專用銑床液壓系統(tǒng)設計 正文

1、前言專用銑床液壓系統(tǒng)設計1 前言相對于機械傳動，液壓傳動是一門新的技術。液壓傳動與機械傳動、電力傳動、氣壓傳動相比，具有相當多的優(yōu)點，因此在國民經濟各個部門中都得到了廣泛的應用，并且具有相當廣闊的發(fā)展前景。機床中采用液壓傳動主要是因為液壓傳動可以實現(xiàn)無極變速、易于實現(xiàn)自動化、能夠實現(xiàn)頻繁的往復運動。目前，我國已經形成了門類齊全的標準化、系列化和通用化液壓元件系列產品。同時，我國在消化、吸收國外先進液壓技術的同時，大力研發(fā)國產液壓元件新的產品，加強了產品質量可靠性以及新技術應有的研究，不斷的調整產品結構，對一些差的液壓件產品采取逐步淘汰的措施。因此，隨著科學技術的不斷向前發(fā)展，液壓技術將越來越成

2、熟，應用更加廣泛。本文通過一系列的論證，從選取液壓系統(tǒng)方案入手，對專業(yè)銑床的液壓系統(tǒng)進行了分析和設計。在設計過程中，我貫徹少而精、理論與實際相結合的原則，主要對液壓系統(tǒng)和液壓缸進行了設計，最后對部分零部件用PROE進行了實體建模。在設計專業(yè)銑床液壓系統(tǒng)中，汪老師對本設計給予了極大的幫助和輔導，在此我向汪老師表示衷心的感謝。由于個人水平和能力有限，文中難免存在疏漏和不足，謬誤及不妥之處敬請老師指正。第 45 頁 （共 46 頁）選題背景2 選題背景2.1 題目來源及題目類別：題目來源：生產實際和老師的科學研究題目類別：畢業(yè)設計2.2 研究的目的和意義液壓系統(tǒng)設計是一個綜合實踐性教學環(huán)節(jié)，通過該畢

3、業(yè)設計，要求達到以下目的： 1. 鞏固和深化已學知識，掌握液壓系統(tǒng)設計計算的一般方法和步驟，培養(yǎng)學生工程設計能力和綜合分析問題、解決問題能力； 2. 正確合理地確定執(zhí)行機構，選用標準液壓元件；能熟練地運用液壓基本回路、組合成滿足基本性能要求的液壓系統(tǒng)； 3. 熟悉并會運用有關的國家標準、部頒標準、設計手冊和產品樣本等技術資料。對學生在計算、制圖、運用設計資料以及經驗估算、考慮技術決策、CAD技術等方面的基本技能進行一次訓練，以提高這些技能的水平。2.3 國內外專用銑床的發(fā)展和研究狀況“十五”以來，尤其是最近二、三年，隨著國民經濟的持續(xù)發(fā)展和國家對國產數(shù)控機床的大力支持，我國許多重要行業(yè)對加工中

4、心和數(shù)控銑床的需求愈來愈大。有需求有市場，就有生產，這是市場經濟規(guī)律。所以國內不少從未涉及制造銑床的廠家，都紛紛上陣，通過引進技術、合作生產等形式，開發(fā)研制各種加工中心和數(shù)控銑床，滿足廣大用戶的需求。根據(jù)中國機床工具工業(yè)協(xié)會對重點骨干企業(yè)的統(tǒng)計資料和其他有關資料表明，2005年我國已有11個企業(yè)批量生產各種加工中心422臺，生產特種數(shù)控銑床75臺。其中年產超過80臺的企業(yè)有3家：沈陽機床（集團）有限責任公司、寧波海天精工機械有限公司、威海華東數(shù)控股份有限公司。而沈陽機床集團在2005年生產包括五軸聯(lián)動加工中心等各種產品135臺，占銑床加工中心總產量的32%。 “十五”期間，是我國機床工具行業(yè)發(fā)

5、展最快的五年，通過引進技術合作生產等形式，在新產品研發(fā)方面取得較大進展。在高速、高精、多軸、復合等方面都有較大突破，尤其是加工中心和數(shù)控銑床更為突出。從1999年江蘇多棱（原常州機床總廠）帶頭打破西方封鎖，試制成功具有自主知識產權的我國第一臺五軸聯(lián)動數(shù)控龍門鏜銑床以來，已有濟南二機、桂林機床、北京一機等多家公司推出五軸聯(lián)動加工中心和數(shù)控銑床。尤其是今年2月份在上海舉辦的中國數(shù)控機床展覽會（CCMT2006）上，實力雄厚的沈陽機床集團，一次推出6臺大型加工中心，其中3臺具有五軸聯(lián)動功能，1臺具有五面加工功能，1臺為車銑加工中心，這也突出體現(xiàn)了我國加工中心和數(shù)控銑床在五軸聯(lián)動功能上，開始走向成熟。

6、近年來，有的廠產品在主軸轉速、快速進給、機床精度等主要技術參數(shù)已接近或達到國際先進水平。尤其是北京一機截止到今年6月底，僅一年半的時間就簽約生產工作臺寬度4米、5米的超重型動梁加工中心和數(shù)控銑床10臺，說明我國生產中、高檔重型和超重型加工中心和數(shù)控銑床的廠家在產量和技術水平上有的已邁進國際機床大廠的行列。 在近幾屆國內機床展覽會上，看到我國加工中心和數(shù)控銑床在結構性能、技術水平、產品質量等方面，都有很大提高。但是，與發(fā)達國家同類產品相比，還有較大差距，首先是自主創(chuàng)新能力不夠，當前多以仿制為主，或引進技術合作生產，缺乏自主知識品牌的高檔產品，往往關鍵的核心技術，關鍵的功能部件，還是從國外購買。例

