重慶大學液壓傳動課程設計

1、11級液壓傳動課程設計l 重慶大學11級液壓傳動課程設計（說明書）課題22：小型液壓機液壓系統(tǒng)設計14組學 生：黃德榮組內任務：進行工況的分析，設計液壓系統(tǒng)并繪制原理圖小 組：姜文雷 20112962趙興平 20112963黃德榮 20112964陳根 20112986郭潘 20112976指導教師：黃國勤專業(yè)班級：2011級機械電子工程3班重慶大學機械學院二O一四年六月目錄摘 要- 1 -1.工況分析及大致方案的擬定- 2 -1.1前言（設計任務書）- 2 -1.1.1課程設計的目的- 2 -1.1.2 課程設計題目- 2 -1.1.3課程設計主要內容- 3 -1.1.4任務分配- 3 -1

2、.2液壓機的工作特性- 4 -1.3 液壓系統(tǒng)的工況分析及計算- 4 -1.3.1 確定執(zhí)行元件的形式- 4 -1.3.2主缸及夾緊缸的運動分析- 4 -1.3.3負載分析- 7 -1.3.4液壓缸主要參數的確定- 8 -1.3.5液壓系統(tǒng)的擬定- 10 -2.計算和選擇液壓件- 13 -2.1確定液壓泵的規(guī)格和電動機功率- 13 -2.1.1計算液壓泵的最大工作壓力pp1、pp2- 13 -2.1.2確定泵的流量qp- 13 -2.1.3選擇液壓泵的規(guī)格型號- 13 -2.1.4選擇電動機的功率、轉速和型號- 14 -2.2閥類元件及輔助元件的選擇- 14 -2.3油管的選擇- 15 -2.

3、4確定油箱容量- 15 -3.液壓缸設計- 16 -3.1 液壓缸的選擇- 16 -3.1.1缸筒和缸蓋組件- 16 -3.1.2排氣裝置- 17 -3.2活塞及活塞桿組件- 18 -3.2.1 確定活塞及活塞桿的連接形式- 18 -3.2.2 選擇活塞及活塞桿的材料- 18 -3.2.3 活塞與缸筒的密封結構- 18 -3.2.4 活塞桿的結構- 19 -3.2.5活塞桿的強度校核- 19 -3.2.6 活塞桿的導向、密封和防塵- 19 -3.2.7活塞- 20 -3.2.8緩沖裝置- 20 -3.3 缸體長度的確定- 21 -4. 液壓系統(tǒng)性能的驗算- 21 -4.1 液壓系統(tǒng)壓力損失-

4、22 -4.2 液壓系統(tǒng)的發(fā)熱溫升計算- 25 -5.主油缸的裝配圖繪制與選型- 26 -5.1繪制主油缸裝配圖- 26 -5.2選型：- 27 -結束心得- 31 -參 考 文 獻- 1 -11級液壓傳動課程設計 11機電03班20112964黃德榮摘 要液壓機是一種以液體為工作介質，根據帕斯卡原理制成的用于傳遞能量以實現(xiàn)各種工藝的機器。液壓機作為一種通用的無削成型加工設備，其工作原理是利用液體的壓力傳遞能量以完成各種壓力加工的。液壓機一般由本機（主機）、動力系統(tǒng)及液壓系統(tǒng)三部分組成。而液壓系統(tǒng)則是以油液作為工作介質，利用油液的壓力能并通過控制閥門等附件操縱液壓執(zhí)行機構工作的整套裝置。一切工

5、程領域，凡是有機械設備的場合，均可采用液壓技術。本說明書主要用于說明根據工作進程和一些工作要求設計出的小型液壓機的液壓系統(tǒng)，包含設計構思，工作原理和過程分析，相關參數計算，元件選型和系統(tǒng)驗算等，并以說明書、原理圖和主油缸裝配圖的方式將最終結果表現(xiàn)出來。關鍵詞：液壓機，元件選型，原理圖，裝配圖，液壓系統(tǒng)設計 1.工況分析及大致方案的擬定1.1前言（設計任務書）1.1.1課程設計的目的液壓傳動與控制課程設計是機械電子工程專業(yè)學生在學完流體傳動與控制以及其他有關課程，并經過生產實習后進行的一個重要的實踐性教學環(huán)節(jié)。學生通過本課程設計能夠進一步熟悉并掌握液壓傳動與控制的基本概念、熟悉液壓元件結構原理、

