擠壓機液壓傳動系統(tǒng)及液壓缸設計

課程設計計算說明書課程名稱： 專業(yè)課程設計 題目：擠壓機液壓傳動系統(tǒng)及液壓缸設計學院專業(yè)班級學號學生姓名起訖日期指導教師：機電工程學院系：機械系機械設計制造及其自動化XXX班xxxxxxxxxxxxxx20XX.12.9—20xx.12.29xxx職稱：教授系分管主任： 審核日期： 20XX.12.6 目錄TOC\o"1-5"\h\z\o"CurrentDocument"第一章總體要求 11.1設計目的 11.2設計任務 11.3進度安排 11.4技術要求 1\o"CurrentDocument"第二章擠壓機液壓系統(tǒng)原理設計 22.1工況分析 22.1.1運動分析 22.1.2負載分析 2負載循環(huán)圖和速度循環(huán)圖的繪制 42.2確定液壓系統(tǒng)主要參數 42.2.1初選液壓缸工作壓力 42.2.2計算液壓缸主要尺寸 52.2.3繪制液壓缸工況圖 72.3擬定液壓系統(tǒng)原理圖 82.3.1調速回路的選擇 8選用執(zhí)行元件 92.3.3速度換接回路的選擇 92.3.4選擇快速運動和換向回路 92.3.5選擇調壓和卸荷回路 92.3.6平衡及安全保護 102.3.7組成液壓系統(tǒng)原理圖 102.3.8系統(tǒng)圖的原理 10\o"CurrentDocument"第三章液壓系統(tǒng)的元件選型 12確定液壓泵的規(guī)格和電動機功率 123.1.1計算液壓泵的最大工作壓力 123.1.2計算總流量 123.2確定其它元件及輔件 133.2.1確定油管 133.2.2油箱的設計 143.2.3確定閥類元件及輔件 153.3主要零件強度校核 15桿徑d 153.3.2缸蓋和缸筒聯(lián)接螺栓的底徑d 15s\o"CurrentDocument"第四章 液壓系統(tǒng)性能驗算 164.1驗算系統(tǒng)壓力損失 164.2油液溫升驗算 17\o"CurrentDocument"第五章 液壓缸的設計 185.1液壓缸主要尺寸 18液壓缸工作壓力 18液壓缸內徑D和活塞桿d 18液壓缸壁厚的確定和外徑 18液壓缸工作行程 19液壓缸油口直徑 19缸蓋厚度 20最小導向長度 20液壓缸的結構設計 21液壓缸的組成 22液壓缸組件的連接 22活塞及活塞桿處密封 22液壓缸的緩沖裝置 22液壓缸排氣裝置 22密封裝置 22液壓缸主要零件的材料和技術要求 22第六章總結 23\o"CurrentDocument"參考文獻 25第一章總體要求1.1設計目的1、應用液壓傳動及控制課程及其相關的理論知識，進行液壓傳動及控制系統(tǒng)綜合設計實踐，從而使這些知識得到進一步的鞏固、加深、提高和擴展。2、在設計過程中學習和掌握通用液壓元件，尤其是各類標準元件的選用原則和回路的組合方法，培養(yǎng)學生設計技能，提高分析和解決實際問題的初步能力。3、通過設計，學生應在計算、繪圖和熟悉設計資料（包括設計手冊、產品樣本、標準和規(guī)范）以及進行設計估算等方面得到實際訓練。1.2設計任務1、進行工況分析、計算，擬定液壓傳動系統(tǒng)；2、主要液壓元件的設計計算和選擇；3、液壓輔助裝置（油箱、濾油器、蓄能器、管路等）的計算、設計或選擇4、液壓傳動系統(tǒng)的驗算和校核；5、液壓傳動系統(tǒng)的繪制；6、液壓傳動系統(tǒng)部件裝配圖、零件圖的繪制；7、編寫設計計算說明書。1.3進度安排第一周：設計準備、液壓傳動系統(tǒng)的設計與計算。第二周：液壓部件或零件裝配圖的設計及繪制。第三周：編寫設計計算說明書及答辯。1.4技術要求設計擠壓壓力機液壓傳動系統(tǒng)，要求：實現(xiàn)快速下降f壓制f快速退回f原位停止的工作循環(huán)。運動部件自重G=5000N，快速下降外負載F=100N,快速下降R速度V=6m/min,快速下降行程L=80mm，壓制時外負載F=15000N,壓制時速度RRPV=0.2m/min,擠壓行程L=30mm，快速回退外負載F=100N,快速回退速度VPPR=12m/min。