数控机床自动夹持搬运装置的液压系统设计

题目：数控机床自动夹持搬运装置____________

的液压系统设计

目录

1概述.......................................................................1

1.1课题背景..................................................................1

1.2课题内容..................................................................1

1.3课题的意义................................................................2

1.4课题的创新点..............................................................2

2机械手的功能设计..........................................................2

2.1机械手液压系统的各部分功能................................................2

2.2机械手液压系统的功能综合.................................................5

2.3机械手电磁铁动作循环表...................................................6

2.4机械手液压系统方案设计..................................................6

3机械手液压系统机构设计计算................................................6

3.1负载分析...................................................................6

3.2液压马达的负载............................................................9

3.3执行元件主要参数的确定....................................................10

3.4计算液压缸各工作阶段的工作压力、流量、功率...............................11

3.5拟定液压原理图...........................................................11

3.6选择液压元件..............................................................12

3.7液压缸基本参数的确定......................................................14

3.8液压缸结构强度计算和稳定校验..............................................17

3.9液压传动用油的选择........................................................22

4验算系统液压性能..........................................................23

4.1压力损失的验算及泵压力的调整.............................................23

4.2液压系统发热和温升验算....................................................26

4.3滤油器的选择..............................................................26

结论.........................................................................30

致谢.........................................................................31

参考文献....................................................................32

1概述

1.1课题背景

现在工业机器人集机械、电子、控制、计算机、传感器、人工智能等多学科先进技

术于一体的现代制造业重要的自动化装备。自从1962年美国研制出世界上第一台工业机

