小型液壓機液壓系統(tǒng)設計-液壓與氣壓傳動課程設計.docx

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1、蚌埠學院 液壓與氣壓傳動課程設計 目 錄引 言1第一章 小型液壓機液壓系統(tǒng)工況分析21.1 技術要求21.2 負載分析21.2.1 工作負載21.2.2 摩擦負載21.2.3 其中液壓缸慣性負載21.2.4 自重21.3 液壓缸在各工作階段的負載值21.4 負載圖和速度圖的繪制3第二章 液壓系統(tǒng)的原理圖擬定及設計42.1任務分析42.2 運動情況分析42.2.1 變壓式節(jié)流調速回路42.2.2 容積調速回路52.3 方案對比52.3.1方案一52.3.2 方案二102.4 液壓系統(tǒng)的工作原理122.4.1快速下行122.4.2 慢速加壓122.4.3 保壓122.4.4 快速回程12第三章 液

2、壓缸主要參數的確定123.1 液壓缸主要尺寸的確定123.1.1 工作壓力P的確定123.1.2 計算液壓缸內徑D和活塞桿直徑d133.2 計算在各工作階段液壓缸所需的流量13第四章 液壓元件的選擇154.1 液壓泵的選擇154.2 閥類元件及輔助元件154.2.1 閥類元件154.2.2 選擇輔助元件16第五章 液壓缸的設計計算185.1缸筒和缸蓋組件185.1.1 確定液壓缸油口尺寸185.1.2 選擇缸筒和缸蓋材料185.1.3計算缸筒和缸蓋的結構參數185.1.4 缸筒和缸蓋的連接計算205.1.5 缸筒與缸蓋的配合215.2 排氣裝置215.3 活塞及活塞桿組件215.3.1 確定活

3、塞及活塞桿的連接形式215.3.2 選擇活塞及活塞桿的材料215.3.3 活塞及活塞桿的連接計算215.3.4 活塞與缸筒的密封結構225.3.5 活塞桿的結構225.3.6 活塞桿的強度校核225.3.7 活塞桿的導向、密封和防塵235.3.8 活塞235.3.9 緩沖裝置245.4 缸體長度的確定24第六章 液壓油箱設計256.1 油箱介紹256.2 油箱的類型256.3 油箱的容量25第七章 液壓系統(tǒng)性能的運算267.1 壓力損失和調定壓力的確定267.1.1進油管中的壓力損失267.2 油液溫升的計算277.2.1 快進時液壓系統(tǒng)的發(fā)熱量287.2.2 快退時液壓缸的發(fā)熱量287.3

4、散熱量的計算29總 結30參考文獻31引 言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(tǒng)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。液壓壓力機是壓縮成型和壓注成型的主要設備，適用于可塑性材料的壓制工藝。如沖壓、彎曲、翻邊、薄板拉伸等。也可以從事校正、壓裝、砂輪成型、冷擠金屬零件成型、塑料制品及粉末制品的壓制成型。本文根據小型壓力機的用途特點和要求

5、，利用液壓傳動的基本原理，擬定出合理的液壓系統(tǒng)圖，再經過必要的計算來確定液壓系統(tǒng)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(tǒng)的結構設計。小型壓力機的液壓系統(tǒng)呈長方形布置，外形新穎美觀，動力系統(tǒng)采用液壓系統(tǒng)，結構簡單、緊湊、動作靈敏可靠。0第一章 小型液壓機液壓系統(tǒng)工況分析1.1 技術要求設計一臺小型液壓壓力機的液壓系統(tǒng)，要求實現快速空程下行慢速加壓保壓快速回程停止的工作循環(huán)，快速往返速度為=4.5m/min，加壓速度 =40-250mm/min, 壓制力為280KN，運動部件總重為25KN,工作行程300mm, 油缸垂直安裝，設計該壓力機的液壓系統(tǒng)傳動。1.2 負載分析1.2.1 工

6、作負載工件的壓制抗力即為工作負載：=280000N1.2.2 摩擦負載靜摩擦阻力： =0.2x25000=5000N動摩擦阻力： =0.1x25000=2500N1.2.3 其中液壓缸慣性負載1.2.4 自重G=mg=25000N1.3 液壓缸在各工作階段的負載值 采用V型密封圈，其機械效率。另外取液壓缸的背壓負載25000N。則液壓系統(tǒng)工作循環(huán)各階段的外負載見表1-1。3表1-1 工作循環(huán)各階段的外負載工況負載值推力啟動F=-G+=5000N5495加速F=-G+Fm=11875N13049快進F=-G+=2500N2747工進F=-G+Fw=282500N310439快退F=G+-=250

