毕业设计（论文）-卧式双面多轴组合钻床液压系统的设计.doc

I 毕毕业业设设计计 论文题目：论文题目：卧式双面多轴组合钻床液压系统的设计 绪论 .1 第 1 章 方案分析及液压原理图的拟定 .2 1.1 引言.2 1.2 液压系统的工作要求.2 1.3 计算液压缸外负载、绘制工作循环图.3 1.4 拟定液压系统方案、绘制液压系统原理图.4 1.4.1 选择液压回路 .4 1.4.2 绘制液压系统图 .8 1.4.3 该系统工作原理分析 .8 第 2 章 元件参数计算与选择 .10 2.1 确定液压缸的主要参数.10 2.1.1 初选液压缸的工作压力.10 2.1.2 确定液压缸的主要结构参数.10 2.2 计算液压缸的工作压力、流量和功率 .10 2.2.1 计算液压缸的工作压力 .10 2.2.2 计算液压缸的输入功率 .11 2.3 选择液压泵 .11 II 2.4 选择液压阀.12 2.5 液压阀调整参数的确定.13 2.5.1 流量阀的调整 .13 2.5.2 压力阀的调整 .14 2.5.3 对其它阀的压力调整 .15 2.5.4 选择辅助元件 .16 2.6 液压系统性能的验算 .16 第 3 章 液压油缸的结构设计 .17 3.1 引言.17 3.2 液压缸的主要尺寸的设计计算.17 3.2.1 液压缸主要尺寸的确定 .17 3.2.2 液压缸壁厚和外径的计算 .17 3.2.3 液压缸工作行程的确定 .18 3.2.4 缸盖厚度的确定 .18 3.2.5 最小导向长度的确定 .19 3.2.6 缸体长度的确定 .20 3.3 液压缸的结构设计.20 3.3.1 缸筒与缸盖的连接形式 .20 3.3.2 活塞 .20 3.3.3 缸筒 .22 3.3.4 排气装置 .23 3.3.5 缓冲装置 .23 3.3.6 后缸盖 .24 3.3.7 前缸盖及与活塞杆的密封、防尘 .25 3.3.8 活塞杆 .25 结束语 .26 致谢 .28 参考文献 .29 附录： .30 1 摘 要 组合机床是由通用部件和某些专用部件所组成的高效率和自动化程度较高的专 用机床。它能完成钻、镗、铣、刮端面、倒角、攻螺纹、等加工和工件的转位、定 位、夹紧、输送等动作。通用部件按功能可分为动力部件、支承部件、输送部件、 控制部件和辅助部件五类。动力部件是为组合机床提供主运动和进给运动的部件。 主要有动力箱、切削头和动力滑台。 卧式双面组合多轴组合钻床的液压系统是用来控制液压动力滑台的，通过动力 滑台来实现组合机床的各个动作从而完成工件的加工。液压系统中有四个液压缸， 其中两个为工作进给缸，两个为定位、夹紧缸。该系统中采用标准液压动力滑台 （HY40A-1） ，自动化程度高，定位、夹紧均有液压系统实现，进行工作进给的左右 滑台也可同时实现工作循环。 关键词：组合机床、高效率、自动化、动力滑台、液压系统 2 ABSTRACTABSTRACT Is a combination of machine parts from GM and some components for the composition of the high efficiency and high degree of automation for machine tools. It completed drilling, boring, milling, scraping end, Chamfer, Tapping, and other parts of the processing and transfer, positioning, clamping, transportation, and other movements. GM components and functional components can be divided into force, supporting parts, transmission parts, components and accessories control five categories. Dynamic combination of machine parts for the provision of the main movement and the movement of feed components. Main driving force for me, cutting head and power slider. Horizontal drilling double