0畢業(yè)設計（論文）臥式單面鉆鏜兩用組合機床液壓系統設計課 題 名 稱：專 業(yè) 班 級： 學 生 姓 名： 指 導 教 師： 年 月 日I摘 要本課題研究的主要內容是臥式單面鉆鏜兩用組合機床液壓系統設計。液壓系統的設計是整個機器設計的一部分，它的任務是根據機器的用途、特點和要求，利用液壓傳動的基本原理，擬定出合理的液壓系統圖，再經過必要的計算來確定液壓系統的參數，然后按照這些參數來選用液壓元件的規(guī)格和進行系統的結構設計，最后對液壓系統的主要性能進行驗算。作為現代機械設備實現傳動與控制的重要技術手段，液壓技術在國民經濟各領域得到了廣泛的應用。與其他傳動控制技術相比，液壓技術具有能量密度高﹑配置靈活方便﹑調速范圍大﹑工作平穩(wěn)且快速性好﹑易于控制并過載保護﹑易于實現自動化和機電液一體化整合﹑系統設計制造和使用維護方便等多種顯著的技術優(yōu)勢，因而使其成為現代機械工程的基本技術構成和現代控制工程的基本技術要素。關鍵字：滑臺液壓系統；液壓系統；液壓元件; 性能IIABSTRACTAs an important technical means of modern machinery and equipment to achieve transmission and control of hydraulic technology in all areas of the national economy has been widely used. Compared with other transmission control technology, hydraulic technology with high energy density configuration flexibility steady speed range, good work and quick and easy to control and overload protection easy to automate and integrate ﹑ hydraulic integrated system design and manufacturing and maintenance of a variety of significant technological advantage and convenient, thus making it essential technical elements constitute the basic technology and modern control engineering, modern mechanical engineering.The main contents of this research is two-sided hole drilled through the combination of horizontal hydraulic machine power sliding feed system design. The design of the hydraulic system is part of the machine design, and its mission is based on the use, characteristics and requirements of the machine, using the basic principles of hydraulic transmission, hydraulic system to work out a reasonable figure, and then after the necessary calculations to determine the parameters of the hydraulic system then follow these parameters to choose the specifications of hydraulic components and structural design of the system, and finally to the main performance hydraulic system checking.Keywords: hydraulic components;; slipway hydraulic system; hydraulic system performance1目錄摘 要 IABSTRACT .II1 緒論 11.1 課題目的、意義及相關研究動態(tài) .11.2 國內外的發(fā)展概況 .21.3 液壓概況 .31.4 液壓工作原理 .41.5 液壓系統的設計步驟與設計要求 52 方案討論及總體設計 .63 液壓系統的功能原理計算 73.1 液壓缸液壓系統設計要求分析 .73.2 負載分析 83.2.1 工作負載 83.2.2 摩擦負載 83.2.3 慣性負載 