7、0N27471.4 負載圖和速度圖的繪制 （a）負載循環(huán)圖 （b）速度循壞圖 圖1-1 液壓缸負載圖與速度圖第二章 液壓系統(tǒng)的原理圖擬定及設計2.1任務分析根據滑塊重量為25KN ，為了防止滑塊受重力下滑，可用液壓方式平衡滑塊重量。設計液壓缸的啟動、制動時間為=0.02s 。液壓機滑塊上下為直線往復運動，且行程較小,故可選單桿液壓缸作執(zhí)行器,且液壓缸的機械效率1。因為液壓機的工作循環(huán)為快速下降、慢速加壓、保壓、快速回程四個階段。各個階段的轉換由一個三位四通的換向閥和一個二位二通的換向閥控制。當三位四通換向閥工作在左位時實現快速回程。中位時實現液壓泵的卸荷，亦即液壓機保壓。工作在右位時實現液壓泵

8、的快進和工進。其工進速度由一個調速閥來控制?？爝M和工進之間的轉換由二位二通換向閥控制。液壓機快速下降時，要求其速度較快，減少空行程時間，液壓泵采用全壓式供油，且采用差動連接。由于液壓機壓力比較大，所以此時進油腔的壓力比較大，所以在由保壓到快速回程階段須要一個節(jié)流閥，以防在高壓沖擊液壓元件，并可使油路卸荷平穩(wěn)。為了對油路壓力進行監(jiān)控，在液壓泵出口安裝一個溢流閥，同時也對系統(tǒng)起過載保護作用。因為滑塊受自身重力作用，滑塊要產生下滑運動。所以油路要設計一個單向閥，以構成一個平衡回路，產生一定大小的背壓力，同時也使工進過程平穩(wěn)。在液壓力泵的出油口設計一個單向閥，可防止油壓對液壓泵的沖擊，對泵起到保護作用

9、。2.2 運動情況分析由液壓機的工作情況來看，其外負載和工作速度隨著時間是不斷變化的。所以設計液壓回路時必須滿足隨負載和執(zhí)行元件的速度不斷變化的要求。因此可以選用變壓式節(jié)流調速回路和容積式調速回路兩種方式。2.2.1 變壓式節(jié)流調速回路節(jié)流調速的工作原理，是通過改變回路中流量控制元件通流面積的大小來控制流入執(zhí)行元件或自執(zhí)行元件流出的流量來調節(jié)其速度。變壓式節(jié)流調速的工作壓力隨負載而變，節(jié)流閥調節(jié)排回油箱的流量，從而對流入液壓缸的的流量進行控制。其缺點：液壓泵的損失對液壓缸的工作速度有很大的影響。其機械特性較軟，當負載增大到某值時候，活塞會停止運動，低速時泵承載能力很差，變載下的運動平穩(wěn)性都比較

10、差，可使用比例閥、伺服閥等來調節(jié)其性能，但裝置復雜、價格較貴。優(yōu)點：在主油箱內，節(jié)流損失和發(fā)熱量都比較小，且效率較高。宜在速度高、負載較大，負載變化不大、對平穩(wěn)性要求不高的場合。2.2.2 容積調速回路容積調速回路的工作原理是通過改變回路中變量泵或馬達的排量來改變執(zhí)行元件的運動速度。優(yōu)點：在此回路中，液壓泵輸出的油液直接進入執(zhí)行元件中，沒有溢流損失和節(jié)流損失，而且工作壓力隨負載的變化而變化，因此效率高、發(fā)熱量小。當加大液壓缸的有效工作面積，減小泵的泄露，都可以提高回路的速度剛性。綜合以上兩種方案的優(yōu)缺點比較，泵缸開式容積調速回路和變壓式節(jié)流調回路相比較，其速度剛性和承載能力都比較好，調速范圍也

11、比較寬工作效率更高，發(fā)熱卻是最小的?？紤]到最大壓制力為280KN，故選泵缸開式容積調速回路。2.3 方案對比2.3.1方案一考慮到液壓機工作時所需功率較大，故采用容積調速方式。為滿足速度的有極變化，采用壓力補償變量液壓泵供油。及在快速下降時，液壓泵以全流量供油，在慢速加壓到保壓時，泵的流量逐到零。當液壓缸反向回程時，泵的流量恢復到全流量。液壓缸的運動方向采用三位四通M型中位機能電液換向閥控制，如圖2-1所示，停機時換向閥處于中位，使液壓泵卸荷，快速下降時換向閥處于右位，快速上升時換向閥處于左位。在三位四通電磁換向閥與液壓缸之間設置一個液控單向閥，其控油口與液壓缸的出油口管路相接，進油口與三位四