器人以来，机器人技术极其产品发展很快，已成为柔性制造系统（FMS）、自动化工厂（FA）、

计算机集成制造系统（CIMS）的自动化工具。

广泛采用工业机器人，不仅可提高产品的质量与产量，而且对保障人身安全，改善劳

动环境，减轻劳动强度，提高劳动生产率，节约原材料以及降低生产成本，有着十分重要

的意义。和计算机、网络技术一样，工业机器人的广泛应用正在日益改善着人类的生产和

生活方式。

工业机器人是最典型的机电一体化数字化装备，技术附加值很高，应用范闱很广，作

为先进制造业的支撑技术和信息化社会的新兴产业，将对未来生产和社会发展起着越来越

重要的作用。国外专家预测，机器人产业是继汽车、计算机之后出现的一种新的大型高技

术产业。据联合国欧洲委员会（UNECE）和国际机器人联合会（IFR）的统计，世界机器

人市场前景看好，从20世纪下半叶起，世界机器人产业一直保持着稳步增长的良好势头。

进入20世纪90年代，机器人产品发展速度较快，年增长率平均在10%左右。2004年增长

率达到闯记录的20机其中，亚洲机器人增长幅度最为突出，高达43%。

在自动化生产领域中，工业机械手是近几十年发展起来的。工业机械手的足从工业机

器人中分支出来的。

其特点是可通过编程来完成各种预期的作业任务，在构造和性能上兼有人和机器各自

的优点，尤其体现了人的智能和适应性。机械手作业具有准确性和各种环境中完成作业的

能力。

机械手是一种能自动化定位控制并可重新编程序以变动的多功能机器，它有多个自由

度，可用来搬运物体以完成在各个不同环境中工作。

机械手由执行机构、驱动-传动机构、控制系统、智能系统、远程诊断监控系统五部

分组成。驱动-传动机构与执行机构是相辅相成的，在驱动系统中可以分：机械式、电气

式、液压式和复合式，其中液压操作力最大。

本课题是数控机床上专用于工件和零件的夹持和自动运转的装置，其运动自由度多，

且有严格的动作顺序要求、用液压驱动可实现动作自动循环，利于自动化和高效率等要求。

1.2课题内容

本课题的基本内容是：

1）功能原理方案分析

2）液压系统原理图设计

3）液压系统的计算

2..1.2小车驱动装置

图2-2小车驱动装置液压原理图

1.液区马达M12.单向阀3.液压分配器4.步进电动机

小车的驱动装置由液压马达Ml和成套步进驱动系统组成。当信号传递到步进马达M5

时，其转子通过螺旋传动推动液压分配器的滑阀，他连接着压力管和溢流管与相应的液压

马达腔。液压马达之间的连接使其在轴上的力矩方向相反，以保持在齿轮齿条传动中的无

隙啮合。在电液步进驱动装置的液压马达传动时.，其与分配器滑阀刚性相连的轴，使得滑

阀回到初始位置，从而实现位置反馈。

手臂滑板移动用线性电液步进式驱动装置和手臂摆动用线性电液步进驱动装置是由

步进电动机（M3和M4）、随动分配器和液压缸组成，液压缸活塞杆内装有位置反馈螺旋机

构。在信号传递到步进电动机时，其转子通过螺旋传动推动液压分配器滑阀，开启进入液

压缸油通道。液压缸活塞平行运动通过螺旋传动变为丝杆传动，而通过齿轮传动和螺旋副

变为滑阀轴向移动。单向阀的作用是用来防止液压设备断路时手臂杆件自然下垂。

2.1.3机械手腕转动（摆动）

32-3机械手手腕摆动（转动）液压原理图

1.定位器2.液压缸

液压操纵盘「口1控制手腕转动（摆动），取决于电磁铁Y7或Y8及Y6,由取决于手腕

（头部）摆动方向的旋转指令控制。此时定位器的活塞克服弹簧力向上运动，并通过杠杆

推动随动滑阀，开启油道通路，油通过分配器P2到液压马达M2的腔内。此后，当液压马

达达到所需的转速时，信号进入电磁铁断路，从而使手腕固定和分配器P2断路。液压马

达转速可以调节。

在指令传递到液压滑阀E2上的分配器P3和P4时，液压马达M3使手腕转动。在电

磁铁P4接通时，油在压力下进入控制液压缸左腔。比时电磁铁Y5断开，则活塞移动到极

右位置，通过杠杆17推动随动阀，并且开启油通道，使油进入液压马达M3腔内。杠杆17

的另一端安装在手腕传动部分的靠模保持接触。这样当手腕转动一定角度时（例如在极右

位置）杠杆17使随动阀回到中间位置，且液压马达M3停止转动。当电磁铁Y5接通，Y4

断开，油在压力下进入控制液压缸右腔，而其左腔与排油孔相连；活塞移动到左边位置，

且液压马达M3将手腕转动到靠模的相应突缘上。在电磁铁Y2和Y5接通时，液压缸2两

腔均与压力管路相连，而由于活塞面积，使他停在套筒挡块所确定的中间位置上。液压马

达转动手腕到靠模中间凸缘上。

2.1.4夹持器驱动装置

FTT3

图2-4夹持装置液压原理图

1.手动换向阀2.单向阀

液压缸U3的驱动装置不但用于带双夹持器，又用于单夹持器。按夹持器型式，液压

操纵盘m3的阀式分配器用手动摆放在左面或右面的位置。用单夹持器工作时用液压分配

器P5进行控制。在接通电磁铁Y2时，夹持器张开；而在断开Y2时，夹持器产生压紧动