83.2.4 液壓缸在各階段的負載值 83.2.5 負載圖與速度圖的繪制 93.3 液壓缸主要參數的確定 103.4 計算和確定 2 個液壓缸的主要尺寸 103.5 制定液壓回路方案，擬定液壓系統原理圖 193.6 計算與選擇液壓元件 213.6.1 液壓泵及驅動電機計算與選定 213.6.2 液壓控制閥和液壓輔助元件的選定 223.6.3 油管的選擇 .233.6.4 液壓系統的驗算 .254 結論與展望 .294.1 結論 .294.2 不足之處及未來展望 .29致 謝 30參考文獻 3111 緒論1.1 課題目的、意義及相關研究動態(tài)與發(fā)達國家相比，我國的液壓產品盡管產值產量不低，但高端產品幾乎由國外發(fā)達國家占據。我國工程機械行業(yè)是液壓元件的大用戶，但工程機械中的高壓大流量柱塞泵和馬達主要依靠進口，由于國外企業(yè)配額制度優(yōu)先歐美等原因，液壓元件的交貨期最長達一年半，如此交貨期嚴重制約我國工程機械的發(fā)展。還有許多國外高端的液壓元件屬于軍事、航空航天等安全領域我國無法獲得。與發(fā)達國家相比，我國液壓行業(yè)存在閥體和泵體鑄造能力差、元器件材質性能差、加工精度和穩(wěn)定性差、熱處理工藝差等問題，我國液壓行業(yè)在技術上與國外先進國家的差距甚遠，而且這一差距有增大的趨勢。因此我們應該有危機感，通過技術創(chuàng)新趕超德國、美國、日本等液壓先進國家。研究液壓行業(yè)技術創(chuàng)新的目的就是根據我國液壓行業(yè)的自身特點，應用技術創(chuàng)新理論和原理，尋求我國液壓行業(yè)技術創(chuàng)新策略和措施，從而推動我國液壓行業(yè)的技術創(chuàng)新和技術發(fā)展，設計和制造出高端液壓元件、液壓附件和液壓系統，更好地為主機服務，從而實現從液壓大國到液壓強國的轉變。本課題來源于生產實踐，液壓系統利用液壓泵將原動機的機械能轉換為液體的壓力能，通過液體壓力能的變化來傳遞能量，經過各種控制閥和管路的傳遞，借助于液壓執(zhí)行元件(液壓缸或馬達)把液體壓力能轉換為機械能，從而驅動工作機構，實現直線往復運動和回轉運動。其中的液體稱為工作介質，一般為礦物油，它的作用和機械傳動中的皮帶、傳動它是以液壓油為工作介質，通過動力元件將原動機的機械能變?yōu)橐簤河偷膲毫︽湕l和齒輪等傳動元件相類似。液壓能，再通過控制元件，然后借助執(zhí)行元件將壓力能轉換為機械能，驅動負載實現直線或回轉運動，且通過對控制元件擾動時，執(zhí)行元件的輸出量一般要偏離原有調定值，產生一定的誤差。液壓系統主要由：動力元件（油泵） 、執(zhí)行元件（油缸或液壓馬達） 、控制元件（各種閥） 、輔助元件和工作介質等五部分組成。在液壓傳動中，液壓油缸就是一個最簡單而又比較完整的液壓傳動系統，分析它的工作過程，可以清楚的了解液壓傳動的基本原理。液壓傳動有許多突出的優(yōu)點，因此它的應用非常廣泛。未來社會是一個環(huán)保的，低污染，低消耗的社會，這就要求我們在改善液壓系2統的技術方面下功夫，作為即將走進社會的我們更應該關注新技術的應用和開發(fā)。本課題來源于生產實踐，液壓系統利用液壓泵將原動機的機械能轉換為液體的壓力能，通過液體壓力能的變化來傳遞能量，經過各種控制閥和管路的傳遞，借助于液壓執(zhí)行元件(液壓缸或馬達)把液體壓力能轉換為機械能，從而驅動工作機構，實現直線往復運動和回轉運動。由于液壓技術廣泛應用了高技術成果，如自動控制技術、計算機技術、微電子技術、磨擦磨損技術、可靠性技術及新工藝和新材料，使傳統技術有了新的發(fā)展，也使液壓系統和元件的質量、水平有一定的提高。盡管如此，走向二十一世紀的液壓技術不可能有驚人的技術突破，應當主要靠現有技術的改進和擴展，不斷擴大其應用領域以滿足未來的要求。綜合國內外專家的意見，其主要的發(fā)展趨勢將集中在以下幾個方面：1．減少能耗,充分利用能量液壓技術在將機械能轉換成壓力能及反轉換方面，已取得很大進展，但一直存在能量損耗，主要反映在系統的容積損失和機械損失上。如果全部壓力能都能得到充分利用，則將使能量轉換過程的效率得到顯著提高。為減少壓力能的損失，必須解決下面幾個問題：2．主動維護液壓系統維護已從過去簡單的故障拆修，發(fā)展到故障預測，即發(fā)現故障苗頭時，預先進行維修，清除故障隱患，避免設備惡性事故的發(fā)展。要實現主動維護技術必須要加強液壓系統故障診斷方法的研究，當前，憑有經驗的維修技術人員的感宮和經驗，通過看、聽、觸、測等判斷找故障已不適于現代工業(yè)向大型化、連續(xù)化和現代化方向發(fā)展，必須使液壓系統故障診斷現代化，加強專家系統的研究，要總結專家的知識,建立完整的、具有學習功能的專家知識庫，并利用計算機根據輸入的現象和知識庫中知識，用推理機中存在的推理方法，推算出引出故障的原因，提高維修方案和預防措施。另外，還應開發(fā)液壓系統自補償系統，包括自調整、自潤滑、自校正，在故障發(fā)生之前，進市補償，這是液壓行業(yè)努力的方向。