7、如，在今年CCMT2006上海機床展會上，共展出了8臺五軸聯(lián)動龍門加工中心，采用的關鍵部件雙擺角銑頭，除了濟南二機和桂林機床是自己開發(fā)的以外，其余6臺都是購買意大利意薩、菲迪亞等國外公司產品。其次是產品質量，尤其是整機可靠性，還有較大差距，這也是用戶最關注的問題之一。應該看到，目前除少數(shù)企業(yè)外，龍門類產品技術含量普遍較低，數(shù)控機床產業(yè)化程度不高。這些都是國內主機廠需要下大力氣認真改進、努力提高的地方。目前的知名生產廠家有：1、北京第一機床廠，從1960年北一試制X212龍門銑床以來，至今已有四十多年的歷史，尤其是1984年至今的22年間，北一在引進世界上生產數(shù)控龍門鏜銑床著名廠家德國瓦德里?？?/p>

8、堡公司的先進技術及合作生產的基礎上，通過消化吸收和科研攻關，不但成功地合作生產了8臺重型和超重型加工中心和數(shù)控銑床，而且掌握了其中的關鍵核心技術，實現(xiàn)了技術創(chuàng)新和技術進步。2、濟南二機床集團有限公司，從1992年開始，引進著名機床制造商法國福斯特里納公司的先進技術，進行長期合作生產以來，開發(fā)了工作臺移動式、移動式、定梁、動梁等多種形式的數(shù)控銑床和加工中心。目前，濟二生產的五軸聯(lián)動加工中心和數(shù)控銑床，已經被水泵業(yè)、軌道客車等用戶所認可。3、沈陽機床（集團）有限責任公司，多年來，一直以生產鉆鏜床著稱的沈陽機床（集團）公司旗下的中捷機床有限公司、中捷搖臂鉆床廠，近年來，通過引進國外龍門五面加工制造技

9、術，消化、吸收，大力開發(fā)適合我國國情的五面數(shù)控加工機床，在CIMT2005和CCMT2006機床展覽會上，都推出多臺五軸聯(lián)動和五面加工加工中心和數(shù)控銑床。4、桂林機床股份有限公司，多年來，通過與北京航空航天大學、華中科技大學、清華大學等國內名校進行卓有成效的產學研合作和請國外專家講課等協(xié)作形式，開發(fā)出具有自主知識產權的自動萬能銑頭，并利用自動萬能銑頭，成功開發(fā)了五軸聯(lián)動數(shù)控龍門銑床。自2001年在第七屆中國國際機床展覽會上，展出采用華中數(shù)控系統(tǒng)的國內首臺具有自主知識產權的五軸聯(lián)動數(shù)控龍門銑床以來，已開發(fā)多臺五軸聯(lián)動產品。5、寧波海天精工機械有限公司，隸屬于寧波海天集團公司的寧波海天精工機械有限

10、公司，是機床行業(yè)的新兵，但是起點較高，通過引進國外先進技術，目前主要生產龍門加工中心、臥式加工中心和數(shù)控車床三大系列產品。2.4 國內外專用銑床的發(fā)展趨勢根據(jù)銑床行業(yè)18家骨干企業(yè)上報的經濟信處統(tǒng)計資料顯示，2008年銑床行業(yè)的經濟運行情況基本良好，主要經濟指標仍保持增長的態(tài)勢，但相比2002年以來機床行業(yè)的持續(xù)高速增長，增速明顯減緩。2008年1-4季度完成工業(yè)總產值(現(xiàn)價)74.37億元，比上年增長15.2%；產品銷售產值71.48億元，比上年增長17.1%；利稅總額10.7億元，比上年增長7.3%。生產情況分析：受金融危機的影響，自2008年8月份，之后多數(shù)企業(yè)的產量出現(xiàn)了下滑，庫存量增

11、加，后續(xù)合同減少。企業(yè)的經營面臨著巨大的挑戰(zhàn)。出口情況分析：由于金融危機對北美、歐洲以及南美等國的貨幣匯率波動的影響較大，匯率的不穩(wěn)定，造成市場需求出現(xiàn)萎縮，國外客戶購買能力下降，使機床出口量持續(xù)下滑。當前市場需求分析：伴隨著國際經濟危機的不斷加深及全球經濟增長的放緩，機床行業(yè)受宏觀經濟形勢的影響，呈現(xiàn)出增長逐步減緩的趨勢。自去年下半年以后，機床市場需求出現(xiàn)了嚴重滑坡。從用戶行業(yè)上看，汽車行業(yè)是機床行業(yè)的主要下游行業(yè)之一，國內汽車行業(yè)受國際、國內整體經濟的影響較大，美國汽車三大巨頭正面臨著前所未有的震蕩，其結果有可能使國際汽車行業(yè)重新洗牌，給國內汽車行業(yè)帶來新的機遇與挑戰(zhàn)，期待今年下半年能夠恢

12、復并帶動機床市場的需求；航空航天業(yè)是國家重點支持的下游行業(yè)，保持著較快的發(fā)展速度，對機床產品需求仍較高；電力設備工業(yè)有望維持正常增長，繼續(xù)拉動中高檔重型數(shù)控機床的需求；而船舶、模具、一般機械制造業(yè)，則受宏觀經濟影響很大，下行趨勢已經形成，對機床的需求有所下降。從市場需求看，普通機床和經濟型數(shù)控機床產品市場需求急劇下滑，傳統(tǒng)普通產品生產企業(yè)庫存量大幅增加。而中、高檔數(shù)控機床，成套設備和大型重型數(shù)控機床需求相對集中，這說明行業(yè)產品結構發(fā)生了非常大的變化，單臺產品平均價格走高，市場需求繼續(xù)向高端傾斜，重型機床領域競爭將更加激烈。方案論證3 液壓緩沖裝置方案論證液壓缸帶動質量較大的部件作快速往復運動時