作。装在液压操纵盘上的单向阀防止在系统中压力下降时，夹持器迅速松开。在双夹持工

作时，通过接通电磁铁Y2或Y3来传递给每一只手臂的松开指令。当两个磁铁接通时（或

断开），夹持器同时被弹簧压紧。

2.2机械手液压系统的功能综合

总之，本次设计的机械手的总的功能如以下图所示：

图2-5机械手总功能示意图

小车，滑板和机器人手臂位移电液步进式驱动装置以及手腕转动、摆动机构和夹持器

夹紧机构驱动装置都需要液压系统来调控。

2.3机械手电磁铁动作循环表

表21机械手工作状态以及动作

控制目标工作状态电磁铁

Y1Y2Y3Y4Y5Y6Y7Y8

液压站启动—

工作+

夹持器传动装夹紧+—+

置

松开++—

中间位置++十—

手腕（头部）向右++—

回转传动装置

向左+—+

中间位置+++

停止+——

手腕（头部）向右+++—

摆动传动装置

向左++—+

停止+———

2.4机械手液压系统方案设计

液压执行元件大体分为液压缸或液压马达。前者实现直线运动，后者实现回旋运动，

对于单纯并且简单的直线运动或回转运动机构，可以分别采用液压缸或液压马达直接驱

动。

根据设计目标及现有条件，在查阅有关资料和实物调研的基础上，构建本机械手的总

本设计方案如下：

1.设计成一个数控机床搬运机械手,用于将工件从工位I搬运到工位II。

2.本机械手包含手指夹紧工件,手臂转位，手指松开卸料,手臂复位四个基本动作，采

用手动上下料等功能。

3.具备自动与手动操作两种工作方式并能快速灵活地切换且互锁.手动方式下操作者

可以随意地完成这四个基

本动作的任意组合；自动方式下机械手的一个工作循环包括夹紧，转位,卸料,复位,能

够稳定可靠地重复循环工作。

3机械手液压系统机构设计计算

3.1负载分析

3.1.1载荷的组成和计算

如图1表示一个以液层缸为执行元件的液压系统II算简图。各参数标注图上，其中Fw

是作用在活塞杆上的外部载荷，Fm是活塞与缸壁以及活塞杆遇导向套之间的密封阻力。作

用在活塞杆上的外部载荷Fg,导轨的摩擦力Ff和由速度变化而产生的惯性力Fa。

(1)工作载荷Fd

常见的工作载荷有作用于活塞杆上的重力、切削力、挤压力等，这些作用力与活塞的

运动方向相同为负相反为正。

(2)导轨摩擦载荷的

摩擦阻力是指液压缸驱动工作机构工作时所克服的机械摩擦阻力，对于机床来说，即

导轨摩擦阻力，其值与导轨的形式，放置情况和运动状态有关。

在机床上经常使用的平导凯和V型导轨水平放置。

对于平道轨

Ff=fXFn(3-1)

对于V型导轨

Ff=fXF,r/sin(①/2)(3-2)

式中Fn——作用在导轨上的法向力

中——V型导轨夹角

f一一导轨摩擦因数

图3-2平学轨

/5\

-3o=—I

图3-3V型导轨

本课题采用平轨，故：

F尸fXF.

f取滑动导轨(材料铸铁对铸铁)低速(v<10m/min)时的摩擦因数。

F=O.1

E,=40X9.8=392N

故：Ff=39.2

(3)惯性力

惯性力力指运动部件在启动或制动过程中的惯性力，其计算公式如下：

Fm=mX6/=/nxAv/Ar(3-3)

式中m一一运动部件的质量

a——运动部件的加速度

△V——启动或制动前后的速度差

△t——启动或制动时间

一般机床运动取0.25飞.5s

进给运动取0.TO.5s

故取△t=0.5s

F,„=40X0.8/0.5=64N

(4)重力G

垂直或倾斜放置运动部件无平衡，其自重也是一种负载，

F=40X9.8=392N

(5)密封阻力(

密封阻力指装有密封件在相对移动中产生的摩擦力。它与密封类型、液压缸的加工精

度和油液的工作压力有关c密封阻力难以计算，一般估算为

冗=5%)XF(3-4)

式中Jlm---液压缸的机械效率一般取0.90~0.95

F一一作用在活塞杆上的载荷

故F、=Fw/flir

Fw一一液压缸的外载荷

(6)背压力外

它是指液压回油路上的阻力。

(7)液压港各个主要工作阶段的总机械负载荷可按下列各式计算

启动加速时Fw=(/+F,+Fm)/%

稳态运动时相=(a+Ff)/%

减速制动时几=(F.+6—E.)//

将数值代入以上公式得：

启动加速时尸(392+39.2+64)/0.9=550.2N

稳态运动时兄=(392+39.2)/0.9=479.1N

减速制动时/=(392+39.2-64)/0.9=408N

3.2液压马达的负载

3.2.1工作载荷力矩Tg

常见的载荷力矩有被驱动轮的阻力距、液压卷筒的阻力距等。

3.2.2轴颈摩擦力矩77

Tf=uGRN.M(3-5)

式中G一一旋转部件所受的重力

u一—摩擦系数

R一—旋转轴的半径

3.2.3惯性力矩Ta

7a=JXe=JX△G)/AtN.M(3-6)

