tǒng)在執(zhí)行元件停止運(yùn)動(dòng)時(shí)才出現(xiàn)最高工作壓力,則；否則,須計(jì)算出油液流過(guò)進(jìn)油路上的控制、調(diào)節(jié)元件和管道的各項(xiàng)壓力損失，初算時(shí)可憑經(jīng)驗(yàn)進(jìn)行估計(jì)，對(duì)簡(jiǎn)單系統(tǒng)取MPa，對(duì)復(fù)雜系統(tǒng)取MPa。（2）確定液壓泵的最大供油量液壓泵的最大供油量為式中 K—系統(tǒng)的泄漏修正系數(shù)，一般取K=1.1~1.3，大流量取小值，小流量取大值；—同時(shí)動(dòng)作的各執(zhí)行元件所需流量之和的最大值。如果液壓泵的供油量是按工進(jìn)工況選取時(shí)，其供油量應(yīng)考慮溢流閥的最小流量。（3）選擇液壓泵的規(guī)格型號(hào)液壓泵的規(guī)格型號(hào)按計(jì)算值在產(chǎn)品樣本選取，為了使液壓泵工作安全可靠，液壓泵應(yīng)有一定的壓力儲(chǔ)備量，通常泵的額定壓力可比工作壓力高25%—60%。泵的額定流量則宜與相當(dāng)，不要超過(guò)太多，以免造成過(guò)大的功率損失。（4）選擇驅(qū)動(dòng)液壓泵的電動(dòng)機(jī)驅(qū)動(dòng)液壓泵的電動(dòng)機(jī)根據(jù)驅(qū)動(dòng)功率和泵的轉(zhuǎn)速來(lái)選擇。在整個(gè)工作循環(huán)中，泵的壓力和流量在較多時(shí)間內(nèi)皆達(dá)到最大工作值時(shí)，驅(qū)動(dòng)泵的電動(dòng)機(jī)功率為：—液壓泵的總效率，數(shù)值可見(jiàn)產(chǎn)品樣本。限壓式變量葉片泵的驅(qū)動(dòng)功率，可按泵的實(shí)際壓力流量特性曲線(xiàn)拐點(diǎn)處的功率來(lái)計(jì)算。在工作循環(huán)中，泵的壓力和流量變化較大時(shí)，可分別計(jì)算出工作循環(huán)中各個(gè)階段所需的驅(qū)動(dòng)功率，然后求其均方根值即可。在選擇電動(dòng)機(jī)時(shí)，應(yīng)將求得的功率值與各工作階段的最大功率值比較，若最大功率符合電動(dòng)機(jī)短時(shí)超載25%的范圍，則按平均功率選擇電動(dòng)機(jī)；否則應(yīng)按最大功率選擇電動(dòng)機(jī)。4.3.2選擇閥類(lèi)元件各種閥類(lèi)元件的規(guī)格型號(hào)，按液壓系統(tǒng)原理圖和系統(tǒng)工況提供的情況從產(chǎn)品樣本中選取，各種閥的額定壓力和額定流量，一般應(yīng)與其工作壓力和最大通過(guò)流量相接近，必要時(shí)，可允許其最大通過(guò)流量超過(guò)額定流量的20%。具體選擇時(shí)，應(yīng)注意溢流閥按液壓泵的最大流量來(lái)選??；流量閥還需考慮最小穩(wěn)定流量，以滿(mǎn)足低速穩(wěn)定性要求；單桿液壓缸系統(tǒng)，若無(wú)桿腔有效作用面積為有桿腔有效作用面積的幾倍，當(dāng)有桿腔進(jìn)油時(shí)，則回油流量為進(jìn)油流量的幾倍，此時(shí)，應(yīng)以幾倍的流量來(lái)選擇通過(guò)的閥類(lèi)元件。4.3.3選擇液壓輔助元件油管的規(guī)格尺寸大多由所連接的液壓元件接口處尺寸決定，只有對(duì)一些重要的管道才驗(yàn)算其內(nèi)徑和壁厚，驗(yàn)算公式見(jiàn)液壓輔件。濾油器、蓄能器和油箱容量的選擇亦見(jiàn)液壓輔件。對(duì)于固定式的液壓設(shè)備，常將液壓系統(tǒng)的動(dòng)力源，閥類(lèi)元件集中安裝在主機(jī)外的液壓站上，這樣能使安裝與維修方便，并消除了動(dòng)力源的振動(dòng)與油溫變化對(duì)主機(jī)工作精度的影響。而閥類(lèi)元件在液壓站上的配置也有多種形式，配置形式不同，液壓系統(tǒng)的壓力損失和元件的連接、安裝結(jié)構(gòu)也有所不同。液壓閥的連接方式有板式、疊加式、插裝式和管式（螺紋連接、法蘭連接）等多種，它們的特點(diǎn)和選用參見(jiàn)5.5節(jié)。4.4液壓系統(tǒng)技術(shù)性能的驗(yàn)算液壓系統(tǒng)初步設(shè)計(jì)完成之后，需要對(duì)它的主要性能加以驗(yàn)算，以便評(píng)判其設(shè)計(jì)質(zhì)量，并改進(jìn)和完善液壓系統(tǒng)，下面說(shuō)明系統(tǒng)壓力損失及發(fā)熱溫升的驗(yàn)算方法。