3．機電一體化電子技術和液壓傳動技術相結合，使傳統的液壓傳協與控制技術增加了活力，3擴大了應用領域。實現機電一體化可以提高工作可靠性，實現液壓系統柔性化、智能化，改變液壓系統效率低，漏油、維修性差等缺點。1.2 國內外的發(fā)展概況液壓傳動和氣壓傳動稱為流體傳動，是根據 17 世紀帕斯卡提出的液 體靜壓力傳動原理而發(fā)展起來的一門新興技術，是工農業(yè)生產中廣為應用的一門技術。如今，流體傳動技術水平的高低已成為一個國家工業(yè)發(fā)展水平的重要標志。第一個使用液壓原理的是 1795 年英國約瑟夫·布拉曼(Joseph Braman,1749-1814)，在倫敦用水作為工作介質,以水壓機的形式將其應用 于工業(yè)上,誕生了世界上第一臺水壓機。1905 年他又將工作介質水改為油, 進一步得到改善。 第一次世界大戰(zhàn)(1914-1918)后液壓傳動廣泛應用,特別是 1920 年以后,發(fā) 展更為迅速。液壓元件大約在 19 世紀末 20 世紀初的 20 年間,才開始進入 正規(guī)的工業(yè)生產階段。1925 年維克斯(F.Vikers)發(fā)明了壓力平衡式葉片泵,為 近代液壓元件工業(yè)或液壓傳動 的逐步建立奠定了基礎。20 世紀初康斯坦 丁·尼斯克(G·Constantimsco)對能量波動傳遞所進行的理論及實際研究;1910 年對液力傳動(液力聯軸節(jié)、液力變矩器等 )方面的貢獻，使這兩方面領域 得到了發(fā)展。 我國的液壓工業(yè)開始于 20 世紀 50 年代，液壓元件最初應用于機床和 鍛壓設備。60 年代獲得較大發(fā)展，已滲透到各個工業(yè)部門，在機床、工程 機械、冶金、農業(yè)機械、汽車、船舶、航空、石油以及軍工等工業(yè)中都得到了普遍的應用。當前液壓技術正向高壓、高速、大功率、高效率、低噪聲、低能耗、長壽命、高度集成化等方向發(fā)展。同時，新元件的應用、系統計算機輔助設計、計算機仿真和優(yōu)化、微機控制等工作，也取得了顯著成果。 目前，我國的液壓件已從低壓到高壓形成系列，并生產出許多新型元 件，如插裝式錐閥、電液比例閥、電液伺服閥、電業(yè)數字控制閥等。我國機械工業(yè)在認真消化、推廣國外引進的先進液壓技術的同時，大力研制、開發(fā)國產液壓件新產品，加強產品質量可靠性和新技術應用的研究，積極采用國際標準，合理調整產品結構，對一些性能差而且不符合國家標準的液壓件產品，采用逐步淘汰的措施。由此可見，隨著科學技術的迅速發(fā)展，液壓技術將獲得進一步發(fā)展，在各種機械設備上的應用將更加廣泛。1.3 液壓概況當前，液壓技術在實現高壓、高速、大功率、高效率、低噪聲、經久耐用、高4度集成化等各項要求方面都取得了重大的進展，在完善比例控制、數字控制等技術上也有許多新成就。此外，在液壓元件和液壓系統的計算機輔助設計、計算機仿真和優(yōu)化以及微機控制等開發(fā)性工作方面，更日益顯示出顯著的成績。從 17 世紀中葉巴斯卡提出靜壓傳遞原理、18 世紀末英國制成世界上第一臺水壓機算起，也已有二三百年歷史了。近代液壓傳動在工業(yè)上的真正推廣使用只是本世紀中葉以后的事，至于它和微電子技術密切結合，得以在盡可能小的空間內傳遞出盡可能大的功率并加以精確控制，更是近 10 年內出現的新事物。我國的液壓工業(yè)開始于本世紀 50 年代，其產品最初只用于機床和鍛壓設備，后來才用到拖拉機和工程機械上。自 1964 年從國外引進一些液壓元件生產技術、同時進行自行設計液壓產品以來，我國的液壓件生產已從低壓到高壓形成系列，并在各種機械設備上得到了廣泛的使用。80 年代起更加速了對西方先進液壓產品和技術的有計劃引進、消化、吸收和國產化工作，以確保我國的液壓技術能在產品質量、經濟效益、人才培訓、研究開發(fā)等各個方面全方位地趕上世界水平。1.4 液壓工作原理驅動的液壓系統，它由油箱、濾油器、液壓泵、溢流閥、開停閥、節(jié)流閥、換向閥、液壓缸以及連接這些元件的油管組成。它的工作原理：液壓泵由電動機帶動旋轉后，從油箱中吸油。油液經濾油器進入液壓泵，當它從泵中輸出進入壓力管后，將換向閥手柄、開停手柄方向往內的狀態(tài)下，通過開停閥、節(jié)流閥、換向閥進入液壓缸左腔，推動活塞和工作臺向右移動。這時，液壓缸右腔的油經換向閥和回油管排回油箱。為了克服移動工作臺時所受到的各種阻力，液壓缸必須產生一個足夠大的推力，這個推力是由液壓缸中的油液壓力產生的。要克服的阻力越大，缸中的油液壓力越高；反之壓力就越低。輸入液壓缸的油液是通過節(jié)流閥調節(jié)的，液壓泵輸出的多余的油液須經溢流閥和回油管排回油箱，這只有在壓力支管中的油液壓力對溢流閥鋼球的作用力等于或略大于溢流閥中彈簧的預緊力時，油液才能頂開溢流閥中的鋼球流回油箱。所以，在系統中液壓泵出口處的油液壓力是由溢流閥決定的，它和缸中的油液壓力不一樣大。液壓傳動有以下一些優(yōu)點：在同等的體積下，液壓裝置能比電氣裝置產生出更多的動力，因為液壓系統中的壓力可以比電樞磁場中的磁力大出 30~40 倍。