12、通電磁換向閥相接，出油口與液壓缸進油路相接，形成保壓回路，見圖2-1。圖 2-1見圖2-1，在液壓缸的進油路，液控單向閥出油路上連接一個電接點壓力表，設置電接點壓力表的上限、下限值，當液壓缸的壓力達到限值時，利用電接點壓力發(fā)出的電信號來實現切換四通三位電磁換向閥，以實現自動保壓。為實現壓頭的往返速度相等，需要有差動回路，在液壓缸的進、出油口及液壓缸出油口與換向閥之間分別連接兩一個二位二通電磁閥。液壓缸快速下降時差動連接，快速上升時切斷差動連接。見圖2-2。圖 2-2為防止壓頭在下降過程中由于自重而出現速度失控現象，在液壓缸有桿腔回油路上設置一個內控單向順序閥，形成平衡回路，見圖2-3。圖 2-

13、3此外在泵的出口并聯(lián)一個溢流閥，用于系統(tǒng)的安全保護；泵出口并聯(lián)一個壓力表及其開關，以實現測壓；在液壓泵的出口串聯(lián)設置一個單向閥，以防止液壓油倒灌，見圖2-4。圖 2-4由于液壓缸的直徑大于250mm、壓力大于7MPa，其油腔在排油前就先泄壓，因此必須有泄壓回路。本系統(tǒng)采用蓄能器以實現降噪泄壓，其回路如圖2-5所示?；芈肥状喂ぷ鲿r，利用液控單向閥保壓，泄壓時電磁鐵通電使換向閥切換至上位，液壓缸無桿腔與蓄能器突然連接，其保壓期間積聚的液體壓縮勢能大部分被蓄能器吸收，以降低泄壓時產生的巨大噪聲，液壓缸下行時電磁鐵通電切換至下位，液壓源向無桿腔充液時同時蓄能器向液壓缸釋放回收的液壓能，以實現節(jié)能作用。

14、圖 2-5綜上，將各回路合并整理，檢查以后繪制的液壓機液壓系統(tǒng)原理圖如圖 2-6所示。 圖 2-6 液壓機液壓系統(tǒng)原理圖1-油箱 2-過濾器 3-液壓泵 4-單向閥 5-溢流閥 6-壓力表及其開關7-三位四通電液換向閥 8-液控單向閥 9-平衡閥 10-二位二通電磁換向閥 11-電接點壓力表 12-液壓缸13-蓄能器表2-1電磁閥動作順序表執(zhí)行其動作電磁鐵1YA2YA3YA4YA5YA啟動+-+快速下行+-+-慢速加壓+-+-保壓-_快速回程-+-+停止-_ 2.3.2 方案二 （1）考慮到液壓機工作時所需功率較大，固采用變量泵的容積調速方式。 （2）為了滿足速度的有極變化，采用壓力補償變量液

15、壓泵供油，即在快速下降的時候，液壓泵以全流量供油。當轉化成慢速加壓壓制時，泵的流量減小，最后流量為0。 （3）當液壓缸反向回程時，泵的流量恢復為全流量供油。液壓缸的運動方向采用三位四通M型電磁換向閥和二位二通電磁換向閥控制。停機時三位四通換向閥處于中位，使液壓泵卸荷。 （4）為了防止壓力頭在工作過程中因自重而出現自動下降的現象，在液壓缸有桿腔回路上設置一個單向閥。 （5）為了實現快速空程下行和慢速加壓，此液壓機液壓系統(tǒng)采用差動連接的調速回路。 （6）為了使液壓缸下降過程中壓力頭由于自重使下降速度越來越快，在三位四通換向閥處于左位時，回油路口應設置一個順序閥作背壓閥使回油路有壓力而不至于使速度失

16、控。 （7）為了實現自動控制，在液壓缸的活塞桿運動方向上安裝了三個接近開關，使液壓系統(tǒng)能夠自動切換工作狀態(tài)。 （8）為了使系統(tǒng)工作時壓力恒定，在泵的出口設置一個溢流閥，來調定系統(tǒng)壓力。 綜上分析可得小型液壓機液壓系統(tǒng)原理如圖2-7所示。圖 2-7 液壓機液壓系統(tǒng)原理圖1-變量泵 2-溢流閥 3-油箱 4-單向閥5-三位四通電磁換向閥6-單向順序閥 7-液壓缸8-過濾器 9-調速閥 10-二位二通電磁換向閥表2-1電磁閥動作順序表執(zhí)行其動作電磁鐵1YA2YA3YA快速下行-+-慢速加壓-+-保壓-快速回程+-+停止-經過以上方案的比較，方案二更加的安全可靠，操作容易，系統(tǒng)不復雜，經濟成本低，故覺

