液压缸设计说明书

1 设计课题 1 1 设计要求 设计一台铣削专用机床液压系统用液压缸 要求液压系统完成的工作循环是 工 件夹紧 工作台快进 工作台工进 工作台快退 工件松开 1 2 原始数据 运动部件的重力为 25000N 快进 快退速度为 5m min 工进速度为 100 1200mm min 最大行程为 400mm 其中工进行程为 180mm 最大切削力为 20000N 采用平面导轨 夹紧缸的行程为 20mm 夹紧力为 30000N 夹紧时间为 1s 2 2 液压系统的发展概况 一个完整的液压系统由五个部分组成 即动力元件 执行元件 控制元件 辅助 元件 附件 和液压油 由于液压技术广泛应用了高技术成果 如自动控制技术 计算机技术 微电子技 术 磨擦磨损技术 可靠性技术及新工艺和新材料 使传统技术有了新的发展 也使 液压系统和元件的质量 水平有一定的提高 尽管如此 走向二十一世纪的液压技术 不可能有惊人的技术突破 应当主要靠现有技术的改进和扩展 不断扩大其应用领域 以满足未来的要求 液压系统在将机械能转换成压力能及反转换方面 已取得很大进展 但一直存在 能量损耗 主要反映在系统的容积损失和机械损失上 如果全部压力能都能得到充分 利用 则将使能量转换过程的效率得到显著提高 为减少压力能的损失 必须解决下 面几个问题 减少元件和系统的内部压力损失 以减少功率损失 主要表现在改进元 件内部流道的压力损失 采用集成化回路和铸造流道 可减少管道损失 同时还可减少漏油 损失 减少或消除系统的节流损失 尽量减少非安全需要的溢流量 避免采用节流系统来调 节流量和压力 采用静压技术 新型密封材料 减少磨擦损失 发展小型化 轻量化 复合化 广泛发展通径电磁阀以及低功率电磁阀 改善液压系统性能 采用负荷传感 系统 二次调节系统和采用蓄能器回路 为及时维护液压系统 防止污染对系统寿命 和可靠性造成影响 必须发展新的污染检测方法 对污染进行在线测量 要及时调整 不允许滞后 以免由于处理不及时而造成损失 液压系统维护已从过去简单的故障拆修 发展到故障预测 即发现故障苗头时 预先进行维修 清除故障隐患 避免设备恶性事故的发展 要实现主动维护技术必须要加强液压系统故障诊断方法的研究 当前 凭有经验 的维修技术人员的感宫和经验 通过看 听 触 测等判断找故障已不适于现代工业 向大型化 连续化和现代化方向发展 必须使液压系统故障诊断现代化 加强专家系 统的研究 要总结专家的知识 建立完整的 具有学习功能的专家知识库 并利用计算 机根据输入的现象和知识库中知识 用推理机中存在的推理方法 推算出引出故障的 原因 提高维修方案和预防措施 要进一步引发液压系统故障诊断专家系统通用工具 软件 对于不同的液压系统只需修改和增减少量的规则 另外 还应开发液压系统自补偿系统 包括自调整 自润滑 自校正 在故障发 生之前 进市补偿 这是液压行业努力的方向 电子技术和液压传动技术相结合 使传统的液压传协与控制技术增加了活力 扩 大了应用领域 实现机电一体化可以提高工作可靠性 实现液压系统柔性化 智能化 改变液压系统效率低 漏油 维修性差等缺点 充分发挥液压传动出力大 贯性小 3 响应快等优点 其主要发展动向如下 1 1 电液伺服比例技术的应用将不断扩大 液压系统将由过去的电气液压 on oE 系统和 开环比例控制系统转向闭环比例伺服系统 为适应上述发展 压力 流量 位置 温度 速度 加速度等传感器应实现标准化 计算机接口也应实现统一和兼容 2 发展和计算机直接接口的功耗为 5mA 以下电磁阀 以及用于脉宽调制系统的高频电 磁阀 小于 3mS 等 3 液压系统的流量 压力 温度 油的污染等数值将实现自动测量和诊断 由于计算机 的价格降低 监控系统 包括集中监控和自动调节系统将得到发展 