充值下載文檔就送全套 CAD 圖紙 扣扣加 414951605 充值下載文檔就送全套 CAD 圖紙 扣扣加 414951605 鎮 江 高 專 ZHENJIANG COLLEGE 畢 業 設 計 說 明 書 上料機液壓系統設計 Feeder hydraulic system design 系 名： 機械系 專業班級： 機電 W071 學生姓名： 王大偉 學 號： 070108137 指導教師姓名： 戴月紅 指導教師職稱： 講師 二 一二年 六月 1 目 錄 摘要 3 引言 5 第一章 上料機的液壓系統設計 6 1.1 設計要求 6 1.2 負載分析 6 1.2.1 工作負載 6 1.2.2 摩擦負載 6 1.2.3 慣性負載 7 1.3 負載圖和速度圖的繪制 8 1.4 液壓缸主要參數的確定 9 1.4.1 初選液壓缸的工作壓力 9 1.4.2 計算液壓缸的尺寸 9 1.4.3 活塞桿穩定性校核 10 1.4.4 求液壓缸的最大流量 10 1.4.5 繪制工況圖 11 1.5 液壓系統圖的擬定 12 1.6 液壓元件的選用 13 1.6.1 確定液壓泵的型號及電動機功率 13 1.6.2 選擇閥類元件及輔助元件 14 1.7 液壓系統的性能驗算 15 1.7.1 壓力損失及調定壓力的確定 15 1.7.2 系統的發熱與溫升 17 第二章 液壓缸 18 2 2.1 液壓缸的介紹 18 2.2 液壓缸主要參數的確定 20 2.2.1 液壓缸工作壓力 20 2.2.2 液壓缸的長度和壁厚的確定 20 2.2.3 液壓缸進出油口尺寸的計算 21 2.3 液壓缸的結構設計 21 2.3.1 液壓缸的連接 21 2.3.2 活塞與缸體的密封形 式 22 2.3.3 液壓缸的輔助設置 22 2.4 液壓缸零件的技術要求 23 2.4.1 活塞桿 23 2.4.2 缸體 23 2.4.3 活塞 24 結論 25 致謝 26 參考文獻 27 3 4 5 上料機液壓系統設計 專業班級： 機電 W071 學生姓名： 王大偉 指導教師： 戴月紅 職 稱： 講師 摘要 液壓作為一個廣泛應用的技術，在未來更是有廣闊的前景。隨著計算機的深入發展，液壓控制系統可以和智能控制的技術、計算機控制的技術等技術結合起來，這樣就能夠在 更多的場合中發揮作用，也可以更加精巧的、更加靈活地完成預期的控制任務。 液壓傳動是流體傳動的一種，其基本原理是在密閉的容器內，利用有壓力的油液作為工作介質來實現能量轉換和傳遞動力的。其中的液體稱為工作介質，一般為礦物油，它的作用和機械傳動中的皮帶、鏈條和齒輪等傳動元件相類似。 液壓系統主要由：動力元件（油泵）、執行元件（油缸或液壓馬達）、控制元件（各種閥）、輔助元件和工作介質等五部分組成。 液壓傳動的優缺點 6 1、液壓傳動的優點 （ 1）體積小、重量輕，因此慣性力較小，當突然過載或停車時，不會發生大的沖擊 ； （ 2）能在給定范圍內平穩的自動調節牽引速度，并可實現無極調速； （ 3）換向容易，在不改變電機旋轉方向的情況下，可以較方便地實現工作機構旋轉和直線往復運動的轉換； （ 4）液壓泵和液壓馬達之間用油管連接，在空間布置上彼此不受嚴格限制； （ 5）由于采用油液為工作介質，元件相對運動表面間能自行潤滑，磨損小，使用壽命長； （ 6）操縱控制簡便，自動化程度高； （ 7）容易實現過載保護。 2、液壓傳動的缺點 （ 1）使用液壓傳動對維護的要求高，工作油要始終保持清潔； （ 2）對液壓元件制造精度要求高，工藝 復雜，成本較高； （ 3）液壓元件維修較復雜，且需有較高的技術水平； （ 4）用油做工作介質，在工作面存在火災隱患； （ 5）傳動效率低。 