R第二章擠壓機液壓系統(tǒng)原理設計工況分析工況分析是對液壓執(zhí)行元件的工作情況進行分析，以得到工作過程中執(zhí)行元件在各個工作階段中的流量、壓力和功率的變化規(guī)律，并將其用曲線表示出來，作為確定液壓系統(tǒng)主要參數、擬定液壓系統(tǒng)方案的依據。2.1.1運動分析按設備工作要求和執(zhí)行元件的運動規(guī)律，繪制出執(zhí)行元件工作循環(huán)圖，和速度位移圖，即速度循環(huán)圖。如下所示：為擠壓機運動分析圖?？爝M工進快退2.1.2負載分析負載分析就是研究各執(zhí)行元件在一個工作循環(huán)內各階段的受力情況。壓制外負載：Fp=15000N；摩擦負載：由題目設計要求，知該系統(tǒng)摩擦負載F=F=100N；fR慣性負載：慣性負載是運動部件的速度變化時，由其慣性而產生的負載，可用牛頓第二定律求出，即：GAv=ma=gAtG―-運動部件的重力（N）g—重力加速度，g=9.8ms2△v---速度變化值（m/）△t 起動或制動時間（s）快進：Fa1GAv 5000 6=xgAt 9?8 60x快進：Fa1GAv 5000 6=xgAt 9?8 60x0.29.8?255.1N快退：Fa2GAv=5000x亠?510.2NgAt 9.8 60x0.29.84）運動時間快進：L 0.08x60== =0.8sv 61工進：t2v2匕=0.03x60=9s0.2快退：L+Lt=―1 21v3(80+30)x10-3x6012s=0.55s根據以上的計算，考慮到液壓缸垂直安放，其重量較大，為防止因自重而自行下滑，系統(tǒng)中應設置平衡回路。因此，在負載分析時，就不考慮運動部件的重量，則液壓缸各階段中的負載，如下表：【?。ǘ?0.9）】m表1液壓缸在各運動階段的負載和推力（n=0.9）m工況計算公式負載值F/N液壓缸推力久/Nm啟動加速F=F+Fal R355.1394.6快進F=FR100111.1壓制F=FP1500016666.7反向加速F=G+F+Fa2 R5610.26233.6

快退F=G+FR51005666.7制動F=G+F-FR a24589.85099.82.1.3負載循環(huán)圖和速度循環(huán)圖的繪制根據液壓缸在上述各階段內的負載和速度，即可繪制出負載循環(huán)圖和速度循環(huán)圖，如圖1所示。確定液壓系統(tǒng)主要參數初選液壓缸工作壓力所設計的動力滑臺在工進時負載最大，在其他工況負載都不太高，參考表2和表3,初選液壓缸的工作壓力P]=3MPa,快進工進時液壓缸的回油腔應有背壓，參考表4選此背壓為p2=0.6MPa。表2按載荷選擇工作壓力載荷/kN<55?1010?2020?3030?50>50工作壓力/MPaV0.8?11.5?22.5?33?44?525表3各類設備常用的工作壓力設備類型壓力范圍/MPa壓力等級說明設備類型壓力范圍/MPa壓力等級說明機床、壓鑄機、汽車<7低壓低噪聲、高可靠性系統(tǒng)油壓機、冶金機械、挖掘機、重型機械21?31.5高壓農業(yè)機械、工礦車輛、注塑機、船用機械、搬運機械、工程機械、冶金機械7?212中壓一般系統(tǒng)金剛石壓機、耐壓試驗饑、飛機、液壓機具>31.5超高壓追求大作用力、減輕重量表4執(zhí)行元件的回油背壓系統(tǒng)類型背壓力/MPa簡單系統(tǒng)或輕載節(jié)流調速系統(tǒng)回油路帶調速閥的系統(tǒng)回油路設置有背壓閥的系統(tǒng)0.2?0.50.4?