4 计算机仿真标准化 特别对高精度 高级 系统更有此要求 5 由电子直接控制元件将得到广泛采用 如电子直接控制液压泵 采用通用化控制机 构也是今后需要探讨的问题 液压产品机电一体化现状及发展 充分利用现有的液压 CAD 设计软件 进行二次开发 建立知识库信息系统 它将 构成设计 制造 销售 使用 设计的闭环系统 将计算机防真及适时控制结合起来 在试 制样机前 便可用软件修改其特性参数 以达到最佳设计效果 下一个目标是 利用 CAD 技术支持液压产品到零不见设计的全过程 并把 CAD CAM CAPP CAT 以及现 代管理系统集成在一起建立集成计算机制造系统 CIMS 使液压设计与制造技术有 一个突破性的发展 新型材料的使用 如陶瓷 聚合物或涂敷料 可使液压的发展引起新的飞跃 为 了保护环境 研究采用生物降解迅速的压力流体 如采用菜油基和合成脂基或者水及 海水等介质替代矿物液压油 铸造工艺的发展 将促进液压元件性能的提高 如铸造 流道在阀体和集成块中的广泛使用 可优化元件内部流动 减少压力损失和降低噪声 实现元件小型化 4 3 设计步骤 3 1 工况分析 首先根据已知条件 绘制运动部件的速度循环图 如图 3 1 所示 然后计算个阶段 的外负载并绘制负载图 液压工所受外负载 F 包括三种类型 即 3 1 wfa FFFF 式中 工作负载 对于金属切削机床来说 即为沿活塞运动方向的切削力 在 w F 本设计中 20000N w F 运动部件速度变化时的惯性负载 a F 导轨摩擦阻力负载 启动时为静摩擦阻力 启动后为动摩擦阻力 对于 f F 平导轨可由下式求得 f F fRn Ff GF 运动部件重力 G 垂直于导轨的工作负载 本设计中为零 Rn F 导轨摩擦系数 在本设计中去静摩擦系数为 0 2 动摩擦系数为 0 1 则求f 得 3 2 fs F0 2 25000N5000N 3 3 fa F0 1 25000N2500N 上式中为静摩擦阻力 为动摩擦阻力 fs F fa F 3 4 a G F gt 式中 重力加速度g 加速或减速时间 一般 t 0 010 5ts 时间内的速度变化量 t 在本设计中 3 5 a 250005 F N4230N 9 80 05 60 根据上述计算结果 列出个工作阶段所受的外负载 见表 3 1 并画出如图 3 2 所 示的负载循环图 表表 3 3 1 工作循环各阶段的外负载工作循环各阶段的外负载 工作循环 外负载 F N 工作循环 外负载 F N 启动 加速 fsa FFF 9230工进 faw FFF 2500 5 快进 fa FF 2500快退 fa FF 2500 图图 1 1 速度循环图速度循环图 图图 2 2 负载循环图负载循环图 3 2 拟定液压系统 3 2 1 确定供油方式 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 减少放热考虑 泵源系统宜选用双泵供油或变量泵供油 现 采用带压力反馈的限压式变量叶片泵 3 2 2 调速方式的选择 在中小型专用机床的液压系统中 进给速度的控制一般采用节流阀或调速阀 根 据铣削类专用机床工作时对低速性能和速度负载特性都有一定要求的特点 决定采用 限压式变量泵和和调速阀组成的容积节流调速 这种调速回路具有效率高 发热小和 速度刚性好的特点 并且调速阀装在回路上 具有承受负切削力的能力 3 2 3 速度换接方式的选择 本系统采用电磁阀的快慢速换接回路 他的特点是结构简单 调节行程比较方便 阀的安装也较容易 但速度换接的平稳性较差 若要提高系统换接平稳性 则可改用 行程阀切换的速度换接回路 3 2 4 夹紧回路的选择 用二位四通电磁阀来控制夹紧 松开换向动作时 为了避免工作时突然失电而松 开 应采用失电夹紧方式 