在同等的功率下，液壓裝置的體積5小，重量輕，結構緊湊。液壓馬達的體積和重量只有同等功率電動機的 12%左右。液壓裝置工作比較平穩(wěn)。由于重量輕、慣性小、反應快，液壓裝置易于實現快速啟動、制動和頻繁的換向。液壓裝置的換向頻率，在實現往復回轉運動時可達500 次/min ，實現往復直線運動時可達 1000 次/min。液壓裝置能在大范圍內實現無級調速（調速范圍可達 2000） ，它還可以在運行的過程中進行調速。液壓傳動易于自動化，這是因為它對液體壓力、流量或流動方向易于進行調節(jié)或控制的緣故。當將液壓控制和電氣控制、電子控制或氣動控制結合起來使用時，整個傳動裝置能實現很復雜的順序動作，接受遠程控制。液壓裝置易于實現過載保護。液壓缸和液壓馬達都能長期在失速狀態(tài)下工作而不會過熱，這是電氣傳動裝置和機械傳動裝置無法辦到的。液壓件能自行潤滑，使用壽命較長。由于液壓元件已實現了標準化、系列化和通用化，液壓系統的設計、制造和使用都比較方便。液壓元件的排列布置也具有較大的機動性。用液壓傳動來實現直線運動遠比用機械傳動簡單。液壓傳動的缺點是：液壓傳動不能保證嚴格的傳動化，這是由液壓油液的可壓縮性和泄漏等原因造成的。液壓傳動在工作過程中常有較多的能量損失（摩擦損失、泄漏損失等） ，長距離傳動時更是如此。液壓傳動對油溫變化比較敏感，它的工作穩(wěn)定性很易受到溫度的影響，因此它不宜在很高或很低的溫度條件下工作。為了減少泄漏，液壓元件在制造精度上的要求較高，因此它的造價較貴，而且對油液的污染比較敏感。液壓傳動要求有單獨的能源。液壓傳動出現故障時不易找出原因。1.5 液壓系統的設計步驟與設計要求液壓傳動系統是臥式單面鉆鏜兩用組合機床機械的一個組成部分，液壓傳動系統的設計要同主機的總體設計同時進行。著手設計時，必須從實際情況出發(fā)，有機地結合各種傳動形式，充分發(fā)揮液壓傳動的優(yōu)點，力求設計出結構簡單、工作可靠、成本低、效率高、操作簡單、維修方便的液壓傳動系統。62 方案討論及總體設計組合機床是由大量的通用部件為基礎，配以少量專用部件組成的一種高效專用機床。它能對一種或幾種零件進行多刀、多軸、多面、多工位加工，在組合機床上可以完成鉆孔、擴孔、鉸孔、鏜孔、攻絲、車削、銑削、磨削及滾壓等工序；生產效力高，加工質量穩(wěn)定。其組成是：床身（側底座） 、底座（中間底座、立柱底座） 、動力滑臺、夾具、動力箱、多軸箱、立拄、墊鐵、液壓裝置、電器控制設備、刀具等。總體方案設計主要包括制定工藝方案（確定零件在組合機床完成的工藝內容及加工方法，選擇定位基準和夾緊部位，決定工步和刀具結構形式、種類及切削用量等） 、確定機床裝配形式、制定影響機床總體布局和技術性能的主要部件的結構方案。根據題目要求，該組合機床采用液壓滑臺驅動，實現進給運動。本設計為鉆雙面孔，分析可知，其加工為單工位的平面加工，且其加工的精度要求不是不高，生產需要為大批大量生產，故該組合機床的通用部件使用大型部件。（1）由工序集中的原則考慮該工件加工孔間相對位置有嚴格的精度要求，所以應該在一次工序中集中加工，以免 2 次安裝產生的誤差影響和便于機床精度調整與找正切削用量的確定切削用量選擇是否合理，對組合機床的加工精度、生產率、刀具耐用度、機床的結構型式及工作可靠性均有較大影響。由于鉆孔要求較高的切削速度和較小的進給量，查表 7-19 高速鋼鉆頭切削用量 有刀具切削速度為 v=（10～18）m/min，進給量為 f=(0.1～0.18)mm/r,現取 v=18m/min、f=0.15mm/r。確定切削力、切削轉矩、切削功率根據選定的切削用量（主要指切削速度 v 及進給量 f） ，確定進給力作為選用動力滑臺及設計夾具的依據；確定切削轉矩用以確定主軸及其他傳動件的尺寸；確定切削功率用作選擇主傳動電機功率。臥式單面鉆鏜兩用組合機床液壓系統設計，完成工件的加進——工作臺快進——工作臺工進——工作臺快退——工件松開。機床的快進速度為 6m/s，機床快進速度與快退速度一樣。工進要求是：速度在 80~~1200mm/s,最大行程為 50mm，其中7工進行程為 200mm，最大切削力為 20000N，遠動部件自重 24000N，采用平面導軌，夾緊缸的行程為 25mm,夾緊力為 28000N，夾緊時間為 1s 的液壓系統。 本題目為新課題，培養(yǎng)學生綜合應用所學知識，結合實踐知識，初步具有設計一個中等復雜液壓系統的能力。83 液壓系統的功能原理計算液壓系統設計是指組成一個新的能量傳遞系統，以完成一項專門的任務。系統功能原理設計是根據主機的工藝目的或用途、工作循環(huán)、負載條件和主要技術要求，通過配置執(zhí)行元件，負載分析、運動分析及編制執(zhí)行元件的工況圖，對同類主機及其傳動系統的分析比較，選擇設計參數，確定液壓系統的工作壓力、流量和執(zhí)行元件主要幾何參數等，擬定液壓系統方案和傳動系統原理圖，并對組成系統的各標準液壓元件輔件進行選型，最后對液壓系統的主要性能（壓力損失、發(fā)熱溫升等）進行驗算。