系統(tǒng)類型背壓力/MPa簡單系統(tǒng)或輕載節(jié)流調速系統(tǒng)回油路帶調速閥的系統(tǒng)回油路設置有背壓閥的系統(tǒng)0.2?0.50.4?0.60.5?1.5系統(tǒng)類型用補油泵的閉式回路回油路較復雜的工程機械回油路較短，且直接回油箱背壓力/MPa0.8?1.51.2?3可忽略不計計算液壓缸主要尺寸根據設計要求可知無桿腔與有桿腔的速比o=D,又因為= D—又因為= D—v D2一d21半，所以，根據表5可得①二d二尋0.71u/U211.151.251.331.461.61d/D0.30.40.50.550.62表5按速比要求確定d/D0.71u注：1—無桿腔進油時活塞運動速度u2—有桿腔進油時活塞運動速度。工進時液壓缸的推力計算公式為F/耳=Ap-Ap，因此，根據已知cm 11221參數’液壓缸無桿腔的有效作用面積可計算為A1=4 2；4x4x15000D=叩［D=叩［P一P（1一①2）］*m1 23?14x0.9x［3-0?6x（1一〈丄）2）］2由于有前述液壓缸缸筒和活塞桿直徑之間的關系，d=0.71D，因此活塞桿直徑為d=0.71X88.7=62.97mm,根據表6、表7對液壓缸缸筒內徑尺寸和液壓缸活塞桿外徑尺寸的規(guī)定，圓整后取液壓缸缸筒直徑為D=90mm，活塞桿直徑為d=63mm。表6液壓缸內徑尺寸系列(GB2348-80)810121620253240506380(90)100(110)125(140)160(180)200(220)250表7活塞桿直徑系列(GB2348-80)456810121416182022252832364045505663708090100110125140此時液壓缸兩腔的實際有效面積分別為：A=-兀D2=63.59x10-4m21 41A=—兀(D2一d2)=32.43x10-4m224按最低工進速度驗算液壓缸的最小穩(wěn)定速度，由式Q 0.1x103A>min= =25Cm2V 4min式中Q是由產品樣本差得調速閥2FRM5-20/6的最小穩(wěn)定流量為min0.1Lmin本例中調速閥是安裝在進油路上，故液壓缸節(jié)流腔有效工作面積應取液壓缸無桿腔的實際面積，即A1=評2罟X0.92=63.59皿可見上述不等式能滿足，液壓缸所達到所需低速。

根據計算出的液壓缸的尺寸，可估算出液壓缸在工作循環(huán)中各階段的壓力、流量和功率，如表8所示。8表?/F力/N推腔力PP量mXL*1流m入L.輸q/ZP/W輸率快進啟動加速□匚A—yll謬初AlP+--0?P1卩快速00563丄onLU1M2A卩2彳wAP?+---一一1P快退加速2291X2一一---P快退0029&3制動一00注：1.F'二F/nm;2.快退時，液壓缸有桿腔進油，壓力為卩］，無桿腔回油，壓力為p2。2.2.3繪制液壓缸工況圖據表8可繪制出液壓缸的工況圖，如圖2所示。J'J'圖2擠壓機液壓缸工況圖擬定液壓系統(tǒng)原理圖根據擠壓機液壓系統(tǒng)的設計任務和工況分析，所設計機床對速度調節(jié)、低速穩(wěn)定性有一定要求，因此速度控制是該機床要解決的主要問題。速度的換接、穩(wěn)定性和調節(jié)是該機床液壓系統(tǒng)設計的核心。與所有液壓系統(tǒng)的設計要求一樣，該擠壓機液壓系統(tǒng)應盡可能結構簡單，成本低，節(jié)約能源，工作可靠。調速回路的選擇所設計擠壓機液壓系統(tǒng)的壓制過程要求有較好的低速穩(wěn)定性，因此有三種速度控制方案可以選擇，即進口節(jié)流調速、出口節(jié)流調速、限壓式變量泵加調速閥的容積節(jié)流調速?？紤]到在整個工作循環(huán)過程中所需要的功率較小，系統(tǒng)的效率和發(fā)熱問題并不突出，因此考慮采用帶調速閥的進口節(jié)流調速回路即可。雖然節(jié)流調速回路效率低，但適合于小功率場合，而且結構簡單、成本低。由于選定了節(jié)流調速方案，所以油路采用開式循環(huán)回路，以提高散熱效率，防止油液溫升過高。從工況圖分析可知，該系統(tǒng)在快上和快下時所需流量較大，且比較接近。