17、得適用。2.4 液壓系統(tǒng)的工作原理2.4.1快速下行進油路: 油箱3過濾器8泵1單向閥4三位四通電磁換向閥5右側調速閥9液壓缸7上回油路： 液壓缸7下二位二通電磁換向閥10右液壓缸7上2.4.2 慢速加壓進油路：油箱3過濾器8泵1單向閥4三位四通電磁換向閥5右側調速閥9液壓缸7上回油路： 液壓缸7下二位二通電磁換向閥10右順序閥6三位四通電磁換向閥5右側2.4.3 保壓油箱3過濾器8泵1單向閥4三位四通電磁換向閥5中位油箱32.4.4 快速回程進油路：油箱3過濾器8泵1單向閥4三位四通電磁換向閥5左側單向閥6二位二通電磁換向閥10左側缸7下回油路： 液壓缸7上調速閥9三位四通電磁換向閥5左側油

18、箱3第三章 液壓缸主要參數的確定3.1 液壓缸主要尺寸的確定3.1.1 工作壓力P的確定 工作壓力P可根據負載大小及機器的類型，來初步確定由手冊查表取液壓缸工作壓力為25MPa。將液壓缸的無桿腔作為主工作腔，考慮到杠下行時，滑塊自重采用液壓方式平衡，則可計算液壓缸的機械效率。確定液壓泵的最大工作壓力上式中液壓泵最大工作壓力；執(zhí)行元件最大工作壓力。將液壓缸的無桿腔作為主工作腔，考慮到缸下行時，滑塊自重采用液壓方式平衡，則可計算出液壓缸無桿腔的有效面積，取液壓缸的機械效率=0.9。3.1.2 計算液壓缸內徑D和活塞桿直徑d 由負載圖知最大負載，取，則按GB/T2348-1993，取標準值D=150

19、mm，則d=0.7D=98mm，由此求液壓缸的實際有效工作面積。則無桿腔實際有效面積：=15386有桿腔實際有效面積：=78463.2 計算在各工作階段液壓缸所需的流量快進：Q=69.237L/min工進：Q= =0.3-1.96L/min快退：Q= =35.3L/min 液壓缸在工作循環(huán)中各階段的壓力和流量計算見表3-1。表3-1 液壓缸工作循環(huán)各階段的壓力、流量工作階段負載/F工作腔壓力輸入流量L/min快進啟動54950.36加速130490.85快進27470.1869.237續(xù)表3-1工作階段負載/F工作腔壓力/輸入流量L/min工進31043920.171保壓31043920.17

20、快退啟動54950.7加速130491.66恒速27470.3635.3按以上數據可繪制液壓缸的工況圖如下圖。圖3-1 工況圖第四章 液壓元件的選擇4.1 液壓泵的選擇由液壓缸的工況圖，可以看出液壓缸的最高工作壓力出現在加壓壓制階段時P20.17MPa ，此時液壓缸的輸入流量極小，且進油路元件較少故泵到液壓缸的進油壓力損失估計取為=0.5MPa 。所以泵的最高工作壓力=20.17+0.5=20.67MPa 。 液壓泵的最大供油量 按液壓缸最大輸入流量（69.237L/min）計算，取泄漏系數K=1.1,則=76L/min。根據以上計算結果查閱機械設計手冊，選用63YCY141B壓力補償變量型軸

21、向柱塞泵，其額定壓力P=32MPa，排量為V=63mL/r,當轉速為1500r/min。由于液壓缸在工進時輸入功率最大，這時液壓缸的工作壓力為20.67MPa，流量為1.24L/min ,取泵的總效率=0.85，則液壓泵的驅動電機所要的功率 =502W，根據此數據按JB/T8680.1-1998，選取Y2-711-4型電動機，其額定功率P=550W ，額定轉速n=1500r/min,按所選電動機的轉速和液壓泵的排量，液壓泵最大理論流量nV=120L/min ，大于計算所需的流量108L/min，滿足使用要求。4.2 閥類元件及輔助元件4.2.1 閥類元件根據閥類元件及輔助元件所在油路的最大工作

22、壓力和通過該元件的最大實際流量可選出這些液壓元件的型號及規(guī)格，結果見表4-1。 表4-1 液壓元件的型號及規(guī)格序 號元件名稱額定壓力/Pa排量mL/r型號及規(guī)格1變量泵326363YCY141B2溢流閥調壓3012C1753三位四通換向閥32160WEH10G4順序閥最大工作壓力32MPa160HCT06L15調速閥32160FBG-3-125-106單向閥開啟0.15MPa最大200S20A2207二位二通換向閥 321602WE10D104.2.2 選擇輔助元件 油管內徑一般可參照所接元件接口尺寸確定，也可按管路允許流速進行計算。管道內徑及壁厚液壓管道的兩個主要參數，計算公式如下。式中 q

