液壓傳動課程設(shè)計（說明書）-小型油壓機液壓系統(tǒng)設(shè)計

液壓傳動課程設(shè)計（說明書）課題23：小型油壓機液壓系統(tǒng)設(shè)計摘要：液壓機是一種以液體為工作介質(zhì)，根據(jù)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(shè)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(zhì)，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(gòu)工作的整套裝置。一切工程領(lǐng)域，凡是有機械設(shè)備的場合，均可采用液壓技術(shù)。本說明書主要用于說明根據(jù)工作進(jìn)程和一些工作要求設(shè)計出的小型油壓機的液壓系統(tǒng)，包含設(shè)計構(gòu)思，工作原理和過程分析，相關(guān)參數(shù)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(jié)果表現(xiàn)出來。關(guān)鍵詞：液壓機元件選型原理圖裝配圖液壓系統(tǒng)設(shè)計

1.工況分析及大致方案的擬定1.1前言（設(shè)計任務(wù)書）1.1.1課程設(shè)計的目的液壓傳動與控制課程設(shè)計是機械電子工程專業(yè)學(xué)生在學(xué)完《流體傳動與控制》以及其他有關(guān)課程，并經(jīng)過生產(chǎn)實習(xí)后進(jìn)行的一個重要的實踐性教學(xué)環(huán)節(jié)。學(xué)生通過本課程設(shè)計能夠進(jìn)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(jié)構(gòu)原理、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(xué)、機械設(shè)計等有關(guān)課程的知識設(shè)計一般工程設(shè)備液壓系統(tǒng)。同時，學(xué)生通過本課程設(shè)計可在以下幾方面得到訓(xùn)練：eq\o\ac(○,1)正確進(jìn)行工程運算和使用技術(shù)文件、技術(shù)資料的能力；eq\o\ac(○,2)掌握系統(tǒng)方案設(shè)計的一般方法；eq\o\ac(○,3)正確表達(dá)設(shè)計思想的方法和能力；eq\o\ac(○,4)綜合利用所學(xué)知識解決工程實際問題的能力。1.1.2課程設(shè)計題目設(shè)計小型油壓機的液壓系統(tǒng)，要求實現(xiàn)工作循環(huán)為：快速下降—壓制—快速退回—原位停止。移動部件自重G=5000N；快速下降時外負(fù)載FL=10KN;速度V1=6m/min；壓制時外負(fù)載FL=50KN，速度V2=0.2m/min；快速回程時外負(fù)載FL=10KN，速度V3=12m/min。1.1.3課程設(shè)計主要內(nèi)容eq\o\ac(○,1)查閱文獻(xiàn)，了解并熟悉設(shè)計工況；eq\o\ac(○,2)確定液壓系統(tǒng)及主油缸的主要參數(shù)；eq\o\ac(○,3)繪制系統(tǒng)原理圖；eq\o\ac(○,4)計算選擇各液壓元件；eq\o\ac(○,5)驗算系統(tǒng)性能；eq\o\ac(○,6)繪制主液壓缸裝配圖；eq\o\ac(○,7)編制技術(shù)文件，撰寫課程設(shè)計說明書；1.1.4任務(wù)分配林煜博：計算除主油缸外液壓系統(tǒng)各元件的相關(guān)參數(shù)，根據(jù)技術(shù)手冊等相關(guān)資料進(jìn)行選型，并對液壓系統(tǒng)進(jìn)行驗算；冉浩岑：計算主液壓缸相關(guān)參數(shù)，根據(jù)技術(shù)手冊等相關(guān)資料進(jìn)行選型；佘寧：計算液壓元件的計算和選型，并對于液壓系統(tǒng)進(jìn)行仿真分析鄭涅：繪制主液壓缸裝配圖，主油缸的零件參數(shù)設(shè)計計算，選擇零件型號及裝配。楊星星（組長）：進(jìn)行工況分析，繪制負(fù)載循環(huán)圖、速度循環(huán)圖與液壓系統(tǒng)原理圖，動作順序表。收集資料，審核數(shù)據(jù)，編寫課程設(shè)計說明書。1.2液壓機的工作特性一切工程領(lǐng)域，凡是有機械設(shè)備的場合，均可采用液壓技術(shù)。