组合钻床液压控制系统设计及验算机械工程自动化专业

1、组合钻床液压控制系统设计及验算摘 要液压系统它的工作原理主要是根据电动机作为动力输出的基础，借助于电动机源源不断提供的动力作用，来对液压泵进行持续驱动，使其将自身的机械能即刻转换成相应的液压压力，然后这个液压的压力去推动液压油，通过控制每个阀门的动作来改变液压油流动的方向，从而液压油推动液压缸向不同方向作出完全迥异的动作，以此来适应来源于各种类型设备的根本需求。在当前时期，液压系统已经在多样化领域中，获得相对广泛的实际应用。本文中钻床液压系统所涉及的设计工作以及相应的验算工作，旨在组合钻床在实际运行过程中所表现出的夹紧、工进1，快退等这些循环动作，进行更深层次的细致研究，从而使用控制元件控制这

2、些执行元件的动作。 对于该液压系统的设计，首先是进行各系统的工况分析，并绘制速度图，负载图以及工况图；其次基于各种尤为关键的相关参数，选择恰当适宜的液压元件型号；与此同时，据此绘制出科学合理的液压系统基本原理示意图。除此之外，本文还针对PLC控制系统，进行相对深入的细致设计，并且针对最后的液压系统，进行一系列的精准验算。关键词：液压系统；控制元件；执行元件；液压缸IDesigning and checkinig the hydraulic control system of combined drilling machineAbstractThe working principle of th

3、e hydraulic system is mainly based on the motor as the basis of the power output. By continuously providing the power of the motor source, the hydraulic pump is continuously driven, so that its mechanical energy is instantly converted into the corresponding hydraulic pressure, and then this The hydr

4、aulic pressure pushes the hydraulic oil to change the direction of the hydraulic oil flow by controlling the action of each valve, so that the hydraulic oil pushes the hydraulic cylinder to make completely different movements in different directions, thereby adapting to the fundamentals of various t

5、ypes of equipment. demand. In the current period, hydraulic systems have gained a wide range of practical applications in a variety of fields. In this paper, the design work involved in the hydraulic system of the drilling machine and the corresponding verification work are aimed at combining the cy

6、cle action, such as clamping, work advancement 1, rewinding, etc., which are exhibited during the actual operation of the drill press, and carry out deeper and meticulous research. The control elements are thus used to control the actions of these actuators.For the design of the hydraulic system, th

7、e first is to analyze the working conditions of each system, and draw the speed map, load map and working condition map; secondly, select the appropriate hydraulic component model based on various critical parameters; at the same time; According to this, a schematic diagram of the basic principle of

8、 a scientific and rational hydraulic system is drawn. In addition, this paper also carries out a relatively in-depth and meticulous design for the PLC control system, and performs a series of accurate check calculations for the final hydraulic system.Keywords: hydraulic system；control components；act

9、uators；hydraulic cylinder目 录1 概述11.1 前言11.2 液压传动的发展与应用11.3 研究的目的和意义21.4 本次设计的主要内容22液压系统工况分析42.1 参数及要求42.2 动力分析42.3 各工况负载52.4 液压缸负载图和速度图53液压系统方案设计73.1 液压系统回路方式的确定73.2 液压系统方案的分析73.2.1 调速回路73.2.2 确定调压的方式方法83.3 液压原理图的拟定104 液压系统的计算和选择液压元件114.1 液压缸的主要尺寸计算114.1.1行程液压缸的计算114.2 液压泵流量、压力的确定和选择泵的规格124.3电动机的选择1

10、44.4 选择液压控制阀154.4.1 选择溢流阀154.4.2 选择单向阀164.4.3 电磁换向阀174.5 液压管路的选择及计算174.5.1 管道直径175 液压缸的设计205.1 液压缸参数计算205.1.1液压缸壁厚和外径的计算205.1.2 缸底和缸盖厚度计算215.1.3最小导向长度的确定225.1.4 液压缸强度的校核235.2液压缸的结构设计245.2.1缸体与缸盖的连接方式245.2.2活塞杆导向部分结构设计265.2.3 缓冲装置265.2.4排气装置276 验算液压系统主要性能296.1液压系统压力损失296.2 液压系统的发热温升计算296.3 计算液压系统的散热功

11、率307 控制系统设计327.1 可编程序控制器的选择及工作过程327.1.1 可编程序控制器的选择327.1.2 可编程序控制器的工作过程327.2 可编程序控制器的使用步骤337.3 PLC端口地址分配表337.4控制流程图如下347.5PLC控制程序357.5.1主程序梯形图357.5.2手动程序控制梯形图35总 结36参考文献37致 谢38IV1 概述1.1 前言液压系统传动对比传统的机械传动来说，液压系统传动这个技术它相对来说，为现今尤为典型的新型技术学科之一。相较于电力系统传动等相关传动类型而言，液压传动实则表现出相对良好的众多优势，故而其于当前时期，在中国的多样化领域当中，均获得