combination of multi-axis combination of the hydraulic system is used to control the hydraulic power slider, sliding through the driving force to achieve Taiwans machine tool combination of the various actions to complete the processing of the workpiece. There are four hydraulic system in the hydraulic cylinders, two of them work for the feed-cylinder, two for positioning, clamping cylinder. The system used in standard hydraulic power slider (HY40A-1), a high degree of automation, positioning, clamping have hydraulic systems, to work into the slip around Taiwan can also realize the work cycle. Key Words：Combination of machine tools, high efficiency, automation, power slider, the hydraulic system 3 绪论绪论 液压技术是现代机械工程的基本技术构成和现代控制工程的基本技术要素，是 一门新的技术。上个世纪 60 年代以后，随着原子能科学、空间技术、计算机技术的 发展，液压技术也得到了很大的发展，渗透到国民经济的各个领域之中，在工程机 械、冶金、军工、农机、汽车、轻纺、船舶、石油、航空、和机床工业中，液压技 术也得到了普遍的应用。当前液压技术正向高压、高速、大功率、高效率、低噪声、 低消耗、经久耐用、高度集成化等方向发展；同时，新型液压元件的应用，液压系 统的计算机辅助设计、计算机仿真和优化、微机控制等工作，也取得日益取得了显 著的成果。应用液压技术的程度已成为衡量一个国家工业化水平的重要标志之一。 正确合理地设计与使用液压系统，对于提高各类液压机械及装置的工作品质和经济 性能具有重要意义。 我国的液压工业开始于上个世纪 50 年代，其产品最初应用于机床和锻压设备， 后来又用于拖拉机和工程机械。自 1964 年开始从国外引进液压元件生产技术，同时 自行设计液压产品以来，我国的液压件生产已形成系列，并在各种机械设备上得到 了广泛的使用。目前，我国机械工业在认真消化、推广从国外引进的先进液压技术 的同时，大力研制开发国产液压件新产品（如中高压齿轮泵、比例阀、叠加阀及新 系列中高压阀等） ，加强产品质量的可靠性和新技术应用的研究，积极采用国际标准 和执行新的国家标准，合理调整产品结构，对一些性能差的不符合国家标准的液压 件产品采取逐步淘汰的措施。可以看出，液压传动技术在我国的应用与发展已经进 入了一个崭新的历史阶段。 卧式双面多轴组合钻床的液压系统就是利用液压技术来控制动力滑台，并完成 工件的定位、夹紧等。采用液压技术后，组合机床可以在较大的范围内进行无级调 速，具有良好的换向性能，且能够实现自动工作循环，从而提高效率。 随着液压技术的发展，它在机床上的应用必将不断地得到扩大和完善。 4 第第 1 1 章章 方案分析及液压原理图的拟定方案分析及液压原理图的拟定 1.11.1 引言引言 动力滑台是组合机床用来实现进给运动的通用部件，配置动力头和主轴箱后可 以对工件完成各种孔加工、端面加工等工序。液压动力滑台用液压缸驱动，可实现 多种进给工作循环。对液压动力滑台液压系统的性能的主要要求是速度换接平稳， 进给速度稳定，功率利用合理，系统效率高，发热少。 1.21.2 液压系统的工作要求液压系统的工作要求 为了能够使机床工作平稳，便于实现自动化和简化设计制造过程，可采用标准 液压动力滑台。根据切削力与工作行程等情况，左右滑台均选用 HY40A-1 型液压动 力滑台，左右滑台（包括主轴动力箱等部件在内）重约 20 103N，滑台的动作循环 为：快速前进接近工件，然后按工作进给速度钻孔，由于被加工上有不通孔，故加 工到位碰挡铁，以保证行程终点的精度，接着快速退回到原位，最后自动停止，左 右滑台的动作循环如图 1.1 所示。 