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1、江蘇畜牧獸醫(yī)職業(yè)技術(shù)學(xué)院論文（設(shè)計）畢業(yè)論文（設(shè)計）組合機床液壓傳動系統(tǒng)的設(shè)計王 晨指導(dǎo)老師： 王 明 蘭 班 級： 高 職 機 電04（1）系 （部）： 機 電 工 程 系 專 業(yè)： 機 電 一 體 化 答辯時間： 2009.6 摘要液壓傳動是以液體為工作介質(zhì)，利用壓力能來驅(qū)動執(zhí)行機構(gòu)的傳動方式。驅(qū)動機床工作臺的液壓系統(tǒng)是由油箱、過濾器、液壓泵、溢流閥、開停閥、節(jié)流閥、換向閥、液壓缸以及連接這些元件的油管、接頭等組成。電動機驅(qū)動液壓泵經(jīng)濾油器從油箱中吸油，油液被加壓后,從泵的輸出口輸入管路。油液經(jīng)開停閥、節(jié)流閥、換向閥進入液壓缸，推動活塞而使工作臺左右移動。液壓缸里的油液經(jīng)換向閥和回油管排回

2、油箱。工作臺的移動速度是通過節(jié)流閥來調(diào)節(jié)的。當(dāng)節(jié)流閥開大時，進入液壓缸的油量增多，工作臺的移動速度增大；當(dāng)節(jié)流閥關(guān)小時，進入液壓缸的油量減少，工作臺的移動速度減少。由此可見，速度是由油量決定的?？偠灾?，液壓傳動的優(yōu)點是突出的，隨著科學(xué)技術(shù)的進步，液壓傳動的缺點將得到克服，液壓傳動將日益完善，液壓技術(shù)與電子技術(shù)及其它傳動方式的結(jié)合更是前途無量。關(guān)鍵詞液壓傳動系統(tǒng)的原理；液壓傳動系統(tǒng)的設(shè)計AbstractLiquids for hydraulic transmission is based on the work of media, driven by pressure to drive the

3、 implementation of institutions. Hydraulic-driven machine tool table system is provided by the fuel tanks, filters, hydraulic pumps, relief valve, the stop valve, throttle, valve, hydraulic cylinder and the tubing connecting these components, connectors and other components. Motor-driven hydraulic p

4、ump by the oil filter from the oil tank, oil was pressurized, the pump output from the input line. Oil by opening stop valve, throttle, valve into the hydraulic cylinder, piston push around by mobile workstations.缸里hydraulic valve and the oil by pipeline to row back to the tank. Speed table is to ad

5、just the throttle. When the throttle opening when the oil into the hydraulic cylinder increased, increasing the speed table; when the throttle valve clearance-hour into the hydraulic cylinder of the oil starts to diminish, to reduce the speed table. This shows that the speed is determined by the fue

6、l. In short, the advantages of hydraulic prominent, with the scientific and technological progress, the shortcomings of hydraulic transmission will be overcome, it will become increasingly improve the hydraulic transmission, hydraulic technology and electronic technology and other means of transmiss

7、ion is a promising combination .Key words The principle of the hydraulic drive system; hydraulic drive system design目 錄摘要2 前言61、分析系統(tǒng)工況72、確定液壓缸的主要參數(shù)和尺寸82.1確定液壓缸的工作壓力82.2確定液壓缸內(nèi)徑和活塞桿直徑.82.3確定缸筒壁厚82.4確定液壓缸其它部位尺寸82.5計算液壓缸在不同工作階段的壓力、流量和功率93、擬定液壓系統(tǒng)圖113.1選擇液壓缸回路及供油形式113.2確定換向方式123.3確定工作進給油路123.4確定快進轉(zhuǎn)工進方案123

8、.5選擇終點轉(zhuǎn)換方式133.6分析并寫出油路路線143.7寫出電磁鐵動作表144、液壓元件選擇.164.1確定液壓缸的參數(shù)164.2選擇閥類零件174.3確定油管尺寸194.4確定油箱容量195、進行液壓缸的結(jié)構(gòu)設(shè)計.205.1缸體與端蓋的選擇205.2活塞與活塞桿的連接.205.3液壓缸的密封裝置.225.4液壓缸的緩沖裝置.225.5液壓缸的排氣裝置.236、液壓系統(tǒng)驗算246.1油管的壓力損失計算246.2閥類元件的壓力損失計算246.3計算泵的實際工作壓力256.4確定壓力閥的參考調(diào)整壓力256.5電動機功率校核266.6液壓系統(tǒng)的效率276.7液壓系統(tǒng)油液溫升驗算27附錄:致謝.29

