铣削组合机床液压系统用液压缸设计.doc

18
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，要求液压系统完成的工作循环是：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
运动部件的重力为25000N，快进、快退速度为5m/min，工进速度为100～1200mm/min，最大行程为400mm，其中工进行程为180mm，最大切削力为20000N，采用平面导轨，夹紧缸的行程为20mm,夹紧力为30000N，夹紧时间为1s。

2 液压系统的发展概况
　　一个完整的液压系统由五个部分组成，即动力元件、执行元件、控制元件、辅助元件（附件）和液压油。
由于液压技术广泛应用了高技术成果，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，使传统技术有了新的发展，也使液压系统和元件的质量、水平有一定的提高。尽管如此，走向二十一世纪的液压技术不可能有惊人的技术突破，应当主要靠现有技术的改进和扩展，不断扩大其应用领域以满足未来的要求。
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，主要反映在系统的容积损失和机械损失上。如果全部压力能都能得到充分利用，则将使能量转换过程的效率得到显著提高。为减少压力能的损失，必须解决下面几个问题： 减少元件和系统的内部压力损失，以减少功率损失。主要表现在改进元件内部流道的压力损失,采用集成化回路和铸造流道,可减少管道损失,同时还可减少漏油损失。
减少或消除系统的节流损失，尽量减少非安全需要的溢流量，避免采用节流系统来调节流量和压力。采用静压技术，新型密封材料，减少磨擦损失。发展小型化、轻量化、复合化、广泛发展通径电磁阀以及低功率电磁阀。改善液压系统性能，采用负荷传感系统，二次调节系统和采用蓄能器回路。为及时维护液压系统，防止污染对系统寿命和可靠性造成影响，必须发展新的污染检测方法，对污染进行在线测量，要及时调整，不允许滞后，以免由于处理不及时而造成损失。
液压系统维护已从过去简单的故障拆修，发展到故障预测，即发现故障苗头时，预先进行维修，清除故障隐患，避免设备恶性事故的发展。
要实现主动维护技术必须要加强液压系统故障诊断方法的研究，当前，凭有经验的维修技术人员的感宫和经验，通过看、听、触、测等判断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，必须使液压系统故障诊断现代化，加强专家系统的研究，要总结专家的知识,建立完整的、具有学习功能的专家知识库，并利用计算机根据输入的现象和知识库中知识，用推理机中存在的推理方法，推算出引出故障的原因，提高维修方案和预防措施。要进一步引发液压系统故障诊断专家系统通用工具软件，对于不同的液压系统只需修改和增减少量的规则。
另外，还应开发液压系统自补偿系统，包括自调整、自润滑、自校正，在故障发生之前，进市补偿，这是液压行业努力的方向。
电子技术和液压传动技术相结合，使传统的液压传协与控制技术增加了活力，扩大了应用领域。实现机电一体化可以提高工作可靠性，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，充分发挥液压传动出力大、贯性小、响应快等优点,其主要发展动向如下：[1]
(1)电液伺服比例技术的应用将不断扩大。液压系统将由过去的电气液压on-oE系统和开环比例控制系统转向闭环比例伺服系统,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的功耗为5mA以下电磁阀，以及用于脉宽调制系统的高频电磁阀(小于3mS)等。
(3)液压系统的流量、压力、温度、油的污染等数值将实现自动测量和诊断,由于计算机的价格降低,监控系统,包括集中监控和自动调节系统将得到发展。
(4)计算机仿真标准化，特别对高精度、“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用，如电子直接控制液压泵，采用通用化控制机构也是今后需要探讨的问题，液压产品机电一体化现状及发展。
充分利用现有的液压CAD设计软件，进行二次开发，建立知识库信息系统，它将构成设计-制造-销售-使用-设计的闭环系统。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性参数，以达到最佳设计效果。下一个目标是，利用CAD技术支持液压产品到零不见设计的全过程，并把CAD/CAM/CAPP/CAT，以及现代管理系统集成在一起建立集成计算机制造系统（CIMS），使液压设计与制造技术有一个突破性的发展。
新型材料的使用，如陶瓷、聚合物或涂敷料，可使液压的发展引起新的飞跃。为了保护环境，研究采用生物降解迅速的压力流体，如采用菜油基和合成脂基或者水及海水等介质替代矿物液压油。铸造工艺的发展，将促进液压元件性能的提高，如铸造流道在阀体和集成块中的广泛使用，可优化元件内部流动，减少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
首先根据已知条件，绘制运动部件的速度循环图，如图3.1所示。然后计算个阶段的外负载并绘制负载图。
液压工所受外负载F包括三种类型，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的切削力，在本设计中；
——运动部件速度变化时的惯性负载；
——导轨摩擦阻力负载，启动时为静摩擦阻力，启动后为动摩擦阻力，对于平导轨可由下式求得
——运动部件重力；
——垂直于导轨的工作负载，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，一般；
——时间内的速度变化量。
在本设计中
(3-5)
根据上述计算结果，列出个工作阶段所受的外负载（见表3.1），并画出如图3.2所示的负载循环图。
表3.1 工作循环各阶段的外负载
工作循环
外负载
工作循环
外负载
启动、加速