图图 1-11-1 液压滑台动作循环图液压滑台动作循环图 为了便于机床自动化和产生足够的夹紧力，工件的定位夹紧也用液压实现。而 工件的定位夹紧和动力滑台的运动三者之间必须按照一定的顺序进行，也就是说， 应先定位，然后在夹紧，然后两动力滑台作自动循环，最后松开工件和退出定位销， 以便运输带装入第二个工件。 为了提高生产率，左右滑台同时实现工作循环，这就要求系统能防止相互干扰。 5 1.31.3 计算液压缸外负载、绘制工作循环图计算液压缸外负载、绘制工作循环图 液压缸在工作过程各阶段的负载为： 启动阶段：F=fSG=0.2 20 103=4000N 加速阶段：F=fdG+=0.1 20 103+=2850.342850N Gv gt 3 20 105/60 9.80.2 快进阶段：F= fdG=0.1 20 103=2000N 工进阶段：总负载=工作负载+切削力，所以 F=2000+21600=23600N 快退阶段：F=fdG+=0.1 20 103+=2850.342850N Gv gt 3 20 105/60 9.80.2 液压缸在各运动阶段的负载情况如表 1.1 所示 表表 1-11-1 液压缸负载液压缸负载 左滑台液压缸右滑台液压缸 工况 负载 F（N）推力 F/(N)负载 F（N）推力 F/(N) 启动 4000444440004444 加速 2850316728503167 快进 2000222220002222 工进 23600262222360026222 快退 2850316728503167 注:表中取液压缸的机械效率 =0.9 绘制液压缸负载、速度循环图（左滑台） ，如图 1.2 所示。 6 图 1-2 液压缸负载、速度循环图（左滑台） 1.41.4 拟定液压系统方案、绘制液压系统原理图拟定液压系统方案、绘制液压系统原理图 1.4.11.4.1 选择液压回路选择液压回路 （1）调速与速度换接回路 这台机床的液压滑台工作进给速度低，传递功率也较小，很适宜选用节流调速 方式，由于钻孔时切削力变化小，而且是正负载，同时为了保证切削过程速度稳定， 采用调速阀进口节流调速，为了增加液压缸运行的稳定性，在回油路设置背压阀， 分析液压缸的 V-L 曲线可知，滑台由快进转工进时，速度变化较大，选用行程阀换 接速度，以减小压力冲击。如图 1.2 所示。 7 图图 1-31-3 调速与速度换接回路调速与速度换接回路 考虑到该机床在工作进给时负载较大，速度较低，而在快进、快退时负载较小， 速度较高，从节省能量，减少发热考虑，泵源系统宜选用双泵供油回路或变量泵供 油回路。由于左右滑台在工作时要采用互不干扰回路，所以只能选用双泵供油回路。 小流量泵提供高压油，供两滑台工作进给用（也供定位夹紧用） ，低压大流量泵以实 现两滑台快速运动。为两系统（左滑台系统与右滑台系统）工作互不干扰，小泵高 压油分别经一节流阀进入各自系统，大泵低压油分别经一单向阀进入各自系统。 （2）换向回路 此机床快进时采用液压缸差动连接方式，使其快速往返运动，即快进、快退速 度基本相等。滑台在由停止转快进，工进完毕转快退等换向中，速度变化较大，为 了保证换向平稳，采用有电液换向阀的换向回路，由于液压缸采用了差动连接，电 液换向阀宜采用三位五通阀，为了保证机床调整时可停在任意位置上，现采用中位 机能 O 型。 快进时，液压缸的油路差动连接，进油路与回油路串通，且又不允许经背压阀 流回油箱。转为工进后进油路与回油路则要隔开，回油则经背压阀流回油箱，故须 在换向阀处、在进、回路连通的油路上增加一单向阀，在背压阀后增加一液控顺序 阀，其控制油与进入换向阀的压力油连通，于是快进时液压缸的回油被液控顺序阀 切断（快进空行程为低压，此阀打不开） ，只有经单向阀与进油汇合，转工进后（行 程阀断路） ，由于调速阀的作用，系统压力升高，液控顺序阀打开，液压缸的回油可 经背压阀回油箱，与此同时，单向阀将回油路切断，确保液压系统形成高压，以便 液压缸正常工作。绘出该部分回路图。如图 1.3 所示。 8 图图 1-41-4 换向回路换向回路 （3）压力控制回路 高压小流量泵与低压大流量泵各设一溢流阀调压，工进时只有小流量泵供油， 大流量泵则可卸荷，而小流量泵只是在工件加工完毕，输送带即将装入第二个工件 之瞬刻，才处于不工作状态，其间断时间甚短，故不必让其卸荷，绘出双泵油源及 压力控制回路图。如图 1.4 所示。 （4）定位、夹紧系统的减压顺序回路 定位、夹紧液压缸的工作面积，行程均不大，完全可由高压小流量泵对其单独 供油。