3.1 液壓缸液壓系統設計要求分析設計題目設計工作循環(huán)為：快進→工進→快退→停止。1.已知參數設計一滑臺的液壓系統，實現的工作循環(huán)是：快進→工進→快退→停止。根據前述說明，假設主要性能參數與性能要求如下： 臥式單面鉆鏜兩用組合機床液壓系統設計，完成工件的加進——工作臺快進——工作臺工進——工作臺快退——工件松開。機床的快進速度為 6m/s，機床快進速度與快退速度一樣。工進要求是：速度在 80~~1200mm/s,最大行程為 50mm，其中工進行程為200mm，最大切削力為 20000N，遠動部件自重 24000N，采用平面導軌，夾緊缸的行程為 25mm,夾緊力為 28000N，夾緊時間為 1s 的液壓系統。 2 明確設計要求該液壓系統的功率較大，空行程和加壓行程速度差異較大，因此要求功率利用合理。且該系統的壓制力較大，因此對于工作的平穩(wěn)性、安全性要求較大。 3 設計方案根據已知參數和表 2-1 所示液壓系統工作臺的執(zhí)行元件為單桿活塞缸，9活塞桿3.2 負載分析 3.2.1 工作負載工作負載 Fe 液壓缸的常見工作負載有重力、切削力、擠壓力等。阻力負載為正，超越負載為負。 運動部件自重 24000N，最大切削力為 20000N3.2.2 摩擦負載假設靜摩擦系數 fs=0.2，動摩擦系數 fd=0.10.2480fjjFGN???12fd3.2.3 慣性負載慣性負載 Fi 慣性負載時運動部件在啟動和制動過程中的慣性力，其平均值可按下式計算 Fi =G/g*?v/?t (N)式中 g=重力加速度， m/s2，g=9.8m/s 2?v=速度變化量， m/s2?t=啟動或制動時間， s 一般機械?t =0.1~0.5s，3.2.4 液壓缸在各階段的負載值（1） 查液壓缸的機械效率 ，可計算出液壓缸在各工作階段的負載0.cm??240.1())24.59.8gGvFNt???10情況，如下表表 1 所示：表 1 液壓缸各階段的負載情況工 況 負載計算公式 液壓缸負載 /FN啟 動 fjF＝ 4800加 速 fdg?＝ 3624.5快 進 f＝ 2400工 進 fdLF＝ 22400快 退 f＝ 24003.2.5 負載圖與速度圖的繪制根據工況負載和以知速度 和 及行程 S，可繪制負載圖和速度圖，如下圖（圖1v21、圖 2）所示：圖 1(負載圖)11圖 2（速度圖）3.3 液壓缸主要參數的確定（1）液壓缸的內徑和活塞桿的內徑表 3-1 按負載選擇工作壓力 [1]負載/ KN 50工作壓力/MPa 0.8~1 1.5~2 2.5~3 3~4 4~5 ≥5表 3-2 各種機械常用的系統工作壓力 [1]機 床機械類型 磨床 銑床 龍門刨床拉床農業(yè)機械工程機械建筑機械液壓鑿巖機滑臺大中型挖掘機重型機械起重運輸機械工作壓力/MPa 0.8~2 3~5 2~8 8~10 10~18 20~32①初選系統壓力 P=16Mpa3.4 計算和確定 2 個液壓缸的主要尺寸1 液壓缸缸徑的計算內徑 D 可按下列公式初步計算：液壓缸的負載為推力 工進油缸 式（3-1 ）6 63442010104.53.6.9FmP??? ???????12夾緊油缸 式（3-1）6 6344280101049.763.6.9FDmP??? ???????式中 F—液壓缸實際使用推力 22400（N）(最大負載的情況下)；—液壓缸的供油壓力，一般為系統壓力（MPa）p本次設計中液壓缸已知系統壓力 =16MPa；p故根據實際需要，查缸筒內徑系列/mm(GB/T 2348-1993)可以取為 50mm。液壓氣動系統及元件 缸內徑及活塞桿外徑 標準編號：GB/T 2348-1993表 GB/T 2348-1993 直徑系列直徑系列/mm(GB/T 2348-1993)4、5、6、8、10、12、16、18、20、22、25、28、32、36、40、45、50、56、63、70、80、90、100、110、125、140、160、180、200、220、250、280、320、360④根據下表 3-1：由于快進速度和快退速度相等，屬于差動連接，可以得到 d=0.707D,代入計算并取標準直得 d=35mm，根據標準系列，取 d=35mm2 活塞寬度 的確定B活塞的寬度 一般取 =（0.6-1.0） D即 =（0.6-1.0）×50=（30-50）mm取 =40mm3 缸體長度的確定液壓缸缸體內部的長度應等于活塞的行程與活塞寬度的和。缸體外部尺寸還要考慮到兩端端蓋的厚度，一般液壓缸缸體的長度不應大于缸體內徑 的D20-30 倍。即：缸體內部長度快進行程 L1=50mm，工進行程 L2=200mm 總行程 L= L1+ L2=250 mm4 缸筒壁厚的計算13在中、低壓系統中，液壓缸的壁厚基本上由結構和工藝上的要求確定，壁厚通常都能滿足強度要求，一般不需要計算。但是，當液壓缸的工作壓力較高和缸筒內徑較大時，必須進行強度校核。當 時，稱為薄壁缸筒，按材料力學薄壁圓筒公式計算，計算公式0.8D??