6、熟悉液壓基本回路、掌握液壓系統(tǒng)圖的閱讀方法及基本技能、能夠綜合運用本課程及工程力學、機械設計等有關課程的知識設計一般工程設備液壓系統(tǒng)。同時，學生通過本課程設計可在以下幾方面得到訓練：正確進行工程運算和使用技術文件、技術資料的能力；掌握系統(tǒng)方案設計的一般方法；正確表達設計思想的方法和能力；綜合利用所學知識解決工程實際問題的能力。1.1.2 課程設計題目設計一臺用成型銑刀在加工件上加工出成型面的液壓專用銑床，工作循環(huán)：手工上料自動夾緊工作臺快進銑削進給工作臺快退夾具松開手工卸料。設計參數見下表。其中：工作臺液壓缸負載力（KN）FL =20夾緊液壓缸負載力（KN）Fc =5.8工

7、作臺液壓缸移動件重力（KN）G=2.0夾緊液壓缸負移動件重力（N）Gc =65工作臺快進、快退速度（m/min）V1=V3=5.8緊液壓缸行程（mm）LC=10工作臺工進速度（mm/min）V2 =40緊液壓缸運動時間（S）tc=2工作臺液壓缸快進行程（mm）L1=280軌面靜摩擦系數s=0.2工作臺液壓缸工進行程（mm）L2=70軌面動摩擦系數d=0.1工作臺啟動時間（S）t=0.51.1.3課程設計主要內容查閱文獻，了解并熟悉設計工況；確定液壓系統(tǒng)及主油缸的主要參數；繪制系統(tǒng)原理圖；計算選擇各液壓元件；驗算系統(tǒng)性能；繪制主液壓缸裝配圖；編制技術文件，撰寫課程設計說明書；

8、1.1.4任務分配姜文雷：進行工況分析，繪制負載循環(huán)圖、速度循環(huán)圖，設計液壓系統(tǒng)，并繪制原理圖，動作順序表；黃德榮：計算除主油缸外液壓系統(tǒng)各元件的相關參數，根據技術手冊等相關資料進行選型；趙興平：根據液壓系統(tǒng)及所選元器件的參數對液壓系統(tǒng)性能驗算陳根及郭潘：由于關于液壓缸的工作量比較大，故由兩人合作，計算主液壓缸相關參數，根據技術手冊等相關資料進行選型；繪制主液壓缸裝配圖，選擇零件型號及裝配。注：計算說明書由所有成員合作完成。1.2液壓機的工作特性一切工程領域，凡是有機械設備的場合，均可采用液壓技術。液壓機采用液壓系統(tǒng)傳動方式的優(yōu)點有：液壓傳動裝置體積小、結構緊湊、布置靈活；易實現(xiàn)無級調速，調速

9、范圍寬，便于與電氣控制相配合實現(xiàn)自動化；易實現(xiàn)過載保護和保壓，安全可靠；元件易于實現(xiàn)系列化、標準化、通用化；液壓易與微機控制等新技術相結合，構成“機-電-液-光”一體化便于實現(xiàn)數字化等等。液壓機作為一種通用的無削成型加工設備，其工作原理是利用液體的壓力傳遞能量以完成各種壓力加工的。其工作特點之一是動力傳動為“ 柔性”傳動, 不象機械加工設備一樣動力傳動系統(tǒng)復雜, 這種驅動原理避免了機器過載的情況1.3 液壓系統(tǒng)的工況分析及計算1.3.1 確定執(zhí)行元件的形式液壓機采用為立式布置，工作臺做直線往復運動，往返速度相同；在工作中需要加緊工件，因此還需一個夾緊缸加緊工件；單桿雙作用活塞式液壓缸 , 是液

10、壓系統(tǒng)中作往復運動的執(zhí)行機構，具有結構簡單，工作可靠，裝拆方便，易于維修，且連接方式多樣等特點，能夠滿足一般小型液壓機的運動要求。故在本次設計中工作缸及加緊缸均可可選缸筒固定的單桿雙作用活塞液壓缸（取缸的機械效率m=0.94），作為執(zhí)行元件驅動部分。1.3.2主缸及夾緊缸的運動分析根據已知參數對運動過程進行進行計算，其計算結果見下：1.夾緊缸加緊運動時間：tc=2s2.工作缸啟動時間：t=0.5s3.工作缸快進時間 已知：工作臺快進速度 V1=5.8m/min；工作臺液壓缸快進行程 L1=280mm 所以，工作臺快進時間為 t快=L1V1=2.897s4.工作臺共進時間：已知：工作臺工進速度