式中t------角加速度rad/r

△3——角速度变化量rad/s

At——启动或制动的时间s

J=GD2/4g——回转部件的转动惯量

GD2——回转部件的分轮效应

3.3执行元件主要参数的确定

3.3.1初选液压缸的工作压力

参考同类型组合机床，初定液压缸的工作压力为Pl=40Xl(Ppa

3.3.2确定液压缸的主要结构尺寸

设动力滑台的快进，快退速度相等，先采用缸体固定的单杆式液压缸，快进时采用差

动连接，并取无干腔有效面积为A1等与有杆腔有效面积的2倍，即A1=A2。为了防止在

钻孔粘通时滑台突然前冲，在回油路中装有背压阀，初选背压Pb=8X105pa。

查表可知：最大负载为工进阶段的负载F=22105N按此计算A1,则：

由A1=2A2可知活塞杆的直径

d=0.707D=0.707X8.84=6.25cm

按标准直径算出

Al=—D2=—92=6.25cm

44

A2=—(D2-J2)=—(92-6.32)cm2=32.4cm2

44

按最底工进速度验算液压缸的尺寸，查产品样本，调速阀最小稳定流量

qmin=0.05L/min

因工进速度V=0.05m/min为最小速度。由公式得：

Ai=^ik=吗=]0卅

L0.05xlO2

Al=63.GcmDlOcn?满足最底速度的要求。

3.4计算液压缸各工作阶段的工作压力，流量，功率

根据液压缸的负载图和速度图以及液压缸的有效面积，可以算出液压缸工作过程各阶

段的压力，在计算时工进时的背压力按Pb=8X105pa代入，快退时按

Pb=5X105Pa

代入公式和计算结果如下表：

表3T各工作阶段的工作压力，流量，功率

工作循环计算公式负载进油压力回油压力所需流量输入功

率

F(N)Pj(Pa)Pn(Pa)L/minP(KW)

差动快进_F+Ap/42550.28.5X10513.5X10512.50.174

JA1-A2

q=v(A1—A2)

P=P"