為式（3-2） ??max2pD??式中， —缸筒內最高壓力；maxp—缸筒材料的許用壓力。 = , 為材料的抗拉強度，n??????/bb為安全系數，當 時，一般取 。0.8D?5n?當 時,按式（3-3）計算0.8.3?(該設計采用無縫鋼管) 式（3-3）??maxa2.p???根據缸徑查手冊預取 =30此時 300.8.17.32D???最高允許壓力一般是額定壓力的 1.5 倍，根據給定參數 ，所以：16PMa?=16 1.5=24MPmaxP?[?]=100～110 M（無縫鋼管） ，取[ ?]=100 a，其壁厚按公式（3-3）計算為??maxa10.5362.392.32-4pDm??????滿足要求，就取壁厚為 5mm。5 活塞桿強度和液壓缸穩(wěn)定性計算A.活塞桿強度計算14活塞桿的直徑 按下式進行校核d][4??Fd?式中， 為活塞桿上的作用力；F][?為活塞桿材料的許用應力， ][= ,n 一般取 1.40。/bn滿足要求B.液壓缸穩(wěn)定性計算活塞桿受軸向壓縮負載時，它所承受的力 F不能超過使它保持穩(wěn)定工作所允許的臨界負載 kF，以免發(fā)生縱向彎曲，破壞液壓缸的正常工作。 kF的值與活塞桿材料性質、截面形狀、直徑和長度以及液壓缸的安裝方式等因素有關。若活塞桿的長徑比 且桿件承受壓負載時，則必須進行液壓缸穩(wěn)定性校核。/10ld?活塞桿穩(wěn)定性的校核依下式進行 knF?式中， kn為安全系數，一般取 k=2~4。a.當活塞桿的細長比 時/lrmi?2kEJFl??b.當活塞桿的細長比 時/klri?21()kkfAalir??式中， l為安裝長度，其值與安裝方式有關，見表 1； kr為活塞桿橫截面最小回轉半徑， AJrk/?； 為柔性系數，其值見表 3-2； 為由液壓缸支撐方mi式決定的末端系數，其值見表 1； E為活塞桿材料的彈性模量，對鋼取21/06.2NE??；為活塞桿橫截面慣性矩； A為活塞桿橫截面積； f為由材料強度決定的實驗值， ?為系數，具體數值見表 3-3。15表 3-2 液壓缸支承方式和末端系數 的值i支承方式 支承說明末端系數i一端自由一端固定 1/4兩端鉸接 1一端鉸接一端固定 2兩端固定 4表 3-3 f、 ?、 的值m材料 28/10Nf?m鑄鐵 5.6 1/1600 80鍛鐵 2.5 1/9000 110鋼 4.9 1/5000 85c.當 時,缸已經足夠穩(wěn)定，不需要進行校核。20lk?此設計安裝方式中間固定的方式，此缸已經足夠穩(wěn)定，不需要進行穩(wěn)定性校核。6 缸筒壁厚的驗算下面從以下三個方面進行缸筒壁厚的驗算： A 液壓缸的額定壓力 值應低于一定的極限值，保證工作安全：np式（3-4）21()0.35snD???(MPa根據式（3-4 ）得到：162235(045). 8.1()np Mpa????顯然，額定油壓 = =16MP，滿足條件；nB 為了避免缸筒在工作時發(fā)生塑性變形，液壓缸的額定壓力 值應與塑性np變形壓力有一定的比例范圍：式（3-5）(0.35~.42)nplp?式（3-6）1.logplsD?先根據式（3-6）得到：=41.2112.3logpls?()MPa顯然，滿足條件；C 耐壓試驗壓力 ，是液壓缸在檢查質量時需承受的試驗壓力。在規(guī)定的TP時間內，液壓缸在此壓力 下，全部零件不得有破壞或永久變形等異?，F象。各國規(guī)范多數規(guī)定: 當額定壓力 時16npMPa?（MPa）1.5Tnp?D 為了確保液壓缸安全的使用，缸筒的爆裂壓力 應大于耐壓試驗壓力 ：EpTp(MPa） 12.3logEbD??式（3-7）因為查表已知 =596MPa，根據式（3-7）得到：b?89.72EPMa?至于耐壓試驗壓力應為：171.50.TPMPa??因為爆裂壓力遠大于耐壓試驗壓力，所以完全滿足條件。以上所用公式中各量的意義解釋如下：式中: —缸筒內徑（ ） ；Dm—缸筒外徑（ ） ；1—液壓缸的額定壓力（ ）npMPa—液壓缸發(fā)生完全塑形變形的壓力（ ） ；l a—液壓缸耐壓試驗壓力（ ） ；T—缸筒發(fā)生爆破時壓力（ ） ；EpP—缸筒材料抗拉強度（ ） ；b?Ma—缸筒材料的屈服強度（ ；s—缸筒材料的彈性模量（ ） ；EP—缸筒材料的泊桑系數?鋼材： =0.37 缸筒的加工要求缸筒內徑 采用 H7 級配合，表面粗糙度 為 0.16，需要進行研磨；DaR熱處理：調制，HB 240；?缸筒內徑 的圓度、錐度、圓柱度不大于內徑公差之半；剛通直線度不大于 0.03mm；油口的孔口及排氣口必須有倒角，不能有飛邊、毛刺；在缸內表面鍍鉻，外表面刷防腐油漆。8 法蘭設計液壓缸的端蓋形式有很多，較為常見的是法蘭式端蓋。本次設計選擇法蘭式端蓋（缸筒端部）法蘭厚度根據下式進行計算：18式（3-8）??04(-) cpFDdh???