9、附錄: 參考文獻30 前 言本設(shè)計主要是為機床設(shè)計的液壓傳動系統(tǒng)。液壓系統(tǒng)應(yīng)用在機床中，可以實現(xiàn)機床的自動進給，刀具的自動轉(zhuǎn)換等。而且可以使機床的運動更平衡，加工精度更高，效率更高，從而實現(xiàn)機床的自動化。為了達到以上效果，我們做了這個設(shè)計。本設(shè)計的主要涉及的內(nèi)容有機床負載的分析，運動特性的分析，液壓系統(tǒng)圖的設(shè)計，液壓元件的選擇，液壓缸的設(shè)計等。1、分析系統(tǒng)工況1.1負載分析1）切削阻力工作負載：由切削原理課程可知，高速鋼鉆頭鉆鑄鐵孔時的軸向切削力F，與鉆頭直徑D（以mm計）、每轉(zhuǎn)進給量s（以mm/r計）和鑄件硬度HB之間的經(jīng)驗算式為：Fq切削阻力為已知 Fq=28000N2）摩擦阻力 機床工作

10、部件總重量為G14700N；取靜摩擦系數(shù)=0.2,動摩擦系數(shù)ud=0.1,則：靜摩擦阻力 =0.214700N=2940N動摩擦阻力 =0.114700N=1470N3）慣性阻力 動力滑臺起動加速，反向起動加速和快退減速制動的加速度的絕對值相等，既u=0.1m/s，t=0.05s，故慣性阻力為：=Gu/gt=147000.19.80.05=3000N4）由于動力滑臺為臥式放置，所以不考慮重力負載。5）關(guān)于液壓缸內(nèi)部密封裝置摩擦阻力Fm的影響，計入液壓缸的機械效率中。2、確定液壓缸的主要參數(shù)和尺寸2.1確定液壓缸的工作壓力液壓缸各階段工作負載計算：1）啟動 F1=/cm=2940/0.9=326

11、7N2）加速 F2=（+）/cm=（1470+3000）/0.9=4470N3）快進 F3=/cm=1740/0.9N=1633N4）工進 F4=(+)/cm=(28000+1470)/0.9N=32744N5）快退 F5= /cm=1470/0.9N=1633N2.2確定液壓缸內(nèi)徑和活塞桿直徑確定缸筒內(nèi)徑D，活塞桿直徑dD= 按GB/T23481993，取D=100mm d=0.71D=71mm 按GB/T23481993，取d=70mm2.3確定缸筒壁厚 油管壁厚一般不需計算，根據(jù)選用的管材和管內(nèi)徑查液壓傳動手冊的有關(guān)表格得管的壁厚。選用14mm12mm冷拔無縫鋼管。其它油管按元件連接口尺

12、寸決定尺寸，測壓管選用4mm3mm紫銅管或鋁管。管接頭選用卡套式管接頭，其規(guī)格按油管通徑選取。2.4確定液壓缸其它部位尺寸（1）、液壓缸實際有效面積計算 無桿腔面積 A1=D2/4=3.141002/4 mm2=7850mm2 有桿腔面積 A2=（D2d2）/4=3.14（1002702）/4 mm2=4004 mm2 活塞桿面積 A3=D2/4=3.14702/4 mm2=3846 mm2 （2）、最低穩(wěn)定速度驗算。最低速度為工進時u=50mm/min，工進采用無桿腔進油，單向行程調(diào)速閥調(diào)速，查得最小穩(wěn)定流量qmin=0.1L/min A1qmin/umin=0.1/50=0.002 m2=

13、2000 mm2 滿足最低速度要求。2.5計算液壓缸在不同工作階段的壓力、流量和功率（1）、計算液壓缸在工作循環(huán)中各階段所需的壓力、流量、功率列于表（1）表（1）液壓缸壓力、流量、功率計算工況差動快進工 進快退啟動加速恒速啟動加速恒速計算公式p= F/A3q=u3A3P=pqp=(F+ p2A2) / A1q=u1 A1P=pqp=(F+ p2A1) / A2q=u2 A2P=pq速度m/su2=0.1u1=310-4510-3u3=0.1有效面積m2A1=785010-6A2=400410-6A3=384610-6負載N32663000163332744326630001633壓力MPa0.