考虑到夹紧时间可调节和当进油路压力瞬时下降时仍能保 持夹紧力 所以介入节流阀调速和单向阀保压 在该回路中还装有减压阀 用来调节 夹紧力的大小和保持夹紧力的稳定 3 3 液压系统的计算 6 3 3 1 工作压力 p 的确定 工作压力 p 为已知 液压缸的工作压力为 3MPa 3 3 2 计算液压缸内径D和活塞杆直接d 3 6 2 2 1cm 1 4F D pd p11 pD 式中 工作循环中最大的外负载 由负载图知最大负载为 22500N FF 液压缸工作压力 1 p 按表 2 可取为 0 5MPa 为 0 95 2 p cm 液压缸内径与活塞杆直径的关系 考虑到快进 快退速度相等 取d D 为 0 7 d D 液压缸的机械效率 一般取 在本设计中取 cm 0 90 97 cm 0 95 cm 在本设计中 3 7 2 2 5 422500 D7 97 10 m 5 50 100 95110 7 50 根据液压缸内径尺寸系列 将液压缸内径圆整为标准系列 2 直径 活塞80Dmm 杆 直径 d 按求得 0 7d D 56dmm 按最低工进速度验算液压缸的最小稳定速度 3 8 min 3 33 min q0 05 10 A cm5cm 10 式中 是由产品样本查的 GE 系列调速阀 AQF30 E10B 的最小稳定流量为 min q 0 05 minL 调速阀是安装在回油路上 故液压缸节流腔有效工作面积应选取液压缸有杆腔的实际 面积 即 3 9 222222 ADd8 5 6cm25 6cm 44 可见上述不等式能满足 液压缸能达到所需低速 3 3 3 计算在各个工作阶段液压缸所需的流量 3 10 min min 223 d5 6105m12 3L 44 7 3 11 min min 223 D0 81 2m6 03L 44 3 12 min min 2 22223 Dd0 80 565m12 8L 44 3 3 4 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 工程机械的液压缸 一般是用无缝钢 管材料 大多属于薄壁圆筒结构 其壁厚按薄壁圆筒公式计算 3 13 y p D 2 式中 液压缸壁厚 m 液压缸内径 m D 试验压力 取最大工作压力的 1 5 倍 MPa y p 缸筒材料的许用应力 无缝钢管 100MPa 3 14 1 5 5 80 3mm 2 100 液压缸壁厚算出后 可求出缸体的外径 1 D 3 15 1 DD2802 386mm 按照工程机械标准液压缸外径尺寸系列 3 所以取外径为 95mm 3 3 5 液压缸工作行程的确定 液压缸工作行程长度 可根据执行机构实际工作的最大行程确定 参照液压缸活 塞行程参数系列选用工作行程为 400mm 3 3 6 缸盖厚度的确定 一般液压缸多为平底缸盖 有孔时 3 16 y 2 p t0 433D 无孔时 3 17 y2 2 20 p D t0 433D Dd 式中 t 缸盖有效厚度 m 缸盖止口内径 m 2 D 缸盖孔的直径 m 0 d 在本设计中有孔时 8 3 18 y 2 p 1 5 5 t0 433D0 433 809 48mm 100 无孔时 3 19 y2 2 20 p D 1 5 5 80 t0 433D0 433 8017 32mm Dd1008056 3 3 7 最小导向长度的确定 3 20 LD40080 H60mm 202202 活塞宽度 B 取 3 21 B0 6D0 68048mm 缸盖滑动支承面的长度 3 22 1 l0 6D0 68048mm 隔套的长度 3 23 1 11 CHlB60484812mm 22 3 3 8 缸体长度的确定 液压缸刚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 