液压缸设计项目说明指导书.doc

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原始数据运动部件重力为25000N，快进、快退速度为5m/min，工进速度为1001200mm/min，最大行程为400mm，其中工进行程为180mm，最大切削力为0N，采取平面导轨，夹紧缸行程为20mm,夹紧力为30000N，夹紧时间为1s。2 液压系统发展概况一个完整液压系统由五个部分组成，即动力元件、实施元件、控制元件、辅助元件（附件）和液压油。因为液压技术广泛应用了高技术结果，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，使传统技术有了新发展，也使液压系统和元件质量、水平有一定提升。尽管如此，走向二十一世纪液压技术不可能有惊人技术突破，应该关键靠现有技术改善和扩展，不停扩大其应用领域以满足未来要求。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，关键反应在系统容积损失和机械损失上。假如全部压力能全部能得到充足利用，则将使能量转换过程效率得到显著提升。为降低压力能损失，必需处理下面多个问题： 降低元件和系统内部压力损失，以降低功率损失。关键表现在改善元件内部流道压力损失,采取集成化回路和铸造流道,可降低管道损失,同时还可降低漏油损失。 降低或消除系统节流损失，尽可能降低非安全需要溢流量，避免采取节流系统来调整流量和压力。采取静压技术，新型密封材料，降低磨擦损失。发展小型化、轻量化、复合化、广泛发展通径电磁阀和低功率电磁阀。改善液压系统性能，采取负荷传感系统，二次调整系统和采取蓄能器回路。为立即维护液压系统，预防污染对系统寿命和可靠性造成影响，必需发展新污染检测方法，对污染进行在线测量，要立即调整，不许可滞后，以免因为处理不立即而造成损失。 液压系统维护已从过去简单故障拆修，发展到故障估计，即发觉故障苗头时，预优异行维修，清除故障隐患，避免设备恶性事故发展。 要实现主动维护技术必需要加强液压系统故障诊疗方法研究，目前，凭有经验维修技术人员感宫和经验，经过看、听、触、测等判定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，必需使液压系统故障诊疗现代化，加强教授系统研究，要总结教授知识,建立完整、含有学习功效教授知识库，并利用计算机依据输入现象和知识库中知识，用推理机中存在推理方法，推算出引出故障原因，提升维修方案和预防方法。要深入引发液压系统故障诊疗教授系统通用工具软件，对于不一样液压系统只需修改和增降低许规则。 另外，还应开发液压系统自赔偿系统，包含自调整、自润滑、自校正，在故障发生之前，进市赔偿，这是液压行业努力方向。 电子技术和液压传动技术相结合，使传统液压传协和控制技术增加了活力，扩大了应用领域。实现机电一体化能够提升工作可靠性，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，充足发挥液压传动出力大、贯性小、响应快等优点,其关键发展动向以下：1(1)电液伺服百分比技术应用将不停扩大。液压系统将由过去电气液压on-oE系统和开环百分比控制系统转向闭环百分比伺服系统,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功耗为5mA以下电磁阀，和用于脉宽调制系统高频电磁阀(小于3mS)等。 (3)液压系统流量、压力、温度、油污染等数值将实现自动测量和诊疗,因为计算机价格降低,监控系统,包含集中监控和自动调整系统将得到发展。 (4)计算机仿真标准化，尤其对高精度、“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取，如电子直接控制液压泵，采取通用化控制机构也是以后需要探讨问题，液压产品机电一体化现实状况及发展。 充足利用现有液压CAD设计软件，进行二次开发，建立知识库信息系统，它将组成设计-制造-销售-使用-设计闭环系统。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征参数，以达成最好设计效果。下一个目标是，利用CAD技术支持液压产品到零不见设计全过程，并把CAD/CAM/CAPP/CAT，和现代管理系统集成在一起建立集成计算机制造系统（CIMS），使液压设计和制造技术有一个突破性发展。 新型材料使用，如陶瓷、聚合物或涂敷料，可使液压发展引发新飞跃。