12、相对广泛的实际应用。与此同时，由于此类技术在未来的发展前景极为广阔，故而现今的绝大多数机床设备，均选择引入液压传动系统。究其根本，在于该技术能够随时变速，并可实现良好的自动化、而且对于设备往复切换运动更加实现更加频繁。液压系统相对于目前工业发展而言，我国在液压系统方面已经对液压元件的类型方面已经相对做到标准化、通用化和规范化。同时，我国不仅在研究国外一些先进液压技术的同时其本身还进行了先进技术的吸收、消化。我国在液压传动方面的主要是研究一些新的产品，对所研究产品的生产方面质量提高了很大的进步，同时在研究新产品方面在不断研究和调整产品结构，确保研究的产品相对具有可实用性和制造性，在通过分析比较对

13、于一些差的、过时的液压件产品，及时摒弃亦或为更新换代。在当前时期，全球科学技术均获得相对稳定的蓬勃发展，在此背景下，液压传动这个新型的技术也必将在以后的使用过程中越来越成熟，对于各行业，各领域的应用也会越来越更加的广泛。对于这个课题的设计主要是通过前期的一些技术和参数的论证，首先主要是通过液压动作循环分析入手，针对组合钻床液压系统所涉及到的多样化模块，进行相对深入的综合分析与细致研究。其次，将上述模块彼此之间进行自由进组合，以此来成功构建出科学合理的液压系统工作原理。在此过程中，本文秉持精简的基本准则，将现有的理论知识融于各种类型的实践过程当中，致力于进行客观化的综合设计。除此之外，本文还针对

14、液压系统以及相应的液压缸等，进行详细而单独的设计。1.2 液压传动的发展与应用液压系统传动这门新型的技术学科相对于传统老套的机械传动来说，它在发展方面算是起步比较晚的。对于液压传动这个概念，其旨在基于液体静压力传动基本原理，进行进一步的深入研究衍生而来的新型学科。液压传动的发展自从18世纪以后英国就开始设计并且生产制造了世界上第一台水压力机，液压系统传动这个技术在使用和发展也只有短短的二三百年这样发展的历史。液压这个技术的实际应用要到20世纪30年代，那个时候一起工程机械、机床和一起起重机上面才逐渐开始使用液压来驱动工作，这个时候液压传动才真正的开始发展起来。液压技术在各行各业都得到了广泛的应

15、用和采取液压技术进行控制一些自动化的机器设备，所以在当今的工业发展过程中液压这个学科在机械工业革命过程中发挥了至关重要的一步。衡量一个国家工业发展水平的先进程度主要要看他的液压传动在其工业方面的应用，所以液压传动他是衡量这个国家工业发展进步的重要标志。在二战期间，由于前方战争时期对于这种响应迅速、精度高液压机构的需要，所以这个时候液压控制技术就装备到军事领域。二战结束后，这些先进的液压控制技术就流向民用工业，在民用工业应用方面得到了前所未有的技术发展，在目前一些自动机械以及自动生产线中都广泛应用这些液压技术，这一技术的发展从而使在机械制造、工程机械、农业机械、汽车制造等这些行业得到了大力的推广

16、和应用。我国的液压传动工业技术的发展真正从20世纪50年代开始算起，最开始的时候液压技术只是应用在一起锻压设备和一些常规的机床上面，后来由于技术瓶颈的需要又应用并推广到拖拉机和工程机械上面。现在，我国在研究和设计液压元件方面，随着从国外引进一些液压元件好的设计理念、以及先进的生产管理技术以及制造技术，现在在液压件制造这方面都已经形成标准，同时我们生产的液压元件已经在一些设备上面得到了实际的应用。尽管我们液压件已经得到广泛的实际应用，但是在性能上我们国家的液压件和外国的相比较还是存在差异，别人能够使用还多年不出现问题，而我们的使用周期很短就磨损了，这个是我们需要改进和需要研究的。和国外相比我们的

17、液压元件不止在性能上面存在差异，就是在液压件的品种上面也存在差异，国外的液压元件规格型号比较齐全。不过目前由于国家的支持，我们已经开始着手进行液压元件研究的规划，在有规划的情况下进行逐步对国外的技术进行吸收和消化，逐步研究国外一些新的液压技术，这样的措施必定能使我过的液压技术能够更快和更大的发展起来。1.3 研究的目的和意义液压传动系统这个课题的设计实则相对综合，并且极富实践性。经由此次毕业设计，将可锻炼学生能够达到下述能力： 1. 对所学的液压知识进行巩固加强，并能够学会液压系统在实际设计过程中所涉及到的常规计算方法以及相应的基本步骤，与此同时，培养学生对此过程中含有的一系列问题，而表现出的