虑到两短端盖的厚度 一般液压缸缸体长度不应大于内径的 20 30 倍 因此取缸体长度 448mm 3 3 9 活塞杆稳定性的验算 活塞杆的细长比为l k 3 24 42 dd l klJ Al28 57 644 柔性系数 m 取 85 末端系数 n 取 2 所以 采用拉金公式计算 4 l km n120 21 3 25 c k2 2 10 f A10 490 0 0025 P49753N 1 5000 al 128 57 1 2 n k 安全系数取 n 2 则 3 26 k PP n24876 所以 活塞杆稳定 3 4 液压缸的结构设计 9 3 4 1 缸体与缸盖的连接形式 缸体端部与缸盖的连接形式与工作压力 缸体材料以及工作条件有关 主要连接 形式有法兰连接 螺纹连接 半环连接 a 法兰连接 优点 1 结构简单 成本低 2 容易加工 便于装拆 3 强度较大 能承受高 压 缺点 1 径向尺寸较大 2 重量比螺纹连接的大 3 用钢管焊上法兰 工艺 过 程复杂些 b 螺纹连接 优点 1 外形尺寸小 2 重量较轻 缺点 1 端部结构复杂 工艺要求较高 2 装拆时需用专用工具 3 拧端盖 时 易损坏密封圈 c 半环连接 优点 1 结构较简单 2 加工装配方便 缺点 1 外形尺寸大 2 缸筒开槽 削弱了强度 需增加缸筒厚度 比较各连接形式 本设计中选取半环连接的形式 3 4 2 活塞杆与活塞的连续结构 活塞杆与活塞的连接结构有几种常用的形式 分整体式结构和组合式结构 组合 式 结构又分螺纹连接 半环连接和锥销连接 a 整体式结构 结构简单 适用于缸径较小的液压缸 b 螺纹连接 结构简单 在振动的工作条件下容易松动 必须用锁紧装置 应用较多 如组合机床与工程机械上的液压缸 c 半环连接 结构简单 装拆方便 不易松动 但会出现轴向间隙 多应用在压力高 负荷大 有振动的场合 d 锥销连接 结构可靠 用锥销连接销孔必须配铰 销钉连接后必须锁紧 多用于负 荷较小的场合 由于本设计是组合机床用的液压缸 根据螺纹连接多用于组合机床的叙述 选用 螺纹连接的活塞杆与活塞的连接结构 3 4 3 活塞杆导向部分的结构 活塞杆导向部分的结构 包括活塞杆与端盖 导向套的结构 以及密封 防尘和 锁紧装置等 导向套的结构可以做成端盖整体式直接导向 也可以做成与端盖分开的 导向套结构 a 端盖直接导向 1 端盖与活塞杆直接接触导向 结构简单 但磨损后只能更换整个 缸盖 2 盖与杆的密封常用 O 型 Y 型等密封圈 3 防尘圈用无骨架的 10 防尘圈 b 导向套导向 1 导向套与活塞杆接触支承导向 磨损后便于更换 导向套也可用 耐磨材料 2 盖与杆的密封常用 Y 型等密封装置 密封可靠适用于中 高压液压缸 3 防尘方式常用 J 型或三角形防尘装置 由于密封圈的是选用 O 形圈的密封类型 常于 O 形圈配合导向套结构为端盖直接 导向 因此本设计选用端盖直接导向的导向部分结构 3 4 4 活塞及活塞杆处密封圈的选用 活塞及活塞杆处的密封圈的选用 5 根据密封的部位 使用的压力 温度 运动速 度的范围不同而选择不同类型的密封圈 常用的密封圈类型有 O 形圈 Y 形圈 V 型 和活塞环 4 O 形圈的结构简单 密封性好 安装空间小 摩擦力小 易于制造 所以应用较 广 但运动速度不能太大 Y 形圈适用于压力在 20MPa 以下 往返速度较高的液压缸 密封性能可靠 V 形圈耐高压性能好 耐久性也好 缺点是安装空间大 调整困难 摩擦阻力大 只适用于运动速度较低的液压缸 活塞环寿命长 不容易损坏 常常用在不便于拆卸的液压缸中 缺点是泄漏较大 必须成组使用 加工工艺比较复杂 所以成本较高 图图 3 2 O 形圈示意图形圈示意图 由于本设计中液压缸的工作压力为 