为了保护环境，研究采取生物降解快速压力流体，如采取菜油基和合成脂基或水及海水等介质替换矿物液压油。铸造工艺发展，将促进液压元件性能提升，如铸造流道在阀体和集成块中广泛使用，可优化元件内部流动，降低压力损失和降低噪声，实现元件小型化。3 设计步骤3.1工况分析首先依据已知条件，绘制运动部件速度循环图，图3.1所表示。然后计算个阶段外负载并绘制负载图。液压工所受外负载F包含三种类型，即 (3-1)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切削力，在本设计中； 运动部件速度改变时惯性负载； 导轨摩擦阻力负载，开启时为静摩擦阻力，开启后为动摩擦阻力，对于平导轨可由下式求得 运动部件重力； 垂直于导轨工作负载，本设计中为零； 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则求得 (3-2) (3-3)上式中为静摩擦阻力，为动摩擦阻力。 (3-4)式中 重力加速度 加速或减速时间，通常； 时间内速度改变量。在本设计中 (3-5)依据上述计算结果，列出个工作阶段所受外负载（见表3.1），并画出图3.2所表示负载循环图。表3.1 工作循环各阶段外负载工作循环外负载工作循环外负载开启、加速9230工进2500快进2500快退2500 图1.1速度循环图 图2.2负载循环图3.2确定液压系统3.2.1确定供油方法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、降低放热考虑，泵源系统宜选择双泵供油或变量泵供油。现采取带压力反馈限压式变量叶片泵。3.2.2调速方法选择在中小型专用机床液压系统中，进给速度控制通常采取节流阀或调速阀。依据铣削类专用机床工作时对低速性能和速度负载特征全部有一定要求特点，决定采取限压式变量泵和和调速阀组成容积节流调速。这种调速回路含有效率高、发烧小和速度刚性好特点，而且调速阀装在回路上，含有承受负切削力能力。3.2.3速度换接方法选择本系统采取电磁阀快慢速换接回路，她特点是结构简单、调整行程比较方便，阀安装也较轻易，但速度换接平稳性较差。若要提升系统换接平稳性，则可改用行程阀切换速度换接回路。3.2.4夹紧回路选择用二位四通电磁阀来控制夹紧、松开换向动作时，为了避免工作时忽然失电而松开，应采取失电夹紧方法。考虑到夹紧时间可调整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，用来调整夹紧力大小和保持夹紧力稳定。3.3液压系统计算3.3.1工作压力p确实定工作压力p为已知，液压缸工作压力为3MPa。3.3.2计算液压缸内径D和活塞杆直接d (3-6)式中 工作循环中最大外负载。由负载图知最大负载为22500N。液压缸工作压力按表2可取为0.5MPa, 为0.95。液压缸内径和活塞杆直径关系。考虑到快进、快退速度相等，取为0.7。 液压缸机械效率，通常取。在本设计中取。在本设计中， (3-7)依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；活塞杆直径d按求得。按最低工进速度验算液压缸最小稳定速度 (3-8)式中 是由产品样本查GE系列调速阀AQF30-E10B最小稳定流量为。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择液压缸有杆腔实际面积，即 (3-9)可见上述不等式能满足，液压缸能达成所需低速。3.3.3计算在各个工作阶段液压缸所需流量 (3-10) (3-11) (3-12)3.3.4液压缸壁厚和外径计算液压缸壁厚由液压缸强度条件来计算。工程机械液压缸，通常是用无缝钢管材料，大多属于薄壁圆筒结构，其壁厚按薄壁圆筒公式计算 (3-13)式中 液压缸壁厚(m)； 液压缸内径(m)； 试验压力，取最大工作压力1.5倍（MPa）； 缸筒材料许用应力。无缝钢管。 (3-14)液压缸壁厚算出后，可求出缸体外径 (3-15)根据工程机械标准液压缸外径尺寸系列3，所以取外径为95mm3.3.5液压缸工作行程确实定液压缸工作行程长度，可依据实施机构实际工作最大行程确定，参考液压缸活塞行程参数系列选择工作行程为400mm。3.3.6缸盖厚度确实定通常液压缸多为平底缸盖有孔时 (3-16)无孔时 (3-17)式中 t缸盖有效厚度(m)； 缸盖止口内径(m)； 缸盖孔直径(m)。