13、，由于運動部件具有很大的動能，因此當活塞運動到液壓缸終端時，會與端蓋碰撞，而產生沖擊和噪聲。這種機械沖擊不僅引起液壓缸的有關部分的損壞，而且會引起其它相關機械的損傷。為了防止這種危害，保證安全，應采取緩沖措施，對液壓缸運動速度進行控制。 當活塞移至端部，緩沖柱塞開始插入缸端的緩沖孔時，活塞與缸端之間形成封閉空間，該腔中受困擠的剩余油液只能從節(jié)流小孔或緩沖柱塞與孔槽之間的節(jié)流環(huán)縫中擠出，從而造成背壓迫使運動柱塞降速制動，實現(xiàn)緩沖。 液壓缸中常用的緩沖裝置有節(jié)流口可調式（如圖3-1）和節(jié)流口變化式（如圖3-1）兩種。圖3-1 節(jié)流口可調式緩沖裝置圖3-2 節(jié)流口變化式緩沖裝置在此設計中，為了更加方

14、便的調節(jié)緩沖裝置的靈敏度，也就是為了使得調節(jié)緩沖裝置可以調節(jié)，進而滿足不同的緩沖需要，決定采取節(jié)流口可調式緩沖裝置。這種緩沖裝置應用也最廣。液壓系統(tǒng)設計4 液壓系統(tǒng)設計4.1 已知條件設計一臺專用銑床的液壓系統(tǒng)，其工作循環(huán)是“工件夾緊工作臺快進工作臺工進工作臺快退工件松開”。運動部件的重力為25000N，快進、快退適度為5m/min, 工進速度為1001200mm/min, 最大行程400mm, 其中工進行程180mm,最多切削力為18000N，采用平面導軌，夾緊缸的行程為20mm，夾緊力為30000N，加緊時間為1s。4.2 工況分析首先根據(jù)已知條件，繪制運動部件的速度循環(huán)圖，如圖4-1所示

15、。然后計算各階段的外負載并繪制負載圖。液壓缸所受外載荷F包括三種類型，即F = Fw+ Ff+ Fa式中 Fw工作負載，對于金屬切削機床來說，即為沿活塞運動方向的切削力，在本設計中Fw為18000N。 Fa運動部件速度變化時的慣性負載。 Ff導軌摩擦力負載，啟動時為靜摩擦力，啟動后為動摩擦力，對于平行導軌Ff可以由下式求的： Ff = f ( G + FRn ) G 運動部件重力。 FRn 垂直于導軌的工作負載，此設計中為零。 f導軌摩擦系數(shù)，取靜摩擦系數(shù)為0.2，動摩擦系數(shù)為0.1。求得Ffs = 0.2×25000N = 5000NFfa = 0.×25000N = 2

16、5000N上式中Ffs 為靜摩擦力，F(xiàn)fa 為動摩擦力。Fa = 式中 g重力加速度。 加速或減速時間，一般 = 0.010.5s。 時間內的速度變化量。此設計中Fa = ×N = 4230N根據(jù)上述計算結果，列出各工作階段所受的外負載（見表4-1），并畫出如圖4-2所示的負載循環(huán)圖。圖4-1 速度循環(huán)圖 圖4-2 負載循環(huán)圖表4-1 工作循環(huán)各階段的外負載工作循環(huán)外負載F(N)工作循環(huán)外負載F(N)啟動、加速F = Ffs + Fa9230工進F = Fw+ Ffa20500快進F = Ffa2500快退F = Ffa25004.3 擬定液壓系統(tǒng)原理圖4.3.1 確定供油方式考慮到

17、該機床在工作進給時負載較大，速度較低。而在快進、快退時負載較小，速度較高。從節(jié)能、減少發(fā)熱考慮，泵源系統(tǒng)適宜選用雙泵供油或者變量泵供油?，F(xiàn)采用帶壓力反饋的限壓式變量葉片泵。4.3.2 調試方式的選擇在中小型專用機床的液壓系統(tǒng)中，進給速度的控制一般采用節(jié)流閥或者調速閥。根據(jù)銑削類專用機床工作時對低速性能和速度負載特性都有一定要求的特點，決定采用限壓式變量葉片泵和調速閥組成的容積節(jié)流調速。這種調速回路具有效率高、發(fā)熱小和速度剛性好的特點，并且調速閥安裝在回油路上，這樣具有承受負切削力的能力。4.3.3 速度換接方式的選擇本系統(tǒng)采用電磁閥的快慢速換接回路，它的特點是結構簡單，調節(jié)行程方便，閥的安裝比

18、較容易，但是速度換接的平穩(wěn)性較差。若要提高系統(tǒng)的換接平穩(wěn)性，則可以改用行程閥切換的速度換接回路。4.3.4 夾緊回路的選擇用二位四通電磁閥來控制夾緊，松開換向動作時，為了避免工作時因為突然斷電而松開，應該采用失電夾緊方式?？紤]到夾緊時間可以調節(jié)和當油路壓力瞬時下降時還能保持夾緊力，所以要接入節(jié)流閥調速和單向閥保壓。在該回路中還裝有減壓器，用來調節(jié)夾緊力的大小和保持夾緊力的穩(wěn)定。最后把所選的液壓回路組合起來，即可以組成圖4-3所示液壓系統(tǒng)原理圖。圖4-3 液壓系統(tǒng)原理圖4.4 液壓系統(tǒng)的計算和選擇液壓元件4.4.1 液壓缸的主要尺寸的確定1）工作壓力p的確定。工作壓力p可以根據(jù)負載大小以及機器的

19、類型來初步取得，現(xiàn)參閱表5-1來取液壓缸的工作壓力為3MPa。2）計算液壓缸內徑D和活塞桿直徑d。由負載圖知最大負載F為20500N，按表5-2可以取得為0.5Mp, cm為0.95考慮到快進、快退速度相等，即所以有d/D = 0.7。將上述數(shù)據(jù)代入式（5-3）可以得到D =m = 9.9×10-2m根據(jù)表5-4，將液壓缸內徑圓整為標準系列直徑D = 100mm，活塞桿直徑d，按 = 0.7以及表5-5活塞桿系列取d = 70mm。按工作要求夾緊力由兩個夾緊缸提供，考慮到夾緊缸的穩(wěn)定，夾緊缸的工作壓力應該低于進給工作缸的工作壓力，現(xiàn)取夾緊缸的工作壓力為零，cm為0.95，則按照式（5