11、V2=40mm/min；工作臺液壓缸工進行程 L2=70mm 所以，工作臺快進時間為 t工=L2V2=105s5.工作臺快退時間：已知：工作臺快退速度 V3=45.8m/min；工作臺液壓缸工進行程 L3=L1+L2=70+280=350mm 所以，工作臺快進時間為 t退=L3V3=3.621s則主缸與夾緊缸的理想運動階段圖如下主缸工作循環(huán)圖如下：加緊缸工作圖如下：主缸位移循環(huán)圖,速度圖及速度循環(huán)圖如下1.3.3負載分析(1)工作缸工作負載 工件的壓制抗力即為工作負載：Fg=20KN 摩擦負載 靜摩擦阻力： =0.2×2000=400N 動摩擦阻力： =0.1×2000=2

12、00N 慣性負載 其中：g重力加速度；g=9.81m/s2v速度變化量（m/s2）；v=0.0967t為啟動或制動時間（s）；t=0.5s所以 則各階段的外載荷FW為：啟動：FW=Fg+Ff+Fa=0+400=400N加速：FW=Fg+Ff+Fa=0+200+39.41=239.41N快速進給：FW=Fg+Ff=0+200=200N共進：FW=Fg+Ff=20000+200=20200N快退：FW=Fg+Ff=0+200=200N制動：FW=Fg+Ff-Fa=0+200-39.41=160.59N除外載荷外，作用于活塞上的載荷F還包括液壓缸密封處的摩擦阻力，F(xiàn)m由于各種缸的密封材質和密封方式不

13、同，密封阻力難以精確計算，一般估算為：Fm=(1-m）F式中：m液壓缸的機械效率，取0.94。 F=FWm則載荷F各階段為：啟動；F=400/0.94=425.53N加速：F=239.41/0.94=254.70N快速進給：F=200/0.94=212.77N工進：F=20200/0.94=21489.36N快退：F=200/0.94=212.77N制動：F=160.59/0.94=170.83N則負載循環(huán)圖如下：400212.77(2)夾緊缸  慣性力和摩擦力可以忽略不計，則為負載FW=G+FC=5800+65=5865N 則工作時負載為：F=FWm=5862/0.94=

14、6239.36N1.3.4液壓缸主要參數的確定(1)工作缸初選液壓缸的工作壓力由液壓缸的最大推力為21489.31N，去文獻3表9-1查出，當負推力為（23）×104N時，工作壓力可選為（30-40）×105pa，根據文獻3表9-2應選（30-50）×105pa，今初選缸的工作壓力為p1=3.5Mpa。計算液壓缸的尺寸由于是組合機床，為了使共進完畢后不致前沖，在回油路上要裝背壓閥或采用回油節(jié)流調速，按文獻3表9-3選定背壓為p2=0.8Mpa。，由負載循環(huán)圖可知，最大負載在工作進給階段，采用無桿腔進油，而且去d=0.7D(即A1=A2),以便采用差動連接時，快進與

15、快退的速度相等，因此液壓缸的受力平衡式為1A1=P2A2+F(其中A1=A2)A1=F1-P22=21489.36(35-82)×105=6.932×10-3m2D=4A1=4×6.932×10-3=0.094m按標準取D=10cm,則d=0.7D=7cm。液壓缸無桿腔和有桿腔的實際有效面積A1、A2為A1=D24=×1024=78.54cm2A2=4D2-d2=4102-72=39.27cm2計算液壓缸工作循環(huán)中各階段的壓力、流量和功率的實際值如下表工況負數/N液壓缸計算公式回油腔壓力p2×105/pa輸入流量q/(L/min)進油

16、腔壓力p1×105/pa輸入功率P/Kw差動啟動階段425.53-1.08-p1=F+A2PA1-A2q=（A1-A2）v1P=p1q加速階段254.7010.65-5.65-快進階段212.7710.5422.85.540.22工進階段21489.3280.31431.40.016p1=F+A2p2A1q=A1v2p=p1q快退階段212.77522.810.50.40p1=F+A1p2A2q=A2v3p=p1q（2）夾緊缸 由上可知其最大負載F=6239.36，則根據文獻3表9-1，選取其工作壓力為2Mpa。 夾緊缸內徑為：D=4FP=4×6239.36×2&

17、#215;106=0.063m根據國標去D=63mm，有文獻3表3-5查的，d可取0.5D=31.5mm.根據國標取d=32mm液壓缸無桿腔和有桿腔的實際有效面積A1、A2為A1=D24=×6.324=31.17cm2A2=4D2-d2=46.32-3.152=23.15cm2則流量為:q=AV=D24v=0.935L/min.1.3.5液壓系統(tǒng)的擬定1) 確定調速方式液壓回路的選擇，首先選擇調速回路，由工況圖中的曲線可知，這臺組合機床液壓滑臺液壓系統(tǒng)的功率小，液壓滑臺的速度小，宜采用節(jié)流調速。為了減少主缸換向時的沖擊，顧將調速回路放置回油路線，提供背壓，以提高運動的穩(wěn)定性。2）確定