18、分析能力以及相应的解决能力； 2. 可以精准判定执行机构，并借助于相关参数计算，科学选择恰当适宜的液压元件；除此之外，借助于组合一系列液压回路，来切实满足系统提出的性能要求；3. 可以深入掌握国家在此方面出台的相关标准和规范，并关注于设计手册和等各种类型技术资料的重要性。此外，应当通过得当的训练，有效提高学生的计算能力、设计资料的借鉴能力、技术决策的综合考量能力等。1.4 本次设计的主要内容本文之初，首先，确定文章主旨的设计任务以及相应的设计要求；其次，针对现有的设计方案，进行更深层次的细致研究，理清依次的顺序脉络。在本课题中，应当推进的相关工作详细如下：1、确定系统对机床提出的一系列实际要求

19、； 2、进行相对综合的工况分析，针对液压系统所涉及到的基本参数，进行及时确定；3、初步绘制液压系统的基本原理示意图；4、针对系统所需的参数，进行极为精准的计算，并合理选择恰当适宜的液压元件；5、针对现有的液压系统，进行相对综合的验算；6、随后，针对液压缸所表现出的基本结构，进行科学合理的设计，并据此绘制出相应的工作图；7、进行PLC系统的设计；8、进行编写设计说明书；2液压系统工况分析2.1 参数及要求 动力工作台的工作循环：夹紧快进工进二工进快退松开，导轨的静摩擦系数fs=0.2,动摩擦系数fd=0.1，见下表2-1所示。轴向切削力（N）运动部件重量（N）启制动时间（S）速度（m/s）行程（

20、m）启、制=0.1sV快=7m/minV工1=1.8m/minV工2=1.2m/minL快=0.3mL工1=0.1mL工2=0.1m表2-1 系统参数表2.2 动力分析对于钻床行程液压缸而言，通常情况下，其中承载的外负载载荷F，一般涉及到下述部分，详细如下：在上述公式中 Fw旨在代表工作负载，本文选用 Fa主要代表运动部件在变速情况下所表现出的惯性负载。 Ff主要代表导轨摩擦力负载，其中，Ff能够通过下述公式进行求解： G 主要代表运动部件重力。本文选用。 FRn 主要代表在垂直导轨情况下所表现出的工作负载， f主要代表导轨摩擦系数，本文将其依次设定为0.1和0.2，详细结果如下 在上述公式中

21、，Ffs 主要代表静摩擦力，与此同时，Ffa 主要代表动摩擦力。 = 在上述公式中 g主要代表重力加速度。 旨在代表变速时间，通常情况下， 旨在代表范围当中的速度变化量。在该设计过程当中：液压缸在各工作阶段的负载值：其中： 液压缸的机械效率，一般取=0.9-0.972.3 各工况负载根据以上行程液压缸的载荷力，并设计液压缸的机械效率，液压缸在各工作阶段的总机械负载可以算出，见下表2-2所示：表2-2 负载工况表工况 负载算公式液压缸负载F/N液压缸推力/N启动10001111加速10951216快进500555工进1050011666返回启动65957327快退550061112.4 液压缸负

22、载图和速度图已知数值和一次工进速度，二次工进速度等绘制得出速度图如图2-1所示。按已知快进的行程=300mm，一次工进行程=100mm，二次工进行程=100mm，快退行程=500。由上面计算出来的数值绘制出负载图如图2-2所示。图2-1 速度图图2-2 负载图3液压系统方案设计3.1 液压系统回路方式的确定从本质上而言，液压控制系统回路一般细分成两大类别。其中包含开式类别，即将蕴含于系统当中的全部执行元件，所尽数排出的一定数量的液压油，均返回至系统油箱，借助于滤油器的作用对其进行相对细致的处理，再将其循环进入液压系统含有的回路当中。对于此种类型的液压系统回路而言，其在实际工作过程中表现出的劣势

23、如下：该回路通常表现出相对较高的压力损失，并且传递出的噪音尤为显著。然而，其同样表现出下述优势：因为经由此回路排出的一定数量的液压油，最后均返回至油箱，故而对于整体系统而言，其中所蕴含的液压油，通常表现出相对较高的清洁度。与此同时，由于在此回路中，液压油的温度均保持在适宜的范围，故而各种类型的液压元件可在很长一段时间内正常使用。除此之外，此系统还涵盖闭式类别的回路，即液压油并非经由油箱排出，而是重新进入系统回路。由此得知，该类型回路实则表现出相对较小的压力损失，但是在此过程中的系统压力却逐步攀升。值得一提的是，这种类别通常不会产生高分贝的噪音，也不会过多损耗液压油的既定油量，然而，相较于前者类