9230
工进

22500
快进

2500
快退

2500

图1.1速度循环图 图2.2负载循环图
3.2拟定液压系统
3.2.1确定供油方式
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、减少放热考虑，泵源系统宜选用双泵供油或变量泵供油。现采用带压力反馈的限压式变量叶片泵。
3.2.2调速方式的选择
在中小型专用机床的液压系统中，进给速度的控制一般采用节流阀或调速阀。根据铣削类专用机床工作时对低速性能和速度负载特性都有一定要求的特点，决定采用限压式变量泵和和调速阀组成的容积节流调速。这种调速回路具有效率高、发热小和速度刚性好的特点，并且调速阀装在回路上，具有承受负切削力的能力。
3.2.3速度换接方式的选择
本系统采用电磁阀的快慢速换接回路，他的特点是结构简单、调节行程比较方便，阀的安装也较容易，但速度换接的平稳性较差。若要提高系统换接平稳性，则可改用行程阀切换的速度换接回路。
3.2.4夹紧回路的选择
用二位四通电磁阀来控制夹紧、松开换向动作时，为了避免工作时突然失电而松开，应采用失电夹紧方式。考虑到夹紧时间可调节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，用来调节夹紧力的大小和保持夹紧力的稳定。
3.3液压系统的计算
3.3.1工作压力p的确定
工作压力p为已知，液压缸的工作压力为3MPa。
3.3.2计算液压缸内径D和活塞杆直接d
(3-6)
式中 ——工作循环中最大的外负载。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。
——液压缸内径与活塞杆直径的关系。考虑到快进、快退速度相等，取为0.7。
——液压缸的机械效率，一般取。在本设计中取。
在本设计中，
(3-7)
根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的最小稳定速度
(3-8)
式中 是由产品样本查的GE系列调速阀AQF30-E10B的最小稳定流量为。
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取液压缸有杆腔的实际面积，即
(3-9)
可见上述不等式能满足，液压缸能达到所需低速。
3.3.3计算在各个工作阶段液压缸所需的流量
(3-10)
(3-11)
(3-12)
3.3.4液压缸壁厚和外径的计算
液压缸的壁厚由液压缸的强度条件来计算。工程机械的液压缸，一般是用无缝钢管材料，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，取最大工作压力的1.5倍（MPa）；
——缸筒材料的许用应力。无缝钢管。
(3-14)
液压缸壁厚算出后，可求出缸体的外径
(3-15)
按照工程机械标准液压缸外径尺寸系列[3]，所以取外径为95mm
3.3.5液压缸工作行程的确定
液压缸工作行程长度，可根据执行机构实际工作的最大行程确定，参照液压缸活塞行程参数系列选用工作行程为400mm。
3.3.6缸盖厚度的确定
一般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)；
——缸盖孔的直径(m)。
在本设计中有孔时
(3-18)
无孔时
(3-19)
3.3.7最小导向长度的确定
(3-20)
活塞宽度B取
(3-21)
缸盖滑动支承面的长度
(3-22)
隔套的长度
(3-23)
3.3.8缸体长度的确定
液压缸刚体内部长度应等于活塞的行程与活塞的宽度之和。缸体外形长度还要考虑到两短端盖的厚度。一般液压缸缸体长度不应大于内径的20~30倍。
因此取缸体长度=448mm。
3.3.9活塞杆稳定性的验算
活塞杆的细长比为
(3-24)
柔性系数m取85，末端系数n取2
所以，，采用拉金公式计算[4]
(3-25)
安全系数取n=2 则
(3-26)
所以，活塞杆稳定。
3.4液压缸的结构设计
3.4.1缸体与缸盖的连接形式
缸体端部与缸盖的连接形式与工作压力、缸体材料以及工作条件有关。主要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)容易加工、便于装拆(3)强度较大、能承受高压
缺点：(1)径向尺寸较大(2)重量比螺纹连接的大(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，削弱了强度，需增加缸筒厚度
比较各连接形式，本设计中选取半环连接的形式。
3.4.2活塞杆与活塞的连续结构
活塞杆与活塞的连接结构有几种常用的形式，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，适用于缸径较小的液压缸
b 螺纹连接：结构简单，在振动的工作条件下容易松动，必须用锁紧装置。应用较多，如组合机床与工程机械上的液压缸。
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、有振动的场合
d 锥销连接：结构可靠，用锥销连接销孔必须配铰，销钉连接后必须锁紧，多用于负荷较小的场合。
由于本设计是组合机床用的液压缸，根据螺纹连接多用于组合机床的叙述，选用螺纹连接的活塞杆与活塞的连接结构。
3.4.3活塞杆导向部分的结构
活塞杆导向部分的结构，包括活塞杆与端盖、导向套的结构，以及密封、防尘和锁紧装置等。导向套的结构可以做成端盖整体式直接导向，也可以做成与端盖分开的导向套结构。
a 端盖直接导向：(1)端盖与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)盖与杆的密封常用O型，Y型等密封圈(3)防尘圈用无骨架的防尘圈。
b 导向套导向： (1)导向套与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)盖与杆的密封常用Y型等密封装置。密封可靠适用于中高压液压缸(3)防尘方式常用J型或三角形防尘装置。
由于密封圈的是选用O形圈的密封类型，常于O形圈配合导向套结构为端盖直接导向，因此本设计选用端盖直接导向的导向部分结构。
3.4.4活塞及活塞杆处密封圈的选用
活塞及活塞杆处的密封圈的选用[5]，根据密封的部位、使用的压力、温度、运动速度的范围不同而选择不同类型的密封圈。常用的密封圈类型有O形圈、Y形圈、V型和活塞环[4]。
O形圈的结构简单，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形圈适用于压力在20MPa以下、往返速度较高的液压缸，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，只适用于运动速度较低的液压缸。
活塞环寿命长，不容易损坏，常常用在不便于拆卸的液压缸中，缺点是泄漏较大，必须成组使用，加工工艺比较复杂，所以成本较高。