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(jié)構(gòu)緊湊、布置靈活；易實現(xiàn)無級調(diào)速，調(diào)速范圍寬，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(biāo)準(zhǔn)化、通用化；液壓易與微機控制等新技術(shù)相結(jié)合，構(gòu)成“機-電-液-光”一體化便于實現(xiàn)數(shù)字化等等。液壓機作為一種通用的無削成型加工設(shè)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(shè)備一樣動力傳動系統(tǒng)復(fù)雜,這種驅(qū)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(fù)運動。單桿雙作用活塞式液壓缸,是液壓系統(tǒng)中作往復(fù)運動的執(zhí)行機構(gòu)，具有結(jié)構(gòu)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(shè)計中工作缸選缸筒固定的單桿雙作用活塞液壓缸（取缸的機械效率ηm=0.91.3.2液壓缸的運動分析和負(fù)載分析由課題易得：快速下降階段：FL=10KN；V1=6m/min壓制階段：FL=50KN；V2=0.2m/min快速回程階段：FL=10KN；V3=12m/min液壓缸的負(fù)載主要包括：工作負(fù)載、慣性負(fù)載、重力負(fù)載、摩擦負(fù)載、密封負(fù)載和背壓負(fù)載等。設(shè)計題目是小型油壓機液壓系統(tǒng)設(shè)計，在本液壓系統(tǒng)中液壓缸的主要負(fù)載有：移動部件的自重，壓制時的負(fù)載，快速回程時的負(fù)載。一般的油壓機多為四立柱式，本設(shè)計亦采用此結(jié)構(gòu)。工作循環(huán)為：啟動—快速下降—壓制—快速回退—原位停止。根據(jù)已知參數(shù)對液壓缸各工況外負(fù)載進(jìn)行計算，其計算結(jié)果見下：工作負(fù)載：快速下降時的外負(fù)載：F壓制時的外負(fù)載：F快速回程時的外負(fù)載：F移動部件的自重：Fg=慣性負(fù)載：其中：g—重力加速度；g=9.81m/?v—速度變化量（m/s2?t—為啟動或制動時間（s）；所以摩擦負(fù)載：靜摩擦阻力：=0.2×5000=1000N動摩擦阻力：=0.1×5000=500N背壓負(fù)載：、背壓負(fù)載是指液壓缸回油腔被壓所造成的阻力，為平和移動部件的自重，取Fb=5000N.密封負(fù)載：密封負(fù)載是指密封裝置的摩擦力，其值與密封裝置的類型和尺寸，液壓缸的制造和油液的工作壓力有關(guān)，在未完成液壓系統(tǒng)設(shè)計之前，不知道密封裝置的參數(shù)，密封負(fù)載無法計算，一般用液壓缸的機械效率加以考慮，。本設(shè)計中取其中：——液壓缸的機械效率，一般取=0.9-0.97。則查找參考文獻(xiàn)[1]，工作循環(huán)各階段的外負(fù)載見下表：表1工作循環(huán)負(fù)載圖工況計算公式液壓缸的負(fù)載（N）啟動、加速階段F=1677.8N快速下降階段F=11666.7N壓制、保壓階段F=56111N快退階段F=22777.8N原位停止F=1111N故可得液壓機的速度循環(huán)圖和負(fù)載循環(huán)圖見下：F/NS/mmF/NS/mmm56111m11666.7m1677.8m1111m負(fù)載圖m22777.8m0.2V/(m/min)S/mm612速度圖

1.3.3液壓缸主要參數(shù)的確定(1)工作缸①初選液壓缸的工作壓力由液壓缸的最大推力為56111N，根據(jù)文獻(xiàn)3表9-1查出，當(dāng)負(fù)推力為≥5×104N時，工作壓力可選為（50~70）×105pa，根據(jù)文獻(xiàn)3表9-2應(yīng)選（30-50②計算液壓缸的尺寸由于是小型油壓機，為了使共進(jìn)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(diào)速，按文獻(xiàn)3表9-3選定背壓為p2=0.,5Mpa。，由負(fù)載循環(huán)圖可知，最大負(fù)載在工作進(jìn)給階段，采用無桿腔進(jìn)油，而且去d=0.7D(即A1Ρ1A1由公式：可得出：