24、别而言，其所造成的油液污染尤为显著，并且液压油的实际温度持续攀升。通常情况下，闭式回路重点适用于功率要求极为严苛的场合。而开式液压回路则广泛应用于普通场合当中。综上所述，本文决定选用开式回路。3.2 液压系统方案的分析 对于整体液压系统而言，尤为关键的回路即为速度控制回路，此回路重点涵盖：调速回路以及相应的速度切换回路。其所涉及到的核心控制方式主要涵盖阀控以及执行器控制等基本形式，详细如下。3.2.1 调速回路 通常情况下，当处于调速回路的环境下，则其表现出的速度大多基于工作之前就已经实现调整，与此同时，还有可能借助于调节比例阀的作用，针对当前时期的调节流量，进行科学完善的自动化调节。究其根本

25、，上述两种方式均通过针对执行器表现出的运动速度，进行及时调整而实现。旨在跟踪调整节流阀阀口所表现出的截面尺寸。在绝大多数情况下，若想达到上述根本目的，应当跟踪调整执行器中所含的流量，或者跟踪调整液压缸的实际缸径，此外还可跟踪调整液压马达表现出的实际排量。从本质上而言，调速回路一般细分为两类，其中包含无级调速回路，此外还涉及到有级调速回路。本文重点选用有级调试回路。需要注意的是，当处于泵调试的情况下，最好选择无极调速回路，其中涉及到节流阀调速回路以及相应的容积节流调速回路等，其所表现出的基本特征，详见表3-1。对于液压缸而言，其所表现出的速度差异，一般经由调节调速阀而实现。需要注意的是，变量泵所

26、表现出的供油量，应该和当前时期的调速阀调节流量一一对应。值得一提的是，泵所蕴含的供油压力以及相应的流量，可以在快速行程等情况下，进行良好的自动化变换，旨在尽可能降低功率的实时消耗，并有效预防系统当中存在的发热现象。本文以容积回路为例，其基本电路示意图，详见图3-1。图3-1 容积回路3.2.2 确定调压的方式方法 通常情况下，存在于控制液压回路当中的各类压力，旨在针对系统整体压力亦或为某特定元件的压力，进行科学有效的及时控制，借助于压力调节的作用，促进执行元件可以尽快满足自身的力矩要求。在此过程中，液压系统重点发挥出极为优良的限压功能。 事实上，一旦在液压回路当中存在足够压力限制的情况下，系统

27、将会借助于安全阀的作用来对其进行限制。对于安全阀而言，其基本作用在于有效预防系统在是运行过程中出现过载情况，从而切实保障液压系统及其多样化液压元件的安全稳定性。需要注意的是，如果液压系统并未过载，则应当将安全阀设定为闭合状态。 对于某特定液压回路而言，其所涉及到的限制压力基本系统示意图，详见图3-2。在此之中，减压阀示意图详见7。图3-2 限压回路 3.2.3 断电自锁及卸荷回路的选择如果处于断电的状态下，应当使得电磁阀瞬间回到中间位置，而且回油液可以自动切断油路，从而进行防止主缸带动的模具自动掉落。对于整个系统中上下行程的液压缸，均选择借助于三位四通电磁阀的作用，来实现相对精准的控制，与此同

28、时，此种类型的电磁阀实则表现为M型口，故而其还有一个作用是能够卸荷系统中的压力，防止油温在系统中升高，具体的系统原理图如下图3-3所示图3-3 卸荷回路3.3 液压原理图的拟定基于上述研究，可将若干单个系统彼此之间，进行科学得当的自由组合，并获得液压系统的基本原理示意图，详细如下。图3-4液压系统原理图4 液压系统的计算和选择液压元件4.1 液压缸的主要尺寸计算4.1.1行程液压缸的计算1）首先，确定在某特定液压系统当中所表现出的工作压力p。该过程旨在基于液压缸负载力的实际数值以及多样化机器种类来综合判定，详见表4-1，根据组合钻床属于组合机床的范畴类，所以工作压力P初步拟定为3MPa。2）根

29、据以上进行最大负载计算知F为11666N，液压钢的效率按照0.95来选择，由于快进以及快退的实际速度均完全一致，故而基于表4-2能够得知: (4-1)故而。将上述公式所求的数据，精致代入公式（4-1）能够得知： 基于表4-3可知，本文将液压缸内径圆的基础直径设定为与此同时，将活塞杆直径设定为d，基于可得4.1.2液压缸所需的流量 =D2V1 = 0.0827m3/min =3510-3 m3/min =35L/min =D2V2 = 0.0821.8m3/min =910-3 m3/min =9L/min =D2V3 = 0.0821.2m3/min =610-3 m3/min =6L/min

30、 4.2 液压泵流量、压力的确定和选择泵的规格1）首先，应当确定泵自身的实际工作压力，公式如下：pp = P1 +在上述公式中：pp主要代表液压泵可以实现输出的最大工作压力。 p1主要代表执行元件应当满足的最大工作压力。 主要代表进油管路内部存在的压力损失，本文能选为，复杂系统将为，本文决定选为0.5MPa。pp = p1 +在上述过程中，pp主要代表静态压力，然而，通常情况下，液压系统内部的全部工况，所表现出的动态压力，一般远远高于静态压力，故而应当在综合考量压力余量的前提下，将泵自身的实际额定压力，设定为pnpp。本文选择2）针对泵所含有的流量进行及时确定。在此之中，液压泵所表现出的最大流