23、通過油管的最大流量，； 油管中允許流速，（取值見表4-2），m/s； d油管內徑，m； 油管厚度，m； P管內最高工作壓力，MPa； 管材抗拉強度，MPa； n安全系數（取值見表4-3）。表4-2 油管中的允許流速油液流經油管吸油管高壓管回油管短管及局部收縮處允許流速0.51.52.551.52.557表4-3 安全系數管內最高工作壓力/MPa17.5717.517.5安全系數864(1)對高壓油管取內徑d=22mm，則：符合油管中的允許流速。管材為45鋼，其壁厚為:取壁厚=10mm。(2)對吸油管取內徑d=50mm，則：符合油管中的允許流速。管材為45鋼，其管內壓力幾乎為零，取其壁厚=5mm

24、。（3）對回油管取內徑d=30mm，則：符合油管中的允許流速。管材為45鋼，其管內壓力最大時為0.43MPa，接近于零，取其壁厚=5mm。參見文獻5,表8-30 油液過濾器的典型產品及其技術規(guī)格。 表4-4 過濾器規(guī)格類型額定壓力/MPa流量/(L/min)過濾精度/NXJ箱內吸油過濾器0.007（原始壓力損失）25100080180第五章 液壓缸的設計計算5.1缸筒和缸蓋組件5.1.1 確定液壓缸油口尺寸液壓缸的油口包括油口孔及連接螺紋。油口可布置在缸筒或缸蓋上，油口直徑應根據活塞最大速度和油口最高流速確定，計算公式如下： 式中 D液壓缸內經，m； 缸最大輸出流速，m/min； 油口流動速度

25、，m/min，一般不大于5m/s。油口連接螺紋尺寸見參考文獻5，表7-20。對于無桿腔部位油口：見參考文獻5，表7-20，選取M502的鏈接螺紋尺寸。對于有桿腔部位油口： 見參考文獻5，表7-20，選取M422的螺紋連接尺寸。5.1.2 選擇缸筒和缸蓋材料 缸筒選材：鑄鋼45 前缸蓋選材：鑄鋼45后缸蓋選材：鑄鋼455.1.3計算缸筒和缸蓋的結構參數 （1）缸筒壁厚的計算本次設計的液壓系統(tǒng)為高壓系統(tǒng)，因此按厚壁缸筒計算式中 p液壓缸工作壓力，MPa； 試驗壓力，MPa，工作壓力p16MPa時，=1.5p；工作壓力16MPa時， =1.5p； D液壓缸內徑，m； 缸體材料許用應力，MPa；取鑄鋼

26、=120Pa； （2）缸筒外徑的計算見參考文獻5表4-7 標準液壓缸的缸筒外徑系列，選取的液壓缸信息如下表。表5-1產品系列代號額定壓力缸筒內徑D/mmF型25150缸筒外徑/mm200（3）缸底厚度h的計算 對于平型缸底當缸底無油口時 當缸底有油口時式中缸底材料許用應力，MPa； （4）液壓缸頭部法蘭厚度h的計算因為在缸筒頭部有活塞桿導向孔，故其厚度的計算方法與缸底有所不同。對于常用的法蘭式缸頭，其厚度的計算方法如下。 式中 F法蘭受力總和，N；，這里取F=2000000N。 d密封環(huán)內徑，m； 密封環(huán)外徑，m； q附加密封壓力，Pa； 螺釘孔分布圓直徑，m； 密封環(huán)平均直徑，m； 法蘭材料

27、許用應力，Pa；5.1.4 缸筒和缸蓋的連接計算 缸筒和缸蓋采用螺栓連接時，缸筒螺紋處的拉應力為：螺紋處的切應力： 合成應力為：式中 K螺紋擰緊系數，靜載時K=1.2515；動載時K=2.54； 螺紋內摩擦系數，一般取=0.12； 螺紋外徑，m； 螺紋內經，m，一般采用普通螺紋時，=-1.0825t D液壓缸內經，m； 螺紋材料許用應力，Pa； 螺紋材料屈服點，Pa； n安全系數，通常取n=1.525； F缸筒螺紋處所受的拉力，N；Z螺栓數；5.1.5 缸筒與缸蓋的配合本設計以參考文獻5，液壓缸液壓機（單桿雙作用活塞缸）裝配圖及零件圖為參照，進行液壓缸的結構設計。缸蓋與缸筒的配合采用H9/f9

28、的間隙配合；缸筒與導向套采用H7/g6配合；缸底與缸筒采用H7/g6配合。5.2 排氣裝置排氣裝置用于排除液壓缸內的空氣，使其工作穩(wěn)定，一般把排氣閥安裝在液壓缸兩端的最高位置與壓力腔相通，以便安裝后、調試前排除液壓缸內的空氣，對于運動速度穩(wěn)定性要求較高的機床和大型液壓缸，則需要設置排氣裝置，如排氣閥等。排氣閥的結構有多種形式常用的有如參考文獻5圖4-20所示的幾種結構，該系統(tǒng)中采用參考文獻5圖4-21所示的排氣閥，該排氣閥為整體型排氣閥，其閥體與閥芯合為一體，材料為不銹鋼3cr13，錐面熱處理硬度HRC3844。5.3 活塞及活塞桿組件5.3.1 確定活塞及活塞桿的連接形式活塞機及活塞桿的常用