由文獻(xiàn)2表3-5，將直徑圓整成標(biāo)準(zhǔn)直徑，液壓缸無桿腔和有桿腔的實際有效面積A1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表2液壓缸的壓力、流量和功率工況負(fù)載回油腔壓力進(jìn)油腔壓力輸入流量輸入功率公式啟動、加速1677.82.840變化值0pq=P=穩(wěn)定下降11666.719.75073.630壓制保壓56111845.732.450.19pq=p=p快退22777.8538.54變化值變化值pq=p=p原位停止111151.8870.920.22P1(1P1(1×105Pa)q（L/min）P(KW)P1P1qPS/mmS/mmm圖3液壓缸工況圖

1.3.4液壓系統(tǒng)各部分回路的擬定1.快速下行、壓制回路的選擇液壓機液壓系統(tǒng)的特點就是產(chǎn)生大的輸出力，為了獲得很大的壓制力，可采用高壓泵供壓和大直徑的油缸，而后者比較常用。當(dāng)啟動后，上滑塊快速下行時，就需要大量的油液進(jìn)入液壓缸的上腔。盡管泵已輸出最大的流量，但主缸上腔仍因油液不足而形成負(fù)壓，吸開充液閥，充液筒內(nèi)的油便補入主缸上腔。若采用大規(guī)格的泵，不僅造價高，而且在壓制、保壓、退回時損失較大。本設(shè)計采用在快速下降時，液壓泵以全流量供油，在慢速加壓到保壓時，泵的流量逐到零。當(dāng)液壓缸反向回程時，泵的流量恢復(fù)到全流量。壓制回路時，采用差動連接，能驅(qū)動工作負(fù)載。圖42.回路調(diào)速方式液壓回路的選擇，首先選擇調(diào)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(diào)速。為了減少主缸換向時的沖擊，顧將調(diào)速回路放置回油路線，提供背壓，以提高運動的穩(wěn)定性。圖53.油源選擇由于設(shè)計要求，在壓制時負(fù)載大，速度低，在快退時負(fù)載小，速度較高。為了節(jié)省能源，減小發(fā)熱，油源選用變量泵供油。本設(shè)計的系統(tǒng)中采用壓力補償變量液壓泵供油，為了保證系統(tǒng)的安全，在泵的出口處，并聯(lián)一個溢流閥起安全作用。油源選擇，見圖6。圖64.動作轉(zhuǎn)換的控制方式選擇液壓缸的運動方向采用三位四通M型中位機能電磁換向閥控制，停機時換向閥處于中位，使液壓泵卸荷，快速下降時換向閥處于左位，快速回程時換向閥處于右位。。圖71.3.4液壓系統(tǒng)工作原理圖擬定1.工作原理圖由以上所選出的基本回路，在根據(jù)具體的工況及運動要求，用FluiSIM—H軟件進(jìn)行模擬仿真后，得出完善的液壓系統(tǒng)圖圖8系統(tǒng)圖中個電磁閥的動作順序見下表。表3動作順序表執(zhí)行其動作電磁鐵1YA2YA3YA啟動+--快速下行+--壓制保壓+-+快速回程-++原位停止---2.系統(tǒng)工作過程1）快速下降：1YA通電，泵9的流量通過三位四通電磁閥3進(jìn)入油缸7的上腔，使活塞快速下行。進(jìn)油路：液壓泵—單向閥2—三位四通電磁閥3左位—油缸7上腔回油路：油缸7下腔—換向閥6左位—節(jié)流閥5—三位四通電磁閥3左位—郵箱82）壓制保壓：1YA、3YA通電，液壓缸形成“差動連接”，使液壓缸左右兩腔接通，實現(xiàn)活塞桿的“慢伸”。從而實現(xiàn)壓制進(jìn)油路：液壓泵—單向閥2—三位四通電磁閥3左位—油缸7上腔保壓：回油路：油缸7下腔—換向閥6左位位—油缸7上腔3）快速回程：1YA斷電、2YA通電、3YA通電，液壓油經(jīng)過三位四通電磁換向閥4的右位，經(jīng)過單向閥6、二位三通電磁閥7左位進(jìn)入液壓缸下腔，實現(xiàn)快速回程。進(jìn)油路：液壓泵—單向閥2—三位四通電磁閥3右位—單向閥4—換向閥6右位—油缸7下腔回油路：油缸7上腔—三位四通電磁閥3右位—郵箱84原位停止：活塞桿回程后1YA、2YA、3YA均斷電，原位停止，油泵卸荷。其油路走向為：液壓泵—單向閥2—三位四通電磁閥3中位—郵箱8

2部分液壓元件參數(shù)計算與選擇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、p液壓泵的工作壓力應(yīng)當(dāng)考慮液壓最高有效工作壓力和管路系統(tǒng)的壓力損失。所以泵的工作壓力為：式中：液壓泵的最大工作壓力。液壓缸的最高有效工作壓力。管路系統(tǒng)的壓力損失，取則:上述計算所得的是系統(tǒng)的靜態(tài)壓力，考慮到系統(tǒng)在各種工況的過度階段出現(xiàn)的動態(tài)壓力往往超出靜態(tài)壓力，另外考慮到一定的壓力儲備量，并確保泵的壽命，查找參考文獻(xiàn)[4]，因此選泵的壓力值P額2.1.2確定泵的流量qp液壓泵的最大流量應(yīng)為式中：——液壓缸所需流量的最大值，——系統(tǒng)的泄漏系數(shù)，取又由于溢流閥的最小穩(wěn)定溢流量為3L/min，故需要補油3L/min。