工进F+PbA2479.138.5X1058X1050.320.021

j-Al

q=VA\

快退40813.1X1055X10512.90.218

JA2

注：1.差动连接时，液压缸的回油口到进油口之间的压力损失△P=5X10Pa,而

Pn=P,+AP

2.快退时，液压缸有杆控进油。压力为P,，无杆腔回油，压力为Pn。

3.5拟定液压系统原理图

3.5.1选择液压基本回路

1.确定调速方式及供油形式

在液压缸的初步计算前，已经确定了采用调速展的进口节流调速，因此相应采用开式

循环系统，这种调速回路具有较好的低速稳定性和速度负载特性。

2.快速运动回路和速度换接回路

根据本设计的运动方式和要求，采用差动连接和双泵供油，两种快速回路来实现快速

运动，即快进时，由大小泵同时供油，液压缸实现差动连接。

采用二位三通电磁阀的速度换接回路，控制由快进转为工进，与采用行程阀相比，电

磁阀可直接安装在液压站上，由工作台行程开关控制，管路较简单，行程大小饿容易调整,

另外采用液压控制顺序阀与单项阀来切断差动油路，因此速度换接回路为形成和压力联合

控制形式。

3.换向回路选择

本系统对换向的平稳性没严格的要求，所以选用电磁换向阀的换向回路。为提高换向

的位置精度，采用压力继电器的行程终点反程控制。

3.5.2组成液压系统

将选定的液压回路进行组合，并做出休整，即组成液压系统图。

3.6选择液压元件

3.6.1选择液压泵

液压系统的工作介质完全由液压源来提供，液压源的核心是液压泵。节流调速系统

一般用定量泵供油，再无其他辅助油源的情况下，液压泵的供油量要大于系统的需油量，

多余的油经溢流阀流回油箱，溢流阀同时起到控制并稳定油源压力的作用。容枳调速系统

多数是采用变量泵供油。对长时间所需油量较小的情况，可增设蓄能器作辅助油源。

工进阶段液压缸工作压力最大。若取压力损失£%=5X105Pa压力继电器可靠动

作需要压力差为5X105Pa液压泵最高工作液压可按：

Pp=p、+ZA/?+5xlO5=(38.8+5+5)x10'〃“=48.8%

因此泵的额定压力可取

p,21.25x48.8x10"〃=61x10’Pa

工进所需的流量最小是0.32L/min,设备流量最小流量为2.5L/min,则小流量泵的

流量按公式3々AZ%”即

%八>(1.1x0.32+2.5)L/min=2.85L/min

快进快退时液压缸所需的最大流量是12.9L/min,则泵的总流量为：

%,=l.lxl2.9=14.2Z./min

即大流量泵的流量：

c_C

%,2-iP1P\=(14.2—2.85)L/rrin=11.35L/irrin

根据上面计算的压力和流量，查产品样本选用YB-4/12型的双联叶片泵，该泵的额定

压力为6.3MP,额定转速为960r/min。

3.6.2电动机的选择

系统为双泵供油系统，其中小泵1的流量为:

3

qp]=(4xl0~/60)W/s=0.0667x10”病/$

大泵的流量为：

%=(12x10-3/60)W5/5=0.2x10-3机3

差动快进快退时两个泵同时向系统供油，工进时，小泵向系统供油，大泵卸载，下面

计算三个阶段所需要的电动机功率P0o

1.差动快进

差动快进时，大泵2m出口油经单向阀与小泵汇合，然后经单向阀2,三位五通阀3,

二位三通阀4进入液压缸大腔，大腔的压力6=/7=8.5xl()8?查样本可知，小泵的出口

压力损失△P=1.5xl()spa,于是计算可得小泵的出口压力。川二13x10/,(总效率

7=0.5),大泵出口压力为2=14.5x105(总效率%=0.5)。电动机效率为：

P5

nPp4p2^213X105X0.0667X10~314.5X10X0.2X10-\

P.=+—---=(Z--------------------+------------------)co=46369

7％0.50.5

2.工进

考虑到调速阀所需最小压力=5x10$4压力继电器可靠动作所需压力差

△g=5x1052因此工进时小泵的出口压力Ppi=P、+然+△△=48.8X1052而大泵的卸载

压力取为2=2x0与(小泵的总效率7=。565,大泵总效率%=。3)电动机功率:

A=9+9=(16,5，*0.0667乂10-3+]8><*0.2><炉―综合比较

7%0.50.51

快退时所需功率最大，因此选用Y901-6异步电动机，电动机功率LIKW,额定转速

910r/min.

3.6.3选择液压阀

根据液压阀在系统中最高的工作压力与通过的最大流量，可选出这些元件的型号及规

格，本设计中所有阀是压力为63义10’P“额定流量根据通过的流量是确定为10L/n)in,

30L/min和63L/min三种规格。

表32液瓜阀的流量、型号和规格

额定流额定额定

通过流量

序元

压力〃

量压降型号、规格

号件名称2(L/min)

(L/min)(MPa)(MPa)

1过滤器34.8631.60.07XU-A63X50

2单向阀34.8306.3<0.2I-30B

3溢流阀3306.3Y-30B

4节流阀22.2306.3<0.3L-30B

5节流阀3.78/2.4/1106.3<0.3L-10B

三位四

6通电磁22.2306.3<0.434D-30B

阀

二位四

7通电磁2.4106.3<0.424D-10B

阀

二位二

8通电磁3.78106.3<0.422D-10B

阀

9减压阀22.2306.3J-30B

三位四

10通电磁3.78/0.96106.3<0.434D-10B

阀

11减压阀2.4106.3J-10B

3.7液压缸基本参数的确定

3.7.1工作负载

液压缸的工作负载是指工作机构在满负载情况下，以一定的加速度启动时对液压缸产

生的总阻力。

F=K・心(3-7)

F.一—工作机构的要求的负载力；

K——考虑缸本身的各种负载力的系数；

K-l.2

F——缸的输出力。

由原始参数Fo=1.83xl()6N,

则F=L2X1.83X106=2.2X106N

3.7.2定活塞杆直径

按简单拉伸或压缩的受力条件来确定活塞杆的直径。

(3-8)

[a]——材料的许用应力。

计算出的d值如果太小，允许根据结构要求加大。若遇到明显过细过长的活塞杆，活

塞杆又受压，则须按压杆稳定的条件来确定活塞杆直径。

il算出的活杆直径查GB2348-80圆整。

4x22xl°Zo8.2mm

/rx235

圆整后，取杆径d=110nm.