在慢上時所需流量較小，因此從提高系統(tǒng)效率、節(jié)省能量角度來看，如果選用單個定量泵作為整個系統(tǒng)的油源，液壓系統(tǒng)會長時間處于大流量溢流狀態(tài)，從而造成能量的大量損失，這樣的設計顯然是不合理的。如果采用一個大流量定量泵和一個小流量定量泵雙泵串聯(lián)的供油方式，由雙聯(lián)泵組成的油源在工進和快進過程中所輸出的流量是不同的，此時液壓系統(tǒng)在整個工作循環(huán)過程中所需要消耗的功率不大，除采用雙聯(lián)泵作為油源外，也可選用限壓式變量泵作油源。但限壓式變量泵結構復雜、成本高，且流量突變時液壓沖擊較大，工作平穩(wěn)性差，最后確定選用雙聯(lián)液壓泵供油方案，有利于降低能耗和生產成本，如圖3所示。

圖3雙泵供油油源選用執(zhí)行元件因系統(tǒng)運動循環(huán)要求擠壓機做上下往復運動，正向快進和工進，反向快退，總行程只有110mm,上行程負載較大，速度相對較快；下行程負載小，速度相對較慢，故可選用單杠雙作用液壓缸。速度換接回路的選擇由前述計算可知，當工作臺從快進轉為工進時，進入液壓缸的流量由38.15L/min降1.27L/min，可選行程閥來進行速度換接，以減少速度換接過程中的液壓沖擊（見圖4）。由于工作壓力較低，行程閥用普通滑閥式結構即可。由工進轉為快退時，在回路上并聯(lián)了一個單向閥以實現(xiàn)速度換接。圖4換向和速度切換回路的選擇選擇快速運動和換向回路本系統(tǒng)選定液壓缸雙泵供油快速運動回路實現(xiàn)快速運動。考慮到從工進轉快退時回油路流量較大，故選用換向時間可調的電液換向閥式換向回路，以減小液壓沖擊（見圖4）。2.3.5選擇調壓和卸荷回路在雙泵供油的油源形式確定后，調壓和卸荷問題都已基本解決。即滑臺工進時，高壓小流量泵的出口壓力由油源中的溢流閥調定，無需另設調壓回路，低壓大流量泵通過卸荷閥卸荷。在滑臺停止時，大小流量泵通過電液換向閥卸荷。2.3.6平衡及安全保護為防止在上端停留時重物下落和停留期間內保持重物的位置，特在液壓缸的下腔（有桿腔）進油路上設置了單向順序閥；在主泵旁并聯(lián)溢流的溢流閥，一方面限制了系統(tǒng)的最高壓力，另一方面在慢速上行時為節(jié)流調速起分流作用。2.3.7組成液壓系統(tǒng)原理圖將上面選出的液壓基本回路組合在一起，并經修改和完善，就可得到完整的液壓系統(tǒng)工作原理圖，如圖5所示。圖5液壓系統(tǒng)圖1—過濾器；2—雙聯(lián)葉片液壓泵；3—卸荷閥；4—單向閥；5—溢流閥；6—三位四通電液換向閥；7—單向順序閥；8—行程閥；9—調速閥；10—單向閥；

2.3.8系統(tǒng)圖的原理要實現(xiàn)系統(tǒng)的動作，即要求實現(xiàn)的動作順序為：快速下降f壓制f快速退回-原位停止。貝何得出液壓系統(tǒng)中各電磁鐵的動作順序如表9所示。表中“+”號表示電磁鐵通電或行程閥壓下；“—”號表示電磁鐵斷電或行程閥復位。表9電磁鐵的動作順序表電磁鐵動作循環(huán)表如下：、、元件動乍、、1YA、、元件動乍、、1YA快進一工進一快退+惇止一行程閥十+++C-)1．快進快進如圖所示，按下啟動按鈕，電磁鐵2YA通電，由大小泵輸出的壓力油經三位四通電液換向閥的右側，這時的主油路為：進油路：大泵一單向閥4-三位四通電液換向閥6（2YA得電）一行程閥8-液壓缸上腔。小泵一三位四通電液換向閥6（2YA得電）一行程閥8-液壓缸上腔。回油路：液壓缸下腔一單向順序閥一三位四通電液換向閥6（右位）一油箱。2．工進行程開關使行程閥通路切斷，這時油必須經調速閥9才能進入液壓缸上腔回油路和快進回油完全相同，其主油路為進油路：大泵一卸荷閥3一油箱。小泵一三位四通電液換向閥6（2YA得電）一調速閥9一液壓缸上腔。回油路：液壓缸下腔一單向順序閥一三位四通電液換向閥6（右位）一油箱。快退電磁鐵2YA斷電，1YA通電，這時三位四通電液換向閥6接通左位，此時大小泵同時供油，其主油路為：進油路：大泵一單向閥4-三位四通電液換向閥6（1YA得電）一單向順序閥f液壓缸下腔。