則：2.1.3選擇液壓泵的規(guī)格型號由以上壓力和流量的數(shù)值查閱產(chǎn)品目錄，由參考文獻(xiàn)[4]最后確定選取PFE-52129Z柱銷式葉片泵每轉(zhuǎn)排量：q0=129ml/r額定壓力；P=25MPa電機轉(zhuǎn)速:n容積效率：，總效率2.1.4選擇電動機的功率、轉(zhuǎn)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,可按此階段估算電動機功率。由于工況圖中的壓力值不包括由泵到液壓缸這段管路的壓力損失，這時液壓泵的供油壓力值為2Mpa。流量為已選取的流量值為91.56L/min。在快退時這段管路的壓力損失若取，液壓泵總效率。則電動機功率為：按產(chǎn)品目錄選用Y160M2-2型電動機，其功率為15Kw,轉(zhuǎn)速為1400r/min。2.2閥類元件及輔助元件的選擇根據(jù)所擬定的液壓系統(tǒng)原理圖，查找參考文獻(xiàn)[5]，按通過各元件的最大流量來選擇液壓元件的規(guī)格。則可得所選定的液壓元件如下表所示：表4序號元件名稱最大流量（L/min）最大工作壓力（Mpa）型號選擇1單向閥212525CRG-062單向閥44025CRG-033壓力表開關(guān)2025KF-284三位四通電磁閥312031.5DSG-03-3C50-505調(diào)速閥54525MFC-03-206溢流閥7025MBA-03-2-207二位三通電磁閥5100253WE10A2.3油管的計算和選擇主油路上的壓油管流量，允許流速取,則管徑d為可選擇內(nèi)徑為的油管。出油管內(nèi)徑尺寸按流量，來計算，則出油管內(nèi)徑為可選擇內(nèi)徑的油管。2.4確定油箱容量按經(jīng)驗公式計算V=(5~7)qp=6x91.56=550

3.液壓缸設(shè)計3.1液壓缸的主要參數(shù)計算3.1.1初選液壓缸的工作壓力由于課題是小型液壓機，參考文獻(xiàn)[3]表9-2預(yù)選液壓缸的工作壓力3.1.2確定液壓缸的主要結(jié)構(gòu)參數(shù)將液壓缸的無桿腔作為主工作腔，考慮到液壓缸下行時用液壓方式平衡，則可算出液壓缸無桿腔的有效面積：A液壓缸內(nèi)徑：D=跟據(jù)參考文獻(xiàn)[1]表3-5，將液壓缸內(nèi)徑圓整為標(biāo)準(zhǔn)值，。根據(jù)快速上升與快速下降的速度相等，采用液壓缸差動連接來實現(xiàn)，從而確定活塞桿直徑，由，得：跟據(jù)參考文獻(xiàn)[1]表3-5，將活塞桿直徑圓整為標(biāo)準(zhǔn)值，取，從而算得液壓缸有桿腔與無桿腔的實際有效面積為：3.1.3確定液壓缸的流量工作缸快速空程時所需流量工作缸壓制時所需流量工作缸回程時所需流量3.2液壓缸的選擇3.2.1缸筒和缸蓋組件eq\o\ac(○,1)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，由參考文獻(xiàn)[4]表22.6-58查的，液壓缸進(jìn)出油口尺寸選用M33×2Jmin=19.0mmK=3.1mmE=38.0mmPmin=22.0mmSmax=2.5mmYmin=46mmeq\o\ac(○,2)確定缸筒和缸蓋的連接形式查找參考文獻(xiàn)[4]表4-5，在本設(shè)計中，缸筒和缸蓋的連接形式選用焊接。eq\o\ac(○,3)選擇缸筒和缸蓋材料缸筒選材：35號鋼前缸蓋選材：鑄鋼45后缸蓋選材：鑄鋼45eq\o\ac(○,4)計算缸筒和缸蓋的結(jié)構(gòu)參數(shù)1)缸筒壁厚的計算本次設(shè)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；—試驗壓力，MPa，工作壓力p≤16MPa時，=1.5p；工作壓力≥16MPa時，=1.25p；D—液壓缸內(nèi)徑，m；—缸體材料許用應(yīng)力，MPa，取鑄鋼=120Pa；2)缸筒外徑的計算見參考文獻(xiàn)[1]表3-11標(biāo)準(zhǔn)液壓缸的缸筒外徑系列，選取的液壓缸信息如下表：表5產(chǎn)品系列代號額定壓力缸筒內(nèi)徑D/mmE型25125缸筒外徑/mm1603)缸底厚度h的計算當(dāng)缸底有油口時式中—缸底材料許用應(yīng)力，MPa；4)液壓缸法蘭安裝根據(jù)參考文獻(xiàn)[4]表5-24，前部，尾部法蘭均取直徑280mm,螺釘孔分布圓直徑235mm，螺釘孔直徑22mm,eq\o\ac(○,5)缸筒與缸蓋的配合根據(jù)參考文獻(xiàn)[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(dǎo)向套采用H7/g6配合；缸底與缸筒采用H7/g6配合。