20、-3）可得D = m = 8.96×10-2m按照表5-4以及表5-5液壓缸和活塞桿的尺系列，取夾緊缸的D和d分別為100mm和70mm。按最低工進速度驗算液壓缸的最小穩(wěn)定速度，由式（5-4）可得A = cm2 = 5 cm2 式中qmin是由產品樣品查得GE系列調速閥AQF3-E10B的最小穩(wěn)定流量為0.05L/min。調速閥安裝在回油路上，故液壓缸節(jié)流腔有效工作面積應該選取液壓缸有桿腔的實際面積，即A = ×（102-72）cm2 = 40 cm2可見上述不等式滿足，液壓缸能夠達到所需低速。3）計算各工作階段液壓缸所需的流量q快進 =×d2×v快速

21、= ×（7×10-2）2×5m3/min = 19.2×10-3 m3/min = 19.2L/minq工進 =×D2×v工進 = ×0.13×1.2m3/min= 9.42×10-3 m3/min = 9.42L/minq工進=××v快退=××5m3/min=20×10-3m3/min= 20L/minq夾 = D2 v夾=×0.12×20×10-3 m3/min = 9.42×10-3 m3/min = 9.42

22、L/min4.4.2 確定液壓泵的流量、壓力和選擇泵的規(guī)格1）泵工作壓力的確定?？紤]到正常工作中進油管路有一定得壓力損失，所以泵的工作壓力為pp = P1 +式中 pp液壓泵最大工作壓力。 p1執(zhí)行元件最大工作壓力。 進油管路中的壓力損失，初算時簡單系統(tǒng)可以取0.20.5MPa，復雜系統(tǒng)可以取0.51.5 MPa，此設計中取0.5MPa。pp = p1 + =（3+0.5）MPa 上述計算所得的pp是系統(tǒng)的靜態(tài)壓力，考慮到系統(tǒng)在各種工況的過渡階段出現(xiàn)的動態(tài)壓力往往超過靜壓力。另外考慮到一定得壓力儲備量，并確保泵的壽命，因此選泵的額定壓力應滿足pn（1.251.6）pp。中低壓系統(tǒng)取小值，高壓系

23、統(tǒng)取大值。本設計中pn = 1.25 pp = 4.4MPa。2）泵的流量確定。液壓泵的最大流量應該為qp KL()max式中 qp液壓泵的最大流量。()max同時動作的各執(zhí)行元件所需流量之和的最大值。KL系統(tǒng)泄露系數(shù)，一般取KL = 1.11.3，現(xiàn)取KL = 1.2。qp = KL()max = 1.2×20 L/min = 24 L/min3）選擇泵的規(guī)格。根據(jù)以上算得的qp和pp再查閱有關手冊，現(xiàn)選用YBX-16限壓式變量葉片泵，該泵的參數(shù)為：每轉排量qo = 16 mL/min,泵的額定壓力為pn = 6.3 MPa，電動機轉速為nH = 1450r/min，容積效率為v

24、= 0.85，總效率=0.7。4）與液壓泵匹配的電動機的選定。首先分別算出快進和工進和兩種不同工況時的功率，取兩者較大值作為選擇電動機規(guī)格的依據(jù)。由于在慢進時泵輸出的流量減少，泵的效率急劇降低，一般當流量在0.21 L/min范圍內時，可取=0.030.14。同時還應該注意到，為了使所選擇的電動機在經過泵的流量特性曲線最大功率點時不致停轉，需進行驗算，即2Pn式中 Pn所選電機額定功率。PB限壓式變量泵的限定功率。qp壓力為PB時，泵的輸出流量。首先計算快進時的功率，快進時的外負載為2500N，進油路得壓力損失為0.3MPa，由式（1-4）可以得到pp = MPa =0.95 MPa快進時所需

25、電動機功率P為P = = kw = 0.45kw工進時所需電動機功率P為P = kw =0.79 kw查閱電動機產品樣本，選用Y90S-4型電動機，其額定功率為1.1 kw，額定轉速為1400r/min。根據(jù)產品樣本可以查得YBX-16的流動壓力曲線。再由已知的快進時的流量為24 L/min，工進時的流量為11 L/min，壓力為3.5 Mpa，做好泵的實際工作時的流量壓力特性曲線，如圖4-4所示，查得該曲線拐點處的流量為24 L/min，壓力為2.6 Mpa。該工作點對應的功率為P = kw =1.84 kw所選的電動機功率滿足式（1-6），拐點處能正常工作。圖4-4 YBX-16 液壓泵特

26、性曲線1-額定流量、壓力下的特性曲線2實際工作時間的特性曲線4.4.3 液壓閥的選擇本液壓系統(tǒng)可以采用力士樂系統(tǒng)或者GE系列的閥。方案一：控制液壓缸部分選用力士樂系列的閥，其夾緊部分選用疊加閥。方案二：均選用GE系列閥，根據(jù)所擬定的液壓系統(tǒng)圖，按通過個元件的最大流量來選擇液壓元件的規(guī)格。所選用的液壓元件如表4-2所示。此設計選擇方案一。表4-2 液壓原件明細表序號元件名稱方案一方案二通過流量（L/min）1濾油器XU-B22×100XU-B22×100242液壓泵YBX-16YBX-16243壓力表開關K-H6KF3-EA10B4三位四通換向閥4WE6E50/OAG2434