關鍵詞 液壓缸 活塞桿 驗算 供油 調速 Feeder hydraulic system design Abstract The modern machinery general many is mechanical, electrical, hydraulic three closely and combination of a complex structure. Hydraulic drive and mechanical transmission, electrical transmission and classified as three traditional form, hydraulic transmission system design in the modern mechanical design work occupies an important position. So, choose hydraulic transmission subject topics as the graduation design issue is of engineering machinery of various kinds of common choice. Hydraulic transmission technology is not only a theoretical very strong technology, and with the actual production has the close relation. In order to learn such an important technology, in addition to teaching system in teaching, but also can be used as the 7 graduation design teaching, through the theory with practice, to grasp the hydraulic transmission system design skills and methods. Hydraulic transmission of graduation design goal mainly have the following: 1 and comprehensive application of hydraulic drive course and other relevant courses theoretical knowledge and practical knowledge production, hydraulic transmission design practice, is the theoretical knowledge and production practice in close integration with, so that this knowledge to further consolidate, deepen improve and expand. 2 in the design practice, learn and master general hydraulic components, especially the of all kinds of standard component selection principle and method of the loop combination, training design skills, improve the student analysis and the actual production of grafting question ability, the design work for the future lay a good foundation. 3, through the design, further familiar with design data (including design manual, product samples, standards and specification) apply, and improve the calculation, drawing (CAD), and experience the ability to estimate. 4, cultivating their own autonomous learning, practical and team cooperation ability. Key words hydraulic cylinder piston energy supply speed 8 引 言 液壓傳動控制是工業中經常用到的一種控制方式，它采用液壓完成傳遞能量的過程。