3.2.2排氣裝置排氣裝置用于排除液壓缸內(nèi)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(diào)試前排除液壓缸內(nèi)的空氣。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(shè)置排氣裝置，如排氣閥等。排氣閥的結(jié)構(gòu)有多種形式常用的有如參考文獻(xiàn)[4]圖5-4所示的幾種結(jié)構(gòu)，該系統(tǒng)中采用參考文獻(xiàn)[1]圖3-25（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45號碳素鋼，錐面熱處理硬度HRC38～44。3.3活塞及活塞桿組件3.3.1確定活塞及活塞桿的連接形式活塞與活塞桿的連接結(jié)構(gòu)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(dāng)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(xiàn)[1],表3-13，本設(shè)計根據(jù)工作壓力及活塞直徑、機械振動的大小，選用螺紋連接。3.3.2選擇活塞及活塞桿的材料由參考文獻(xiàn)[1]可選有導(dǎo)向環(huán)活塞；活塞的材料通常采用鋼，球磨鑄鐵，灰鐵HT15-33,HT20-40和鋁合金等。本設(shè)計根據(jù)條件選擇45號鋼；粗加工后調(diào)質(zhì)到硬度為229～285HB。3.3.3活塞與缸筒的密封結(jié)構(gòu)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(jù)液壓缸的工作壓力及作用選擇Yx型密封圈進(jìn)行密封。見參考文獻(xiàn)[4]，表5-8。溝槽的公差選取為h9或H9。3.3.4活塞桿的結(jié)構(gòu)形式活塞桿一般為實心桿，本次也采用的實心桿?；钊麠U的外端頭部與載荷的拖動機構(gòu)相聯(lián)接，為了避免活塞桿在工作中產(chǎn)生偏心承載力。適應(yīng)液壓缸的安裝要求。提高其作用效率。應(yīng)該根據(jù)載荷的具體情況，選樣適合的桿頭連接形式?；钊麠U端部與工作機械的連接結(jié)構(gòu)，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(jié)構(gòu)形式；外螺紋連接；內(nèi)螺紋連接。液壓缸通常通過活塞桿的端部與其驅(qū)動機構(gòu)相連接。參見參考文獻(xiàn)[4]，表5-3常用活塞桿端部結(jié)構(gòu)形式，則本設(shè)計選用法蘭結(jié)構(gòu)形式。3.3.5活塞桿的強度校核活塞桿只承受軸向力的作用，因此只進(jìn)行拉壓強度校核，此時3.3.6活塞桿的導(dǎo)向、密封和防塵活塞桿導(dǎo)向套裝在液壓缸的有桿側(cè)端蓋內(nèi)，用以對活塞桿進(jìn)行導(dǎo)向，內(nèi)裝有密封裝置以保證缸筒有桿腔的密封。外側(cè)裝有防塵圈，以防止活塞桿在后退時時把雜質(zhì)、灰塵和水分帶到密封裝置處，損壞密封裝置。當(dāng)導(dǎo)向套采用非耐磨材料時，其內(nèi)圈還可以裝設(shè)導(dǎo)向環(huán)，用作活塞桿的導(dǎo)向。eq\o\ac(○,1)導(dǎo)向套的尺寸配置與最小導(dǎo)向長度導(dǎo)向套的主要尺寸時支承長度，通常按活塞桿直徑、導(dǎo)向套的形式、導(dǎo)向套材料承受能力、可能遇到的最大側(cè)向負(fù)載等因素來考慮。導(dǎo)向套過短將使缸應(yīng)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(shè)計時必須保證有一定的導(dǎo)向長度，一般液壓缸的最小導(dǎo)向長度應(yīng)滿足：L—液壓缸最大行程，mm；D—缸筒內(nèi)經(jīng)，mm；其他尺寸見參考文獻(xiàn)[4]，表5-10導(dǎo)向套的尺寸配置與最小導(dǎo)向長度。其中導(dǎo)向面長度包括了導(dǎo)向套的長度與缸蓋厚度部分，參見參考文獻(xiàn)[4]，選擇普通導(dǎo)向套。取導(dǎo)向套長度為60mm，端蓋總厚度80mm，防塵圈溝槽寬度為16mm。又因?qū)蛎婵傞L度為60+80-16=124mm>80mm，故滿足要求。導(dǎo)向套外圓與端蓋內(nèi)孔的配合采用H7/g6。