图3.2 O形圈示意图
由于本设计中液压缸的工作压力为5MPa，速度范围<0.5m/s，因此选用缸体与缸盖的密封形式选用O形圈的密封形式（如图3.2）。活塞杆与缸盖，活塞与缸体的密封选用Y形圈的密封形式。
3.4.5液压缸的缓冲装置
常用的缓冲装置结构有(1)环状间隙式节流缓冲装置，它适用于运动惯性不大、运动
速度不高的液压系统。(2)三角槽式节流缓冲装置，它是利用被封闭液体的节流产生的液压阻力来缓冲的。(3)可调节流缓冲装置，它调节针形节流阀的流通面积，就可改变缓冲作用的强弱和效果。
本设计中的液压缸运动惯性不大、速度也不高，因此选用圆柱形环状间隙式节流缓冲装置。
3.4.6液压缸主要零件的材料
(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，是与大批量生产，标准液压缸大部分都采用无缝钢管，一般常用调质的45号钢。
(2)活塞 铸铁HT200
活塞常用材料灰铸铁，耐磨铸铁、35及40钢和铝合金等。缸径较小的整体式活塞用35、45钢，其他多用灰铸铁。
(3)活塞杆 45钢
活塞杆常使用35、45钢等材料。对于冲击震动很大的活塞杆，也可以使用55钢。一般实心的活塞杆用35、45钢。
(4)前缸盖 35钢
缸盖常用35、45钢的短剑或铸造毛坯，也可以使用铸铁材料。
(5)后缸盖 铸铁HT200
缸盖常用35、45钢的短剑或铸造毛坯，也可以使用灰铸铁材料。起导向作用时则用铸铁
3.5选择液压元件
3.5.1确定液压泵的流量、压力和选择泵的规格
1)泵的工作压力的确定。考虑到正常工作中进油管路有一定的压力损失，所以泵的工作压力为
(3-28)
式中 ——液压泵最大工作压力；
——执行元件最大工作压力；
——进油管路中的压力损失，本设计中
(3-29)
上式中计算所得的是系统的静态压力，考虑到系统在各种工况的过渡阶段出现的动态压力往往超过静态压力。另外考虑到一定的压力储备量，并确保泵的寿命，因此选泵的额定压力应满足。中低压系统去小值，高压系统取大值。在本设计中
。 (3-30)
2)泵的流量确定。液压泵的最大流量应为
(3-31)
式中 ——液压泵的最大流量；
——同时动作的各执行元件所需流量之和的最大值。如果这时溢流阀正进行工作，尚须加溢流阀的最小溢流量2~3L/min；
——系统泄露系数，
(3-32)
3)选择液压泵的规格
根据算得的和，选用YBX-16限压式变量叶片泵，该泵的基本参数为：每转排量，泵的额定压力，电动机转速，容积效率，总效率。
4)与液压泵匹配的电动机的选定。
首先分别算出快进与工进两种不同工况的功率，去两者较大值座位选择电动机规格的依据。
快进时的外负载为2500N，进油路的压力损失定位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，选用Y90S-4型电动机，其额定功率为1.1kW，额定转速为1400r/min。