因為液壓傳動控制方式的靈活性和便捷性，液壓控制在工業上受到廣泛的重視。液壓傳動是研究以有壓流體為能源介質，來實現各種機械和自動控制的學科。液壓傳動利用這種元件來組成所需要的各種控制回路，再由若干回路有機組合成為完成一定控制功能的傳動系 統來完成能量的傳遞、轉換和控制。 從原理上來說，液壓傳動所基于的最基本的原理就是帕斯卡原理，就是說，液體各處的壓強是一致的，這樣，在平衡的系統中，比較小的活塞上面施加的壓力比較小，而大的活塞上施加的壓力也比較大，這樣能夠保持液體的靜止。所以通過液體的傳遞，可以得到不同端上的不同的壓力，這樣就可以達到一個變換的目的。我們所常見到的液壓千斤頂就是利用了這個原理來達到力的傳遞。 液壓傳動中所需要的元件主要有動力元件、執行元件、控制元件、輔助元件等。其中液壓動力元件是為液壓系統產生動力的部件，主要 包括各種液壓泵。液壓泵依靠容積變化原理來工作，所以一般也稱為容積液壓泵。齒輪泵是最常見的一種液壓泵，它通過兩個嚙合的齒輪的轉動使得液體進行運動。其他的液壓泵還有葉片泵、柱塞泵，在選擇液壓泵的時候主要需要注意的問題包括消耗的能量、效率、降低噪音。 液壓執行元件是用來執行將液壓泵提供的液壓能轉變成機械能的裝置，主要包括液壓缸和液壓馬達。液壓馬達是與液壓泵做相反的工作的裝置，也就是把液壓的能量轉換稱為機械能，從而對外做功。 液壓控制元件用來控制液體流動的方向、壓力的高低以及對流量的大小進行預期 的控制，以滿足特定的工作要求。正是因為液壓控制元器件的靈活性，使得液壓控制系統能夠完成不同的活動。液壓控制元件按照用途可以分成壓力控制閥、流量控制閥、方向控制閥。按照操作方式可以分成人力操縱閥、機械操縱法、電動操縱閥等。 除了上述的元件以外，液壓控制系統還需要液壓輔助元件。這些元件包括管路和管接頭、油箱、過濾器、蓄能器和密封裝置。通過以上的各個器件，我們就能夠建設出一個液壓回路。所謂液壓回路就是通過各種液壓器件構成的相應的控制回路。根據不同的控制目標，我們能夠設計不同的回路，比如壓力控制回路、速度 控制回路、多缸工作控制回路等。 9 根據液壓傳動的結構及其特點，在液壓系統的設計中，首先要進行系統分析，然后擬定系統的原理圖，其中這個原理圖是用液壓機械符號來表示的。之后通過計算選擇液壓器件，進而再完成系統的設計和調試。這個過程中，原理圖的繪制是最關鍵的。它決定了一個設計系統的優劣。 液壓傳動的應用性是很強的，比如裝卸堆碼機液壓系統，它作為一種倉儲機械，在現代化的倉庫里利用它實現紡織品包、油桶、木桶等貨物的裝卸機械化工作。也可以應用在萬能外圓磨床液壓系統等生產實踐中。這些系統的特點是功率比較 大，生產的效率比較高，平穩性比較好。 第一章 上料機的液壓系統設計 1.1 設計要求 ： 上料機液壓系統，驅動它的液壓傳動系統完成快速上升慢速上升停留快速下降的工作循環。其結構示意圖如圖 1所示。其垂直上升工作的重力為 N5000 ，滑臺的重量為 N1000 ，快速上升的行程為 mm350 ，其最小速度為 smm/45 ；慢速上升行程為mm100 ，其最小速度為 smm/8 ；快速下降行程為 mm450 ，速度要求 smm/55 。滑臺采用 V型導軌，其導軌面的夾角為 90 ，滑臺與導軌的最大間隙為 mm2 ，啟動加速與減速時間均為 s5.0 ，液壓缸的機械效率（考慮密封阻力）為 0.91。 上料機示意圖如下 ： 10 圖 1 上料機的結構示意圖 1.2 負載分析 1.2.1 工作負載 NNFF GL 6 0 0 01 0 0 05 0 0 0 1.2.2 摩擦負載 2sin Nf fFF 由于工件為垂直起升，所以垂直作用于導軌的載荷可由其間隙和機構尺寸求得 NFN 120 ,取 1.0,2.0 ff ds ，則有 靜摩擦負載 NNfsF 94.3345s i n1202.0 動摩擦負載 NNfdF 97.1645s i n1201.0 1.2.3 慣性負載 加速 NNtvgGF a 05.555.0 045.081.96 0 0 01 減速 NNtvgGF a 26.455.0 0 0 8.00 4 5.081.96 0 0 02 11 制動 NNtvgGF a 79.95.0 008.081.96 0 0 03 反向加速 NNtvgGF a 28.675.0 055.081.96 0 0 04 反向制動 NFFaa 28.6745 根據以上的計算，考慮到液壓缸垂直安放，其重量較大，為防止因自重而自行下滑，系統中應設置平衡回路。