小泵一三位四通電液換向閥6（1YA得電）一單向順序閥一液壓缸下腔?；赜吐罚阂簤焊咨锨灰粏蜗蜷y10一三位四通電液換向閥6（左位）一油箱。原位停止當滑臺退回到原位時，擋塊壓下原位行程開關，發(fā)出信號，使2YA斷電，換向閥處于中位，液壓兩腔油路封閉，滑臺停止運動。這時液壓泵輸出的油液經三位四通電液換向閥6直接回油箱。第三章液壓系統(tǒng)的元件選型本設計所使用液壓元件均為標準液壓元件，只需確定各液壓元件的主要參數和規(guī)格，然后根據現(xiàn)有的液壓元件產品進行選擇即可。確定液壓泵的規(guī)格和電動機功率計算液壓泵的最大工作壓力由于本設計采用雙泵供油方式，根據液壓系統(tǒng)的工況圖，大流量液壓泵只需在快進和快退階段向液壓缸供油，因此大流量泵工作壓力較低。小流量液壓泵在快速運動和工進時都向液壓缸供油，而液壓缸在工進時工作壓力最大，因此對大流量液壓泵和小流量液壓泵的工作壓力分別進行計算。根據液壓泵的最大工作壓力計算方法，液壓泵的最大工作壓力可表示為液壓缸最大工作壓力與液壓泵到液壓缸之間壓力損失之和。對于調速閥進口節(jié)流調速回路，選取進油路上的總壓力損失AP=0?5Mpa，則小流量泵的最高工作壓力可估算為P=（2.927+0?5）MPa=3.427MPa大流量泵只在快進和快退時向液壓缸供油，圖2表明，快退時液壓缸中的工作壓力比快進時大，如取進油路上的壓力損失為0.5MPa,則大流量泵的最高工作壓力為：P=(1.922+0.5)MPa=2.422MPap23.1.2計算總流量表8表明，在整個工作循環(huán)過程中，液壓油源應向液壓缸提供的最大流量出現(xiàn)在快退工作階段，為38.92L/min，若整個回路中總的泄漏量按液壓缸輸入流量的10%計算，則液壓油源所需提供的總流量為：q=1?1x38?92Lmin=42.812Lminp工作進給時，液壓缸所需流量約為1.27L/min，但由于要考慮溢流閥的最小穩(wěn)定溢流量3L/min，故小流量泵的供油量最少應為4.27L/min。據據以上液壓油源最大工作壓力和總流量的計算數值，因此選取PV2R126/44型雙聯(lián)葉片泵，其中小泵的排量為6mL/r，大泵的排量為44mL/r，容積效率n=0?9,總效率n=0?8,則當泵的轉速n=960r/min時，液壓泵的v P p實際輸出流量為q=E+44)x960x0.91000】厶min=(5?18+38?02)=43.2Lminp由于液壓缸在快退時輸入功率最大，這時液壓泵工作壓力為2.422MPa、流量為43.2r/min。取泵的總效率n=0?8,則液壓泵驅動電動機所需的功率為:PP=么np=2,422X43,2kW=2.422kW60x0.8根據上述功率計算數據，此系統(tǒng)選取 Y132S-6型電動機，其額定功率P=3.0kW，額定轉速n=960r.min。n n3.2確定其它元件及輔件3.2.1確定油管在選定了液壓泵后，液壓缸在實際快進、工進和快退運動階段的運動速度、時間以及進入和流出液壓缸的流量，與原定數值不同，重新計算的結果如表10所列。表10各工況實際運動速度、時間和流量流量、速度快進工進快退輸入流量/(L/min)q=q流量、速度快進工進快退輸入流量/(L/min)q=q=43.2ipq=1.27q=q=43.2ip排出流量/(L/min)Aqq排出流量/(L/min)AqqAix43.2Aqq2a11.27x32.43Aqq=—qA2x63?5963.59=22.0363.59=22.0363.59=0.6532.43=84.71運動速度/(L/min)qy=運動速度/(L/min)qy=p1A1x10v=q2A11.27x10V=生3A2x10=6.79=6.7963.59=0.232.43=13.32由表可以看出，液壓缸在各階段的實際運動速度符合設計要求。