14、850.780.424.41.41.10.99流量L/min230.3924.0功率KW0.161.7550.40取背壓力p2=0.4MP取背壓力p2=0.3MP3、擬定液壓系統(tǒng)圖3.1選擇液壓缸回路及供油形式該機床負載變化小，功率中等，且要求低速運動平穩(wěn)性好速度負載特性好，因此采用調(diào)速閥的進油節(jié)流調(diào)速回路，并在回油路上加背油閥。本題已選用差動型液壓缸實現(xiàn)“快、慢、快”的回路。由于快進轉(zhuǎn)工進時有平穩(wěn)性要求，故采用行程閥或電磁閥皆可來實現(xiàn)（比較表如下表2），工進轉(zhuǎn)快退則利用壓力繼電器來實現(xiàn)。表2 快進工進的控制方法比較項目采用行程閥采用電磁閥轉(zhuǎn)換性能1液壓沖擊小2轉(zhuǎn)換精度高3可靠性好4控制靈活性

15、小1液壓沖擊較大2轉(zhuǎn)換精度較低3可靠性較差4控制靈活性大安裝特點1行程閥裝在滑座上2管路較復(fù)雜3須設(shè)置液壓撞塊機構(gòu)（撞塊長度大于工進行程）1電磁閥可裝在液壓站（或控制板）上，安裝靈活性大2管路較簡單3須設(shè)置電氣撞塊機構(gòu)3.2確定換向方式1. 快速前進按下起動按鈕，電磁經(jīng)鐵1YA通電，電磁換向閥A的左拉接入回路，液動換向閥B在制油液的作用下其左位接入系統(tǒng)工作，這時系統(tǒng)中油液的通路為：2 進油路：過濾器1變量泵1換向閥A單向閥C換向閥B左端3 回油路：換向閥右端節(jié)流閥F換向閥A油箱。于是，換向閥B的閥芯右移，使其左位接入系統(tǒng)。4主油路5 進油路：過濾器1變量泵1單向閥3換向閥B行程閥11液壓缸左腔

16、。6 回油路：液壓缸右腔換向閥B單向閥6行程閥11液壓缸左腔，形成差動連接。此時由于負載較小，液壓系統(tǒng)的工作壓力較低，所以液控順序閥5關(guān)閉，液壓缸形成差動連接，又因變量泵2在低壓下輸出流量為最大，所以動力滑臺完成快速前進。3.3確定工作進給油路1.工作進給當(dāng)滑臺運動到預(yù)定位置時，控制擋鐵壓下行程閥11。切斷了快進油路，電液動換向閥7的工作狀態(tài)不變(閥B和閥A的左位仍接入系統(tǒng)工作)，壓力油須經(jīng)調(diào)速閥8、二位二通電磁12才能進入液壓缸的左腔，由于油液流經(jīng)調(diào)速閥而使系統(tǒng)壓力升高，于是液控順序閥5打開，單向閥6關(guān)閉，使液壓缸右腔的油液經(jīng)閥5、背壓閥4流回油箱，使滑臺轉(zhuǎn)換為工作進給運動。其主要油路：2.

17、進油路：過濾器1 變量泵2單向閥3換向閥B 調(diào)速閥8電磁閥12液壓缸左腔。3.回油路：液壓缸右腔換向閥B順序閥5背壓閥4油箱。因為工作進給時系統(tǒng)壓力升高，所以變量泵2的輸出流量便自動減小，以適應(yīng)工作進給的城要，進給速率的大小由調(diào)速閥8來調(diào)節(jié)。3.4確定快進轉(zhuǎn)工進方案1.死擋鐵停留當(dāng)滑臺第二次工作進給完畢，碰上死擋鐵后停止前進，停留在死擋鐵處，這時液壓缸左腔油液的壓力升高，當(dāng)升高到壓力繼電器13的調(diào)整值時，壓力繼電器動作，發(fā)出信號給時間繼電器，其停留時間由時間繼電器控制，經(jīng)過時間繼電器的延時，再發(fā)出信號使滑臺返回。2.快速退回時間繼電器延時發(fā)出信號，使電磁鐵YA停電，2YA通電，這時換向閥A的右

18、位接入回路，控制油液換向閥B的右位拉入系統(tǒng)工作，此時，由于滑臺返回的負載小，系統(tǒng)壓力較低，變量泵2的流量自動增大至最大，所以動力滑臺快速退回。這時系統(tǒng)油液的通路為：控制油路進油路：過濾器1變量泵2換向閥A單向閥D換向閥B右端?；赜吐罚簱Q向閥B左端節(jié)流閥E換向閥A油箱。主油路進油路：過濾器1變量泵2單向閥3換向閥B液壓缸右腔?；赜吐罚阂簤焊鬃笄粏蜗蜷y10換向閥B油箱。動力滑臺快速后退，當(dāng)其快退到一定位置(即工進的起始位置)時，行程閥11復(fù)位，使回油路更為暢通，但不影響快速退回動作。3.5選擇終點轉(zhuǎn)換方式5.原位停止當(dāng)滑臺退回到原位時，擋鐵壓下行程開關(guān)而發(fā)出信號，使2YA斷電，換向閥A、B都處于中