3.7.3根据速比。定出缸筒直径D

速比0根据工作机构的要求提出作为已知参数。若工作机构对无明显要求可按表3-1

选取。

表3-3速比0的推荐值

1.061.121.251.41.622.55

缸内径公式:

取0二2,=155.56(mm)

计算出的D值按表3-3圆整

表34缸内径D系列(GD234800)(iwn)

8101216202532405063

80100125160200250320400

圆整后取港的内径D=160mm。

3.7.4选择设计压力p

液压件的额定压力是在指定的运转条件下液压件能长期正常工作的压力。又叫公称压

力。

液压件的工作压力是指在真实系统中承受的压力。若负载变化工作压力的大小也会发

生变化。系统的额定压力可参照和现正设计的主机相同或类似的机器的系统压力来选定缸

的设计压力。参见表3-5。

表3-5各类主机常用系统压力

主机类型系统压力(MPa)

精加工机床0.8-2

半精加工机床3-5

精加工或重型机床5-10

农业机械，小型工程机械、工程机械的辅助机构10-16

液压机、重型机械、超重机、大中型工程机械20-32

表3-6液压缸公称压力系列(GB2346-80)(MPa)

0.6311.62.546.310162540

本设计中选设计压力为p=10MPa.

3.7.5最小导向长度的确定

当活塞杆全部外伸时，从活塞支撑面中点到导向套滑动面中点的距离称为最小导向

长度H(图3-4)。

图34最小导向艮度II示意图

如果导向长度过小，将使液压缸的初始饶度增大，影响液压缸的稳定性，因此在设

计时必须保证有一定的最小导向长度。

对于一般的液压缸，其最小导向长度应满足下式要求：

H>—+-(m)(3-9)

202

式中L一一液压缸最大工作行程(m)；

D——缸筒内径(m).

本设计中，L=1750mm=1.75m;

D=160mm=0.16m.

//>—+—=0.1675m符合要求。

202_

3.8液压缸结构强度计算和稳定校验

3.8.1缸筒外径计算

缸内径确定之后，由强度条件来计算缸筒壁厚，然后计算出缸筒的外径，按川2183-77

或其它相应标准圆整为标准外径。

1.缸筒壁厚的计算

(1)薄壁缸筒

缸筒壁厚5与内径D之比小于1/10者，称为薄壁缸筒，壁厚按薄壁筒公式计算，则

5N唱(m)(3-10)

2口]

式中P---液压缸的最大工作压力(Pa);

D——缸筒内径(m);

[a]——缸筒材料的许用应力(Pa):

叫一一缸筒材料的抗拉强度极限(Pa);

n---安全系数，一般取n=5.

本设计中：[o-]=—=^|^=47MPa

16x0.16

co=--=---0-.-0--2-7-/--z?=Umm

2x47

圆整后，取S=30mm

2.缸筒外径的确定：

£>)=0+25

。=。+25

=160+2x30

=22()〃?〃?

3.8.2缸底厚度

缸底为平底时,可由材料力学中圆盘计算公式导出。

缸底厚度:用>0.433。

。>().433。

=0.433x160x

=40.4"?〃?

取衣=45/72/77

3.8.3液压缸的稳定性和活塞杆强度的验算

前面对活塞杆直径仅按速比作了初步确定，活塞直径还必须同时满足液压缸的稳定

性及其本身的强度要求。

1.液压缸稳定性验算

根据材料力学概念，液压缸的稳定条件为

PW生（N）

(3-11)

nK

式中P一—活塞杆的最大推力（N）;

PK——液压缸稳定临界力（N）;