29、連接形式見文獻5,下表，根據工作壓力及活塞直徑、機械振動的大小，選用螺紋連接。5.3.2 選擇活塞及活塞桿的材料 活塞選擇ZQSn6-6-3為材料； 活塞桿選擇45鋼；粗加工后調質到硬度為229285HB，必要時高頻淬火達到4555HRC。5.3.3 活塞及活塞桿的連接計算 活塞與活塞桿螺紋連接時，活塞桿危險截面處的拉應力為： 螺紋處的切應力為： 合成應力為：式中 K螺紋擰緊系數，靜載時K=1.2515；動載時K=2.54； 螺紋內摩擦系數，一般取=0.12； 螺紋外徑，m； 螺紋內經，m，一般采用普通螺紋時，=-1.0825t D液壓缸內經，m； 螺紋材料許用應力，Pa； 螺紋材料屈服點，P

30、a； n安全系數，通常取n=1.52.5； F液壓缸輸出的拉力，N；5.3.4 活塞與缸筒的密封結構活塞與缸筒之間既有相對運動，有需要使液壓缸兩腔之間不漏油。根據液壓缸的工作壓力及作用選擇Y型密封圈進行密封。見文獻5，表8-49孔用Y形密封圈尺寸，表8-50Y形孔用密封圈溝槽形式與尺寸；表8-52軸用Y形密封圈尺寸，表8-53軸用Y形密封圈溝槽尺寸。根據公稱直徑進行選取。溝槽的公差選取為h9或H9。5.3.5 活塞桿的結構液壓缸通常通過活塞桿的端部與其驅動機構相連接。參見文獻5，常用活塞桿端部結構形式，選用法蘭結構形式。5.3.6 活塞桿的強度校核活塞桿只承受軸向力的作用，因此只進行拉壓強度校

31、核，此時5.3.7 活塞桿的導向、密封和防塵活塞桿導向套裝在液壓缸的有桿側端蓋內，用以對活塞桿進行導向，內裝有密封裝置以保證缸筒有桿腔的密封。外側裝有防塵圈，以防止活塞桿在后退時時把雜質、灰塵和水分帶到密封裝置處，損壞密封裝置。（1）導向套的尺寸配置與最小導向長度導向套的主要尺寸時支承長度，通常按活塞桿直徑、導向套的形式、導向套材 料承受能力、可能遇到的最大側向負載等因素來考慮。導向套過短將使缸應配合間隙引起初始撓度增大，影響液壓缸工作性能和穩(wěn)定性，因此，設計時必須保證有一定的導向長度，一般液壓缸的最小導向長度應滿足：L液壓缸最大行程，mm；D缸筒內經，mm；其他尺寸見參考文獻5，表4-19導

32、向套的尺寸配置與最小導向長度。其中導向面長度包括了導向套的長度與缸蓋厚度部分，參見文獻5， 液壓缸液壓機裝配圖及零件圖。取導向套長度為90mm，端蓋總厚度63mm，防塵圈溝槽寬度為16mm。滿足要求。導向套外圓與端蓋內孔的配合采用H7/g6。導向套內徑的配合一般多為H8/f9（或H9/f9），其表面粗糙度為0.631.25。外圓與內孔的同軸度不大于0.03mm，圓度與同柱度公差不大于直徑公差之半，內孔中的環(huán)形油槽要淺而寬，以保證良好潤滑。（2） 活塞桿的密封和防塵參見文獻5，活塞桿常用密封與防塵結構，選用J型防塵圈。5.3.8 活塞活塞在液體壓力的作用下沿缸筒往復滑動，因此它于缸筒的配合應適當

33、，即不能過緊，也不能間隙過大。設計活塞時，主要任務就是確定活塞的結構形式，其次還有活塞與活塞桿的連接、活塞材料、活塞尺寸及加工公差等?；钊慕Y構形式：活塞的結構形式分為整體活塞和組合活塞，根據密封裝置形式來選用活塞結構形式，查參考文獻5，活塞及活塞桿的密封圈使用，該系統(tǒng)液壓缸中可采用Y形圈密封。所以，活塞的結構形式可選用組合活塞。5.3.9 緩沖裝置液壓缸的行程終端緩沖裝置可使帶著負載的活塞，在到達行程終端減速到零，目的是消除因活塞的慣性力和液壓力所造成的活塞與端蓋的機械撞擊，同時也為了降低活塞在改變運動方向時液體發(fā)出的噪聲，使液壓系統(tǒng)速度換接平穩(wěn)，速度穩(wěn)定。緩沖裝置的工作原理時使缸筒低壓油腔