因此，在對快速向下運動的負載分析時，就不考慮滑臺的重量。則液壓缸各階段中的負載如表 1 所示（ 91.0m） 表 1 液壓缸各階段中的負載 工 況 計算公式 總負載 F/N 缸推力 F/N 啟 動 FF LfsF 6033.94 6630.70 加 速 FFF afdLF 1 6072.02 6672.55 快 上 FF LfdF 6016.97 6612.05 減 速 FFF afdLF 2 5971.71 6562.32 慢 上 FF fdLF 6016.97 6612.05 制 動 FFF afdLF 3 6007.18 6601.30 反向加速 FF afdF 4 84.25 92.58 快 下 FfdF 16.97 18.65 制 動 FF afdF 5 -50.31 -55.29 1.3 負載圖和速度圖的繪制 按照前面的負載分析結果及已知的速度要求、行程限制等，繪制出負載圖及速度圖。 如圖 2 所示： 12 圖 2 液壓缸的負載圖及速度圖 1.4 液壓缸主要參數的確定 1.4.1 初選液壓缸的工作壓力 根據分析此設備的負載不大，按類型屬機床類，所以初選液壓缸的工作壓力為 2.0MPa。 1.4.2 計算液壓缸的尺寸 mmmmADPFA2424251052.61 4 1 5 9.31036.33441036.331020155.6672 按標準取： D=63mm 13 根據快上和快下的速度比值來確定活塞桿的直徑： mmddDD86.264555222 按標準取 mmd 25 。 則液壓缸的有效作用面積為： 無桿腔面積 22221 17.313.6441 cmcmDA 有桿腔面積 2222222 26.265.23.6441 cmcmdDA 1.4.3 活塞桿穩定性校核 因為活塞桿總行程為 mm450 ，而活塞桿直徑為 mm25 ， 101825/4 5 0/ dl ,需進行穩定性校核，由材料力學中的 有關公式，根據該液壓缸一端支承一端鉸接取末端系數22 ，活塞桿材料用普通碳鋼則：材料強度實驗值 Paf 8109.4 ，系數 50001 ，柔性系數 851 ， 25.64 dAJrk，因為 1 2 02857221 krl ，所以有其臨界載荷kFNNkrlfAkF 15.1 9 7 4 1 325.6450500021110254109.42628221取其安全 系數 4kn時 NNNnFkk 55.6 6 7 229.4 9 3 5 34 15.1 9 7 4 1 3 所以，滿足穩定性條件。 1.4.4 求液壓缸的最大流量 m i n42.8102731A 363341 Lsmsmvq 快上快上 m i n50.11094.241081017.31A 363341 Lsmsmvq 慢上慢上 14 m i n67.81043.1 4 410551026.26A 363342 Lsmsmvq 快下快下 1.4.5 繪制工況圖 工作循環中各個工作階段的液壓缸壓力、流量和功率如表 2 所示。 表 2 液壓缸各工作階段的壓力流量和功率 工 況 壓力 MPap 流量1min Lq功率 WP 快 上 1.93 8.42 270.84 慢 上 1.93 1.50 48.25 快 下 0.0065 8.67 0.94 由表 2 可繪制出液壓缸的工況圖，如圖 3 所示 圖 3 液壓缸的工況圖 1.5 液壓系統圖的擬定 15 液壓系統圖的擬定，主要是考慮以下幾個方面的問題： (1) 供油方式 從工況圖分析可知，該系統在快上和快下時所需的流量較大，且比較接近，在慢上時所需的流量較小，因此從提高系統的效率，節省能源的角度考慮，采用單個定量泵的供油方式顯然是不適合的，宜選用雙聯式定量葉片泵作為油源。 (2) 調 速回路 由工況圖可知，該系統在慢速時速度需要調節，考慮到系統功率小，滑臺運動速度低，工作負載變化小，所以采用調速閥的回油節流調速回路。 (3) 速度換接回路 由于快上和慢上之間速度需要換接，但對換接到位置要求不高，所以采用由行程開關發訊控制二位二通電磁閥來實現速度的換接。 (4) 平衡及鎖緊 為防止在上端停留時重物下落和在停留期間內保持重物的位置，特在液壓缸的下腔 (無桿腔 )進油路上設置了液控單向閥；另一方面，為了克服滑臺自重在快下過程中的影響，設置了一單向背壓閥。 本液壓系統的換向采用三位四通 Y 型中位機能的 電磁換向閥，下圖 4 為擬定的液壓系統原理圖。 16 圖 4 液壓系統原理圖 1.6 液壓元件的選用 1.6.1 確定液壓泵的型號及電動機功率 液壓缸在整個工作循環中最大工作壓力為 Mpa93.1 ，由于該系統比較簡單，所 以 其壓力損失 Mpap 4.0 ，所以液壓泵的工作壓力為 M P aM P apPP P 33.24.093.1 兩個液壓泵同時向系統供油時，若回路中泄漏按 10 計算，則兩個泵的總流量應為 m in/537.9m in/67.81.1 LLqp ，由于溢流閥最小穩定流量為 min3L ，而工 進時液壓缸所需流量為 min5.1 L ，所以，高壓泵的輸出流量不得少于 min/5.4 L 。 17 根據以上壓力和流量的數值查產品目錄，選用 6/3.61 YB型的雙聯葉片泵，其額定 壓力為 Mpa3.6 ，容積效率 85.0PV，總效率 75.0P，所以驅動該泵的電動機 的功率可由泵的工作壓力（ Mpa33.2 ）和輸出流量（當電動機轉速為 min/910 r ） mi n/75.9mi n/1085.09103.62 3 LLq P 求出 WWqpP ppp 83.5 0 475.0601075.91033.2 36 查電動機產品目錄，擬定選用電動機的型號為 Y90S-6,功率為 750W，額定轉速為910r/min。 1.6.2 選擇閥類元件及輔助元件 根據系統的工作壓力和通過各個閥類元件和輔助元件的流量，可選出這些元件的型 號及規格如下 表 3 液壓元件型號與規格（ GE 系列） 序 號 名 稱 通過流量 )min./( 1m ax Lq型號及規格 1 濾油器 11.47 XLX-06-80 2 雙聯葉片泵 9.75 YB1-6.3/6.3 3 單向閥 4.875 I-10B 4 外控順序閥 4.875 XY-B10B 5 溢流閥 3.375 PB-10B 6 三位四通電磁換向閥 9.75 BD 1034 1 7 單向順序閥 11.57 XI-B10B 8 液控單向閥 11.57 IY-25B 9 二位二通電磁換向閥 8.21 BD 1022 1 10 單向調速閥 9.75 QI-10B 11 壓力表 Y 100T 12 壓力表開關 K-3B 13 電動機 Y90S-6 18 油管：油管內徑一般可參照所接元件接口尺寸確定，也可按管路中允許流速計算。在本題中采用內徑為 8mm，外徑為 10mm的紫銅管 郵箱：郵箱容積根據液壓泵的流量計算，取其體積 qVP)75(,即 V=70L。 1.7 液壓系統的性能驗算 1.7.1 壓力損失及調定壓力的確定 根據計算慢上時管道內的油液流動速度約為 0.5m/s，通過的流量為 min/5.1 L ,數值較小，主要壓力損失為調速閥兩端的壓降；此時功率損失最大；而在快下時滑臺及活塞組件的重量由背壓閥所平衡，系統工作壓力很低，所以不必驗算，因而必須以快進位依據來計算卸荷和溢流閥的調定壓力，由于供油流量的變化，其快上時液 壓缸的速度為 smmsmAqv p 520001.017.3160 001.075.911 此時油液在進油液在進油管的流速為 smsmAqpv 23.360104 1075.9 6 3 （ 1）沿程壓力損失 首先要判別管中的流態，設系統采用 N32 液壓油。室溫為 20度時， smm24100.1 ，所以有： 23204.258100.110823.3Re43 vvd 管中為層流，則阻力損失系數 29.04.2 5 875Re75 ，若取進、回油管長度均為 2m，油液的密度為3890 mkg，則其進油路上的沿程壓力損失為： aaa ppPvdlp 337.033700023.328903108 229.02 221 （ 2） 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，前者視管道具體安裝結構而定，一般取沿程壓力損失的 10%；而后者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為 nq 和 np ，則當通過閥的流量為 q時的閥的壓力損失 vp 式 為 19 2nnv qqpp 因為 GE系列 10mm 通經的閥的額定流量為 63L/min，疊加閥 10mm 通經系列的額定流量為 40L/min，而在本例中通過每一個閥的最大流量僅為 9.75L/min，所以通過整個閥 的壓力損失很小，且可以忽略不計。 