19、位，液壓缸失去動力源，滑臺停止運動。變量泵2輸出的油液經(jīng)單向閥3、換向閥B流回油箱，液壓泵卸荷。單向閥3使泵卸荷時，控制油路中仍保持一定的壓力。這樣，當(dāng)電磁換向閥A通電時，可保證液動換向閥B能正常工作。3.6分析并寫出油路路線由液壓缸工況圖（圖2）清楚的看出，其系統(tǒng)特點是快速時低壓、大流量、時間短，工進時高壓、小流量、時間長，故采用雙聯(lián)葉片泵或限壓式變量泵。將兩者進行比較（見表3）考慮本機床要求系統(tǒng)平穩(wěn)、工作可靠。因而采用雙聯(lián)葉片泵。表3雙聯(lián)葉片泵限壓式變量葉片泵1流量突變時，液壓沖擊取決于溢流閥的性能，一般沖擊較小1流量突變時，定子反應(yīng)滯后，液壓沖擊大2內(nèi)部徑向力平衡，壓力平衡，噪聲小，工作

20、性能較好。2內(nèi)部徑向力不平衡，軸承較大，壓力波動及噪聲較大，工作平衡性差3須配有溢流閥、卸載閥組，系統(tǒng)較復(fù)雜3系統(tǒng)較簡單4有溢流損失，系統(tǒng)效率較低，溫升較高4無溢流損失，系統(tǒng)效率較高，溫升較低3.7寫出電磁鐵動作表系統(tǒng)工作循環(huán)表4 元件名稱 動作循環(huán)電磁鐵行程閥壓力繼電器1Y2Y快 進工 進壓下（工進終了）快 退停止（或中途停止）4、液壓元件選擇4.1確定液壓缸的參數(shù)（1）確定液壓泵的工作壓力由前面可知，液壓缸在整個工作循環(huán)中的最大工作壓力為4.4MPa，本系統(tǒng)采用調(diào)速閥進油節(jié)流調(diào)速，選取進油管道壓力損失為0.6MPa。由于采用壓力繼電器，溢流閥的調(diào)整壓力一般應(yīng)比系統(tǒng)最高壓力大0.5MPa，故

21、泵的最高壓力為 Pp1=（4.4+0.6+0.5）MPa=5.5MPa 這是小流量泵的最高工作壓力（穩(wěn)態(tài)），即溢流閥的調(diào)整工作壓力。 液壓泵的公稱工作壓力Pr為 Pr=1.25 Pp1 =1.255.5MPa=6.7MPa大流量泵只在快速時向液壓缸輸油，由壓力圖可知，液壓缸快退時的工作壓力比快進時大，這時壓力油不通過調(diào)速閥，進油路比較簡單，但流經(jīng)管道和閥的油流量較大。取進油路壓力損失為0.5MPa，故快退時泵的工作壓力為 Pp2=（0.99+0.5）MPa=1.49MPa 這是大流量泵的最高工作壓力，此值是液控順序閥7和8調(diào)整的參考數(shù)據(jù)。（2）液壓泵的流量 由流量可知，在快進時，最大流量值為2

22、3Lmin,取K=1.1，則可計算泵的最大流量 K( )max =1.123Lmin=25.3Lmin 在工進時，最小流量值為0.39 Lmin.為保證工進時系統(tǒng)壓力較穩(wěn)定，應(yīng)考慮溢流閥有一定的最小溢流量，取最小溢流量為1 Lmin（約0.01710-3m3s）故小流量泵應(yīng)取1.39Lmin 根據(jù)以上計算數(shù)值，選用公稱流量分別為18Lmin、12Lmin；公稱壓力為70MPa壓力的雙聯(lián)葉片泵。（3）選擇電機由功率可知，最大功率出現(xiàn)在快退階段，其數(shù)值按下式計算 Pp= Pp2（qv1+ qv2）p=1.35106（0.2+0.3）10-30.75=993W式中 qv1大泵流量，qv1=18 Lm

23、in（約0.310-3m3s） qv2小泵流量，qv2=12Lmin（約0.210-3m3s） p液壓泵總效率，取p =0.75。根據(jù)快退階段所需功率993W及雙聯(lián)葉片泵要求的轉(zhuǎn)速，選用功率為1.1KWJ526型的異步電機。4.2選擇閥類零件根據(jù)液壓泵的工作壓力和通過閥的實際流量，選擇各種液壓元件和輔助元件的規(guī)格。液壓元件說明編號元件名稱型 號技術(shù)數(shù)據(jù)P(MPa)( Lmin)調(diào)整壓力P（MPa）1葉片泵YB1218雙聯(lián)p=7.0，=12P=5.382葉片泵YB1218雙聯(lián)p=7.0，=18P=1.353三位五通電磁換向閥35D25Bp=6.3，=254單向行程調(diào)速閥QCI25p=6.3，=2