nK----稳定性安全系数，一般取〃&二2-4。

液压缸的稳定临界力尸人,值与活塞杆和缸体的材料、长度、刚度以及两端承状况有关。一般

1/d大于10以后就要进行稳定校验。

z=-=l10/4=27.5mm

4

人公史史％01.8

i27.5

丸>4=i（x）

当几二必>4时，由欧拉公式

I

"勺兀2E十I（N）（3-12）

式中X——活塞杆计算柔度（柔性系数）；

//一一长度折算系数.取决于液压缸的支承在状况,如图4-5所示；

1一一活塞杆计算长度（即液压缸安装长度，田）；

E——活塞杆材料的纵向弹性模数，E=20.59x1（严尸〃；

i——活塞杆横断面回转半径，i=g（m）,其中A为断面面积（加2）,1为断

面最小惯性矩（/n4）o对圆断面，i=色；

4

4——柔性系数（按表3-7选取），、叵

表37柔性系数表

材料ab4%

钢(A3)310011.4010561

钢(A5)460036.1710060

硅钢589038.1710060

铸铁770012080—

本设计中，//=1,1=1.750m,E=20.59xlO,oP«,

I=i2A

---ri

16

O.11O2^-0.1102

=-----x-------

164

=7.18xl0-6m4

四

“zosgxiouoigxicr6

（lxl.75）2

=4.76X106N

P=2.2X106A^

故尸44二4.76x1（）6=238*1Q6N＞完全符合稳定性要求。

22

3.8.4活塞组件

活塞组件活塞和活塞杆。这部分的结构活塞和活塞杆的联结，活塞杆头部的结构两方

面的问题。根据工作压力、安装形式及工作条件的不同，活塞组件也有多种结构形式。

1.活塞与活塞杆的联结

活塞和活塞杆的联结可采用螺纹连接和非螺纹连接两种形式。非螺纹连接常用于大工

作压力的场合，本设计中采用的是螺纹连接。

2.活塞杆头部结构

活塞杆头部直接和工作机械联系，根据与负载连接的要求不同，活塞杆头部主要有如

下几种结构：（1）单耳环不带衬套式；（2）单耳环带衬套式；（3）单耳环式；（4）双耳环

式；（5）球头式；（6）外螺纹式；（7）内螺纹式。本设计中考虑到液压缸和机械装置的连

接形式，采用单耳环带衬套式的头部结构。

3.8.5密封装置

液压缸在工作时，缸内压力较缸外的压力高的很多；缸内的进油腔压力较回油腔压力

也高的很多，这样，油液就可能通过固定件的联结处和相对运动的配合间隙处泄漏，这种

泄漏既有内泄也有外泄，外泄不但使油液损失影响环境，而且有着火的危险。内泄则能使

油液发热，液压缸的容积效率降低，从而使液压缸的工作性能变坏。因此应最大限度的减

少泄漏。

活塞和缸筒内壁之间的滑动和密封，目前主要有这样几种方案：第一种方案是靠活塞

直接与缸壁接触滑动，密封由0型圈来实现，这种方案构造简单摩擦阻力小，但密封寿命

低，而且工艺要求高；第二种方案是采用V型密封圈，这种密封圈的特点是可以支承一定

的径向力，但活塞运动时的磨擦阻力大；第三种方案是目前工程机械上用的最普遍的一种,

活塞上套一个用耐磨材料（尼龙或聚四氟乙烯）制成的支承环，用以代替活塞与缸壁的磨

擦，可降低摩擦系数和提高液压缸的寿命，它不起密封作用，密封靠一对小Y型密封圈，

本设计即采用第三种方案C

3.8.6缓冲装置

液压缸一般都设有缓冲装置，特别是活塞运动速度较高和运动部件较大时，为了防止

活塞在行程终点与缸盖或缸底发生机械碰撞，引起噪声、冲击，甚至造成液压缸或被驱动

件的损坏，则必须设置缓冲装置。

a）固定节流孔缓冲器b）节流槽缓冲机构c）溢流阀缓冲机构

图3-6节流缓冲装置

本设il中采用的缓冲装置为溢流阀的缓冲装置，如果不考虑溢流阀的压力超调值，则

该缓冲装置为恒压等减速缓冲装置。优点是随运动部件的质量和初速度Vo的不同，缓冲

压力可以调节。

3.8.7油管的选择

根据选定的液压阀连接油口尺寸确定管道尺寸。液压缸进出油管按输出，排出的流量

来计算。由于系统液压缸差动连接快进快退时，油管内通油量最大其实际流量为泵的额定

流量的两倍达32L/min,则液压缸进出油口直径d按产品样本，选用内径为15nlm,外径为

19nlm的10号冷拔钢管。

3.8.8油箱容积的确定

取油箱的有效容积为泵每分钟排除液体体积的1.2倍，上述的有效容积是指油箱中油