34、內油液（全部或部分）通過節(jié)流把動能轉化為熱能，熱能則由循環(huán)的油液帶到液壓缸外。液壓缸的活塞速度在0.1m/s時，一般不采用緩沖裝置；在0.2m/s時，則必須采用緩沖裝置。本設計的液壓系統(tǒng)最大速度為3m/min，即0.05m/s小于0.1m/s，但是活塞較大，所以不設置緩沖裝置。5.4 缸體長度的確定液壓缸的缸體內部長度應等于活塞的行程與活塞的寬度之和，缸體外形長度還要考慮到兩端端蓋的厚度，導向套寬度，一般液壓缸缸體長度不大于內徑的2030倍,即在本系統(tǒng)中缸體長度不大于7200010800mm。參見文獻5，本系統(tǒng)中：活塞行程L=300mm；活塞寬度B=（0.61）D=90150mm，其中D為液壓

35、缸內經；導向套滑動面的長度A=（0.61）D=90150mm；取活塞寬度B=90mm，導向套滑動面的長度A=90mm，液壓缸缸底厚度H=125mm，液壓缸缸蓋厚度H=75mm。液壓缸缸體內部長度為液壓缸行程長度、中隔圈寬度與活塞寬度之和，即：300+50+90=440mm缸體外形長度為液壓缸內部長度、導向套寬度與缸蓋厚度之和為640mm.第六章 液壓油箱設計6.1 油箱介紹液壓油箱簡稱油箱，它往往時一個功能組件，在液壓系統(tǒng)中主要用于儲存液壓油、散發(fā)油液熱量、溢出空氣及消除泡沫和安裝元件等。按新近的液壓系統(tǒng)污染控制理論的要求，油箱不應該時一個容納污垢的場合，而要求在油箱中油液本身時達到一定清潔度

36、等級的油液，并以這樣清潔的油液提供給液壓泵及整個液壓系統(tǒng)的工作油路。6.2 油箱的類型按油箱的結構和用途分，通常分為整體式油箱、兩用油箱和獨立郵箱三種類型。整體式郵箱是指在液壓系統(tǒng)或機器內部的構件內形成的油箱；兩用油箱是指液壓油與機器中的其他目的的用油的公用油箱，獨立油箱是應用最應用最廣泛的一類油箱，其熱量主要通過油箱壁靠輻射和對流作用散發(fā)，因此油箱是盡可能窄而高的形狀。根據油箱液面與大氣是否相通，又可分為開式油箱和閉式油箱。因此本系統(tǒng)選用開式油箱。6.3 油箱的容量油箱的容量是油箱的基本參數。油箱的容量包括油液的容量和空氣的容量。油箱的容量可用經驗法或根據散熱加以確定，本符合JB/T 793

37、81999 液壓泵站油箱公稱容量系列（見參考文獻5）的規(guī)定。用經驗法確定油箱的容量注意一下三種情況：（1）油箱的容量通常為液壓泵每分鐘排出體積額定值的35倍；（2）采用定量泵或非壓力補償變量泵的液壓系統(tǒng)，油箱容量的要大于泵流量的3倍以上；（3）采用壓力補償壓力油泵時，應盡量提供至少為系統(tǒng)每分鐘所需油液體積的平均值（以升記）3倍的油箱容積。容量V (單位為L)計算按教材式(7-8) : ，由于液壓機是高壓系統(tǒng)，。 所以油箱的容量：取V500L。第七章 液壓系統(tǒng)性能的運算7.1 壓力損失和調定壓力的確定7.1.1進油管中的壓力損失由上述計算可知，工進時油液流動速度較小，通過的流量為0.382.23

38、L/min,主要壓力損失為閥件兩端的壓降可以省略不計?？爝M時液壓桿的速度=3m/min，此時油液在進油管的速度沿程壓力損失：沿程壓力損失首先要判斷管中的流動狀態(tài)，此系統(tǒng)采用N32號液壓油，室溫為20度時，所以有油液在管中的流動狀態(tài)為層流，則阻力損失系數=0.122，若取進油和回油的管路長均為4m，油液的密度為=900，則進油路上的沿程壓力損失為MPa.局部壓力損失：局部壓力損失包括管道安裝和管接頭的壓力損失和通過液壓閥的局部壓力損失，由于管道安裝和管接頭的壓力損失一般取沿程壓力損失的10%，而通過液壓閥的局部壓力損失則與通過閥的流量大小有關，若閥的額定流量和額定壓力損失分別為，則當通過閥的流量