18、油源由于在快進與快退的速度相等，顧可采用差動方式。且由工況圖的曲線可知，液壓系統(tǒng)的工作主要是有低壓大流量和高壓小流量的兩階段組成，其最大流量和最小流量之比k=22.8/0.314=73,而工進和快進的時間比為t1t2=1052.896=35。因此，從提高系統(tǒng)效率的、節(jié)省能量的角度上來看，采用單個定量泵作為油源是不合適的，宜采用雙泵供油系統(tǒng)。當快退和快進是泵1（低壓大流量）與泵2（高壓小流量）同時供油，當工進時，系統(tǒng)壓力升高，從而打開順序閥6使泵1卸荷。3）確定換向回路  為實現(xiàn)工件夾緊后工作臺自動啟動，采用夾緊回路上的壓力繼電器發(fā)訊，由電磁換向閥實現(xiàn)工作臺的自動啟動和換向。要求工作臺

19、能在任意位置停止，泵不卸載，故電磁閥必須選擇O型機能的三位四通閥。由于要求工作臺快進與快退速度相等，故快進時采用差動連接，且液壓缸活塞桿直徑d0.7D。快進和工進的速度換接用二位三通電磁閥來實現(xiàn)。           4）組成液壓系統(tǒng)圖 由以上所選出的基本回路，在根據具體的工況及運動要求，用FluiSIMH軟件進行模擬仿真后，得出完善的液壓系統(tǒng)圖系統(tǒng)圖中個電磁閥的動作順序見下表。、執(zhí)行其動作電磁鐵1DT2DT3DT4DT5DT物料加緊-+-啟動-+快進-+工進+-+快退+-+-制動+-

20、卸料-+-5）系統(tǒng)工作過程 物料加緊：3DT通電，雙泵的流量經加壓閥后通過三位四通閥經調速閥進入夾緊缸，從而使物料加緊快速空程：3DT斷電，夾緊缸保壓，5DT通電，雙泵經調速閥后，經差動方式進入油缸，從而使缸快速前進。工進：1DT與5DT通電，K處系統(tǒng)壓力變高，從而卸壓閥打開，泵1卸荷。泵2單獨給液壓缸供油，油在回油路經調速閥進入油箱，從而控制缸的速度。快退：1DT與4DT通電，k處壓力變小，卸壓閥關閉，雙泵供油經調速閥，單向閥進入油缸，使油缸快速復位。制動：此時主缸處三位四通閥處于靜止位置，缸內油無法流動，從而制動卸料：2DT通電，雙泵經減壓閥通過單向閥后進入夾緊缸，從而夾緊缸快退。2.計算

21、和選擇液壓件2.1確定液壓泵的規(guī)格和電動機功率2.1.1計算液壓泵的最大工作壓力pp1、pp2由液壓缸工況圖知，液壓缸的最大工作壓力為3.14Mpa，是在液壓缸進行工進時出現(xiàn)的，按系統(tǒng)圖工作原理，在調速閥進口節(jié)流調速回路中，選取進油路的單向閥損失p1=0.15Mpa,選 取調速閥損失為p2=0.5Mpa,管道及其它為p3=0.23Mpa。則小流量泵的最大工作壓力pp1p1+p2+p3=(3.14+0.15+0.5+0.23)Mpa=4.02Mpa大流量泵只在快進和快退時向液壓缸供油，由上液壓缸工作表可見，快退時液壓缸的工作壓力高于快進時的工作壓力。其值為1.05Mpa.回路上有兩個單向閥，一個

22、調速閥，管道和其它的總共為9.8Mpa。則大流量泵的最高工作壓力為pp2（10.5+9.8）Mpa=20.3Mpa2.1.2確定泵的流量qp由液壓缸工況圖知，在快速運動時，兩個液壓泵應向液壓缸提供的最大流量為22.8L/min，由于系統(tǒng)存在泄漏，如取泄漏量p=0.1q，則兩個液壓泵的總供油量為qp=1.1q=1.1x22.8L/min=25.08L/min由于溢流閥的最小穩(wěn)定溢流量為3L/min，工進時的流量為0.314L/min，因而小流量液壓泵的最小流量應為3.314L/min。2.1.3選擇液壓泵的規(guī)格型號由以上壓力和流量的數值查閱產品目錄，最后確定選取YB-4/25雙聯(lián)葉片泵，每轉排量