为了保证工件的定位夹紧安全可靠，其换向阀采用带定位装置的电磁阀。夹 紧压力比系统低，且要求既稳定，又可调，故采用减压阀减压，减压阀后设置一单 向阀，这可增加夹紧的可靠性与安全性。先定位后夹紧的顺序动作，由顺序阀完成。 为了使松开工件不受顺序阀影响，使单向阀的顺序阀并联。绘出定位、夹紧系统部 分的回路图，如图 1.5 所示。 9 图图 1-51-5 压力控制回路压力控制回路 图图 1-61-6 定位、夹紧系统部分的回路图定位、夹紧系统部分的回路图 （5）行程终点的控制 由于机床需加工不通孔，工作部件对终点的位置精度有一定的要求，因此采用 死挡铁停留，并可通过压力继电器发出换向信号。 10 1.4.21.4.2 绘制液压系统图绘制液压系统图 将各回路图合成，整个机床液压系统原理图就初步绘制了，再检查并加以补充 完善，可绘制出正式的液压系统原理图，见附图。系统图中各电磁铁及行程阀的动 作顺序见表 1.2 所示（电磁铁通电、行程阀压下时，表中记“+”;反之，记“-”号） 。 表表 1-21-2 电磁铁及行程阀的动作顺序表电磁铁及行程阀的动作顺序表 电磁铁行程阀 1YA2YA3YA4YA5YA1623 定位 -+- 夹紧 -+- 快进 +-+-+- 工进 +-+-+- +- + 快退 -+-+ -+ - 松开工件 - 原位停止 - 1.4.31.4.3 该系统工作原理分析该系统工作原理分析 （1）定位、夹紧 按下启动按钮，此时电液换向阀 13、20 处于中位，液压油进入定位、夹紧回路， 二位五通阀 26 的 5YA 得电，二位五通阀右位工作，又由于顺序阀 28 的作用，完成 了先定位后夹紧的顺序动作。油液流动路线为： 定位：泵 2阀 24阀 25阀 26（5YA 得电） 夹紧：泵 2阀 24阀 25阀 26（5YA 得电）阀 28 （2）快进 当工件被定位、夹紧后，定位、夹紧回路中液压油达到某一固定压力值，压力 继电器 30、27 发出信号，使电液换向阀 13、20 的 1YA、3YA 得电，液压缸差动连接， 实现快进。油液流动路线为：泵 2阀 8阀 13阀 16阀 13阀 12阀 16（差动连接） 。 （3）工进 当动力滑台快进至工件时，压下行程阀，油液经调速阀 14、21 进入液压缸，回 11 路内压力增高，大流量泵卸荷，转为工进。油液流动路线为：泵 2阀 9阀 13 阀 14阀 11阀 10油箱。 （4）快退 当动力滑台工进至死挡铁停留，回路内液压油压力升高到某一固定值时，压力 继电器 31、32 发出信号，使电液换向阀 2YA、4YA 得电，而 1YA、3YA 失电，实现快 退。油液流动路线为：泵 2阀 13阀 15阀 13油箱。 (5)松开工件 当压力继电器 31、32 发出信号快退时，电液换向阀 2YA、4YA 得电，1YA、3YA 失电，二位五通阀 26 的 5YA 失电，定位夹紧回路松开工件。 12 第第 2 2 章章 元件参数计算与选择元件参数计算与选择 2.12.1 确定液压缸的主要参数确定液压缸的主要参数 2.1.12.1.1 初选液压缸的工作压力初选液压缸的工作压力 已知液压缸负载值最大为 23600N,查参考文献1表 9-3、9-4 并参考同类型组 合机床，取液压缸工作压力为 3.5，为中低压液压系统。MPa 2.1.22.1.2 确定液压缸的主要结构参数确定液压缸的主要结构参数 由第 1 分析章可知液压缸最大推力为工进阶段时且为 26222N，则 D=m 2 6 1079 . 9 105 . 314 . 3 2622244 p F 查参考文献3表 2-4 液压缸内径尺寸系列（GB/T2348-80） ，将以上计算值圆整 为标准直径，取 D=100mm 为了实现快进速度与快退速度相等，采用差动连接，则 d=0.7D。所以 d=0.7D=0.710070mm。同样按参考文献3表 2-5 活塞杆直径系列 （GB/T2348-80）圆整成标准系列活塞杆直径。取 d=70mm。由 D=100mm,d=70mm 算出 液压缸无杆腔有效作用面积为 A1=78.5mm2,有杆腔有效作用面积为 A2=40.1mm2。 工进时采用调速阀，查产品样本，调速阀最小稳定流量=0.05,因最 minV q/ minl 小工进速度=0.025,则。故能满足低速 min V/ minl 3 2 min 21 min 0.05 10 20 2.5 V q cmAA v 稳定性要求。 