在本设计中有孔时 (3-18)无孔时 (3-19)3.3.7最小导向长度确实定 (3-20)活塞宽度B取 (3-21)缸盖滑动支承面长度 (3-22)隔套长度 (3-23)3.3.8缸体长度确实定液压缸刚体内部长度应等于活塞行程和活塞宽度之和。缸体外形长度还要考虑到两短端盖厚度。通常液压缸缸体长度不应大于内径2030倍。所以取缸体长度=448mm。3.3.9活塞杆稳定性验算活塞杆细长比为 (3-24)柔性系数m取85，末端系数n取2所以，采取拉金公式计算4 (3-25)安全系数取n=2 则 (3-26)所以，活塞杆稳定。3.4液压缸结构设计3.4.1缸体和缸盖连接形式缸体端部和缸盖连接形式和工作压力、缸体材料和工作条件相关。关键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)轻易加工、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，减弱了强度，需增加缸筒厚度比较各连接形式，本设计中选择半环连接形式。3.4.2活塞杆和活塞连续结构 活塞杆和活塞连接结构有多个常见形式，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，适适用于缸径较小液压缸b 螺纹连接：结构简单，在振动工作条件下轻易松动，必需用锁紧装置。应用较多，如组合机床和工程机械上液压缸。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、有振动场所d 锥销连接：结构可靠，用锥销连接销孔必需配铰，销钉连接后必需锁紧，多用于负荷较小场所。 因为本设计是组合机床用液压缸，依据螺纹连接多用于组合机床叙述，选择螺纹连接活塞杆和活塞连接结构。3.4.3活塞杆导向部分结构活塞杆导向部分结构，包含活塞杆和端盖、导向套结构，和密封、防尘和锁紧装置等。导向套结构能够做成端盖整体式直接导向，也能够做成和端盖分开导向套结构。a 端盖直接导向：(1)端盖和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)盖和杆密封常见O型，Y型等密封圈(3)防尘圈用无骨架防尘圈。b 导向套导向： (1)导向套和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)盖和杆密封常见Y型等密封装置。密封可靠适适用于中高压液压缸(3)防尘方法常见J型或三角形防尘装置。 因为密封圈是选择O形圈密封类型，常于O形圈配合导向套结构为端盖直接导向，所以本设计选择端盖直接导向导向部分结构。3.4.4活塞及活塞杆处密封圈选择活塞及活塞杆处密封圈选择5，依据密封部位、使用压力、温度、运动速度范围不一样而选择不一样类型密封圈。常见密封圈类型有O形圈、Y形圈、V型和活塞环4。O形圈结构简单，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形圈适适用于压力在20MPa以下、往返速度较高液压缸，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，只适适用于运动速度较低液压缸。活塞环寿命长，不轻易损坏，常常见在不便于拆卸液压缸中，缺点是泄漏较大，必需成组使用，加工工艺比较复杂，所以成本较高。图3.2 O形圈示意图因为本设计中液压缸工作压力为5MPa，速度范围0.5m/s，所以选择缸体和缸盖密封形式选择O形圈密封形式（图3.2）。活塞杆和缸盖，活塞和缸体密封选择Y形圈密封形式。3.4.5液压缸缓冲装置 常见缓冲装置结构有(1)环状间隙式节流缓冲装置，它适适用于运动惯性不大、运动速度不高液压系统。(2)三角槽式节流缓冲装置，它是利用被封闭液体节流产生液压阻力来缓冲。(3)可调整流缓冲装置，它调整针形节流阀流通面积，就可改变缓冲作用强弱和效果。本设计中液压缸运动惯性不大、速度也不高，所以选择圆柱形环状间隙式节流缓冲装置。3.4.6液压缸关键零件材料(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，是和大批量生产，标准液压缸大部分全部采取无缝钢管，通常常见调质45号钢。(2)活塞 铸铁HT200活塞常见材料灰铸铁，耐磨铸铁、35及40钢和铝合金等。缸径较小整体式活塞用35、45钢，其它多用灰铸铁。(3)活塞杆 45钢活塞杆常使用35、45钢等材料。对于冲击震动很大活塞杆，也能够使用55钢。通常实心活塞杆用35、45钢。(4)前缸盖 35钢缸盖常见35、45钢短剑或铸造毛坯，也能够使用铸铁材料。