導(dǎo)向套內(nèi)徑的配合一般多為H8/f9（或H9/f9），其表面粗糙度為0.63～1.25。外圓與內(nèi)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(nèi)孔中的環(huán)形油槽要淺而寬，以保證良好潤滑。eq\o\ac(○,2)活塞桿的密封和防塵參見參考文獻(xiàn)[1]，表3-29活塞桿常用密封與防塵結(jié)構(gòu)，選用J型防塵圈。3.3.7活塞活塞在液體壓力的作用下沿缸筒往復(fù)滑動，因此它于缸筒的配合應(yīng)適當(dāng)，即不能過緊，也不能間隙過大。設(shè)計活塞時，主要任務(wù)就是確定活塞的結(jié)構(gòu)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?；钊慕Y(jié)構(gòu)形式：活塞的結(jié)構(gòu)形式分為整體活塞和組合活塞，根據(jù)密封裝置形式來選用活塞結(jié)構(gòu)形式，參考文獻(xiàn)[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0形圈密封。所以，活塞的結(jié)構(gòu)形式可選用組合活塞。3.3.8緩沖裝置液壓缸的行程終端緩沖裝置可使帶著負(fù)載的活塞，在到達(dá)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(nèi)油液（全部或部分）通過節(jié)流把動能轉(zhuǎn)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，一般不采用緩沖裝置；在0.2m/s時，則必須采用緩沖裝置。本設(shè)計的液壓系統(tǒng)最大速度為12m/min，即0.2m/s,需采用緩沖裝置。根據(jù)參考文獻(xiàn)[1]，查的采用恒節(jié)流型緩沖裝置3.4缸體長度的確定液壓缸的缸體內(nèi)部長度應(yīng)等于活塞的行程，活塞的寬度和導(dǎo)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(nèi)徑的20～30倍,即在本系統(tǒng)中缸體長度不大于72000～10800mm。參見參考文獻(xiàn)[1]表3-22，則本系統(tǒng)中：活塞行程L=350mm；活塞寬度B=（0.6～1）D=75～125mm，其中D為液壓缸內(nèi)經(jīng)；導(dǎo)向套滑動面的長度A=（0.6～1）d=54～90mm；取活塞寬度B=75mm，導(dǎo)向套滑動面的長度A=54mm，液壓缸缸底厚度H=50mm，液壓缸缸蓋厚度H=30mm液壓缸缸體內(nèi)部長度為液壓缸行程長度、導(dǎo)向套寬度與活塞寬度之和，即：350+54+75=479mm液壓缸缸體外形長度為液壓缸內(nèi)部長度與缸蓋厚度之和，即：479+50+30=549mm由于549（10-15）d，所以不需要對活塞桿進(jìn)行校核。

4液壓系統(tǒng)性能的驗算液壓系統(tǒng)初步設(shè)計是在某些估計參數(shù)情況下進(jìn)行的，當(dāng)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(shè)計的系統(tǒng)進(jìn)行各項性能分析。對一般液壓傳動系統(tǒng)來說，主要是進(jìn)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(jù)分析計算發(fā)現(xiàn)問題，對某些不合理的設(shè)計要重新進(jìn)行調(diào)整，或采取其他必要的措施。4.1壓力損失的驗算由于在整個循環(huán)過程中，壓制的時候壓力損失最大，故只要壓制時的壓力損失滿足要求，則其余情況下的壓力損失都滿足要求，則壓制時的壓力損失為Δp=Δp1+Δp2+Δp3式中——管路的沿程壓力損失之和——管路的壓力損失之和——閥類元件的局部損失之和設(shè)該液壓系統(tǒng)的進(jìn)回油管的長度為2m，油管的內(nèi)徑選，選用L-HL32號液壓油，考慮到油的最低溫度為15℃，則查找參考文獻(xiàn)[4]可查得：15℃時該液壓油曲運動粘度V=150cst=1.5cm／s；該液壓油的密度ρ=920kg／m。4.1.1壓制時進(jìn)油路壓力損失運動部件工作進(jìn)給時的最大速度為0.2m／min，進(jìn)給時的最大流量為73.63L／min，則液壓油在管內(nèi)流速V為：,則雷諾數(shù)為，可知為層流。