24、5 P=23qvmin =0.035溢流閥Y10p=6.3，4=10，卸荷壓p1.56背壓閥B10Bp=6.3，=10背壓力p=0.50.6 實際通過流量 1.57液動順序閥XYB10Bp=6.3，qv =10卸荷壓力p1.5實際通過流量qv =9（做卸荷閥用）P=1.358液動順序閥XYB10Bp=6.3，qv =10卸荷壓力p1.5實際通過流量qv =1.5P=1.35+（0.50.8）9單向閥I25Bp=6.3，qv=25 P2最大實際通過流量qv =2210單向閥I25Bp=6.3，qv=25 P2實際通過 流量qv =1011單向閥I25Bp=6.3，qv=25 P2實際通過 流量q

25、v 1512單向 閥I25Bp=6.3，qv=25 P2實際通過 流量qv 3013壓力繼電器DP163BP=16.3，反向區(qū)間壓力調(diào)整范圍為0.50.814壓力表開關(guān)K6Bp=6.3，測量6點壓力值，實測4點壓力值15濾油器WU25180J型公稱直徑1510-3m公稱流25（0.4210-3m3s） 注：以上元件除液壓泵、濾油器外，均為板式連接。4.3確定油管尺寸 由于本系統(tǒng)液壓缸差動連接時，油管內(nèi)通油量較大，其實際流量qv 24 Lmin(0.510-3m3s),取允許流速u=0.5ms,則主壓力油管d用下式計算 d=圓整化，取d=12mm。 油管壁厚一般不需計算，根據(jù)選用的管材和管內(nèi)徑查

26、液壓傳動手冊的有關(guān)表格得管的壁厚。 選用14mm12mm冷拔無縫鋼管。 其它油管按元件連接口尺寸決定尺寸，測壓管選用4mm3mm紫銅管或鋁管。管接頭選用卡套式管接頭，其規(guī)格按油管通徑選取。4.4確定油箱容量 中壓系統(tǒng)油箱的容量，一般取液壓泵公稱流量的57倍 V=7=730L=210L5、進行液壓缸的結(jié)構(gòu)設(shè)計5.1缸體與端蓋的選擇液壓缸的結(jié)構(gòu)尺寸主要有三個：缸筒內(nèi)徑D、活塞桿外徑d和缸筒長度L。(1)缸筒內(nèi)徑D。液壓缸的缸筒內(nèi)徑D是根據(jù)負載的大小來選定工作壓力或往返運動速度比，求得液壓缸的有效工作面積，從而得到缸筒內(nèi)徑D，再從GB234880標準中選取最近的標準值作為所設(shè)計的缸筒內(nèi)徑。根據(jù)負載和

27、工作壓力的大小確定D：以無桿腔作工作腔時以有桿腔作工作腔時式中：pI為缸工作腔的工作壓力，可根據(jù)機床類型或負載的大小來確定；Fmax為最大作用負載。5.2活塞與活塞桿的連接(2)活塞桿外徑d?；钊麠U外徑d通常先從滿足速度或速度比的要求來選擇，然后再校核其結(jié)構(gòu)強度和穩(wěn)定性。若速度比為v，則該處應(yīng)有一個帶根號的式子： 也可根據(jù)活塞桿受力狀況來確定，一般為受拉力作用時，d=0.30.5D。受壓力作用時：pI5MPa時，d=0.50.55D5MPapI7MPa時，d=0.60.7DpI7MPa時,d=0.7D(3)缸筒長度L。缸筒長度L由最大工作行程長度加上各種結(jié)構(gòu)需要來確定，即：L=l+B+A+M+

28、C式中：l為活塞的最大工作行程；B為活塞寬度，一般為(0.6-1)D;A為活塞桿導(dǎo)向長度，取(0.6-1.5)D;M為活塞桿密封長度，由密封方式定；C為其他長度。一般缸筒的長度最好不超過內(nèi)徑的20倍。另外，液壓缸的結(jié)構(gòu)尺寸還有最小導(dǎo)向長度H。(4)最小導(dǎo)向長度的確定。當(dāng)活塞桿全部外伸時，從活塞支承面中點到導(dǎo)向套滑動面中點的距離稱為最小導(dǎo)向長度H(如圖4-19所示)。如果導(dǎo)向長度過小，將使液壓缸的初始撓度(間隙引起的撓度)增大，影響液壓缸的穩(wěn)定性，因此設(shè)計時必須保證有一最小導(dǎo)向長度。圖4-19油缸的導(dǎo)向長度K隔套對于一般的液壓缸，其最小導(dǎo)向長度應(yīng)滿足下式：HL/20+D/2 式中：L為液壓缸最大