31、量如下：qp KL()max在上述公式中： qp主要代表液压泵所表现出的最大流量。()max主要代表多样化执行元件应当满足的累加流量所表现出的最大值。KL主要代表系统中蕴含的实际泄露系数，通常情况下，将其设定为，本文选择qp = KL()max = 1.135 L/min =38.5 L/min3） 确定液压泵的规格型号基于上述已经成功求解的值以及值，将能基于液压回路内部现有的液压泵基本形式，借助手册资料进行细致查询，找出尤为适宜的液压泵。事实上，本文在针对液压泵元件进行设计的过程中，应该注意使其含有相对较高的实际效率，并且无需耗费过多的能耗。除此之外，液压泵还应当表现出相对简洁的基本结构等。

32、综上所述，本文决定选择YB-48B的液压泵，其所涉及到的基本参数，详见表4.5。表4-5 叶片泵参数表4.3电动机的选择 对于驱动液压泵而言，其所表现出的电机功率，应该基于下述公式，进行细致计算： （4-3） 在上述公式中： 主要代表电机功率，。 旨在代表液压泵所能达到的最大工作压力。其应该满足，故而本文选择。 旨在代表液压泵所表现出的额定流量。其应该满足。故而本文选择。 旨在代表液压泵表现出的总效率。其应该满足0.7-0.95的范围，本文选定0.95。 将上述多样化参数，均径直代入至公式4-3，故而电机所表现出的实际功率如下： 在本篇论文中，旨在选定Y系列三相异步电动机，这是由于，其为双泵双

33、电机供油，所以电机功率也应该减半。由此得出恰当适宜的型号实则为Y100L1-4型。多样此类电动机而言，其所涉及到的基本参数示意表，详见表4-6。表4-6电机参数表4.4 选择液压控制阀4.4.1 选择溢流阀DB/DBW这种类型的先导式溢流阀主要的特点就是压力高、对于压力的调压性能比较平稳、最低调节压力调压范围大等一些特点。在设计中选用DBW型，可以控制系统的压力并能在任意时刻使液压系统回路进行卸荷。具体的型号根据机械设计手册第五册表21-7-81选择，系统中最大的流程是35L/min,所以选择DBW10就可以满足系统要求，见表4-7先导式溢流阀和表4-8技术要求。表4-7 DB/DBW先导式溢

34、流阀表4-8 DBW型规格4.4.2 选择单向阀在液压系统中单向阀是用于保护液压管路液压回流的，对于单向阀的选择也是比较重要的，我们经常选择SV型的液控单向阀，具体的选择型号参加进行选择，如下图4-1，根据单向阀的压力特性进行选择，选择SV10就满足主系统最大流量35L/min的要求。图4-1 单向阀特性曲线4.4.3 电磁换向阀设计中选择M型三位四通电磁换向阀，电磁阀采用的是M型机能，选择该类型的电磁阀主要的作用是起到系统中卸荷的作用，同时起到液压回路断电的保护作用，这个电磁阀的选择经常用到WEH类型的换向阀，具体的型号选择参照机械设计手册第五卷进行选择，具体参数如下图4-2：选择H-WEH

35、10这个型号。图4-2 电磁阀换向阀型号参数4.5 液压管路的选择及计算4.5.1 管道直径对于现今尤为典型的液压控制系统而言，其一般涉及到多样化液压管路，其中重点涵盖钢管、尼龙管以及橡胶管等基础类别。而选定尤为适宜管路的标准，往往经由安装位置以及附近环境等种种因素而综合决定的。本文研究的液压系统回路，所表现出的工作压力实则高达32MPa，故而当选择液压管路的过程中，应当优先秉持高压标准。这个液压系统管路中选择钢管作为连接执行元件和驱动源之间的管路。每个液压元件之间的连接的规格通常取决于液压元件接口处的尺寸规格。除此之外，液压缸所涉及的进出油管，实则一般取决于油管在输入过程以及排出过程所表现出

36、的最大流量。液压缸所涉及的油管尺寸如下： 从本质上而言，液压管路直径实则取决于液压油表现出的流速数值。如果某些液压管路的实际直径相对较小，则其所表现出的液体流速将会随之增长。在此情况下，管路一般不会表现出过高的压力损失，但可能会出现一定分贝的噪声；与此同时，果某些液压管路的实际直径相对较大，则其在实际安装的过程中往往难度较大，并且过多占据有限空间。因此要合理选择油管的内径，由下面公式可以确定油管的实际直径： = 由此得知，油管内径为： 在上述公式中 旨在代表液体的实际流量，本文将其设定为最大流量。基于表4-5能够得知，泵所表现出的最大流量应该 ， 本文选择。 旨在代表管允许的最高流速，单位为m