又因Rel＜2300，可見油液在管道內(nèi)流態(tài)為層流其沿程阻力系數(shù)：λ1=75/694=0.108，則進(jìn)油管道的沿程壓力損失ΔP為：管道的局部壓力損失常用以下經(jīng)驗公式計算?p2=0.1?p1=0.0各工況下閥類元件的局部壓力損失可根據(jù)下式計算進(jìn)油路總的壓力損失為Σ?pi4.1.2壓制時間回油路的壓力損失由于選用單活塞桿液壓缸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(jìn)油管的二分之一，則又因Rel＜2300，可見油液在管道內(nèi)流態(tài)為層流則其沿程阻力系數(shù)為：回油管道的沿程壓力損失管道的局部壓力損失常用以下經(jīng)驗公式計算?p2=0.1?p1=0.019各工況下閥類元件的局部壓力損失可根據(jù)下式計算故回油路的總壓力損失為：Σ?po4.1.3壓制時間整個油路的壓力損失將回油路上的壓力損失折算到進(jìn)油上去，得到壓制時整個回路中的壓力損失ΣΔp=Σ?=0.6649+0.4889×=1.119MPa<1.5MPa故壓力損失符合要求。4.2液壓系統(tǒng)的發(fā)熱溫升計算工進(jìn)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(jìn)時的情況來計算。近似認(rèn)為損失的功率都轉(zhuǎn)變?yōu)闊崃?，按下式計算Phr工進(jìn)時液壓缸的有效功率為Pc=Fv=56111×0.2則液壓系統(tǒng)的總輸入功率為Pr=Pqq由此計算得液壓系統(tǒng)的發(fā)熱量為H=Pr-Pc=11.58則油液溫升近似為?T==11.393×=20℃溫升沒有超過允許范圍，液壓系統(tǒng)中無須設(shè)置冷卻器。

5.液壓系統(tǒng)仿真分析5.1液壓系統(tǒng)設(shè)計5.1.1液壓系統(tǒng)工作原理圖考慮到油壓機工作時所需功率較大，故采用容積調(diào)速方式。為滿足速度的有極變化，采用壓力補償變量液壓泵供油。在快速下降時，液壓泵以全流量供油，在壓制時，泵的流量逐到零。當(dāng)液壓缸反向回程時，泵的流量恢復(fù)到全流量。液壓缸的運動方向采用三位四通M型中位機能電液換向閥控制，停機時換向閥處于中位，使液壓泵卸荷，快速下降時換向閥處于左位位，快速回程時換向閥處于右位。在三位四通電磁換向閥與液壓缸之間設(shè)置一個液控單向閥，其控油口與液壓缸的出油口管路相接，進(jìn)油口與三位四通電磁換向閥相接，出油口與液壓缸進(jìn)油路相接，形成保壓回路。故綜合考慮參考文獻(xiàn)[2]和參考文獻(xiàn)[3]可得原理圖見下：圖95.1.2電氣控制系統(tǒng)設(shè)計設(shè)計電氣控制回路，如圖10所示，圖中電氣控制回路元件名稱見表6。圖10電氣控制原理圖當(dāng)按下啟動按鈕Ｓ１時，繼電器ＫＭ１得電并通過電路２的常開觸點ＫＭ１被激活鎖住。電路７上的常開觸點ＫＭ１閉合，三位四通電磁閥的電磁線圈YA1得電工作在左位，壓力油經(jīng)單向閥，三位四通電磁閥直接進(jìn)入液壓缸左腔，活塞桿以推進(jìn)方式向下伸出。實現(xiàn)快速下降。當(dāng)活塞桿到達(dá)行程開關(guān)Ｓ2位置時，電路３中行程開關(guān)Ｓ2閉合接通，電路４中常開觸點ＫＭ3閉合，電路３、４自鎖，1YA、3YA通電，液壓缸形成“差動連接”，使液壓缸左右兩腔接通，實現(xiàn)活塞桿的“慢伸”。從而實現(xiàn)壓制按下退回按鈕S3，電路１、3中的常閉觸點ＫＭ2打開，解除電路２、３、４中的常開觸點ＫＭ１、ＫＭ3的閉鎖。1YA斷電、2YA通電、3YA通電，液壓油經(jīng)過三位四通電磁換向閥4的右位，經(jīng)過單向閥6、二位三通電磁閥7左位進(jìn)入液壓缸下腔，實現(xiàn)快速回程。5.2液壓系統(tǒng)仿真分析5.2.1快速下降1YA通電，泵9的流量通過三位四通電磁閥3進(jìn)入油缸7的上腔，使活塞快速下行。進(jìn)油路：液壓泵—單向閥2—三位四通電磁閥3左位—油缸7上腔回油路：油缸7下腔—換向閥6左位—節(jié)流閥5—三位四通電磁閥3左位—郵箱8圖11快速下降5.2.2壓制保壓1YA、3YA通電，液壓缸形成“差動連接”，使液壓缸左右兩腔接通，實現(xiàn)活塞桿的“慢伸”。從而實現(xiàn)壓制進(jìn)油路：液壓泵—單向閥2—三位四通電磁閥3左位—油缸7上腔保壓：回油路：油缸7下腔—換向閥6左位位—油缸7上腔圖12壓制保壓5.2.3快速退回1YA斷電、2YA通電、3YA通電，液壓油經(jīng)過三位四通電磁換向閥4的右位，經(jīng)過單向閥6、二位三通電磁閥7左位進(jìn)入液壓缸下腔，實現(xiàn)快速回程。進(jìn)油路：液壓泵—單向閥2—三位四通電磁閥3右位—單向閥4—換向閥6右位—油缸7下腔回油路：油缸7上腔—三位四通電磁閥3右位—郵箱8圖13快速退回5.2.4原位停止活塞桿回程后1YA、2YA、3YA均斷電，原位停止，油泵卸荷。其油路走向為：液壓泵—單向閥2—三位四通電磁閥3中位—郵箱8圖14原位停止