同理，快上時回油路上的流量 m in17.3126.2675.91212 LAAqq 則回油路油管中的流速 smsmv 72.2104601021.8623 8 由此可計算出 6.2170.1872.2/Re 1010 43 vvd (層流 )， ,345.0Re75 所以回油路上的沿 程壓力損失為 M P aPavdlp 287.010000087.272.272.229003108 2345.022 總壓力損失 由上面的計算所得可求出 MPaMPapAApp 6 3 7.0)0 2 8 7.02 8 7.0(17.31 26.260 3 3 7.03 3 7.02121 原設 MPap 4.0 ，這與計算結果略有差異，應用計算出的結果來確定系統中壓力閥的調定值。 壓力閥的調定值 雙聯泵系統中卸荷閥的調定值應該滿足快進的要求，保證雙泵同向系統供油，因而卸荷閥的調定值應略大于快進時泵的供油壓力 M P aM P apAFp p 567.2637.093.11 所以卸荷閥的調壓壓力應取 2.6Mpa 為宜。 溢流閥的調定壓力應大于卸荷閥調定壓力 0.3-0.5Mpa，所以取溢流閥調定壓力為3.0Mpa。 20 背壓閥的調定壓力以平衡滑臺自重為根據，即 M P aPaPap 32.0102.31017.31 1000 54 ，取 Mpap 4.0背 。 1.7.2 系統的發熱與溫升 根據以上的計算可知，在快上時電動機的輸入功率為 WWqpP ppP 33.56375.0601075.9106.275.060 36 慢上時的電動機輸入功率為 WWqpP ppP 32575.06010875.4100.375.060 36111 而快上時其有用功率為 WWP 63.313601075.91093.1 361 慢上時的有效功率為 48.25W，所以慢上時的功率損失為 276.75W，略 大于快上時的功率損失 249.7W，現以較大的值來校核其熱平衡，求出發熱溫升。 設油箱的三個邊長在 1： 1： 11： 2： 3范圍內，則散熱面積為 223 23 2 1 0 4.1700 6 5.00 6 5.0 mmVA 假設通風良好，取 Cmkwh 21015 3， 所以油液的溫升為 CChAHt 71.16104.11015 2 7 6 7 5.0 3 室溫為 C20 ，熱平衡溫度為 CC 6571.36 ，沒有超出允許范圍 。 21 第二章 液壓缸 2.1 液壓缸的介紹 液壓缸是將液壓能轉變為機械能的、做直線往復運動 （或擺動運動）的液壓執行元件。它結構簡單、工作可靠。用它來實現往復運動時，可免去減速裝置，并且沒有傳動間隙，運動平穩，因此在各種機械的液壓系統中得到廣泛應用。液壓缸輸出力和活塞有效面積及其兩邊的壓差成正比；液壓缸基本上由缸筒和缸蓋、活塞和活塞桿、密封裝置、緩沖裝置與排氣裝置組成。緩沖裝置與排氣裝置視具體應用場合而定，其他裝置則必不可少。 液壓缸 按結構特點可分為活塞 缸、柱塞缸、擺動缸三類 ,按運動形式可分為直線運動和擺動。本系統采用單作用活塞缸，活塞運動、缸體固定。 缸體組件 缸體組件與活塞組件構成密封的容腔，承受油壓。因此缸體組件要有足夠的強度，較高的表面精度和可靠的密封性。缸體組件指的是缸筒與缸蓋，其使用材料，連接方式與工作壓力有關，當工作壓力 p10MPa時使用鑄鐵缸筒，當工作壓力 M PapM Pa 2010 時使用無縫鋼管， MPap 20 時使用鑄鐵或鍛鋼。 當采用法蘭連接時，結構簡單，加工方便，連接可靠，但要求缸筒部 有足夠的壁厚，用以安裝螺栓或旋入螺釘。缸筒端部一般用鑄造、鐓粗或焊接方式制成粗大的外徑。采用半環連接，工藝好 、連接可靠、 結構緊湊，但削弱了缸筒強度。這種連接常用于無縫鋼管缸筒與缸蓋的連接中。