29、工作行程(m);D為缸筒內(nèi)徑(m)。一般導(dǎo)向套滑動面的長度A，在D80mm時取A=(0.6-1.0)D,在D80mm時取A=(0.6-1.0)d；活塞的寬度B則取B=(0.6-1.0)D。為保證最小導(dǎo)向長度，過分增大A和B都是不適宜的，最好在導(dǎo)向套與活塞之間裝一隔套K，隔套寬度C由所需的最小導(dǎo)向長度決定，即：C=H-采用隔套不僅能保證最小導(dǎo)向長度，還可以改善導(dǎo)向套及活塞的通用性。3.強度校核對液壓缸的缸筒壁厚、活塞桿直徑d和缸蓋固定螺栓的直徑，在高壓系統(tǒng)中必須進行強度校核。(1)缸筒壁厚校核。缸筒壁厚校核時分薄壁和厚壁兩種情況，當(dāng)D/10時為薄壁，壁厚按下式進行校核：=ptD/2式中：D為缸筒

30、內(nèi)徑；pt為缸筒試驗壓力，當(dāng)缸的額定壓力pn16MPa時，取pt=1.5pn，pn為缸生產(chǎn)時的試驗壓力;當(dāng)pn16MPa時，取pv=1.25 pn;為缸筒材料的許用應(yīng)力，=b/n,b為材料的抗拉強度，n為安全系數(shù)，一般取n=5。當(dāng)D/10時為厚壁，壁厚按下式進行校核：在使用式進行校核時，若液壓缸缸筒與缸蓋采用半環(huán)連接，應(yīng)取缸筒壁厚最小處的值。(2)活塞桿直徑校核?；钊麠U的直徑d按下式進行校核：d式中：F為活塞桿上的作用力；為活塞桿材料的許用應(yīng)力，=b/1.4。(3)液壓缸蓋固定螺栓直徑校核。液壓缸蓋固定螺栓直徑按下式計算：d 式中：F為液壓缸負載；Z為固定螺栓個數(shù)；k為螺紋擰緊系數(shù)，k=1.1

31、21.5,=s/(1.2-2.5),s為材料的屈服極限。4.液壓缸穩(wěn)定性校核活塞桿受軸向壓縮負載時，其直徑d一般不小于長度L的1/15。當(dāng)L/d15時，須進行穩(wěn)定性校核，應(yīng)使活塞桿承受的力F不能超過使它保持穩(wěn)定工作所允許的臨界負載Fk,以免發(fā)生縱向彎曲，破壞液壓缸的正常工作。Fk的值與活塞桿材料性質(zhì)、截面形狀、直徑和長度以及缸的安裝方式等因素有關(guān)，驗算可按材料力學(xué)有關(guān)公式進行。5.3液壓缸的密封裝置5.1活塞桿密封密封件1在一個公共唇上有3個密封棱邊，隨著壓力升高和線接觸向前移動，一個新的剪切棱邊形成，摩擦隨壓力的升高被保持成最小，且該單一密封件的密封質(zhì)量在整個壓力范圍內(nèi)恒定。密封件2實際上是

32、一個刮圈，它去除粘附牢固的最后油層。該密封件在活塞桿外伸時是剛性的，在返回時是撓性的，在行程末端把油液突然擠回。該結(jié)構(gòu)自動補償壓力、溫度和磨損狀態(tài)。該結(jié)構(gòu)具有以下優(yōu)點：(1)減少劃傷、低摩擦。非金屬減磨環(huán)消除活塞與缸體間隙上金屬對金屬的接觸，減磨環(huán)的高可嵌入性因數(shù)和擦拭作用的結(jié)合，防止污染進入活塞導(dǎo)向環(huán)與密封表面之間，因而大大減少劃傷，有助于延長青銅填充特氟隆環(huán)的壽命。5.4液壓缸的緩沖裝置液壓缸的緩沖計算主要是估計緩沖時缸中出現(xiàn)的最大沖擊壓力，以便用來校核缸筒強度、制動距離是否符合要求。緩沖計算中如發(fā)現(xiàn)工作腔中的液壓能和工作部件的動能不能全部被緩沖腔所吸收時，制動中就可能產(chǎn)生活塞和缸蓋相碰現(xiàn)