37、/s。其推荐值详见表4-10。 故而管道直径应当基于下述公式，进行细致计算： 其中，液压泵吸油管道的求解公式如下： 取本文将无缝钢管的内径设定为25mm，并且将外径设定为30mm。 除此之外，整体系统压油管道的求解公式如下： 本文选择 综上所述，本文将钢管的内径设定为15mm，并且将外径设定为20mm。5 液压缸的设计5.1 液压缸参数计算对于本文研究的液压系统而言，尤为关键的执行元件即为液压油缸。其旨在将自身的液压能，通过合理的转化，形成可直接利用的机械能。在此过程中，液压缸的实际输入量，一般表现为流体的实际流量以及相应的压力。而液压缸的实际输出量，则通常表现为直线速度以及相应的负载力。从本

38、质上而言，若想实现良好的往复直线运动，应当借助于蕴含在液压缸当中的活塞作用，才能即刻输出相应的直线位移，详见图5-1。值得一提的是，液压缸重点涵盖缸体1、活塞杆3以及活塞杆密封件等相关元件。 图5-1 液压缸组成5.1.1液压缸壁厚和外径的计算液压缸所表现出的壁厚，实则能够有效增强其所含有的强度。通常情况下，液压缸所呈现出的壁厚，实则为整体液压缸当中最薄的位置。基于科学合理的材料力学基础性能分析将能得知，圆筒必须基于真实的壁厚情况，选用薄壁圆筒亦或为相应的厚壁圆筒。薄壁圆筒的基本含义为：液压缸所含有的内径D，相对于壁厚而表现出的比值为：D/对于某些适用于工程机械领域的特定液压缸来说，其所运用的

39、无缝钢管，在大部分情况下，均为薄壁圆筒结构，其基本计算公式大致如下： 在上述公式中 旨在代表液压缸壁厚；单位为m。 D旨在代表液压缸内径，单位为m。 旨在代表试验压力，通常选择最大工作压力的（倍,本文选择=1.5 MPa。旨在代表缸筒材料所表现出的许用应力。= ，在上述公式中，旨在代表相关材料的实际抗拉刚度，n主要代表安全系数，通常选择的实际数值大致如下：锻钢：铸钢：无缝钢管：= 高强度铸铁：灰铸铁：通常情况下，如果在处于高压液压系统回路的情况下，经由上述公式计算得知的壁厚往往相对较小，无法满足实际要求。这是由于，在大多数情况下，加工过程中可能会出现一系列变形情况，从而造成液压缸在进行工作时出

40、现漏油现象。故而壁厚通常不会计算，仅仅基于经验来选择，或者将其带入公式完成校核。如果在D/的情况下，需要基于材料力学教材中所提及的厚壁圆筒公式，针对实际壁厚，进行相对深入的细致计算。 当已经求解出液压缸的实际壁厚时，将能求解得知缸体的实际外径，大致如下： +在进行实际设计的过程中，应当将试验压力定义为1.25倍最大工作压力，详细如下：与此同时，应当将缸筒材料所应满足的容许应力设定为= 通过公式 能够得知，据此可知，缸体的实际外部直径为 +基于查阅液压传动设计手册能够得知：= 90 mm。其次，基于内径D以及相应的外径，即可针对壁厚，进行相对细致的重新计算5.1.2 缸底和缸盖厚度计算1）缸底计

41、算通常情况下，液压缸均表现为平底缸盖，其所涉及的有效厚度t计算公式详细如下。当处于无孔情况下： 当处于有孔情况下： 在上述公式中 旨在代表缸底的有效厚度，单位为m。 旨在代表缸底的止口内径，单位为m。 旨在代表缸底孔的实际直径，单位为m。 故而当针对液压缸进行实际设计的过程中，仅需将其缸底厚度设定为高于10mm即可。2）缸盖厚度计算由于在液压缸缸头上有活塞杆导向孔，因此其厚度的计算方式和缸底有所差别的，对于常用的法兰式缸头，他的计算方法如下：1）、螺钉连接法兰公式中: h法兰的厚度； F法兰受力总和，我们会选择压制力的大小进行计算； d_ 密封环的内径；m 法兰材料的许用应力pa; 螺钉分布直

42、径m由于法兰内部有密封圈导向，所以将在选择法兰厚度时尽量选择大一些，目前选择15mm厚度作为法兰的厚度。5.1.3最小导向长度的确定如果活塞杆尽数向外延伸，则自活塞支撑面上存在的点，直至缸盖滑动支撑面的实际距离H，即被人们称之为最小导向长度。需要注意的是，假设该数值相对较小，则对于液压缸而言，其所表现出的初始挠度必将相对较大，不利于液压缸整体含有的稳定性，故而有必要设定最小导向长度。当研究对象为常规的液压缸时，所表现出的最小导向长度H需要满足下式：在上述公式中 旨在代表液压缸表现出的最大行程。 旨在代表液压缸的实际内径。通常情况下，活塞的实际宽度应该满足：值得一提的是，缸盖滑动支撑面的实际长度