39、為q時的閥的壓力損失，由算得MPa小于原估算值0.5MPa,所以是安全的。則進油路上的壓力總損失為：0.0845+0.0845+0.0930.18595MPa（2）回油管路上的壓力損失：快進時回油路上的流量35.3L/min，則回油管路中的速度v=0.83m/s，由此可以計算出 =2492320,油液在管中的流動狀態(tài)為層流，則阻力損失系數 0.3,所以回油路上的沿程壓力損失為 0.012MPa。而通過液壓閥的局部壓力損失：0.024MPa則回油路上的壓力總損失為：0.0372MPa由上面的計算所得求出總的壓力損失： =0.20MPa這與估算值相符。7.2 油液溫升的計算在整個工作循環(huán)中，工進和

40、快進快退所占的時間相差不大，所以，系統(tǒng)的發(fā)熱和油液溫升可用一個循環(huán)的情況來計算。7.2.1 快進時液壓系統(tǒng)的發(fā)熱量快進時液壓缸的有效功率為：187W泵的輸出功率為：=因此快進液壓系統(tǒng)的發(fā)熱量為: =57W7.2.2 快退時液壓缸的發(fā)熱量快退時液壓缸的有效功率為：=187W泵的輸出功率為：=快退時液壓系統(tǒng)的發(fā)熱量為：=62W（3）壓制時液壓缸的發(fā)熱量壓制時液壓缸的有效功率為：泵的輸出功率=W因此壓制時液壓系統(tǒng)的發(fā)熱量為：=W總的發(fā)熱量為:H=31+33+=W則求出油液溫升近似值為：溫升沒有超出允許范圍，液壓系統(tǒng)中不需要設置冷卻器。7.3 散熱量的計算當忽略系統(tǒng)中其他地方的散熱，只考慮油箱散熱時，

41、顯然系統(tǒng)的總發(fā)熱功率H全部由油箱來考慮。這時油箱散熱面積A的計算公式為式中 A油箱的散熱面積（） H油箱需要的散熱功率（W） 油溫（一般以考慮）與周圍環(huán)境溫度的溫差 K散熱系數。與油箱周圍通風條件的好壞而不同，通風很差時K=89，良好時K=1517.5；風扇強行冷卻時K=2023；強迫水冷時K=110175。這里取自然良好的通風散熱，所以油箱散熱面積A為：37總 結 這次課程設計的內容是小型液壓機液壓系統(tǒng)的設計。對我們來說液壓系統(tǒng)的設計是一門新的知識，在設計程中，碰到了一些與以往不同的方法及概念，總結起來，我認為最大的欠缺就是缺乏一個整體的觀念，常常在不經意中，只考慮到滿足一個或幾個性能要求，

42、而沒有以一個整體的思想來考慮問題。比如，我們設計系統(tǒng)圖時，很容易忘記考慮系統(tǒng)保壓和液壓泵卸荷等問題，假如忘記考慮這些問題，就難以實現預定的工作要求。為此我也花了很長時間，經過反復思考最終設計出符合工作要求的系統(tǒng)圖。另一方面，在這次的設計中，我用到了一些經驗公式以及一些在一定范圍內取值的數據，以前我習慣了在精確公式及數值下計算，而且在查閱工具書方面的能力還不足，還需要在今后的設計中進一步加強。出現以上的種種缺陷的關鍵問題在于我們缺乏這方面專業(yè)能力的鍛煉。但經過這次課程設計之后讓我對于液壓系統(tǒng)的應用更加了解。還有設計的時候應該具有嚴緊的態(tài)度，因為很多工程問題都是人命關天。所以我們要從現在開始就養(yǎng)成

43、一種嚴緊的學習和工作態(tài)度，以后在工作中才能盡量避免一些重大失誤。通過這次的課程設計，讓我對液壓系統(tǒng)以及液壓閥件有了更深的認識，對設計液壓裝備時應有的要求有了新的見解，完成同樣的要求，有不同的設計方案，但是我們應向使用性能，結構，經濟性更優(yōu)的方向發(fā)展。當然這還需要我們不斷地刻苦學習，然后在前人實踐經驗的基礎上，勇于創(chuàng)新，尋求更經濟實惠的設計。由于能力所限，在設計過程中還有許多不足之處，懇請老師批評指正！參考文獻1 周士昌主編液壓系統(tǒng)設計圖集M北京：機械工業(yè)出版社，2003。2 雷天覺主編新編液壓工程手冊M.上下冊北京：北京理工大學出版社，2005。3 機械工業(yè)部編液壓元件產品樣本M北京：機械工業(yè)出版社，1985。4 張仁杰編著液壓缸的設計制造和維修M北京：機械工業(yè)出版社，1989。5 張利平編著液壓傳動設計指南M北京：化學工業(yè)出版社，2010.5。6 張利平編著液壓傳動系統(tǒng)設計M北京：化學工業(yè)出版社，2005.8。7 張福玲，陳堯明編著液壓與氣壓傳動（第2版）M北京：機械工業(yè)出版社，2006.1。