式中， -法蘭厚度（m） ；—密封環(huán)內經 d=40mm（m） ；d密封環(huán)外徑（m ） ； =50mmH?Hd系統工作壓力（pa） ； =7MPapp附加密封力（Pa） ； 值取其材料屈服點 353MPa；qq螺釘孔分布圓直徑（m） ； =55mm0D?0D密封環(huán)平均直徑（m） ； =45mmcpdcpd法蘭材料的許用應力（Pa） ；[ ]= /n=353/5=70.6MPa????s—法蘭受力總合力（ m）F22()98.564HFdpdqKN?????所以 =13.2mm??04(-) cpDdh???3689.5610.-7??為了安全取 =14mm9 缸筒端部）法蘭連接螺栓的強度計算連接圖如下：圖 3-1 缸體端部法蘭用螺栓連接1-前端蓋；2-缸筒螺栓強度根據下式計算：19螺紋處的拉應力:(MPa) 式（3-9）6max2104kFdZ?????螺紋處的剪應力(MPa) 式（3-10）61max03.2kd????合成應力(MPa) 式（3-11）??2n?????式中, —液壓缸的最大負載， =A ，單桿時 ，雙桿是maxFmaxFaxp2/4AD??2()/4ADd???—螺紋預緊系數，不變載荷 =1.25~1.5，變載荷 =2.5~4；kkk—液壓缸內徑；—缸體螺紋外徑；0d—螺紋內經；1—螺紋內摩擦因數，一般取 =0.12;變載荷取 =2.5~4；k1k1k—材料許用應力， , 為材料的屈服極限，n 為安全系數，?????/s??s一般取 n=1.2~1.5；Z—螺栓個數。最大推力為： 41.50FApXN?使用 4 個螺栓緊固缸蓋，即： =4Z螺紋外徑和底徑的選擇：=10mm =8mm0d1d系數選擇：選取 =1.3 =0.12K根據式（3-9 ）得到螺紋處的拉應力為：20=6max2104kFdZ?????462.31501209.38MPa???根據式（3-10）得到螺紋處的剪應力為： 4630.2.510.298.48Pa??????根據式（3-11）得到合成應力為：= =367.6MPan?2??由以上運算結果知，應選擇螺栓等級為 12.9 級；查表的得：抗拉強度極限 =1220MP;屈服極限強度 =1100MP；b s?不妨取安全系數 n=2可以得到許用應力值：[ ]= /n=1100/2=550MP?s證明選用螺栓等級合適。10 密封件的選用A.對密封件的要求在液壓元件中，液壓缸的密封要求是比較高的，特別是一些特殊液壓缸，如擺動液壓缸等。液壓缸不僅有靜密封，更多的部位是動密封，而且工作壓力高，這就要求密封件的密封性能要好，耐磨損，對溫度的適應范圍大，要求彈性好，永久變形小，有適當的機械強度，摩擦阻力小，容易制造和裝拆，能隨壓力的升高而提高密封能力和利于自動補償磨損。密封件一般以斷面形狀分類，有 O 形、Y 形、U 形、V 形和 Yx 形等。除 O 形外，其他都屬于唇形密封件。B. O 形密封圈的選用液壓缸的靜密封部位主要有活塞內孔與活塞桿、支撐座外圓與缸筒內孔、端蓋與缸體端面等處。靜密封部位使用的密封件基本上都是 O 形密封圈。C.動密封部位密封圈的選用由于 O 型密封圈用于往復運動存在起動阻力大的缺點，所以用于往復運動的密封件一般不用 O 形圈，而使用唇形密封圈或金屬密封圈。液壓缸動密封部位主要有活塞與缸筒內孔的密封、活塞桿與支撐座（或導向套）的密封等。21活塞環(huán)是具有彈性的金屬密封圈，摩擦阻力小，耐高溫，使用壽命長，但密封性能差，內泄漏量大，而且工藝復雜，造價高。對內泄漏量要求不嚴而要求耐高溫的液壓缸，使用這種密封圈較合適。V 形圈的密封效果一般，密封壓力通過壓圈可以調節(jié)，但摩擦阻力大，溫升嚴重。因其是成組使用，模具多，也不經濟。對于運動速度不高、出力大的大直徑液壓缸，用這種密封圈較好。U 形圈雖是唇形密封圈，但安裝時需用支撐環(huán)壓住，否則就容易卷唇，而且只能在工作壓力低于 10MPa 時使用，對壓力高的液壓缸不適用。比較而言，能保證密封效果，摩擦阻力小，安裝方便，制造簡單經濟的密封圈就屬 Yx 型密封圈了。它屬于不等高雙唇自封壓緊式密封圈 ，分軸用和孔用兩種。綜上，所以本設計選用 Yx 型圈，聚氨酯和聚四氟乙烯密封材料組合使用，可以顯著提高密封性能：a.降低摩擦阻力，無爬行現象；b.具有良好的動態(tài)和靜態(tài)密封性，耐磨損，使用壽命長；c.安裝溝槽簡單，拆裝簡便。這種組合的特別之處就是允許活塞外園和缸筒內壁有較大間隙，因為組合式密封的密封圈能防止擠入間隙內，降低了活塞與缸筒的加工要求，密封方式圖如下：圖 3-2 密封方式圖3.5 制定液壓回路方案，擬定液壓系統原理圖液壓系統的設計是整個機器設計的一部分，它的任務是根據機器的用途、特點和要求，利用液壓傳動的基本原理，擬定出合理的液壓系統圖，在經過必要的計算來確定液壓系統的參數，然后按照這些參數來選用液壓元件的規(guī)格和22進行系統的結構設計。根據對機器的工作情況進行詳細的分析，該機床需要快進、工進和快退三步一次進給運動。其工作過程由液壓系統來實現。液壓滑臺是由滑臺、滑座及油缸三部分組成，液壓滑臺是通過電氣控制由夜壓系統來實現的。