(5)后缸盖 铸铁HT200缸盖常见35、45钢短剑或铸造毛坯，也能够使用灰铸铁材料。起导向作用时则用铸铁3.5选择液压元件3.5.1确定液压泵流量、压力和选择泵规格1)泵工作压力确实定。考虑到正常工作中进油管路有一定压力损失，所以泵工作压力为 (3-28)式中 液压泵最大工作压力； 实施元件最大工作压力； 进油管路中压力损失，本设计中 (3-29)上式中计算所得是系统静态压力，考虑到系统在多种工况过渡阶段出现动态压力往往超出静态压力。另外考虑到一定压力贮备量，并确保泵寿命，所以选泵额定压力应满足。中低压系统去小值，高压系统取大值。在本设计中。 (3-30)2)泵流量确定。液压泵最大流量应为 (3-31)式中 液压泵最大流量； 同时动作各实施元件所需流量之和最大值。假如这时溢流阀正进行工作，尚须加溢流阀最小溢流量23L/min； 系统泄露系数， (3-32) 3)选择液压泵规格依据算得和，选择YBX-16限压式变量叶片泵，该泵基础参数为：每转排量，泵额定压力，电动机转速，容积效率，总效率。4)和液压泵匹配电动机选定。首先分别算出快进和工进两种不一样工况功率，去二者较大值座位选择电动机规格依据。快进时外负载为2500N，进油路压力损失定位0.3MPa， (3-33)快进时所需电动机功率为 (3-34)工进时所需电动机功率为 (3-35)查询电动机产品样本，选择Y90S-4型电动机，其额定功率为1.1kW，额定转速为1400r/min。4系统验算已知改液压系统中进、回油管内径均为12mm，隔断灌到长度分别为0.3m，1.7m，1.7m，2m。选择L-HL32液压油，考虑到油最低温度为15，查得15时该液压油运动粘度，油密度。4.1压力损失验算4.1.1工作进给时进油路压力损失运动部件工作进给时最大速度为1.2m/min，进给时最大流量为6.03L/min，则液压油在管内流速为 (4-1)管道流动雷诺数为 (4-2)可见油管在管内流态为层流，其沿程阻力系数为 (4-3)进油管道沿程压力损失 (4-4)查得换向阀4WE6E50/AG24压力损失忽略油液经过管接头、油路板等处局部压力损失，则进油路总压力损失为 (4-5)4.1.2工作进给时回油路压力损失因为单活塞杆液压缸，且液压缸有杆腔工作面积为无杆腔工作面积二分之一，则回油管道力量为进油管道二分之一。则 (4-6) (4-7) (4-8)回油管道沿程压力损失为 (4-9)查得换向阀3WE6A50/AG24压力损失，换向阀4WE6E50/AG24压力损失，调速阀2FR5-20/6压力损失。回油路总压力损失为 (4-10)4.1.3变量泵出口处压力 (4-11)4.1.4快进时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两倍即40L/min。所以沿程压力损失、和分别为 (4-12) (4-13) (4-14) (4-15) (4-16) (4-17) (4-18) (4-19)查得流经各阀局部压力损失为：4EW6E50/AG24压力损失3EW6A50/AG24压力损失所以，泵出口压力为 (4-20)上述验算表明，无需修改原设计。4.2系统温升验算在整个工作循环中，工进阶段所占时间最长，为了简化计算，关键考虑工进时发烧量。通常情况下，工进速度大时发烧量较大，因为限压式变量泵在流量不一样时，效率相差极大，所以分别计算最大、最小时发烧量，然后加以比较，取大值进行分析。当初 (4-21)此时泵效率为0.1，泵出口压力为3.2MPa，则有zzxnn你nnnnnnnn (4-22) (4-23)此时功率损失为 (4-24)当，时 (4-25) (4-26) (4-27)可见在工进速度低时，功率损失为0.233kW，发烧量最大。假设系统散热情况通常，取,油箱散热面积A为 (4-28)系统温升为 (4-29)验算表明系统温升在许可范围内。5 总结经过此次铣削组合机床液压系统用液压缸，我掌握了液压缸设计步骤，对液压系统进行工况分析，对液压缸多种尺寸进行了设计计算，并完成了液压缸图纸。在设计中也查阅相关文件资料，也了解了液压缸设计过程中部分注意事项。可能在设计过程中也会有部分不完善地方，我会以后次设计中汲取经验，使自己有所提升。 参考文件1杨尔庄.二十一世纪液压技术现实状况及发展趋势J.液压和气动,1, 6:12杨培元，朱福元.液压系统设计简明手册M.北京:机械工业出版社，19943贾培起.液压缸M.北京:北京科学技术出版社,19874左健民.液压和气压传动第4版M.北京:机械工业出版社,5王昆，何小柏，汪信远.机械设计课程设计M.北京:高等教育出版社,1995