23、q0=6.4194mL/r額定壓力pn=7Mpa2.1.4選擇電動機的功率、轉速和型號因大泵流量比實際的快速運動速度較要求的略高。由液壓缸工況圖可知，液壓缸的最大功率出現(xiàn)在快退階段，這時液壓泵的供油壓力值為2.03Mpa。流量為已選取的流量值為29L/min。取總效率為p=0.75則驅動電機的功率為Pp=ppqp103p=20.3x105x29x10-3103x60x0.75=1.31Kw按產品目錄選用Y90L-4型電動機，其功率為1.5Kw,轉速為1400r/min。2.2閥類元件及輔助元件的選擇根據液壓系統(tǒng)的工作壓力和通過各個閥類元件和輔助元件的實際流量選出元件的型號規(guī)格，如下表：液壓元件

24、的型號序號元件名稱實際流量（L/min）型號1.2雙聯(lián)葉片泵-YB-4/253溢流閥4Y-10B4 減壓閥1DR5DP5調速閥22.82FRM10/256溢流閥1Y-10B7二位四通電液閥2.54WE6C8調速閥1Q-4B9調速閥1Q-4B10 二位三通換向閥22.83WE6A11.12液壓缸-13三位四通電液閥22.84WE9D14單向閥2.5S10A215單向閥2.5S10A216單向閥22.8S15A217單向閥4S10A218單向閥2.5S10A219濾油器35XU-40X2002.3油管的選擇油管內徑尺寸一般可參照選用的液壓元件接口尺寸而定，也可接管路允許流速進行計算，本系統(tǒng)主要路流

25、量為差動時流量Q=22.8Lmin壓油管的允許流速取V=5m/s則內徑d為 d=4.6qv=4.622.85=9.8 若系統(tǒng)主油路流量按快退時取Q=10.5Lmin，則可算得油管內徑d=6.6mm. 綜合上述條件則可得d=10mm。即上面各閥的通徑取10mm，現(xiàn)查找參考設計書，參照YB-4/25變量泵吸油口連接尺寸，故可取吸油管內徑d為63mm。2.4確定油箱容量按經驗公式計算V=(57)qp=6x29=174L3.液壓缸設計3.1 液壓缸的選擇3.1.1缸筒和缸蓋組件確定液壓缸油口尺寸液壓缸的油口包括油口孔及連接螺紋。油口可布置在缸筒或缸蓋上，油口直徑應根據活塞最大速度和油口最高流速確定，計

26、算公式如下：式中D液壓缸內經，m； 液壓缸最大輸出流速，m/min； 油口流動速度，m/min，一般不大于5m/s。油口連接螺紋尺寸見參考文獻4，表7-20。對于無桿腔部位油口：見參考文獻4，表7-20，選取M202的鏈接螺紋尺寸。對于有桿腔部位油口：見參考文獻4，表7-20，選取M152的螺紋連接尺寸。確定缸筒和缸蓋的連接形式查找參考文獻4表4-5，在本設計中，缸筒和缸蓋的連接形式選用焊接。選擇缸筒和缸蓋材料缸筒選材：鑄鋼45 前缸蓋選材：鑄鋼45后缸蓋選材：鑄鋼45計算缸筒和缸蓋的結構參數1)缸筒壁厚的計算本次設計的液壓系統(tǒng)為高壓系統(tǒng)，因此按厚壁缸筒計算式中p液壓缸工作壓力，MPa；試驗壓

27、力，MPa；D液壓缸內徑，m；缸體材料許用應力，MPa，取鑄鋼=120Pa；2)缸筒外徑的計算見參考文獻6表3-11 標準液壓缸的缸筒外徑系列，選取的液壓缸信息如下表：產品系列代號額定壓力缸筒內徑D/mmE型4100缸筒外徑/mm1303)缸底厚度h的計算 當缸底有油口時式中缸底材料許用應力，MPa；4)缸筒與缸蓋的配合根據參考文獻4查得，一般缸蓋與缸筒的配合采用H9/f9的間隙配合；缸筒與導向套采用H7/g6配合；缸底與缸筒采用H7/g6配合。3.1.2排氣裝置排氣裝置用于排除液壓缸內的空氣，使其工作穩(wěn)定，一般把排氣閥安裝在液壓缸兩端的最高位置與壓力腔相通，以便安裝后、調試前排除液壓缸內的空