6.主油缸的裝配圖繪制與選型6.1繪制主油缸裝配圖根據(jù)上述設(shè)計參數(shù)，利用AUTOCAD2014軟件繪制主油缸裝配圖，圖紙選擇A2號圖紙，整個主油缸大致分為12個主要零件。如下圖所示：圖15主油缸裝配圖圖16明細(xì)欄6.2選型：根據(jù)計算，確定主油缸各主要尺寸參數(shù)，然后需根據(jù)書上選型方法進(jìn)行選型。6.2.1液壓缸類型及結(jié)構(gòu)方式：根據(jù)參考文獻(xiàn)[1]表3-1，選定為雙作用液壓缸，且為單活塞桿，其主要特點是活塞可雙向運動，且具有一定的緩沖效果。選擇缸的結(jié)構(gòu)類型：根據(jù)《液壓傳動與控制課程設(shè)計指導(dǎo)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(jié)構(gòu)簡單，制造和安裝均較為方便，缸筒是用內(nèi)徑經(jīng)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(nèi)徑和額定工作壓力的限制。當(dāng)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(nèi)經(jīng)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(yīng)力可能超過屈服極限，因此這類缸適用于行程≤1.5m，缸內(nèi)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(fù)載和惡劣的外界環(huán)境條件。但由于前端蓋螺紋強度和預(yù)緊時端蓋該對操作的限制，因此不適用于過大缸內(nèi)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(fù)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，我們最后選擇了拉桿型液壓缸，但連接處采用了法蘭連接，前段處采用如參考文獻(xiàn)[1]中圖3-1所示前端法蘭安裝方式。6.2.2安裝方式：選擇安裝方式：由中參考文獻(xiàn)[1]表3-3、3-4所示，我們設(shè)計的是一臺小型油壓機的液壓系統(tǒng)，由于作用力與支撐中心在同一軸線上，負(fù)載導(dǎo)向要求為需要導(dǎo)向，因此選擇了具有導(dǎo)向套的法蘭安裝方式。圖17法蘭盤6.2.3主要技術(shù)性能參數(shù)：液壓缸的工作壓力P液壓缸的內(nèi)徑D=125mm活塞桿直徑d=90mm液壓缸的外徑D=160mm液壓缸缸體內(nèi)部長度為液壓缸行程長度、導(dǎo)向套寬度與活塞寬度之和，即：350+54+75=479mm液壓缸缸體外形長度為液壓缸內(nèi)部長度與缸蓋厚度之和，即：479+50+30=549mm圖18尺寸圖6.2.4缸筒及加工要求：根據(jù)參考文獻(xiàn)[1]中表3-9可知，需選擇端蓋與缸筒的連接方式。由于我們是小型液壓裝置，因此選擇了端蓋與缸筒進(jìn)行焊接的方式，這種方式通常結(jié)構(gòu)簡單、尺寸較小，但缸體容易變形，而我們設(shè)計為小型壓力，因此可選擇此方式連接。在選材方面，由于工作溫度、焊接性能、較好的強度和沖擊韌性等性質(zhì)要求，具體包括要有足夠的強度，能長期承受最高工作壓力及短期動態(tài)試驗壓力而不致產(chǎn)生永久變形；有足夠的剛度，能承受活塞側(cè)向力和安裝的反作用力而不致產(chǎn)生彎曲；內(nèi)表面與活塞密封件寄到想換的摩擦力的作用下，能長期工作而且磨損很少，尺寸公差等級形位公差等級足以保證活塞密封件的密封性；需要焊接的缸筒還要有較良好的可焊性，以便在焊接上法蘭或者管子接頭以后不至于纏身裂紋或過大的變形，因此缸筒和端蓋全部采用45號鋼，且需進(jìn)行調(diào)質(zhì)處理缸筒加工要求：由于缸筒內(nèi)徑采用H7或H8級配合，表面粗糙度值應(yīng)該為1.6~3.2之間，需要進(jìn)行研磨。熱處理則應(yīng)進(jìn)行調(diào)質(zhì)，缸筒內(nèi)經(jīng)的圓度、錐度、圓柱度都要有較高的要求。缸筒的直線度公差在500mm長度上不大于0.03mm。通往油口、排氣閥控的內(nèi)孔必須