27、EF30-E10B205二位三通換向閥3WE6A50/OAG2423EF3B- E10B206單向調速閥2FRM5-20/6AQF3-E10B207減壓閥J-FC10D-1JF3-10B9.48壓力表開關4K-F10D-1與3共用9單向閥A-F10D-D/DP1AF3-EA10B9.410二位四通換向閥24DF3B-E10B-B24EF3-E10B9.411壓力繼電器DP1-63BDP1-63B9.412單向節(jié)流閥LA-F10D-B-1ALF-E10B9.44.4.4 確定管道尺寸油管內徑尺寸一般可以參閱所選用的液壓元件接口尺寸來確定，也可以按管路允許的流速進行計算。本系統(tǒng)主油路流量為差動時流

28、量q = 40 L/min。壓油管的允許流速取v = 4m/s，則內徑d為d = 2 = 2mm = 14.5mm如果系統(tǒng)主油路流量按快退時取q = 20 L/min，則可以算得油管內徑d = 10.3mm。綜合各種因素，現(xiàn)取油管的內徑d為12mm。吸油管同樣可以按上式計算（q = 24 L/min，v = 1.5m/s），現(xiàn)參照YBX-16變量泵吸油口連接尺寸，取吸油管內徑d為25mm。油箱的壁厚公式為式中 p油管內壓力。油管材料的許用應力。，其中為油管材料的抗拉強度，n為安全系數(shù)。對于鋼管，當p7MPa時，取n=8; 當p17.5MPa時，取n=6; 當p17.5MPa時，取n=4。所以通

29、過計算得3mm。4.4.5 液壓油箱容積的確定 本系統(tǒng)為中壓系統(tǒng)，液壓油箱有效容量按泵的流量的57倍來確定，現(xiàn)選用容量為160L的油箱。4.5 液壓系統(tǒng)的驗算已知該系統(tǒng)中進、回油管的內徑均為12mm，各段管道的長度分別為：AB = 0.3m,AC = 1.7m,AD = 1.7m,DE = 2m。選用L-HL32液壓油，考慮到油的最低溫度為15，查得15時該液壓油的運動粘度v = 150cst = 1.5cm2/s,油的密度為 = 920kg/m3。4.5.1 壓力損失的驗算1）工作進結時的進油路壓力損失。運動部件工作進結時的最大速度為1.2m/mmin。進結時的最大流量為9.42L/min。

30、則液壓油在管內流速v1為v1 = = cm/min =8330cm/min = 139 cm/min管道流動雷諾數(shù)為 = = = 1112300，可見油液在管道內流態(tài)為層流，其沿程阻力系數(shù) = = = 0.68進油管道BC的沿程壓力損失為 = = Pa查閱換向閥4WE6E50/AG24的壓力損失 = Pa。忽略油液通過管接頭、油路板等處的局部壓力損失，則進油路總壓力損失為 = + = Pa = Pa2）工作進結時的回油路壓力損失。由于選用單活塞桿液壓缸，并且液壓缸有桿腔的工作面積為無桿腔的工作面積的二分之一，則回油管道的流量為進油管道的二分之一，則 = = 69.5cm/s = = = 55.

31、5 = = = 1.39回油管道的沿程壓力損失為 = = Pa = Pa查產品樣本知換向閥3WE6A50/ OAG24的壓力損失 = 0.025×Pa，換向閥4WE6E50/OAG24的壓力損失 = 0.025×Pa，調速閥2FRM5-20/6的壓力損失為 = 0.5×Pa?；赜吐房倝毫p失為=+=（0.05+0.025+0.025+0.5）×Pa =0.6×Pa3）變量泵出口處的壓力 = + Pa=3.2×Pa4）快進時的壓力損失?？爝M時液壓缸為差動連接，自匯流點A至液壓缸進油口C之間的管路AC中，流量為液壓泵出口流量的兩倍即40

32、L/min，管路AC中的沿程壓力損失為 = = cm/s = 590cm/s = = = 472 = = = 0.159 = = Pa = Pa同意可以求得管道AB段以及AD段的沿程壓力損失和分別為 = = cm/s = 295cm/s = = = 236 = = = 0.32 = Pa = Pa = Pa = Pa查閱產品樣本知，流經各閥的局部壓力損失為：4WE6E50/OAG24的壓力損失為 = Pa3WE6A50/OAG24的壓力損失為 = Pa據(jù)分析在差動連接中，泵的出口壓力為 = + + = Pa= 1.93×Pa上述驗算表明，不需要修改原設計。4.5.2 系統(tǒng)溫升的驗算在

33、整個工作循環(huán)中，工進階段所占的時間最長，為了簡化計算，注意考慮工進時的發(fā)熱量。一般情況下工進速度大時發(fā)熱量大，由于限壓式變量泵在流量不同時，效率相差極大，所以分別計算最大、最小時的發(fā)熱量，然后加以比較，取數(shù)值最大者進行分析。當v = 10cm/min時 = = = 0.785L/min此時泵的效率為0.1，泵的出口壓力為3.2MPa，則有 = kw = 0.42 kw = Fv = kw = 0.034kw此時的功率損失為 = - = （0.718-0.41kw = 0.31kw 可見在工進速度低時，功率損失為0.386kw，發(fā)熱量最大。假定系統(tǒng)的散熱狀況一般，取K =kw/(.),油箱的散熱

34、面積A為A = 0.065 = 0.065 = 1.92系統(tǒng)的溫升為 = = = 20.1對于一般機械允許溫升2530，數(shù)控機床油液溫升應該小于25，工程機械等允許的溫升為3540。驗算表明系統(tǒng)的溫升在許可范圍內，不必采取其他的冷卻措施。液壓缸的設計5 液壓缸的設計液壓缸是液壓系統(tǒng)中的執(zhí)行元件，它的職能是將液壓能轉換成機械能。液壓缸的輸入量是液體的流量和壓力，輸出量是直線速度和力。液壓缸的活塞能完成往復直線運動，輸出有限的直線位移。 如圖5-1所示，液壓缸由缸體1、活塞2、活塞桿3、端蓋4、活塞桿密封件5組成。圖5-1 液壓缸組成液壓缸按作用方式分為單作用液壓缸、雙作用液壓缸和復合式缸。單作用