根據表11中數值，當油液在壓力管中流速取3m/s時，可算得與液壓缸無桿腔和有桿腔相連的油管內徑為：=17?49mmd=2弋qCry)=2x(<3.2x106)Cx3x10=17?49mm取標準值18mm；表11管內允許流速推薦值管道液壓泵吸油管道液壓系統(tǒng)壓油管道液壓系統(tǒng)回油推薦流速(m/s)0.5?1.5,—般取1以下3?6,壓力高，管道短，粘度小取大值1.5?2.6因此與液壓缸相連的兩根油管可以按照標準選用公稱通徑為①18的無縫鋼管或高壓軟管。因為液壓缸采用缸筒固定式，則兩根連接管采用無縫鋼管連接在液壓缸缸筒上即可。油箱的設計油箱的主要用途是貯存油液，同時也起到散熱的作用，參考相關文獻及設計資料，油箱的設計可先根據液壓泵的額定流量按照經驗計算方法計算油箱的體積，然后再根據散熱要求對油箱的容積進行校核。油箱中能夠容納的油液容積按表12估算，取匚=3時，求得其容積為V=匚q=3x43.2L=129?6Lp按JB/T7938—1999規(guī)定，取標準值v=160L。表12 經驗系數匚系統(tǒng)類型行走機械低壓系統(tǒng)中壓系統(tǒng)鍛壓機械冶金機械系數取值1?22?45?76?1103.2.3確定閥類元件及輔件根據系統(tǒng)的最高工作壓力和通過各閥類元件及輔件的實際流量，查閱產品樣本，選出的閥類元件和輔件規(guī)格如表13所列。表13液壓元件規(guī)格及型號序號元件名稱通過的最大流量q/L/min規(guī)格型號額定流量q/L/minn額定壓力p/MPan額定壓降p/MPan1過濾器43XU—B50x10050—<0.062雙聯(lián)葉片泵—PV2R12—6/44(5.18+38.02)14—3卸荷閥38XF3—10B636.3<0.34單向閥38AF3-Ea10B8016<0.25溢流閥3.91DBP6P5031.5—6三位四通電液換向閥8534DYF3M—16B1806.3<0.57單向順序閥43AXF3—10B636.30.58行程閥4322C—63B636.3<0.259調速閥1.272FRM5—20/66210.1810單向閥85AF3—Ea20B16016<0.2*注：此為電動機額定轉速為960r/min時的流量。3.3主要零件強度校核3.3.1桿徑d由公式：

式中：F是桿承受的負載（N）,F=15000Nk]是桿材料的許用應力，Is]=100mpad>4Fd>4F4x15000\3.14x100x106=0.0138mm3.3.2缸蓋和缸筒聯(lián)接螺栓的底徑dsd>

s=0.00788mmKF=15.2d>

s=0.00788mm換］=\3.14x6x100x106式中K—擰緊系數，一般取K=1.25~1.5；F--缸筒承受的最大負載（N）；z--螺栓個數；L]--螺栓材料的許用應力，/n，b為螺栓材料的屈服點（MPa）,ss安全系數n=1.2~2.5第四章液壓系統(tǒng)性能驗算4.1驗算系統(tǒng)壓力損失系統(tǒng)的管路布置尚未具體確定，整個系統(tǒng)的壓力損失無法全面估算，只能先按課本式（3-46）估算閥類元件的壓力損失，待設計好管路布局圖后，加上管路的沿程損失和局部損失即可。但對于中小型液壓系統(tǒng)，管路的壓力損失甚微，可以不予考慮。壓力損失的驗算應按一個工作循環(huán)中不同階段分別進行?？爝M快進時，由表10和表13可知，進油路上油液通過單向閥4的流量是38L/min，通過電液換向閥6的流量是43L/min，然后以流量43L/min通過行程閥8并進入無桿腔。因此進油路上的總壓降為LApv0.2x80LApv0.2x80丿+0?5x(43丫1180丿(43、2+0.25x43MPa=0.19MPa163丿回油路上，液壓缸有桿腔中的油液通過單向順序閥7的壓降為0.5MPa,通過電液換向閥的流量是22L/min,然后進入油箱。因此這時液壓缸回油腔的壓力為(22](22]20?5+0?5x1180丿P2為：叮MPa=0.507MPa此值與表8的估計值相近，故不必重算。工進工進時，油液在進油路上通過電液換向閥6的流量為1.27L/min，在調速閥4處的壓力損失為0.18MPa；油液在回油路上通過單向順序閥7的壓降為0.5MPa,通過電液換向閥的流量是0.65L/min,然后進入油箱。