滑臺的工進速度由節(jié)流閥調節(jié)，可實現無級調速。電氣控制電路一般采用行程、時間原則及壓力控制方式。具有一次進給的液壓動力滑臺電氣控制電路如圖所示：電磁鐵 YA1 YA2 YA3 轉換主令快進 + - + SB5工進 + - - SB6快退 - + - SB7停止 - - - SB23.5.1 滑臺原位停止滑臺由油缸 YG 拖動前后進給，電磁鐵 YA1、YA2、YA3 均為斷電狀態(tài)，滑臺原位停止。3.5.2 滑臺快進按下 SB0 按扭， YA1、YA3 電磁鐵得電，將電磁閥 1HF 及 2HF 推向右端，于是泵壓出的壓力油經 1HF 流入滑臺油缸左腔，右腔流出的油經 1HF、2HF 也流入左腔構成差動快速回路使滑臺快進。3.5.3 滑臺工進當擋鐵壓動行程開關 SQ1， YA3 斷電，電磁閥 2HF 復位，滑臺右腔流出的油只能經節(jié)流閥流入油箱，滑臺轉為工進。3.5.4 滑臺快退當滑臺工進到終點， YA2 得電，使電磁閥 1HF 推向左，變量泵壓出的壓力油經 1HF 流入滑臺油缸右腔，左腔流出的油經 1HF 直接流入油箱，滑臺快退。在上述電路中，若需要使滑臺工進到終點，延時停留，即工作循環(huán)成為：快進 工進 延時停留 快退。? ?? ?? ? ??23圖 3-2 液壓滑臺液壓系統原理圖3.6 計算與選擇液壓元件 3.6.1 液壓泵及驅動電機計算與選定 （1） 、液壓泵的選擇液壓泵的最高工作壓力計算由工況圖 4-1 可以查得液壓缸的最高工作壓力出現在工進階段，即由于進油路元件較少，故泵至缸間的進油路壓力損失估取為Mpa16?。則液壓泵的最高工作壓力 為5.0?PpMaPp5.160??24所需的液壓泵最大供油量 qp 按液壓缸的最大輸入流量估算。取泄漏系數K=1.1 則 qp=1.1* 18.4=20.24(L/min)暫取泵的容積效率 ?v=0.90 可算得泵的排量參考值為 Vg=1000qv/n?v=1000*20.24/1500*0.9=14.9mL/r根據以上計算結果查閱產品樣本，選用規(guī)格相近的 25YCY14—1B 壓力補償變量型斜盤式軸向柱塞泵，其額定壓力 Pn=32Mpa，V=25mL/r，n=1500r/min，容積效率 ?v=0.92，q p=Vn?v=25*1500*0.92=34.5L/min，符合系統對流量的要求（2） 、電動機的選擇固定設備的液壓系統，其液壓泵通常用電動機驅動。根據算出的功率和液壓泵的轉速及其使用環(huán)境，從產品樣本或手冊中選定其型號規(guī)格[額定功率、轉速、電源、結構形式（立式、臥式，開式、封閉式的等）]，并對其進行核算，以保證每個工作階段電動機的峰值超載量都低于25%。由于液壓泵通常在空載下啟動，故對電動機的啟動轉矩沒有過高的要求，負荷變化比較平穩(wěn)，啟動次數不多，故可采用籠型三相異步電動機。但若液壓系統功率較大而電網容量不大時，可采用繞線轉子電動機。對于采用變頻調節(jié)流量方案的液壓泵，則應采用變頻調速或電磁調速控制的交流異步電動機驅動液壓泵。由工況圖知，最大功率出現在終壓階段 t=0.395s 時，由此時的液壓缸工作壓力和流量可算得此時液壓泵的最大理論功率Pt=（p+?p）K q=（8+0.5）*（1.1*4.7 ）/60=0.73Kw取泵的總效率為 ?p=0.85，則算得液壓泵驅動功率為Pp=Pt/?p=0.73/0.85=0.86Kw查手冊，選用規(guī)格相近的 Y90L1—4 型封閉式三相異步電動機，轉速1440r/min，額定功率為 1.5Kw。按所選電動機轉速和液壓泵的排量，液壓泵的最大實際流量為25min/12.39.02514LnVqt ???大于計算所需流量 20.24L/min,滿足使用要求。3.6.2 液壓控制閥和液壓輔助元件的選定根據所選擇的液壓泵規(guī)格和系統的工作情況，容易選擇系統的其他液壓元件，一并列入表 8-1序號 元件名稱估計通過流量 ()minL型號 規(guī)格1 斜盤式柱塞泵 25 25YCY14－1B 32Mpa，驅動功率24.6KN2 WU 網式濾油器 25 WU-25*180 15 通徑，壓力損失0.01MPa?3 直動式溢流閥 12 YEF-10B 10 通徑，32Mpa，板式聯接4 背壓閥 63 YF3-10B 10 通徑，21Mpa，板式聯接5 二位二通手動電磁閥80 22EF3-E10B6 三位四通電磁閥 60 34F3-Ea6B 6 通徑，壓力 31.5MPa7 液控單向閥 40 YAF3-Ea10B 32 通徑，32MPa8 調速閥 80 QFF3-E10B 10 通徑，16MPa9 調速閥 80 QF3-E10B 10 通徑，16MPa10 二位二通電磁閥 30 22EF3B-E10B 6 通徑，壓力 20 MPa11 壓力繼電器 － DP1-63B 8 通徑，10.5-35 MPa12 壓力表開關 － KF3-E3B 32Mpa，6 測點13 油箱14 液控單向閥 YAF3-Ea10B 32 通徑，32MPa15 上液壓缸16 下液壓缸