35、液壓缸：一個方向的運動依靠液壓作用力實現(xiàn)，另一個方向依靠彈簧力、重力等實現(xiàn)。雙作用液壓缸：兩個方向的運動都依靠液壓作用力來實現(xiàn)。復合式缸：活塞缸與活塞缸的組合、活塞缸與柱塞缸的組合、活塞缸與機械結構的組合等。5.1 液壓缸的主要尺寸的確定5.1.1 液壓缸的工作壓力的確定液壓缸工作壓力p主要根據(jù)液壓設備的類型來確定，對不同用途的液壓設備，由于工作條件不同，通常采用的壓力范圍也不同。設計時，可以用類比法來確定?，F(xiàn)參閱表5-1來取液壓缸的工作壓力為3MPa。表5-1 液壓設備常用的工作壓力設備類型機 床農業(yè)機械或中型工程機械液壓機、重型機械等磨床組合機床龍門刨床拉床工作壓力0.82.0352881

36、0101620325.1.2 液壓缸內徑D和活塞桿直徑d的確定圖5-2 單活塞液壓缸計算示意圖由圖5-2可知 = = （4-1）式中 液壓缸的工作壓力，初算時可取系統(tǒng)工作壓力。 液壓缸回油腔背壓力，可以根據(jù)表5-2估計。 活塞桿直徑與液壓缸內徑之比，可以按表5-3選取。 工作循環(huán)中最大的外負載。 液壓缸密封處的摩擦力，它的精確值不易求得，常用液壓缸的機械效率進行估算。 （5-2）式中 液壓缸的機械效率，一般= 0.90.97。將代入式（4-1），可以求得D為D = （5-3）活塞桿直徑可以由值算出，由計算所得的D與d的值分別按表5-4和表5-5圓整到相近的標準直徑，以便采用標準的密封元件。表5

37、-2 執(zhí)行元件背壓的估計值系 統(tǒng) 類 型背壓p1 （MPa）中、低壓系統(tǒng)08MPa簡單的系統(tǒng)和一般輕載的節(jié)流調速系統(tǒng)0.20.5回油路帶調速閥的調速系統(tǒng)0.50.8回油路帶背壓閥0.51.5采用帶補液壓泵的閉式回路0.81.5中高壓系統(tǒng)816MPa同上比中低壓系高50%100%高壓系統(tǒng)1632MPa如鍛壓機等出算可忽略表5-3 液壓缸內徑D與活塞桿直徑d的關系按機床類型選取d/D按液壓缸工作壓力選取工作壓力d/D機床類別d/D工作壓力p/(MPa)d/D磨床、研磨機床0.20.320.20.3插床、拉床、刨床0.5250.50.58鉆、鏜、車、銑床0.7570.620.7070.7表5-4 液

38、壓缸內徑尺寸系列 (GB2348-80) (mm)810121620253240506380（90）100（110）125（140）160（180）200（220）250320400500630注：括號內數(shù)值為非優(yōu)先選用值表5-5 活塞桿直徑系列 (GB2348-80) (mm)45681012141618222252832364045505663708090100110125140160180200220250280320360400對選定后的液壓缸內徑D，必須進行穩(wěn)定速度的驗算。要保證液壓缸節(jié)流腔的有效工作面積A，必須大于保證最小穩(wěn)定速度的最小有效工作面積，即A = （5-4）式中 流量閥

39、的最小穩(wěn)定流量，一般從選定流量閥的產品樣本中查得。 液壓缸的最低速度，由設計要求給定。如果液壓缸節(jié)流腔的有效工作面積A不大于計算所得的最小有效工作面積，則說明液壓缸不能保證最小穩(wěn)定速度，此時必須增大液壓缸的內徑，以滿足速度穩(wěn)定的要求?，F(xiàn)計算液壓缸內徑D和活塞桿直徑d。由負載圖知最大負載F為20500N，按表5-2可以取得p2為0.5Mp, cm為0.95考慮到快進、快退速度相等，所以取d/D = 0.7。將上述數(shù)據(jù)代入式（4-3）可以得到D =m = 9.9×10-2m根據(jù)表5-4，將液壓缸內徑圓整為標準系列直徑D = 100mm，活塞桿直徑d，按d/D = 0.7以及表2-5活塞桿

40、系列取d = 70mm。按工作要求夾緊力由兩個夾緊缸提供，考慮到夾緊缸的穩(wěn)定，夾緊缸的工作壓力應該低于進給工作缸的工作壓力，現(xiàn)取夾緊缸的工作壓力為零，cm為0.95，則按照式（5-3）可得D = m = 8.96×10-2m按照表4-4以及表4-5液壓缸和活塞桿的尺系列，取夾緊缸的D和d分別為100mm和70mm。按最低工進速度驗算液壓缸的最小穩(wěn)定速度，由式（5-4）可得A = cm2 = 5 cm2 式中qmin是由產品樣品查得GE系列調速閥AQF3-E10B的最小穩(wěn)定流量為0.05L/min。調速閥安裝在回油路上，故液壓缸節(jié)流腔有效工作面積應該選取液壓缸有桿腔的實際面積，即A =

41、 ×（102-72）cm2 = 40 cm2可見上述不等式滿足，液壓缸能夠達到所需低速。5.1.3 液壓缸壁厚和外徑的計算液壓缸的壁厚由液壓缸的強度條件來計算。液壓缸的壁厚一般指液壓缸中最薄處的厚度。從材料力學可以知道，承受內壓力的圓筒，其內應力分別規(guī)律因為壁厚的不同而各異。一般計算時可以分為薄壁圓筒和厚壁圓筒。液壓缸的內徑D與其壁厚的比值D/10的圓筒稱為薄壁圓筒。起重運輸機械和工程機械的液壓缸，一般采用無縫鋼管，大多屬于薄壁圓筒結構，其壁厚按薄壁圓筒壁厚公式計算 式中 液壓缸壁厚（m）。 D液壓缸內徑（m）。 試驗壓力，一般取最大工作壓力的（1.251.5）倍（MPa）。額定壓力