因此這時液壓缸回油腔的壓力為p為2(065、2=0?5x +0.5MPa口0?5MPap21180p2此值與表8的估計值相近，故不必重算。故溢流閥5的調壓p應為p1P>pP>p+ZAp+App1 1 1 e2.927+0?5x(1.27Y<180‘+0.18MPa=3.107MPa快退快退時，油液在進油路上通過單向閥4的流量為38L/min，通過電液換向閥6的流量為43L/min，然后以43L/min的流量通過單向閥進入有桿腔；油液在回油路上通過單向閥10、電液換向閥6的流量都是84.71L/min。因此進油路上總壓降為ZApv20.2xZApv20.2x80丿+0.5x(43丫＜而丿(43￥+0.2x——MPa=0.119MPa180丿此值較小，所以液壓泵驅動電動機的功率是足夠的。回油路上總壓降為ZAp20.5ZAp20.5x(84.71丫(8471、2+0.2x—MPa=0.167MPaI160丿故可按表8中公式重新計算快退時液壓缸進油腔壓力p，即1F?+pAP= 2_2=1 A1=6233?6+0?167x106"3?59x10一4MPa=2.25MPa32.43x10-4所以，快退時液壓泵的最大工作壓力p應為p

p=p+ZAp=(2.25+0.119)MPa=2?369MPap1 v1因此大流量液壓泵卸荷的卸荷閥3的調壓應大于2.369MPa。油液溫升驗算在整個工作循環(huán)中，工進階段所占的時間最長，且發(fā)熱量最大。為了簡化計算，主要考慮工進時的發(fā)熱量。一般情況下，工進時做功的功率損失大引起發(fā)熱量較大，所以只考慮工進時的發(fā)熱量，然后取其值進行分析。工進時液壓缸的有效功率為：P0=Fv= =0.05kW此時大流量泵通過卸荷閥3卸荷，小流量泵在高壓下供油，所以兩個泵的總輸入功率為：pq+pqP=—P1P1 P2P2TOC\o"1-5"\h\zi nP38 38 5.180.3x106x(38)2x38x10-3+3.107x106x518x10-3

= 63 60 600.8x103=0.422&W由此得液壓系統(tǒng)的發(fā)熱量為：H=P-P=(0.422-0.05)EW=0?372kWii0求出油液溫升近似值為：AT=AT=°?3竺03壬=12.61°C3160229.47溫升沒有超出允許范圍，液壓系統(tǒng)不需設置冷卻器。第五章液壓缸的設計5.1液壓缸主要尺寸5.1.1液壓缸工作壓力根據設備的類型有初選工作壓力P=3MPa。5.1.2液壓缸內徑D和活塞桿d由前面的計算可得出D=90mm,d=63mm。5.1.3液壓缸壁厚的確定和外徑（1）液壓缸的壁厚液壓缸的壁厚一般指缸筒結構中最薄處的厚度。從材料力學可知，承受內壓力的圓筒，其內應力分布規(guī)律應壁厚的不同而各異。一般計算時可分為薄壁圓筒和厚壁圓筒。液壓缸的內徑D與其壁厚5的比值D/5>10的圓筒稱為薄壁圓筒。工程機械的液壓缸，一般用無縫鋼管材料，大多屬于薄壁圓筒結構，其壁厚按薄壁圓筒公式計算：式中5——液壓缸壁厚（m）；D——液壓缸內徑（m）；p——試驗壓力，一般取最大工作壓力的（1.25~1.5）倍（MPa）；yL]——缸筒材料的許用應力。其值為鍛鋼：t]=110?120MPa;鑄鋼：t]=100?llOMPa;無縫鋼管：t]=100?120Mpa;強度鑄鐵：t]=60MPa;灰鑄鐵：t]=25MPa現(xiàn)取P=1.5P=1.5x3MPa=4.5MPa；t]=100MPayn得： 4.5MPax90創(chuàng)=2.025mm2x100MPa查無縫鋼管標準系列取5=5mm；（2）缸體的外徑為D>D+2190+5x2100mm現(xiàn)取D=100mm。5.1.4液壓缸工作行程