采用螺紋連接，體積小、重量輕 結構緊湊 但缸筒端部結構復雜，常用于無縫鋼管或鑄鋼的缸筒上。拉桿連接結構簡單 工藝性好 通用性強，但端蓋的體積和重量較大，拉桿受力后會變形，影響密封效果，適用于長度較小的中低壓缸。焊接式連接強度高 制造簡單 但焊接式易引起缸筒變形，無法拆卸。由于本次設計中的要求工作壓力 p10MPa，所 以選用鑄鐵缸筒。考慮到缸筒與缸蓋的連接方式，決定采用螺紋連接和法蘭連接。 （ 2）活塞組件 活塞組件由活塞，活塞桿和連接件等組成。活塞一般用耐磨鑄鐵制造，活塞桿無論 22 空心的還是實心的，大多采用鋼料制造。活塞與活塞桿的連接方式很多，但采用哪種連接方式，都必須保證連接可靠。整體式和焊接式結構簡單 軸向尺寸緊湊，但損壞后需要整體更換。錐銷式連接加工簡單 裝配簡單 但承載能力小，且需要有必要的防止脫落措施。螺紋連接結構簡單 裝拆方便，但需備用螺母防松裝置。半環式連接強度高，但結構復雜，裝拆不便。介于綜合考慮宜采用螺紋式防松。 （ 3）密封裝置 密封裝置的作用是用來阻止有壓工作介質的泄漏；防止外界空氣、灰塵、污垢與異物的侵入。其中起密封作用的原件稱密封件。通常在液壓系統與元件中，存在工作介質的內泄漏和外泄漏，內泄漏會降低系統的容積效率，惡化設備的性能指標，甚至無法正常工作。外泄漏導致流量減少，不僅污染環境，有可能引起火災。系統中侵入空氣，就會降低工作介質的彈性模量，產生空穴，有可能引起振動和噪聲。灰塵和異物即會堵塞小孔和縫隙，又會增加液壓缸中相互運動件之間的摩擦磨損，降低使用壽命， 并且加速了內外泄漏。所以為了保障液壓設備工作的可靠性及提高工作壽命，密封裝置與密封件不容忽視。液壓缸的密封主要指活塞 活塞桿處的動密封和缸蓋等處的靜密封。 密封方式有間隙密封和密封圈密封。 間隙密封：這是依靠兩運動件配合面之間保持很小的間隙，使用其產生液體摩擦阻力來防止泄漏的一種方法，用該方法密封，只適合用于直徑小的 壓力較低的液壓缸與活塞件密封。間隙密封屬于非接觸式密封，它是靠相對運動件配合面之間的微小間隙來防止泄漏，實施密封，這種密封摩擦阻力小，結構簡單，但磨損后不能自動補償。 密封圈密 封： O 型圈： O 型密封圈是由耐油橡膠制成的截面為圓形的圓環，它具有良好的密封性能，且機構緊湊，運動件的摩擦阻力小，裝卸方便，容易制造，價格便宜，故在液壓系統中廣泛應用。 V 型密封圈：它是由純耐油橡膠或多層夾織物橡膠壓制而成，通常由支撐環 密封環和壓環組成。當壓環壓緊密封環是支撐環是密封環產生變形而起密封作用。 Y型密封圈：屬于唇形密封圈，其截面為 Y型，主要用于往復運動的密封。是一種密封性 穩定性 和耐壓性較好 摩擦阻力小 壽命較長的密封圈，故應用也很普遍。 Y型圈的密封作用依賴于它的唇邊與對偶合面的緊密接觸 ，并在壓力油作用下產生較大的接觸壓力，達到密封目的。當液壓力升高時，唇邊與偶合面貼的更緊，接觸壓力更高，密封性更好。 23 2.2 液壓缸主要參數的確定 2.2.1 液壓缸工作壓力 （ 1） 工作負載的計算 由前面的計算可知道需要的缸的最大作用力為 6672.52N, 內徑 D=63mm d=25mm （ 2） 液壓缸工作壓力的選定 由前面的計算可以知道，液壓缸在整個過程中的需要的最大的壓力為 Mpa93.1 ，液壓缸工作負載在 50001000N 的，液壓缸工作壓力應當選為 1.52Mpa 符合要求。 由前面的計算可知，液壓缸的工作壓力為 2Mpa，液壓缸的內徑為 D=63mm，活塞桿的直徑 d=25mm，并由前面的驗算可知，活塞桿的直徑、強度和穩定性都符合要求。 2.2.2 液壓缸的長度和壁厚的確定 （ 1） 液壓缸的長度由工作滑臺的運動行程來確定。本液壓系統、工作滑臺的運動行程為快進 350mm，慢進行程為 100mm，則工作臺的總行程為 350mm+100mm=450mm，考慮到缸體的制造工藝性和經濟性，一般應為0, )3020( Dl ，缸體的長度故取L=530mm。 （ 2） 液 壓缸壁厚的計算 本液壓系統屬于低壓系統，一般低壓系統用的都要薄壁缸，液壓缸的壁厚用下式確定： 2/ DP p （ m） 式中 缸壁壁厚（ m）； Pp 試驗壓力 (Pa )； 當額定壓力 %15016 pppnpn M p a 時，當額定壓力 %12516 pppnpn M p a 時，D 液壓缸的內徑（ m）； 缸體材料的許用應力（ pa）； nb ； 24 b 材料的抗拉強度， n：安全系數，一般取 n=5； 由于本系統屬于中低壓系統，額定壓力 Mpapn 16，所以M p app np 45.95.13.6%150 。 