42、16Mpa,取=1.5 MPa。 缸筒材料的許用應力。 = ，其中為材料抗拉剛度，n為安全系數(shù)，一般取n = 5。的值為：鍛鋼： = 110120 MPa；鑄鋼： = 100110 MPa；無縫鋼管： = 110110 MPa；高強度鑄鐵： = 60MPa；灰鑄鐵： = 25MPa。在中低壓液壓系統(tǒng)中，按上式計算所得液壓缸的壁厚往往很小，使得液壓缸的剛度往往不夠，如在切削加工過程中的變形、安裝變形等引起液壓缸工作過程卡死或者漏油。因此一般不作計算，按經驗選取，必要時按上式公式進行校核。對于D/10時，應該按材料力學中的厚壁圓筒公式進行壁厚的計算。對于脆性材料以及塑性材料 式中的符號意思與前面相

43、同。液壓缸壁厚算出后，即可以求出缸體的外徑為 +式中值應該按無縫鋼管標準，或者按有關標準圓整為標準值。在設計中，取試驗壓力為最大工作壓力的1.5倍，即 = 1.5×3MPa =4.5MPa。而缸筒材料許用應力取為= 100 MPa。應用公式 得， MPa = 11.25mm下面確定缸體的外徑，缸體的外徑 + = 100+2×11.25mm = 122.5mm。在液壓傳動設計手冊中查得選取標準值 = 127 mm。在根據(jù)內徑D和外徑重新計算壁厚， = = mm = 13.5mm。5.1.4 液壓缸工作行程的確定液壓缸工作行程長度，可以根據(jù)執(zhí)行元件機構實際工作的最大行程來確定，

44、并且參照表5-6中的系列尺寸來選取標準值。表5-6 液壓缸活塞行程參數(shù)系列 （mm）255080100125160200250320400500630800100012501600200025003200400040639011014018022028036045055070090011001400180022002800390024026030034038042048053060065075085095010501200130015001700190021002400260030003800注：液壓缸活塞行程參數(shù)依、次序優(yōu)先選用。由已知條件知道最大工作行程為400mm,參考上表，取液壓缸工作

45、行程為400mm。5.1.5 缸蓋厚度的確定一般液壓缸多為平底缸蓋，其有效的厚度t按強度要求可以用下面兩式進行進似計算。無孔時： 有孔時： 式中 缸蓋有效厚度（m）。 缸蓋止口內徑（m）。 缸蓋孔的直徑（m）。5.1.6 最小導向長度的確定當活塞桿全部外伸時，從活塞支撐面中點到缸蓋滑動支撐面的距離H稱為最小導向長度（圖5-2）。如果導向長度過小，將使液壓缸的初始撓度（間隙引起的撓度）增大，從而影響液壓缸的穩(wěn)定性，因此設計時必須保證有一定得最小導向長度。對于一般的液壓缸，最小導向長度H應滿足以下要求式中 液壓缸的最大行程。 液壓缸的內徑?；钊膶挾菳一般取得B = （0.61.0）D；缸蓋滑動支

46、撐面的長度，根據(jù)液壓缸內徑D而定。當D80mm時，??；當D80mm時，取。為了保證最小導向長度H，如果過分增大和B都是不適宜的，必要時可以在缸蓋和活塞之間增加一個隔套K來增加H的值。隔套的長度C由需要的最小導向長度H決定，即在此設計中，液壓缸的最大行程為400mm，液壓缸的內徑為100mm，所以應用公式的 =mm = 70mm?；钊膶挾菳 = 0.8D = 80mm。5.1.7 缸體長度的確定液壓缸缸體內部長度應等于活塞的行程與活塞的寬度之和。缸體外形長度還要考慮到兩端端蓋的厚度。一般液壓缸缸體長度不應該大于內徑的2030倍。缸體長度L = 400+80mm=480mm。5.1.8 固定螺栓

47、得直徑液壓缸固定螺栓直徑按照下式計算式中 F液壓缸負載。 Z固定螺栓個數(shù)。 k螺紋擰緊系數(shù)，k = 1.121.5。根據(jù)上式求得 = = 7.3mm5.1.9 液壓缸強度校核1）缸筒壁厚校核：。 前面已經通過計算得：D = 100mm, = 13.5mm。則有10，所以為厚壁缸。 = 13.5mm = = 8.9 mm，可見缸筒壁厚滿足強度要求。2）活塞桿穩(wěn)定性的驗算：活塞桿受軸向壓縮負載時，它所承受的軸向力F不能超過使它穩(wěn)定工作所允許的臨界負載，以免發(fā)生縱向彎曲，從而破壞液壓缸的正常工作。的值與活塞桿材料性質、截面的形狀、直徑和長度以及液壓缸的安裝方式等因素有關?；钊麠U的穩(wěn)定性的校核依照下式

48、（穩(wěn)定條件）進行式中 安全系數(shù)，一般取=24。當活塞桿的細長比時 = 當活塞桿的細長比時，且 = 20120時，則 = 式中 安裝長度，其值與安裝方式有關。 活塞桿截面最小回轉半徑， = 。柔性系數(shù)。由液壓缸支承方式決定的末端系數(shù)。E活塞桿材料的彈性模量，對剛取E = 。J活塞桿橫截面慣性矩，A為活塞桿橫截面積。f由材料強度決定的實驗值。根據(jù)驗算，液壓缸滿足穩(wěn)定性要求。5.2 液壓缸的結構設計液壓缸主要尺寸確定以后，就進行各部分的結構設計。主要包括：液壓缸缸體與缸蓋的連接結構、活塞桿與活塞的連接結構、活塞桿導向部分的結構、密封裝置、緩沖裝置、排氣裝置、以及液壓缸的安裝連接結構等。由于工作條件的