5MPa 速度范围 0 5m s 因此选用缸体与缸 盖的密封形式选用 O 形圈的密封形式 如图 3 2 活塞杆与缸盖 活塞与缸体的密封 选用 Y 形圈的密封形式 3 4 5 液压缸的缓冲装置 常用的缓冲装置结构有 1 环状间隙式节流缓冲装置 它适用于运动惯性不大 运 动 速度不高的液压系统 2 三角槽式节流缓冲装置 它是利用被封闭液体的节流产生的 液压阻力来缓冲的 3 可调节流缓冲装置 它调节针形节流阀的流通面积 就可改变 缓冲作用的强弱和效果 11 本设计中的液压缸运动惯性不大 速度也不高 因此选用圆柱形环状间隙式节流 缓冲装置 3 4 6 液压缸主要零件的材料 1 缸体 无缝钢管 45 钢 无缝钢管作缸体毛坯加工余量小 工艺性能好 生产准备周期断 是与大批量生 产 标准液压缸大部分都采用无缝钢管 一般常用调质的 45 号钢 2 活塞 铸铁 HT200 活塞常用材料灰铸铁 耐磨铸铁 35 及 40 钢和铝合金等 缸径较小的整体式活塞 用 35 45 钢 其他多用灰铸铁 3 活塞杆 45 钢 活塞杆常使用 35 45 钢等材料 对于冲击震动很大的活塞杆 也可以使用 55 钢 一般实心的活塞杆用 35 45 钢 4 前缸盖 35 钢 缸盖常用 35 45 钢的短剑或铸造毛坯 也可以使用铸铁材料 5 后缸盖 铸铁 HT200 缸盖常用 35 45 钢的短剑或铸造毛坯 也可以使用灰铸铁材料 起导向作用时则 用铸铁 3 5 选择液压元件 3 5 1 确定液压泵的流量 压力和选择泵的规格 1 泵的工作压力的确定 考虑到正常工作中进油管路有一定的压力损失 所以泵 的工作压力为 3 28 1p ppp 式中 液压泵最大工作压力 p p 执行元件最大工作压力 1 p 进油管路中的压力损失 本设计中p 0 5pMPa 3 29 p1 ppp50 5 MPa5 5MPa 上式中计算所得的是系统的静态压力 考虑到系统在各种工况的过渡阶段出现 p p 的动态压力往往超过静态压力 另外考虑到一定的压力储备量 并确保泵的寿命 因 此选泵的额定压力应满足 中低压系统去小值 高压系统取大值 n p np p1 251 6 p 在本设计中 3 30 np p1 25p1 25 5 5MPa6 875MPa 2 泵的流量确定 液压泵的最大流量应为 12 3 31 max pL qKq 式中 液压泵的最大流量 p q 同时动作的各执行元件所需流量之和的最大值 如果这时溢流阀正进 maxq 行工作 尚须加溢流阀的最小溢流量 2 3L min 系统泄露系数 L K1 2 L K 3 32 max min pL qKq1 2 12 815 36 L 3 选择液压泵的规格 根据算得的和 选用 YBX 16 限压式变量叶片泵 该泵的基本参数为 每转 p q p p 排量 泵的额定压力 电动机转速 容积 0 16minqmL 6 3 n pMPa 1450min H nr 效率 总效率 0 85 v 0 7 4 与液压泵匹配的电动机的选定 首先分别算出快进与工进两种不同工况的功率 去两者较大值座位选择电动机规 格的依据 快进时的外负载为 2500N 进油路的压力损失定位 0 3MPa 3 33 6 p 2 2500 p100 31 32MPa 0 056 4 快进时所需电动机功率为 3 34 pp p q 1 32 15 36 P0 48kW 60 0 7 工进时所需电动机功率为 3 35 pp p q 5 5 6 03 P0 78kW 60 0 7 查询电动机产品样本 选用 Y90S 4 型电动机 其额定功率为 1 1kW 额定转速为 1400r min 13 4 系统的验算系统的验算 已知改液压系统中进 回油管的内径均为 12mm 隔断灌到长度分别为 0 3m 1 