4.4.1系統(tǒng)壓力損失的驗(yàn)算畫(huà)出管路裝配草圖后，即可計(jì)算管路的沿程壓力損失，局部壓力損失，它們的計(jì)算公式詳見(jiàn)《液壓流體力學(xué)》，管路總的壓力損失為沿程損失與局部損失之和。在系統(tǒng)的具體管道布置情況沒(méi)有明確之前，沿程損失和局部損失仍無(wú)法計(jì)算。為了盡早地評(píng)估系統(tǒng)的主要性能，避免后面的設(shè)計(jì)工作出現(xiàn)大的反復(fù)，在系統(tǒng)方案初步確定之后，通常用液流通過(guò)閥類(lèi)元件的局部壓力損失來(lái)對(duì)管路的壓力損失進(jìn)行概略地估算，因?yàn)檫@部分損失在系統(tǒng)的整個(gè)壓力損失中占很大的比重。在算出系統(tǒng)油路的總的壓力損失后，將此驗(yàn)算值與前述設(shè)計(jì)過(guò)程中初步選取的油路壓力損失經(jīng)驗(yàn)值相比較，若誤差較大，一般應(yīng)對(duì)原設(shè)計(jì)進(jìn)行必要的修改，重新調(diào)整有關(guān)閥類(lèi)元件的規(guī)格和管道尺寸等，以降低系統(tǒng)的壓力損失。需要指出的是，對(duì)于較簡(jiǎn)單的液壓系統(tǒng)，壓力損失驗(yàn)算可以省略。4.4.2系統(tǒng)發(fā)熱溫升的驗(yàn)算液壓系統(tǒng)在工作時(shí)，有壓力損失，容積損失和機(jī)械損失，這些損耗能量的大部分轉(zhuǎn)化為熱能，使油溫升高從而導(dǎo)致油的粘度下降，油液變質(zhì)，機(jī)器零件變形，影響正常工作。為此，必須將溫升控制在許可范圍內(nèi)。功率損失使系統(tǒng)發(fā)熱，則單位時(shí)間的發(fā)熱量為液壓泵的輸入功率與執(zhí)行元件的輸出功率之差，一般情況下，液壓系統(tǒng)的工作循環(huán)往往有好幾個(gè)階段，其平均發(fā)熱量為各個(gè)工作周期發(fā)熱量的時(shí)均值，即（10.14）式中—第個(gè)工作階段系統(tǒng)的輸入功率；—第個(gè)工作階段系統(tǒng)的輸出功率；—工作循環(huán)周期；—第個(gè)工作階段的持續(xù)時(shí)間；—總的工作階段數(shù)。液壓系統(tǒng)在工作中產(chǎn)生的熱量，經(jīng)過(guò)所有元件、附件的表面散發(fā)到空氣中去，但絕大部分是由油箱散發(fā)的，油箱在單位時(shí)間的散發(fā)熱量可按下式計(jì)算（10.15）式中A—油箱的散熱面積；—液壓系統(tǒng)的溫升；—油箱的散熱系數(shù)，其值可查閱液壓設(shè)計(jì)手冊(cè)。當(dāng)液壓系統(tǒng)的散熱量等于發(fā)熱量時(shí)，系統(tǒng)達(dá)到了熱平衡，這時(shí)系統(tǒng)的溫升為（10.16）按式（10.22）算出的溫升值如果超過(guò)允許數(shù)值時(shí)，系統(tǒng)必須采取適當(dāng)?shù)睦鋮s措施或修改液壓系統(tǒng)的設(shè)計(jì)。4.4.3繪制正式工作圖和編制技術(shù)文件所設(shè)計(jì)的液壓系統(tǒng)經(jīng)過(guò)驗(yàn)算后，即可對(duì)初步擬定的液壓系統(tǒng)進(jìn)行修改，并繪制正式工作圖和編制技術(shù)文件。4.5繪制正式工作圖正式工作圖包括液壓系統(tǒng)原理圖、液壓系統(tǒng)裝配圖、液壓缸等非標(biāo)準(zhǔn)元件裝配圖及零件圖。液壓系統(tǒng)原理中應(yīng)附有液壓元件明細(xì)表，表中標(biāo)明各液壓元件的型號(hào)規(guī)格、壓力和流量等參數(shù)值，一般還應(yīng)繪出各執(zhí)行元件的工作循環(huán)圖和電磁鐵的動(dòng)作順序表。液壓系統(tǒng)裝配圖是液壓系統(tǒng)的安裝施工圖，包括油箱裝配圖，集成油路裝配圖和管路安裝圖等，在管路安裝圖中應(yīng)畫(huà)出各油管的走向，固定裝置結(jié)構(gòu)，各種管接頭的形式、規(guī)格等。4.5.1編制技術(shù)文件技術(shù)文件一般包括液壓系統(tǒng)設(shè)計(jì)計(jì)算說(shuō)明書(shū)，液壓系統(tǒng)使用及維護(hù)技術(shù)說(shuō)明書(shū)，零、部件目錄表及標(biāo)準(zhǔn)件、通用件、外購(gòu)件表等。根據(jù)初始數(shù)據(jù)規(guī)定，可知原件的大小為直徑10mm高8mm的圓柱體。材質(zhì)初定為鑄鐵。氣缸與原件接觸部分為橡膠。摩擦系數(shù)為0.8。鑄鐵的密度為7.5g/cm3汽缸給定壓力最少得為Ff=0.06N,顯然汽缸的壓力很容易滿(mǎn)足此要求,由空間大小初定汽缸內(nèi)徑為50mm.