49、不同，結構形式也各不相同。設計時根據(jù)具體情況進行選擇。5.2.1 缸體與缸蓋的連接形式缸體與缸蓋常見連接方式有法蘭連接式、半環(huán)連接式 、螺紋連接式 、拉桿連接式 、焊接式連接等。圖5-3 常見的缸筒和缸蓋結構圖5-3所示為常見的缸蓋和缸筒連接形式。圖2-3a 為法蘭式連接結構，這種連接結構簡單、成本低廉，容易加工，便于裝卸，強度較大，能夠承受高壓。但是外形尺寸較大，常用于鑄鐵制的缸筒上。圖5-3b 為半環(huán)式連接結構，這種連接分為外半環(huán)連接和內半環(huán)連接兩者形式。它們的缸筒壁部由于開了環(huán)形槽而削弱了強度，為此有時要增加壁厚。它容易加工和裝卸、重量較輕，半環(huán)連接是一種應用較為普遍的連接結構，常用于無

50、縫鋼管和鍛鋼制的缸筒上。圖5-3c、f 為螺紋連接形式，這種連接分為外螺紋連接和內螺紋連接兩者形式。它的缸筒端部結構復雜，外徑加工必須要求同時保證內外徑同心，裝卸要使用專用工具，它的外形尺寸和重量都比較小，結構緊湊，常常用于無縫鋼管和鍛鋼制的缸筒上。圖5-3d 為拉桿式連接形式，這種連接結構簡單，工藝性好、通用性強、易于裝拆，但是端蓋的體積和重量都非常大，拉桿在受力后容易拉伸變長，從而影響密封效果，僅適用于長度不大的中低壓缸。圖5-3d 為焊接式連接，這種連接形式強度高，制造簡單，但是焊接時容易引起缸筒的變形。缸體端部與缸蓋的連接形式與工作壓力、缸體材料以及工作條件有關。通過綜合考慮，在此設計

51、中，缸體端部與缸蓋采取法蘭連接的形式。5.2.2 活塞桿與活塞的連接結構活塞和活塞桿的結構形式有很多，常見的有一體式、錐銷式連接外、還有螺紋式連接和半環(huán)式連接等多種形式，如圖5-4所示。半環(huán)式連接結構復雜，裝卸不便，但是工作可靠。 圖5-4 活塞桿與活塞的結構 此外，活塞和活塞桿也有制成整體式結構的，但是它只能適應于尺寸較小的場合。活塞一般用耐磨鑄鐵制造，活塞桿則不論是空心的還是實心的，大多用鋼料制造。經過綜合考慮，在此設計中，活塞桿與活塞的連接采取螺紋連接的形式，如圖5-5所示。圖5-5 活塞桿與活塞的連接形式這種連接方式結構簡單，便于拆卸，成本低廉，但是在震動的過程中容易松動，所以加了防松

52、裝置，應用范圍較廣。5.2.3 活塞桿導向部分的結構活塞桿導向部分的結構，包括活塞桿與端蓋、導向套的結構，以及密封、防塵和鎖緊裝置等。導向套的結果可以做成端蓋整體式直接導向，也可以做成與端蓋分開的導向套導向結構。后者導向套磨損后便于更換，所以應用比較普遍。導向套的位置可以安裝于密封圈的內側，也可以安裝于密封圈的外側。機床和工程機械中一般采用裝在內測的結構，有利于導向套的潤滑；而壓油機常采用裝在外測的結構，在高壓下工作時，使得密封圈由足夠的油壓將唇邊張開，以提高系統(tǒng)的密封性能?；钊麠U處的密封形式由O型、V型、Y型和型密封圈。為了清除活塞桿處外漏部分粘附的灰塵，保證油液清潔以及減少磨損，在端蓋外側

53、增加防塵圈。此設計經過綜合考慮，采取端蓋直接導向。5.2.4 密封裝置液壓缸中常見的密封裝置有間隙密封，摩擦環(huán)密封，密封圈密封等。間隙密封依靠運動件間的微笑間隙來防止泄露。為了提高這種裝置的密封能力，常在活塞的表面制造出幾條微小的環(huán)形槽，用以增大油液通過間隙時的阻力。它結構簡單，摩擦阻力小，可以耐高溫，但是泄露大，加工要求高，磨損后無法恢復原有能力，只有在尺寸小、壓力較低、相對運動速度較高的缸筒和活塞間使用。摩擦環(huán)密封依靠活塞上的摩擦環(huán)（尼龍或者其他高分子材料制成）在“O”形圈彈力作用下貼緊缸壁而防止泄露。這種材料密封效果好，摩擦阻力較小并且穩(wěn)定，可以耐高溫，磨損后有自動補償能力，但是加工要求

54、高，裝拆不方便，適用于缸筒和活塞之間的密封。油缸主要采用密封圈密封，密封圈有O形、V形、Y形及組合式等數(shù)種，其材料為耐油橡膠、尼龍、聚氨脂等。它利用橡膠或者塑料的彈性使各種截面的環(huán)形圈貼緊在靜、動配合面之間來防止泄露。它結構簡單，制造方便，磨損后有自動補償能力，性能可靠，在缸筒和活塞之間、活塞和活塞桿之間、缸筒和缸蓋之間都能使用。（1） O形密封圈（如圖5-6）O形密封圈的截面為圓形，主要用于靜密封。與唇形密封圈相比，運動阻力較大，作運動密封時容易產生扭轉，故一般不單獨用于油缸運動密封。 圖5-6 O形密封圈（2）V形密封圈（如圖5-7）V形圈的截面為V形，如圖所示，V形密封裝置是由壓環(huán)、V形圈和支承環(huán)組成。當工作壓力高于10MPa時，可增加V形圈的數(shù)量，提高密封效果。安裝時，V形圈的開口應面向壓力高