液壓缸工作行程長度，可根據執(zhí)行機構實際工作的最大行程來確定，并參閱《液壓設計手冊》中的系列尺寸，選取標準液壓缸工作行程為110mm。5.1.5液壓缸油口直徑液壓缸油口的直徑可由公式計算：1Ivd=0.13D■—0 v丫0式中：d——液壓缸油口直徑(m)；0v 液壓缸最大輸出速度(m/min)v0——油口液流速度(m)得：=23.4mmIv得：=23.4mm=0.13Dv0查《機械設計手冊》表22.6-58,取d0=M27x2。5.1.6缸蓋厚度一般液壓缸多為平底缸蓋，其有效厚度t按強度要求可用下面兩式進行近似O無孔時t>0.433D(pyj有孔時t>0.433D"Dd)10式中t――缸蓋有效厚度(m)；D——缸蓋止口內徑(m)；2d 缸蓋孔的直徑(m)。0所以，液壓缸：無孔時t>0.433Dpj=0.433x9^4.5=8?27mm取t=10mm；

有孔時t>0.433D■有孔時t>0.433D■o=0.433x90、100（90_27）=9?88mm取t'=15mm。5.1.7最小導向長度當活塞桿全部外伸時，從活塞支承面中點到缸蓋滑動支承面中點的距離H稱為最小導向長度。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，影響液壓缸的穩(wěn)定性，因此設計時必須保證有一定的最小導向長度。對一般的液壓缸，最小導向長度H應滿足以下要求：202式中L 液壓缸的最大行程；D——液壓缸的內徑。活塞的寬度B一般取B=G?6~1.0)D；缸蓋滑動支承面的長度1］，根據液壓缸內徑D而定：當D<80mm時，取l=G?6~1?0)D；1當D>80mm時，取l=G?6~1?0萬。1為保證最小導向長度H，若過分增大1］和B都是不適宜的，必要時可在缸蓋與活塞之間增加一隔套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C=H_-G+B)21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大于內徑的20~30倍。所以，液壓缸：最小導向長度：H>L+D=110+90=50,5mm202202取H=55mm活塞寬度：B=0?8D=0.8x90=72mm缸蓋滑動支承面長度：l=0.8d=0.8x63=50.4mm1取l=50mm1隔套長度：C=H-1d+B）=55-1（50+72）=-6mm，所以不需要隔套。212缸體內部長度：L=B+1=72+110=182mm液壓缸的結構設計為滿足本題目中液壓系統(tǒng)：快速下降一壓制一快速退回一原位停止的使用要求，選用雙作用單桿活塞缸。5.2.1液壓缸的組成液壓缸的結構基本上可分成缸筒和缸蓋、活塞和活塞桿、密封裝置、緩沖裝置，以及排氣裝置五個部分。5.2.2液壓缸組件的連接缸筒與缸蓋的連接形式，因法蘭連接結構簡單，容易加工，也易拆卸，故采用法蘭連接，缸筒與缸底的連接形式也用法蘭連接?；钊麠U與活塞的連接方式選用螺紋連接，其結構簡單，安裝方便可靠。5.2.3活塞及活塞桿處密封活塞及活塞桿處密封圈的選用，應根據密封部位、使用部位、使用的壓力、溫度、運動速度的范圍不同而選擇O型的密封圈。5.2.4液壓缸的緩沖裝置液壓缸帶動工作部件運動時，因運動件的質量大，運動速度較高，則在達到行程終點時，會產生液壓沖擊，甚至使活塞與缸筒端蓋產生機械碰撞。為防止此現(xiàn)象的發(fā)生，在行程末端設置緩沖裝置。常見的緩沖裝置有環(huán)狀間隙節(jié)流緩沖裝置，三角槽式節(jié)流緩沖裝置，可調緩沖裝置。這里選用三角槽式節(jié)流緩沖裝置。液壓缸排氣裝置對于速度穩(wěn)定性要求的機床液壓缸，則需要設置排氣裝置。密封裝置選0形密封圈，因為其具有良好的密封性能，且結構緊湊，運動件的摩擦阻力小，裝卸方便，容易制造，價格便宜等優(yōu)點。液壓缸主要零件的材料和技術要求（1）缸體材料---45鋼粗糙度---液壓缸內圓柱表面粗糙度為R=0.2-0?4啊a技術要求：a內徑用H8-H9的配合b缸體與端蓋采用螺紋連接，采用6H精度（2） 缸蓋材料-一灰鑄鐵：HT200粗糙度 導向表面粗糙度為R=0?8-1?6