28、氣。對于運動速度穩(wěn)定性要求較高的機床和大型液壓缸，則需要設置排氣裝置，如排氣閥等。排氣閥的結構有多種形式常用的有如參考文獻4圖5-4所示的幾種結構，該系統(tǒng)中采用參考文獻4圖5-4（a）所示的排氣閥，該排氣閥為整體型排氣閥，其閥體與閥芯合為一體，材料為不銹鋼3cr13，錐面熱處理硬度HRC3844。3.2活塞及活塞桿組件3.2.1 確定活塞及活塞桿的連接形式 活塞與活塞桿的連接結構可分為整體式和裝配式，裝配式又有螺紋連接、半環(huán)連接、彈贊擋圈連接和錐銷連接等類型。液壓缸在一般工作條件下，活塞與活塞桿采用螺紋連接。但當工作壓力較高或載荷較大、活塞桿直徑又較小的情況下，活塞桿的螺紋可能過載。另外工作機

29、械振動較大時，固定活塞的螺母有可能振動，因此需要采用非螺紋連接?；钊盎钊麠U的常用連接形式見參考文獻4,表4-10，本設計根據工作壓力及活塞直徑、機械振動的大小，選用螺紋連接。3.2.2 選擇活塞及活塞桿的材料由參考文獻5可選活塞選擇ZQSn6-6-3為材料；活塞的材料通常采用鋼，耐磨鑄鐵，灰鐵HT15-33, HT20-40和鋁合金等。本設計根據條件選擇45鋼；粗加工后調質到硬度為229285HB，必要時高頻淬火達到4555HRC。3.2.3 活塞與缸筒的密封結構活塞與缸筒之間既有相對運動，有需要使液壓缸兩腔之間不漏油。根據液壓缸的工作壓力及作用選擇Yx型密封圈進行密封。見參考文獻4，表5-

30、8。溝槽的公差選取為h9或H9。3.2.4 活塞桿的結構 活塞桿端部與工作機械的連接結構，主要有以下幾種形式：焊接式單耳環(huán)；整體式單耳環(huán)；光滑端部；雙耳環(huán)；球頭；法蘭結構形式；外螺紋連接；內螺紋連接。液壓缸通常通過活塞桿的端部與其驅動機構相連接。參見參考文獻4，表5-3常用活塞桿端部結構形式，則本設計選用法蘭結構形式。3.2.5活塞桿的強度校核活塞桿只承受軸向力的作用，因此只進行拉壓強度校核，此時3.2.6 活塞桿的導向、密封和防塵活塞桿導向套裝在液壓缸的有桿側端蓋內，用以對活塞桿進行導向，內裝有密封裝置以保證缸筒有桿腔的密封。外側裝有防塵圈，以防止活塞桿在后退時時把雜質、灰塵和水分帶到密封裝

31、置處，損壞密封裝置。導向套的尺寸配置與最小導向長度導向套的主要尺寸時支承長度，通常按活塞桿直徑、導向套的形式、導向套材料承受能力、可能遇到的最大側向負載等因素來考慮。導向套過短將使缸應配合間隙引起初始撓度增大，影響液壓缸工作性能和穩(wěn)定性，因此，設計時必須保證有一定的導向長度，一般液壓缸的最小導向長度應滿足：L液壓缸最大行程，mm；D缸筒內經，mm；其他尺寸見參考文獻4，表5-10導向套的尺寸配置與最小導向長度。其中導向面長度包括了導向套的長度與缸蓋厚度部分，參見參考文獻4，選擇普通導向套。取導向套長度為60mm，端蓋總厚度80mm，防塵圈溝槽寬度為16mm。又因導向面總長度為60+80-16=

32、124mm>67.5mm，故滿足要求。導向套外圓與端蓋內孔的配合采用H7/g6。導向套內徑的配合一般多為H7/g6（或H9/f9），其表面粗糙度為1.63.2。外圓與內孔的同軸度不大于0.03mm，圓度與同柱度公差不大于直徑公差之半，內孔中的環(huán)形油槽要淺而寬，以保證良好潤滑。活塞桿的密封和防塵參見參考文獻4，表8-57活塞桿常用密封與防塵結構，選用J型防塵圈。3.2.7活塞活塞在液體壓力的作用下沿缸筒往復滑動，因此它于缸筒的配合應適當，即不能過緊，也不能間隙過大。設計活塞時，主要任務就是確定活塞的結構形式，其次還有活塞與活塞桿的連接、活塞材料、活塞尺寸及加工公差等。活塞的結構形式：活塞的

33、結構形式分為整體活塞和組合活塞，根據密封裝置形式來選用活塞結構形式，參考文獻4表4-10、4-12與8-50，活塞及活塞桿的密封圈使用，該系統(tǒng)液壓缸中可采用Yx形圈密封。所以，活塞的結構形式可選用組合活塞。3.2.8緩沖裝置液壓缸的行程終端緩沖裝置可使帶著負載的活塞，在到達行程終端減速到零，目的是消除因活塞的慣性力和液壓力所造成的活塞與端蓋的機械撞擊，同時也為了降低活塞在改變運動方向時液體發(fā)出的噪聲，使液壓系統(tǒng)速度換接平穩(wěn)，速度穩(wěn)定。緩沖裝置的工作原理時使缸筒低壓油腔內油液（全部或部分）通過節(jié)流把動能轉化為熱能，熱能則由循環(huán)的油液帶到液壓缸外。液壓缸的活塞速度在0.1m/s時，一般不采用緩沖裝