所占据的容积，其实际含义是系统正常工作时油箱中的油所占据的容积，和系统中的油全

部流回油箱所占的容积，这两部分之总和，油箱的总容积是指油箱的有效容积和油箱中空

气所占据的容积的总和，空气的体积约为油箱总容积的10%。

本设计中，液压泵的流量为230L/min,即每分钟流量为230升。

230Lxl.2=276L

圆整后取280升。

拟定油箱的长、宽、高为800x6(X)x58()加〃

3.9液压传动用油的选择

油液在液压系统中实现润滑与传递动力的双重功能，必须根据使用环境和目的慎重选

择。

3.9.1工作介质的选择

根据液压工作介质的使用要求，选取L-HL型液压油。该液压油的特征和主要应用：

本产品为精制矿物油，并改善其防锈和抗氧性的润滑油，常用于低压液压系统，也可适用

于要求换油期较长的轻负荷机械的油浴式非循环润滑系统。

3.9.2介质粘度的选择

液压系统所有元件中，以液压泵的转速最高，压力大，温度较高。一般应根据液压泵

的要求来确定液压油的粘度。根据表3-8选择L-HL46。

表38液用油的拈皮

粘度(蕨/s)

工作压力工作温度

名称允许最佳推荐用油

(MPa)(℃)

5〜40L-HL32,L-HL46

12.5以下

40〜80L-HL46,L-HL68

5〜40L-HL46,L-HL68

10〜20

齿轮泵4〜22025〜5440〜80L-HL46,L-HL68

5〜40L-HL32,L-HL68

16〜32

40〜80L-HL46,L-HL68

4验算系统液压性能

4.1压力损失的验算及泵压力的调整

1.工进时压力损失的验算和小流量泵压力的调整

工进时管路中的流量仅为0.32L/min,因此流速很小，所以沿程损失和局部压力损失

都非常小，可以忽略不计。这时进油路上仅考虑调速阀的压力损失=5XK)5?,,回油路

只有背压阀的压力损失，小流量泵的调整压力应等于，进时液压缸的，作压力匕加上进油

口的压力差A《，并考虑继电器的动作需要则：

Pp=P、+AP、+5x10*=(38.8+5+5)x10,匕=48.8x10无

即小流量的溢流阀口按此压力调整。

2.快退时的压力损失验算及大流量泵卸载压力的调整

因快退时液压缸无杆控的回油量是进油量的2倍，其压力损失比快进时的大，因此必

须计算快退时的进油路与回油路的压力损失，以便确定大流量泵的卸载压力。

进油管和回油管长度均为1=1.8mm,油管直径管=15x10-3,通过的油量为进油路

%=16L/min=0.267xI。-'"//$回油路%=32L/min=0.534x10'3w3/5

液压系统选用L-HL46号液压油，考虑最底工作温度为15℃o由手册查出此时油的运动粘

度y=1.5.W=1.5cm2Is,油的密度/?=90(Ug/"?3,液压系统元件采用集成块式的配置形式。

1)确定油流的流动状态，按公式

vd41.2732q4

Re=—x10=--------x10•3-13)

ydv

式中v----平均流速（m/s）;

d一—油管内径（nO

y---油的运动粘度（cn^/s）

q----通过的流量（n//s）

则进油路中油流的雷诺数为：

门1.2732x0.267xlO-3

Re.=------------：---------x10=151<2300

15x10-3x1.5

回油路中液流的雷诺数为:

1.2732x0.534xlQ-3

ReX302<2300

215x10-3x1.5

由上可知进出油路中的流动都是层流。

2）沿程压力损失由下面公式可以算出进油路和回油路的压力损失

在进油路上，流速，

V=»4xO.267xK)-3"

nd23.I4X152X10-6

则压力损失为:

bAn,64/pv264x1.8x900x1.512“

ZAPZ=-------——=---------------：-----P,

Re,d215IX15X10-3X2“

在回油路上,流速为进油路的两倍即尸3.02m/s,则压力损失为

Z△”陪舞等吐

3）局部压力损失

由于采用集成块式的液压装置，所以只考虑阀类元件和集成块内的压力损失。通过各

阀局部压力损失可得见表（3-9）：

表39各阀的用力损失

额定压降

元件名通过流量0v额定流量压降△亿，

序号型号、规格

称(L/min)