7m 1 7m 2m 选用 L HL32 液压油 考虑到油的最低温度为 15 查得 15 时该液压油的运动粘度 油的密度 2 150cst1 5cms 3 920kg m 4 1 压力损失的验算 4 1 1 工作进给时进油路压力损失 运动部件工作进给时的最大速度为 1 2m min 进给时的最大流量为 6 03L min 则 液压油在管内流速为 1 4 1 min 3 1 22 q6 03 10 5332cm88 9cm s d1 2 44 管道流动雷诺数为 1 Re 4 2 1 1 d88 9 1 2 Re71 12 1 5 2300 1 Re 可见油管在管内流态为层流 其沿程阻力系数为 1 4 3 1 1 7575 1 05 Re71 12 进油管道的沿程压力损失 4 4 22 5 1 1 2 1 70 3l920 88 9 p1 05Pa0 610 Pa d21 2 102 查得换向阀 4WE6E50 AG24 的压力损失 6 1 2 p0 05 10 Pa 忽略油液通过管接头 油路板等处的局部压力损失 则进油路总压力损失为 1 p 4 5 566 11 11 2 ppp0 6100 05 10 Pa0 11 10 Pa 14 4 1 2 工作进给时回油路的压力损失 由于单活塞杆液压缸 且液压缸有杆腔的工作面积为无杆腔的工作面积的一半 则回油管道的力量为进油管道的一半 则 4 6 1 2 88 9 m s44 45m s 22 4 7 2 2 d44 45 1 2 Re35 56 1 5 4 8 2 2 7575 2 11 Re35 56 回油管道的沿程压力损失为 2 p 4 9 22 5 2 1 2 1 70 3l920 0 4445 p3 11Pa0 4 10 Pa d21 2 102 查得换向阀 3WE6A50 AG24 的压力损失 换向阀 4WE6E50 AG24 6 2 2 0 025 10pPa 的压力损失 调速阀 2FR5 20 6 的压力损失 6 2 3 p0 025 10 Pa 6 2 4 p0 5 10 Pa 回油路总压力损失为 2 p 4 10 22 12 22 32 4 6 6 ppppp 0 040 0250 0250 510 Pa 0 59 10 Pa 4 1 3 变量泵出口处的压力 p p 4 11 cm22 p1 1 46 6 4 6 FAp pp A 22500 40 05 100 59 10 0 95 0 11 10 78 54 10 2 8 10 4 1 4 快进时的压力损失 快进时液压缸为差动连接 流量为液压泵出口流量的两倍即 40L min 所以沿程压 力损失 和分别为 1 1 p 1 2 p 1 3 p 4 12 3 1 22 q40 10 590cm s d1 260 44 4 13 1 1 d590 1 2 Re472 1 5 4 14 22 6 1 1 2 l1 7900 5 9 p0 159Pa0 3610 Pa d21 2 102 15 4 15 3 2 22 q20 10 295cm s d1 260 44 4 16 2 2 d295 1 2 Re236 1 5 4 17 2 2 7575 0 32 Re236 4 18 22 6 1 22 2 l0 39202 95 p0 32Pa0 032 10 Pa d21 2 102 4 19 2 6 1 3 2 1 79202 95 p0 32Pa0 181 10 Pa 1 2 102 查得流经各阀的局部压力损失为 4EW6E50 AG24 的压力损失 6 2 1 p0 17 10 Pa 3EW6A50 AG24 的压力损失 6 2 2 p0 17 10 Pa 所以 泵的出口压力为 p p 4 20 p1 11 21 32 12 2 2