2.22.2 计算液压缸的工作压力、流量和功率计算液压缸的工作压力、流量和功率 2.2.12.2.1 计算液压缸的工作压力计算液压缸的工作压力 根据参考文献1表 9-5 执行元件背压的估计值，本系统的背压值估计可在 0.50.8范围内选取，故暂定：工进时，0.8，快速运动时，MPa b PMPa 0.5，液压缸在工作循环各阶段的工作压力 即可按参考文献1式（9-10） 、 b PMPa 式（9-11）和式（9-12）计算: 差动快进阶段: 13 2 1 1212 b AF pp AAAA 46 44 222240.1 100.5 10 (78.5401) 10(78.540.1) 10 aa Ppp 6 1.10 10 1.1 a Pp PMPa 工作进给阶段： 66 2 1 4 11 26222 0.8 103.75 103.75 78.5 10 baa AF ppppMPa AA 快速退回阶段： 4 6 2 1 44 21 316778.5 10 0.5 101.77 40.1 1040.1 10 baa AF pppMp AA 2.2.22.2.2 计算液压缸的输入功率计算液压缸的输入功率 快进阶段： 64 11 1.1 103.2 103520.352 V Pp qwkw 工进阶段： 64 11 3.75 100.1038 1049.050.05 V Pp qwkw 快退阶段： 64 11 1.77 103.34167 100.59 V Pp qkw 将以上计算的压力、流量和功率值列成表 2.1。 表表 2-12-1 液压缸在各阶段的压力、流量和功率液压缸在各阶段的压力、流量和功率 工作阶段工作压力（） a Mp p1 输入流量（ v q ） 1 minl 输入功率（） kw p 快速前进 1.119.20.352 工作进给 3.750.7850.05 快速退回 1.7720.050.59 2.32.3 选择液压泵选择液压泵 由上表可知工作进给阶段液压缸最大工作压力为 3.75106,进油路上的压力Pa 损失一般为,现取进油路总压力损失为,则小流量 55 5 1015 10 Pa: 5 1 8 10pPa 泵最高工作压力为: 5 11 (3.750.5) 104.25 b pppMPa 14 因此,小泵的额定压力可取(4.25+4.2525%)=5.3125。MPa 确定液压泵的最大供油量： maxvvp qkq K-系统的泄漏修正系数,一般取1.11.3k : 快退时泵的流量为: 1 1.1 20.0522.055 / min vp qkql 工进时泵的流量为: 1 1.1 0.7850.8635 / min vp qkql 考虑到节流调速系统中溢流阀的性能特点,尚须加上溢流阀稳定工作的最小溢流 量,一般取 3.所以小流量泵的流量为:/ minl =(0.8635+3)=3.8635 1vp q/ minl 查产品样本,选用小泵排量为 V=6的 YB1 型双联叶片泵,额定转速为 n=960/L r ,则小泵的额定流量为:/ minl 3 1 6 10960 0.95.18 / min vnnz qvl 因此大流量泵的流量为: 2 (22.055.18)16.875 / min vp ql 查产品样本,选用大泵排量为 V=20的 YB1 型双联叶片泵,额定转速为/mL r n=960,则大泵的额定流量为:/ minr 3 2 20 10960 0.917.28 / min vnnv qvl 所以,满足要求.故本系统采用一台 YB1-20/6 型双联叶片泵。 由前面分析可知,快退阶段的功率最大,故按快退阶段估算电动机功率.若快退时 进油路的压力损失,液压泵的总效率=0.7,则电动机的功率为: 1 0.2pMPa p 1053W 7 . 060 10)28.1718 . 5 (10)2 . 077. 1 ( 36 p vpb b qp p 查电动机产品样本,选用 Y90L-6 型异步电动机 P=1.1kw,n=910。/ minr 2.42.4 选择液压阀选择液压阀 根据所拟定的液压系统原理图,计算分析通过各液压阀的最高压力和最大流量, 选择个液压阀的型号规格，下面列出各控制阀通过的实际流量，见表 2.2。 