33、象。液壓缸在緩沖時，緩沖腔內(nèi)產(chǎn)生的液壓能E1和工作部件產(chǎn)生的機械能E2分別為：E1=pcAclcE2=ppAplc+mV2-Fflc 式中：pc為緩沖腔中的平均緩沖壓力；pp為高壓腔中的油液壓力；Ac、Ap為緩沖腔、高壓腔的有效工作面積；Lc為緩沖行程長度；m為工作部件質(zhì)量；v0為工作部件運動速度；Ff為摩擦力。式(4-42)中等號右邊第一項為高壓腔中的液壓能，第二項為工作部件的動能，第三項為摩擦能。當(dāng)E1=E2時，工作部件的機械能全部被緩沖腔液體所吸收，由上兩式得：Pc=E2/Aclc如緩沖裝置為節(jié)流口可調(diào)式緩沖裝置，在緩沖過程中的緩沖壓力逐漸降低，假定緩沖壓力線性地降低，則最大緩沖壓力即沖

34、擊壓力為：Pcmax=Pc+m02/2Aclc 如緩沖裝置為節(jié)流口變化式緩沖裝置，則由于緩沖壓力Pc始終不變，最大緩沖壓力的值。5.5液壓缸的排氣裝置有排氣裝置的系統(tǒng)應(yīng)進行排氣，無排氣裝置的系統(tǒng)應(yīng)往復(fù)運轉(zhuǎn)多次，使之自然排出氣體。6、液壓系統(tǒng)驗算6.1油管的壓力損失計算由于有同類型液壓系統(tǒng)的壓力損失值可以參考，故一般不必驗算壓力損失值。下面以工進時的管路壓力損失為例計算如下： 已知：進油管、回油管長約為l=1.5m，油管內(nèi)徑d=1.210-3m，通過流量=0.39 Lmin（0.006510-3m3s），選用LHM32全損耗系統(tǒng)用油，考慮最低溫度為15，v=1.52s。1）判斷油流類型 利用下式

35、計算出雷諾數(shù) Re=1.273104=1.2730.006510-31041.210-3/1.5662000為層流。6.2閥類元件的壓力損失計算 （1）沿程壓力損失P1 利用公式分別算出進、回油壓力損失，然后相加即得到總的沿程損失。 進油路上P1=4.41012v.l.qvd4=4.310121.51.50.006510-3124Pa=0.0313105Pa 回油路上，其流量qv=0.75 Lmin（0.012510-3m3s）（差動液壓缸A12A2）,壓力損失為P1=4.31012v.l.qvd4=4.310121.51.50.0032510-3124Pa=0.01532105Pa由于是差動

36、液壓缸，且A12A2，故回油路的損失只有一半折合到進油腔，所以工進時總的沿程損失為 P1=（0.03103+0.50.01532）105Pa=0.039105Pa（2）局部壓力損失P2 由于采用液壓裝置為集成塊式，故考慮閥類元件和集成塊內(nèi)的壓力損失。為方便起見，將工進時油流通過各種閥的流量和壓力損失列于下6.3計算泵的實際工作壓力（1）確定液壓泵的工作壓力由前面可知，液壓缸在整個工作循環(huán)中的最大工作壓力為4.4MPa，本系統(tǒng)采用調(diào)速閥進油節(jié)流調(diào)速，選取進油管道壓力損失為0.6MPa。由于采用壓力繼電器，溢流閥的調(diào)整壓力一般應(yīng)比系統(tǒng)最高壓力大0.5MPa，故泵的最高壓力為 Pp1=（4.4+0.

37、6+0.5）MPa=5.5MPa 這是小流量泵的最高工作壓力（穩(wěn)態(tài)），即溢流閥的調(diào)整工作壓力。 液壓泵的公稱工作壓力Pr為 Pr=1.25 Pp1 =1.255.5MPa=6.7MPa大流量泵只在快速時向液壓缸輸油，由壓力圖可知，液壓缸快退時的工作壓力比快進時大，這時壓力油不通過調(diào)速閥，進油路比較簡單，但流經(jīng)管道和閥的油流量較大。取進油路壓力損失為0.5MPa，故快退時泵的工作壓力為 Pp2=（0.99+0.5）MPa=1.49MPa 這是大流量泵的最高工作壓力，此值是液控順序閥7和8調(diào)整的參考數(shù)據(jù)。6.4確定壓力閥的參考調(diào)整壓力閥的流量和壓力損失編號名 稱實際通過流量(Lmin)公稱流量Lm

38、in)公稱壓力損失Pr105(Pa)1單向閥0.392522三位五通電磁換向閥0.392523單向行程調(diào)速閥0.392554液動順序閥0.195251.5（卸荷時壓力損失）5液動順序閥0.195106 計算各閥局部壓力損失之和Pv如下 Pv=2105（0.3925）2+2105（0.3925）+5105+0.51.5（0.3925）2+0.56105Pa =8.1105Pa 取油流通過集成塊時的壓力損失為 PJ=0.3105Pa故工進時總的局部壓力損失為 P2=（8.1+0.3）105Pa=8.4105Pa所以P=（0.5+8.4）105Pa=9105Pa 這個數(shù)值加上液壓缸的工作壓力（由外負