34、置；在0.2m/s時，則必須采用緩沖裝置。3.3 缸體長度的確定液壓缸的缸體內部長度應等于活塞的行程，活塞的寬度和導向套寬度之和，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大于內徑的2030倍,即在本系統(tǒng)中缸體長度不大于20003000mm。參見參考文獻4，則本系統(tǒng)中：活塞行程L=350mm；活塞寬度B=（0.61）D=60100mm，其中D為液壓缸內經；導向套滑動面的長度A=（0.61）D=60100mm；取活塞寬度B=60mm，導向套滑動面的長度A=60mm，液壓缸缸底厚度H=40mm，液壓缸缸蓋厚度H=40mm液壓缸缸體內部長度為液壓缸行程長度、導向套寬度與活塞寬度之和，

35、即：350+60+60=470mm液壓缸缸體外形長度為液壓缸內部長度與缸蓋厚度之和，即：470+40+40=550mm由于550（10-15）d，所以不需要對活塞桿進行校核。4. 液壓系統(tǒng)性能的驗算 液壓系統(tǒng)初步設計是在某些估計參數情況下進行的，當各回路形式、液壓元件及聯(lián)接管路等完全確定后，針對實際情況對所設計的系統(tǒng)進行各項性能分析。對一般液壓傳動系統(tǒng)來說，主要是進一步確切的計算液壓回路各段壓力損失、容積損失及系統(tǒng)效率，壓力沖擊和發(fā)熱溫升等。根據分析計算發(fā)現(xiàn)問題，對某些不合理的設計要重新進行調整，或采取其他必要的措施。4.1 液壓系統(tǒng)壓力損失已知：工作缸進、回油管長度均為l=3m,油管直徑d=

36、63×10-3m,選用L-HL32型液壓油，油的最低工作溫度為15，由設計手冊查出此時油的運動粘度=0.6 cm2/s，油的密度=900kg/m3，液壓系統(tǒng)元件采用集成塊式配置形成。(1) 判斷流動狀態(tài)在快進、工進和快退三種工況下，回路中最大流量為22.8L/min，此時油液流動的雷諾數為 Re= dv=4qdv=4×22.8×10-360×0.6×10-4×3.14×63×10-3=128即最大雷諾數為128，小于臨界雷諾數2000，所以各工況下油液的流動狀態(tài)都為層流。(2) 計算系統(tǒng)壓力損失 將層流流動狀態(tài)沿程

37、阻力系數=75Re=75d4q 和油液在管道內的流速 v=4qd2 代入沿程壓力損失計算公式 p1=ldv22得 p1=4×75l2d4q=4×75×0.9×103×0.6×10-4×32×3.14×（63×10-3）4q=4.91×105q管道的局部壓力損失常用以下經驗公式計算 p2=0.1p1各工況下閥類元件的局部壓力損失可根據下式計算 p3=pn（qqn）2其中qn閥的額定流量（m3/s） q 閥的實際流量（m3/s） pn閥的額定壓力損失（Pa）總的壓力損失等于 p=p1+p2

38、+p3由產品樣本上查得中低壓閥類在公稱流量下的壓力損失最大值：順序閥、換向閥和行程閥的壓力損失各為3×105Pa，單向閥的壓力損失為2×105Pa1）快進進油路：通過單向閥17的流量是4 L/min，通過調速閥5的流量是22.8L/min，通過換向閥13的流量是22.8L/min， 因此閥總的壓降為 p3=2×105×（463）2+3×105×(22.863)2+3×105×(11.463)2=0.049MPap1=4.91×105q=4.91×105×22.8×10-360

39、=0.00019MPa p2=0.1p1=0.1×0.00019=0.000019 Mpa進油路總的壓力損失為 pi=p1+p2+p3=0.0492MPa回油路：通過換向閥10和單向閥16的流量都是22.8 L/min，因此總的壓降為 p3=2×105×（22.863）2+3×105×(11.463)2 =0.236MPa p1=4.91×105q=4.91×105×22.8×10-360=0.00019MPa p2=0.1p1=0.1×0.00019=0.000019 Mpa回油路總的壓力損失