表表 2-22-2 各阀通过的实际流量及型号规格各阀通过的实际流量及型号规格 序号元件名称 通过流量 1 (min )L 型号规格 2 双联叶片泵 22.46YB1-20/6 5 溢流阀 5.18EAZ63-25 24 减压阀 5.18EJX63-25 25 单向阀 5.18AF3-Ea10B 15 26 二位五通换向阀5.18 E25DW-25 28 顺序阀 5.18ECZ25-25 29 单向阀 5.18AF3-Ea10B 27，30，31，32压力继电器 EYX63-6 7.9 节流阀 2ELB-16 10.17 液控顺序阀0.5 ECZ25-25 4 溢流阀 17.28DBD-6 3 二位二通电磁阀1 F22DH-25 16.23 行程阀 19.2E22JH-63 15.22 单向阀 20.05AF3-Ea10B 14.21 调速阀1 EQL-3 6.8 单向阀 8.64AF3-Ea10B 11.18 背压阀0.5 EFZ10-25 13.20 电液换向阀 20.05E35ZD-63 12.19 单向阀 19.2AF3-EA10B 2.52.5 液压阀调整参数的确定液压阀调整参数的确定 2.5.12.5.1 流量阀的调整流量阀的调整 (1)节流阀 7、9 流量的调整 节流阀在滑台快速运动时通过的流量调整为 2左右较为合适.当一滑台在/ minl 作快速运动时，另一滑台正在作进给运动，不会出现压力突然下降和波动以至影响 加工质量的现象，另外，在滑台快速运动时，有可增加 2的流量使速度加快，/ minl 从而提高工效。 (2)调速阀 14、21 流量的调整 将调速阀旋钮拧到 0.2，可消除负载变化对流量的影响，满足工进要求。/ minl 2.5.22.5.2 压力阀的调整压力阀的调整 溢流阀 5 的压力调整值显然的系统压力最高值，。 5y P ay MpPP 6 max5 1025 . 4 对溢流阀 4 的压力调整值需作如下计算： 4y P 16 快进 快退 ， 116139 PPPPP 2139 PPPP ， 1122 PAP AF 2211 P APAF ， 11612 13 , 2 PPPPP 11513 PPP 式中为液压缸无杆腔的压力，F 为液压缸有杆腔压力，为液压缸回油流经电 1 P , 13 P 液换向阀时的压力损失，F 为左滑台快速运动时的推力（4444N） 。 查产品样中可查出这些阀在额定流量下的压力损失如表 2.3 所示。 再考虑到管道内及通道体内的压力损失，溢流阀的损失可调为：=1.5 4y P 6 10 Pa 表表 2-32-3 阀的额定压力损失阀的额定压力损失 A1=2A2=/4D2=25 快进快退 PaP 52 7 1028 . 1 ) 25 20 (2PaP 52 7 1028 . 1 ) 25 20 (2 PaP 52 13 1018 . 0 ) 63 22 (5 . 1PaP 52 13 1018 . 0 ) 63 22 (5 . 1 PaP 52 16 1098 . 0 ) 63 44 (2PaP 52 15 1098 . 0 ) 63 44 (2 PaP 52 , 13 1018 . 0 ) 63 22 (2PaP 52 , 13 1073 . 0 ) 63 44 (5 . 1 PaP 52 12 1024 . 0 ) 63 22 (5 . 1 得得 P=9.5 105PaP=10.5105Pa 序号名称型号额定流量下的压力损失 7 节流阀 ELB-162105Pa 12 单向阀 AF3-EA10B2105Pa 13 三位五通电液换向阀 E35ZD-631.5105Pa 15 单向阀 AF3-Ea10B2105Pa 16 二位二通行程阀 E22JH-631.5105Pa 17 2.5.32.5.3 对其它阀的压力调整对其它阀的压力调整 (1)减压阀 24 减压阀的压力值由夹紧力及夹紧缸的工作面积决定，取 Pj=2.5106。Pa (2)顺序阀 28 顺序阀的压力值应大于定位液压缸动作时的压力而小于减压阀的压力，由计算 可得定位液压缸动作其对应的压力值为 4105，则有Pa 425 x P 为减小压力损失，可取=8105。 x PPa (3)压力继电器 27、30 其压力值应大于夹紧液压缸动作时的压力值，小于减压阀的压力值，由于继电 器工作时无功率损失，为了可靠起见，取偏大值=8105.。 d PPa (4)压力继电器 31、32 其压力值应大于工作进给时的压力值，小于溢流阀 5 压力值，基于上述原因取 =3.9105。 d PPa (5)液控顺序阀 10、17 其压力值应大于快进时节流阀之后的压力值，而小于溢流阀 5 的压力值，同样， 此阀工作时不会增加系统的功率损失，为使工作可靠，保证液压缸差动连接正常工 作，可取 4y P xy P 5y P 调整值可为:=3.0106。 xy PPa 背压阀 11、18 的压力前面已确定为=。 d P 5 6 10 Pa 至此整个系统调整完毕，各测压点的布局可参看集成块单元回路图。 说明：此系统定位夹紧部分均采用标准单元回路块，测压点位置也已确定。