39、載決定的壓力）和壓力繼電器要求系統(tǒng)調(diào)高的壓力（取其值為5105Pa），可作為溢流閥調(diào)整壓力的參考數(shù)據(jù)。其壓力調(diào)整值p為 P= PP15105式中 P1液壓缸工進時克服外負載所需壓力。而 P1= F0A1=32744785010-6Pa=41.7105Pa所以 P=（41.7+9+5）105Pa=55.7105Pa這個值比估算的溢流閥調(diào)整壓力值67105Pa小。因此，主油路上的元件和油管直徑均可不變。6.5電動機功率校核最大功率出現(xiàn)在快退階段，其數(shù)值按下式計算 Pp= Pp2（qv1+ qv2）p=1.35106（0.2+0.3）10-30.75=993W式中 qv1大泵流量，qv1=18 Lm

40、in（約0.310-3m3s） qv2小泵流量，qv2=12Lmin（約0.210-3m3s） p液壓泵總效率，取p =0.75。6.6液壓系統(tǒng)的效率本機床的工作時間主要是工進工況，為簡化計算，主要考慮工進時的發(fā)熱，故按工進工況驗算系統(tǒng)溫升。（1）液壓泵的輸入功率 工進時小流量泵的壓力Pp1=54105Pa，流量qvp1=12Lmin (0.210-3m3s)小流量泵的功率為 P1= Pp1qvp1p=540.21020.75W=1440W式中 p液壓泵的總效率。工進時大流量泵卸荷，順序閥的壓力損失P=1.5105Pa，即大流量泵的工作壓力Pp2=1.5105Pa，流量qvp2=18Lmin

41、(0.310-3m3s)大流量泵的功率P2為 P2= Pp2qvp2p=1.50.31020.75W=60W故雙聯(lián)泵的合計輸出功率Pi為 Pi= P1+ P2=1440+60W=2040W（2）有效功率 工進時，液壓缸的負載F=32744N，取工進速度v=0.0008310-3ms輸出功率P0為 P0=Fv=327440.00083W=27W6.7液壓系統(tǒng)油液溫升驗算 （3）系統(tǒng)發(fā)熱功率Ph 系統(tǒng)總的發(fā)熱功率Ph為 Ph= P iP0=2013W（4）散熱面積 油箱容積V=210L，油箱近似散熱面積A為 A=0.065（5）油液溫升t 假定采用風(fēng)冷，取油箱的傳熱系數(shù)Kt =23W(.),可得油

42、液溫升為 t= PhKt A=1198（232.296）=22.7設(shè)夏天的室溫為30，則油溫為（30+22.7）=52.7，沒有超過最高允許油溫（5065）。致 謝本課題在選題及研究過程中得到王明蘭老師的悉心指導(dǎo)。王老師多次詢問研究過程，并為我指點研究方法，幫助我開拓研究思路，精心點撥、熱忱鼓勵，對王老師的感激之情是無法用言語表達的，我將在今后用我的行動來表示。感謝五年來教過我的所有老師，衷心感謝你們的教育之恩。在五年的大學(xué)生活中，讓我學(xué)到了很多知識，為我今后走向社會，奠定了良好的基礎(chǔ)。你們細心指導(dǎo)我的學(xué)習(xí)與研究，我不知道怎樣表達我此刻的心情。就讓我在此對老師們深深的鞠上一躬。最后感謝老師幫我

43、批改論文，向你們說一聲衷心的感謝。參考文獻 1.雷天覺主編.新編液壓工程手冊.北京：北京理工大學(xué)出版社，19982. 屈圭主編.液壓與氣壓傳動. 北京：機械工業(yè)出版社，20023.張群生主編.液壓與氣壓傳動. 北京：機械工業(yè)出版社，20044.李鄂民主編.液壓與氣壓傳動. 北京：機械工業(yè)出版社，20045.章宏甲、黃誼、王積偉主編.機床液壓傳動. 北京：機械工業(yè)出版社，20006.趙錫華、張世偉、姜德鳳主編. 液壓傳動及設(shè)備故障分析. 北京：機械工業(yè)出版社，19917.機械設(shè)計手冊聯(lián)合編寫組.機械設(shè)計手冊1.北京：化學(xué)工業(yè)出版社.1979.10.8. 機械設(shè)計手冊編委會.機械設(shè)計手冊4.北京：機械工業(yè)出版社.2004.9.9.王啟義等 .中國機械設(shè)計大典5.南昌：江西科學(xué)技術(shù)出版社，2001.1.10. 成大先主編 .機械設(shè)計手冊4第三版.北京：化學(xué)工業(yè)出版社，1994.4.30