40、為 po=p1+p2+p3=0.2362MPa將回油路上的壓力損失折算到進油上去，得到快進時整個回路中的壓力損失p=pi+po（A2A1-A2） =0.0492+0.2362×39.2778.54-39.27 =0.2854MPa2）工進進油路：通過換向閥的流量很小，壓力損失不計，通過調速閥的壓力損失為5×105Pa，則 pi=0.5Mpa回油路：背壓閥處的壓力損失為8×105Pa，順序閥3處通過的流量（22.8+4）L/min也造成壓力損失， po=8×105Pa+3×105×(26.822.8)2 =1.2MPa將回油路上的壓力損

41、失折算到進油路上去，得到整個回路的壓力損失為p=pi+po（A2A1-A2） =0.5+1.2×39.2778.54-39.27 =1.7MPa重新計算液壓缸的工作壓力為p1=F+A2p2A1=21489+1.2×106×39.27×10-478.54×10-4×106 MPa=2.74 MPa又壓力繼電器的可靠動作要求壓差pe=0.5 MPa則小流量泵的工作壓力為Pp1=p1+pi+pe=2.74+0.5+0.5=3.74 MPa3）快退 進油路：通過單向閥5的流量是22.8 L/min，通過調速閥16的流量是22.8L/min，通

42、過換向閥13的流量是22.8L/min， 因此閥總的壓降為pi=2×105×（22.863）2+3×105×(22.863)2+3×105×(11.463)2=0.0753MPa回油路：單向閥17的流量為4 L/min，調速閥5的流量為22.8L/min，總的壓降為 po=2×105×（463）2+3×105×(22.863)2 =0.04MPa將回油路上的壓力損失折算到進油路上去，得到整個回路的壓力損失為p=pi+po（A2A1-A2） =0.0753+0.04×39.2778.54

43、-39.27 =0.1153MPa4.2 液壓系統(tǒng)的發(fā)熱溫升計算 工進在整個循環(huán)過程中所占的比例極大，所以系統(tǒng)發(fā)熱和油液溫升可用工進時的情況來計算。近似認為損失的功率都轉變?yōu)闊崃?，按下式計?H=Pr-Pc工進時液壓缸的有效功率為 Pc=Fv=21489.36×0.041000×60=0.014 Kw Pp2=pn（qqn）2=0.3×（22,863）2=0.039 MPa則液壓系統(tǒng)的總輸入功率為Pr= Pp1qp1+ Pp2 qp2 = 3.74×106×3.31×10-360+0.039×106×25.08&#

44、215;10-3600.8=0.278 Kw由此計算得液壓系統(tǒng)的發(fā)熱量為 H=Pr-Pc=0.278-0.039=0.239 Kw則油液溫升近似為T=H3V2×103 =0.239×10331742 =7.65溫升沒有超過允許范圍，液壓系統(tǒng)中無須設置冷卻器。5.主油缸的裝配圖繪制與選型5.1繪制主油缸裝配圖圖紙選擇A2號圖紙，由于圖紙較大字體較小，所以放大部分字體根據初步設計，整個主油缸大致分為13個主要零件5.2選型：根據計算，確定主油缸各主要尺寸參數，然后需根據書上選型方法進行選型。1. 根據液壓傳動與控制課程設計指導書表3-1，選定為雙作用液壓缸，且為單活塞桿，其主要

45、特點是活塞可雙向運動，且具有一定的緩沖效果。2. 選擇缸的結構類型：根據液壓傳動與控制課程設計指導書表3-2，分析拉桿型、焊接型、法蘭型液壓缸的特性。由拉桿型特點可知，其結構簡單，制造和安裝均較為方便，缸筒是用內徑經過研磨的無縫鋼管半成品，按行程要求的長度可切割。端蓋與活塞為通用件，但這類缸受行程長度、缸內徑和額定工作壓力的限制。當行程及拉桿長度過長時，安裝時容易偏斜，致使缸筒端部泄露。缸筒內經過大或額定工作壓力過高時，由于徑向尺寸布置和拆裝問題，拉桿直徑尺寸受到限制，只是拉桿的拉應力可能超過屈服極限，因此這類缸適用于行程1.5m，缸內徑250mm，額定工作壓力小于20MPA的。而焊接型缸暴漏在外面的零件較少，外表光潔，外形尺寸小，能承受一定的沖擊負載和惡劣的外界環(huán)境條件。但由于前端蓋螺紋強度和預緊時端蓋該對操作的限制，因此不適用于過大缸內徑和大壓力。而法蘭型由于尺寸較大，適用于大中型液壓缸，能承受較大沖擊負荷和惡劣外界環(huán)境條件，屬于重型缸，多用于重型機械和冶金機械。綜合來看，