尽 管已有的两处测压点均用到，但仍无法测到顺序阀 28 的压力。实际上，只要在减压 阀后布一测压点，则 24、27、28、30 四阀的压力均可测得。 2.5.42.5.4 选择辅助元件选择辅助元件 油管内径一般可参照所接元件接口尺寸确定，也可按管路允许流速进行计算， 本系统油管内径的选择可参照所接元件接口尺寸确定。 查参考文献1油箱容量按下式确定： (57)20.05100.25140.35 vp VmqLLL: 18 2.62.6 液压系统性能的验算液压系统性能的验算 由于本液压系统相对比较简单，压力损失验算可以从略，又由于系统采用双泵 供油方式，在液压缸工进阶段，大流量泵卸荷，功率利用合理；同时油箱容量可以 取较大值，系统发热温升不大，故不必进行系统温升的验算。 19 第第 3 3 章章 液压油缸的结构设计液压油缸的结构设计 3.13.1 引言引言 液压缸有多种类型。按结构特点可分为活塞式、柱塞式和组合式三大类；按作 用方式又可分为单作用式和双作用式两种。在单作用式液压缸中，压力油只供入液 压缸的一腔，使缸实现单方向运动，反方向运动则依靠外力（弹簧力、自重或外部 载荷等）来实现。由于该系统自身的特点，液压缸采用单作用式。 3.23.2 液压缸的主要尺寸的设计计算液压缸的主要尺寸的设计计算 3.2.13.2.1 液压缸主要尺寸的确定液压缸主要尺寸的确定 由第 2 章元件参数计算与设计中液压缸的内径 D=100mm，活塞杆直径 d=70mm 已 确定。 3.2.23.2.2 液压缸壁厚和外径的计算液压缸壁厚和外径的计算 液压缸的壁厚由液压缸的强度条件来计算。 液压缸的壁厚一般指缸体结构中最薄处的厚度。从参考文献7可知，承受内压 力的圆筒，其内应力的圆筒，其内应力分布规律因壁厚的不同而各异，一般计算时 可分为薄壁圆筒和厚壁圆筒。 当缸体壁厚与内径之比小于 0.1 时，称为薄壁缸体，薄壁缸体的壁厚按材料力 学中计算公式： (m) 2 PD 式中：缸体壁厚（m） P液压缸的最大工作压力（）Pa D缸体内径（m） 缸体材料的许用应力（） Pa 查参考文献5可得常见缸体材料的许用应力： 铸钢：=（10001100） : 5 10Pa 无缝钢管：=（10001100） : 5 10Pa 20 锻钢：=（10001200） : 5 10Pa 铸铁：=（600700） : 5 10Pa 选用铸钢作为缸体材料： 6 5 3.75 100.1 0.00171.7 22 1100 10 PD mmm 在中低压机床液压系统中，缸体壁厚的强度是次要的，缸体壁厚一般由结构， 工艺上的需要而定，只有在压力较高和直径较大时，才由必要校核缸体最薄处的壁 厚强度。 当缸体壁厚与内径 D 之比值大于 0.1 时，称为厚壁缸体，通常按参考文献7中 第二强度理论计算厚壁缸体的壁厚： 56 56 0.4 1 21.3 1100 100.4 3.75 100.1 1 21100 101.3 3.75 10 0.00149 1.49 PD P m mm 因此缸体壁厚应不小于 1.7mm，又因为该系统为中低压液压系统，所以不必对 缸体最薄处壁厚强度进行校核。 缸体的外径为： 1 21002 1.7103.4DDmm 3.2.33.2.3 液压缸工作行程的确定液压缸工作行程的确定 液压缸的工作行程长度，可根据执行机构实际工作的最大行程来确定。以液压 左滑台为例，因为左滑台的最大行程为 340mm,由查参考文献3表 2-6 液压缸活塞 行程参数（GB2349-80） ，选择液压缸的工作行程为 400mm。 3.2.43.2.4 缸盖厚度的确定缸盖厚度的确定 缸筒底部（即缸盖）有平面和拱形两种形式，由于该系统中液压缸工作场合的 特点，缸盖宜选用平底形式，查参考文献4可得其有效厚度 t 按强度要求可用下面 两式进行近似计算： 缸盖有孔时： 2 0.433( ) P tDm 缸盖无孔时： 2 2 20 0.433( ) () PD tDm Dd 21 式中：t缸盖有效厚度（m） P液压缸的最大工作压力（）Pa 缸体材料的许用压力（） Pa 缸底内径（m） 2 D 缸底孔的直径（m） 0 d 查参考文献5缸盖的材料选用铸铁，所以： 缸盖有孔时： 2 0.433( ) P tDm 6 5 3.75 10 0.433 0.1 650 10 0.0104 10.4 t tm tmm 缸盖无孔时： 2 2 20 0.433( ) () PD tDm Dd 6 5 3.75 100.1 0.433 0.1 650 10(0.1 0.07) 0.018988 18.988 t tm tmm 3.2.53.2.5 最小导向长度的确定最小导向长度的确定 当活塞杆全部外伸时，从活塞支承面中点到缸盖滑动支撑面中点的距离 H 称为 最小导向长度(图 3.1)，如果最小导向长度过小将使液压缸的初始挠度增大，影响 液压缸的稳定性，因此设计时必须保证有一定的最小导向长度。 