43、，应当取决于液压缸所表现出的内径D。如果在D80mm的情况下，则；如果在D80mm的情况下，则。为切实保障可以获得最小导向长度H，应当将以及B设定在恰当适宜的范围内，还能基于缸盖与活塞之间，添设某特定的隔套K，从而有效提高H的实际数值。在此之中，隔套的实际长度C应当取决于H，详见下式。活塞的宽度B = 0.8d = 32mm。取值B=63mm5.1.4 液压缸强度的校核1）缸筒内壁厚的校核：。 ，由此得知，缸筒壁厚完全满足系统所提出的强度要求。2）活塞杆稳定性的验算：需要注意的是，活塞杆承载的轴向力F等，不得高于其在稳定工作状态下所达到的临界负载，假设高于该值，则活塞杆将出现纵向弯曲现象，不利

44、于液压缸的正常运行。值得一提的是，的实际数值实则和活塞杆的材料性质以及直径等基本参数息息相关。其中，活塞杆的稳定性，应当基于下述公式进行校核。在上述公式中 旨在代表安全系数，通常设定为如果在活塞杆所表现出的细长比的情况下，则： = 如果在活塞杆所表现出的细长比的情况下，并且在的情况下，则： = 在上述公式中：旨在代表安装长度。 旨在代表活塞杆截面所表现出的最小回转半径，公式为= 。旨在代表柔性系数。 旨在代表末端系数。E旨在代表活塞杆内部相关材料所表现出的弹性模量，本文为 。J旨在代表活塞杆横截面所呈现出的惯性矩。f旨在代表经由材料强度而获得的实验值。基于综合验算得知，本文所设计的液压缸，基本

45、满足系统所提出的稳定性要求。5.2液压缸的结构设计当已经针对液压缸所涉及的基本尺寸，进行相对深入的细致计算后，应当随即对其所涵盖的多样化功能模块，进行更深层次的结构设计。其中包含但并不仅限于缸盖和缸体之间的连接方式、活塞杆导向部分的基本结构以及排气装置等。因为受到来源于工作环境的差异性，故而上述结构表现出的基本形式实则不尽相同。当进行实际设计的过程中，应当基于实际情况，选择恰当适宜的设计方式。5.2.1缸体与缸盖的连接方式以缸体和缸盖之间的连接方式为例，其一般涵盖法兰连接方式、螺纹连接方式以及相应的焊接连接方式等。 图5-2 常见的缸筒和缸盖结构以缸体和缸盖之间的连接方式为例，典型连接方式的基

46、本示意图，详见图5-2。其中实际应用较为广泛的即为法兰连接，详见图5-2a。对于此类连接结构而言，其基本结构相对简单，并且无需耗费高昂的经济成本，安装便利，承载力高。然而，其外形尺寸相对较大，适用范围较为局限。半环连接的基本结构示意图，详见图5-2b。对于此类连接结构而言，其细分为内外两种。值得一提的是，此类方式需要基于缸筒壁表面开设相应的环形槽，这样的加工使缸筒的强度变弱了，由于这种方式的加工后面还要进行内壁加厚，故而安装便利，并且较为轻便。正因上述特性，半环连接在当前时期已经获得相对广泛的实际应用，一般借助于无缝钢管等材料实现制作。螺纹连接的基本结构示意图，详见图。对于此类连接结构而言，其

47、细分为内外两种。当其应用于缸筒结构中，实则相对复杂，不含有良好的简洁性。拉杆连接的基本结构示意图，详见图5-2d。对于此类连接方式而言，其基本结构相对简单，并且安装便利，通用性高。然而，其自身的体积以及重量均相对较高，可能会提高拉杆的长度，故而其仅仅适用于中低液压缸。焊接连接的基本结构示意图，详见图5-2d。此类方式实则表现出相对显著的强度，然而也会频繁出现焊接变形现象。以缸体端部和缸盖彼此之间的连接为例，其所表现出的基本形式，通常和工作压力及其工作条件等紧密相连。不论选择哪一种连接形式，都是有利弊的，所以通过综合研究分析，最后我们选择法兰连接的方式作为缸体端部与缸盖的连接。5.2.2活塞杆导

48、向部分结构设计通常情况下，活塞杆导向结构一般涉及到活塞杆、导向套以及防尘结构等相关元件。其可细分为整体式以及分体式两类。其中，以表现为分体式的导向套为例，其所含有的核心优势在于即便出现磨损，也很容易进行更换，正因如此，这种类型在工程领域获得相对广泛的实际应用。值得一提的是，在常规的工程机械当中，通常将密封圈放于内侧进行安装，这样可以帮助导向套实现润滑；但是有的压力机都是安装在外侧的，这样安装的好处是在压力过高工作的情况下，密封圈可以发挥出良好的密封性能。本文决定选用端盖直接导向。5.2.3 缓冲装置对于液压缸而言，如果在其拖动大载荷力以此来进行反复运动的情况下。则活塞由于受到一定的动力作用，很