4系统的验算
已知改液压系统中进、回油管的内径均为12mm，隔断灌到长度分别为0.3m，1.7m，1.7m，2m。选用L-HL32液压油，考虑到油的最低温度为15℃，查得15℃时该液压油的运动粘度，油的密度。
4.1压力损失的验算
4.1.1工作进给时进油路压力损失
运动部件工作进给时的最大速度为1.2m/min，进给时的最大流量为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)
进油管道的沿程压力损失
(4-4)
查得换向阀4WE6E50/AG24的压力损失
忽略油液通过管接头、油路板等处的局部压力损失，则进油路总压力损失为
(4-5)
4.1.2工作进给时回油路的压力损失
由于单活塞杆液压缸，且液压缸有杆腔的工作面积为无杆腔的工作面积的一半，则回油管道的力量为进油管道的一半。则
(4-6)
(4-7)
(4-8)
回油管道的沿程压力损失为
(4-9)
查得换向阀3WE6A50/AG24的压力损失，换向阀4WE6E50/AG24的压力损失，调速阀2FR5-20/6的压力损失。
回油路总压力损失为
(4-10)
4.1.3变量泵出口处的压力
(4-11)
4.1.4快进时的压力损失
快进时液压缸为差动连接，流量为液压泵出口流量的两倍即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)
查得流经各阀的局部压力损失为：
4EW6E50/AG24的压力损失
3EW6A50/AG24的压力损失
所以，泵的出口压力为
(4-20)
上述验算表明无需修改原设计。
4.2系统温升的验算
在整个工作循环中，工进阶段所占的时间最长，为了简化计算，主要考虑工进时的发热量。一般情况下，工进速度大时发热量较大，由于限压式变量泵在流量不同时，效率相差极大，所以分别计算最大、最小时的发热量，然后加以比较，取大值进行分析。
当时
(4-21)
此时泵的效率为0.1，泵的出口压力为3.2MPa，则有
(4-22)
(4-23)
此时的功率损失为
(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，发热量最大。
假设系统的散热状况一般，取,油箱的散热面积A为
(4-28)
系统温升为
(4-29)
验算表明系统的温升在许可范围内。

5 总结
通过本次铣削组合机床液压系统用液压缸，我掌握了液压缸的设计步骤，对液压系统进行工况分析，对液压缸各种尺寸进行了设计计算，并完成了液压缸的图纸。在设计中也查阅相关的文献资料，也了解了液压缸设计过程中的一些注意事项。可能在设计过程中也会有一些不完善的地方，我会从本次设计中汲取经验，使自己有所提高。

参考文献
[1]杨尔庄.二十一世纪液压技术现状及发展趋势[J].液压与气动,1, 6:1
[2]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，1994
[3]贾培起.液压缸[M].北京:北京科学技术出版社,1987
[4]左健民.液压与气压传动第4版[M].北京:机械工业出版社,2007
[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