对一般的液压缸最小导向长度 H 应满足以下要求： 202 LD H 400100 202 2050 70mm 式中：L-液压缸的最大行程 D-液压缸的内径 图图 3-13-1 液压缸的导向长度液压缸的导向长度 22 3.2.63.2.6 缸体长度的确定缸体长度的确定 液压缸的缸体内部长度应等于活塞的行程与活塞的宽度之和，缸体外形长度还 要考虑到两端端盖的厚度，一般液压缸缸体长度不大于内径的倍,即在本系2030: 统中缸体长度不大于 20003000mm,现取缸体长度为 470mm。: 3.33.3 液压缸的结构设计液压缸的结构设计 液压缸主要尺寸确定以后，就进行各部分的结构设计。主要包括：缸筒与缸盖 的连接结构、活塞杆与活塞的连接结构、活塞杆导向部分结构、密封装置、缓冲装 置、排气装置、及液压缸的安装连接结构等。 3.3.13.3.1 缸筒与缸盖的连接形式缸筒与缸盖的连接形式 缸筒与缸盖的连接形式有多种，如法兰连接、外半环连接、内半环连接、外螺 纹连接、拉杆连接、焊接、钢丝连接等。该系统为中低压液压系统，缸体材料为铸 钢，液压缸与缸盖可采用外半环连接，该连接方式具有结构简单加工装配方便等特 点。 3.3.23.3.2 活塞活塞 活塞在液体压力的作用下沿缸筒往复滑动，因此它于缸筒的配合应适当，即不 能过紧，也不能间隙过大。设计活塞时，主要任务就是确定活塞的结构形式，其次 还有活塞与活塞杆的连接、活塞材料、活塞尺寸及加工公差等。 (1)活塞的结构形式 活塞的结构形式分为整体活塞和组合活塞，根据密封装置形式来选用活塞结构形式， 查参考文献3表 2-10 活塞及活塞杆的密封圈使用参数，该系统液压缸中可采用 O 形圈密封。所以，活塞的结构形式可选用整体活塞，整体活塞在活塞四周上开沟槽， 结构简单。 (2)活塞与活塞杆的连接 查参考文献4活塞杆与活塞的连接结构分整体式结构和组合式结构，组合式结 构又分为螺纹连接、半环连接和锥销连接。该系统中采用螺纹连接，该连接方式结 构简单，在振动的工作条件下容易松动，必须用锁紧装置，多在组合机床上与工程 机械的液压缸上使用。 （3）活塞的密封 查参考文献3表 2-10 活塞与缸筒的密封采用 O 形圈密封活塞与缸体的密封采 用 O 形圈密封，O 形圈的代号为：87.55.3GB/T3452.1-1992，查参考文献5活塞 23 密封沟槽尺寸如图 3.2 所示。图中=2.7,的最大值为 100.072，最小值为 min Z 4 d 97.240，液压动密封时 b=7.1, 的最大值为 91.193，最小值为 88.15，其上偏 5 d 差为 0，偏差为-0.07。由设计者自己决定。取 0.40.8，取 0.10.3， 9 d 1 r: 2 r: 具体结构见附图。 查参考文献3表 2-10 活塞与活塞杆的密封采用 O 形圈密封，因该系统为中低 压液压系统(P),所以活塞杆上的密封沟槽不设挡圈,其沟槽尺寸与公差由32 a Mp GB/T3452.3-98 确定, O 形圈代号为： G GB/T3452.1-92，具体说明从略。35.5 2.65 （4）活塞材料 因为该系统中活塞采用整体活塞，无导向环结构，参考文献5所以活塞材料可 选用 HT200HT300 或球墨铸铁，结合实际情况及毛坯材料的来源，活塞材料选用 HT200。 （5）活塞尺寸及加工公差 查参考文献5活塞的宽度一般取 B=()D,缸筒内径为 100mm,现取0.61.0: B=0.6100=60,活塞的外径采用 f9,外径对内孔的同轴度公差不大于 0.02mm,活塞的 内孔直径 D1设计为 40mm，精度为 H8，查参考文献4可知端面 T 对内孔 D1轴线的垂 直度公差值按 7 级精度选取，活塞外径的圆柱度公差值按 9 级、10 级或 11 级精度 选取。外表面的圆度和圆柱度一般不大于外径公差之半，表面粗糙度视结构形式不 同而各异。其结构简图见图 3.3。活塞的详细结构见附图。 图图 3-23-2 活塞密封沟槽尺寸简图活塞密封沟槽尺寸简图 图图 3-33-3 活塞结构简图活塞结构简图 24 3.3.33.3.3 缸筒缸筒 缸筒材料一般要求有足够的强度和冲击韧性，对焊接的缸体还要