49、可能与端盖之间进行碰撞，从而产生高分贝的噪音，并经由冲击作用损坏存在于液压缸中的特定部件。故而为切实保障液压缸在实际运动过程中的良好安全稳定性，需要预先拟定相应的缓冲措施，达到良好的速度缓冲效果。 当活塞移至端部，缓冲柱塞开始插入缸端的缓冲孔时，活塞与缸端之间就会形成封闭空间，该腔中受困挤的剩余油液只能从节流小孔或缓冲柱塞与孔槽之间的节流环缝中被挤出，从而造成背压迫使运动柱塞降速制动，实现缓冲的目的。 一般情况下，在液压缸当中所表现出的缓冲装置，通常涵盖节流口可调式缓冲装置，详见图5-3。除此之外，还涵盖节流口变化式缓冲装置。详见图5-4。 图5-3 节流口可调式缓冲装置 图5-4 节流口变化

50、式缓冲装置在本次设计过程中，为尽可能降低现有的加工难度，本文通过综合考量，决定选用节流口可调式缓冲装置，详见图5-3，以此来实现外部调节。5.2.4排气装置对于液压缸而言，至关重要的部件即为排气装置，由于液压缸在很长一段时间内尚未使用，油液很可能会掺杂过多的空气。在此情况下，一旦液压缸正式运行，势必在低速状态下，出现爬行抖动的不良现象，并可能无法保证机器的精度。故而通常情况下，常规的液压缸将会添设某特定的排气装置，以切实规避上述现象的发生。排气装置一般遵循下述两类设定方式。其中包含基于缸盖的至高点，开设相应的排气孔，借助于长管道的作用，将气体排向远方；除此之外，还涵盖基于缸盖的至高点安装相应的

51、排气塞。然而无论为何种方式，均在常规状态下保持关闭，仅仅在需要排气时将其开启，其基本结构示意图，详见5-5： 图5-5 排气装置通过整体结构设计以及相对深入的强度校核可知，液压缸装配基本结构示意图，详见图5-6：图5-6 液压缸装配图6 验算液压系统主要性能6.1液压系统压力损失通常情况下，对于压力损失而言，其重点涵盖管路的沿程损失p1，与此同时，涵盖过路的局部压力损失p2。除此之外，涵盖阀类元件的局部损失p3，总损失详细如下： 在上述公式中：l旨在代表管道长度，单位为m。本文选择l=5m；d旨在代表管道内径，单位为m；v旨在代表液流的实际平均速度，单位为m/s； 旨在代表液压油的实际密度，单

52、位为kg/m3。本文选择=928 kg/m3；旨在代表沿程阻力系数； 旨在代表局部阻力系数。本文经过综合考量，决定选择20号机械油，其在实际运行状态下所表现出的运动黏度为与此同时，油的实际密度为经由细致计算可知，沿程压力损失为 在上述公式中： Qn旨在代表阀的额定流量单位为，m3/s； Q旨在代表通经由阀的实际流量，单位为m3/s； pn旨在代表阀的额定压力损失，单位为Pa。由于p2过小，故而仅仅计算经由阀而得出的局部压力损失。由上可知，p3=1.5MPa。若p远远超过选泵过程中预计的管路损失，需要重新调整泵以及相关参数。系统调整压力如下： 在上述公式中；pT旨在代表液压泵的实际工作压力，单位

53、为1.5MPa。6.2 液压系统的发热温升计算 对于液压系统而言，通常情况下，其正常温度将位于的范围内，基于机器的多样性，所表现出的实际温度也不尽相同。其中，机床通常位于的范围，最高可达70；此外，矿山机械通常位于的范围，最高可达如果出现过热现象，则将会造成会下述后果:（1) 液压油变质；（2) 密封件损坏；（3) 生产效率的降低。究其根本，发热通常由于下述因素：（1） 动力因素:由于电机而产生的发热；（2） 泵的因素:泵表现出过高的功率损失；（3） 执行元件因素:机械损失；（4） 管道沿程压力因素，可忽略不计；（5） 液压元件因素:阀的压力损失转换成热量；（6） 油箱因素：散热面的局限性；（7） 液压系统当中掺杂空气。一般情况下，如果研究对象为相对复杂的系统，则一般基于下述公式，针对系统自身的发热功率，进行相对精准的计算： 在上述公式中，Pr主要代表液压系统所表现出的总输入功率；Pc主要代表输出过程中的有效功率。 =46.2W 在上述公式中：Tt旨在代表工作周期，s；z、n依次代表为液压泵的实际数量、液压缸的实际数量； ti旨在代表第i台泵表现出的实际工作时间，本文选择ti =8s