液壓缸的材料選用 QT600-02。 其抗拉強度 Mpab 600M p anb 1 2 05/6 0 0 考慮缸體上開槽，會削弱缸體的強度，故缸體的壁厚應取大一些，加上缸體較長，所以取得 mm5.6 。 液壓缸外徑 mmDDb 765.62632 。 2.2.3 液壓缸進出油口尺寸的計算 液壓缸進出油口的尺寸的大小是根據油管內的平均流速來確定的。要求壓力管路內的最大平均流速控制在 sm/54 內。 最大流速 mi n/5 3 7.91.167.8 Lq smv /5.4 mmvqA 36001.05.4/)60/75.9(/ 油管的內徑 mmAd 8.6/4 為了減少壓力損失，提高回路效率，防止氣濁 、噪音和振動等，油管的內徑應取大值。 綜合考慮取油管的內徑 mmd 8 。 2.3 液壓缸的結構設計 2.3.1 液壓缸的連接 （ 1） 液壓缸體和缸蓋的連接結構 本次設計的液壓缸體和前缸蓋的連接采用螺釘連接。在前缸蓋和缸體上用六個螺釘進行固定，采用這種連接方法、結構簡單，缺點是還要在缸體上打孔，削弱了缸體的強 25 度，缸體的壁厚需要加厚。缸體和后缸蓋的連接與前缸蓋和缸體的連接一樣采用螺釘連接，不同的是后缸蓋需要作為整體的定位。 （ 2） 活塞與活塞桿的連接 本次設計的液壓缸活塞與活塞桿之間的連接采用 圓螺母連接方式。 這種連接方式結構簡單，安裝方便，穩定性好。 2.3.2 活塞與缸體的密封形式 活塞和缸體之間有相對運動，它們之間的配合選用間隙配合。由于它們之間的間隙，缸體內的油液可能泄漏，故活塞和缸體之間要有密封裝置以防止油液的泄漏。密封形式選用 O 形密封圈，該種密封形式結構簡單，方便安裝，空間小，適用范圍廣，屬于擠壓密封。 2.3.3 液壓缸的輔助裝置 （ 1） 活塞桿的導向裝置 活塞桿的導向長度指活塞桿全部外伸時以活塞平面中點到缸蓋滑動支撐重點的距離。如導向長度過小將使液壓缸的初始撓度增大，影響液壓缸的穩 定性，因此設計時必須保證有一定的最小撓度。對于一般的液壓缸最小撓度應滿足以下要求： 220 DLH （ m） 式中 H: 最小導向長度（ m）； L：液壓缸的最大行程（ m）； D：液壓缸的內徑（ m）。 mmDLH 542/6320/4 5 02/20/ （ 2） 防塵裝置 活塞桿上應加防塵裝置以防止外部灰塵的進入，保護活塞桿，多采用三角形和組合形等專業防塵圈，本液壓系統采用三角形防塵圈。 （ 3） 液壓缸的緩沖裝置 當 一般液壓缸的工作壓力大于 10MPa，活塞速度大于 0.1m/s 時，應采用緩沖裝置或其它緩沖方式。當活塞速度大于 sm0.1 時，缸內緩沖結構不可能吸收全部動能，須在缸外加裝制動結構，主要方式是在油路中增加切斷功能或吸收能量功能。而在本次設計課題中最高速是如下： 26 smsmsmm 055.0105555 3 所以不需要加緩沖裝置。 （ 4） 液壓缸的排氣裝置 液壓系統由于長期停止工作，會有空氣滲入。油中混有空氣，便使得液壓缸在重新工作時產生爬行、噪音和發熱等不利現象。為防止這些不正常現象的產生， 一般在液壓缸的最高位置設置排氣閥。 2.4 液壓缸零件的技術要求 2.4.1 活塞桿 （ 1） 實心活塞桿材料為 35 45 鋼；空心活塞桿材料為 35 45 鋼的無縫鋼管。在這次液壓缸的設計中選用 45 鋼，做實心活塞桿。 （ 2） 主要表面粗糙度 活塞桿外圓柱面粗糙度 Ra 為 0.4 0.8um。 （ 1） 活塞桿的熱處理：粗加工后調質到硬度為 229 285HB，必要時，再經高頻淬火，硬度達 45 55HRC。 （ 2） 活塞桿 d 和 d2 的圓度公差值，按 9 10 11 級精度選用；活塞桿 d 的圓柱度公差值，應按 8 級精度選用。 （ 3） 外徑表面直線度在 500 長度上不大于 0.03mm。 （ 4） 端面 T 的垂直度公差值，則應按 7 級精度選用。 （ 5） 活塞桿與導向套采用 H8/f7 配合，與活塞的連接可采用 H8/h8 配合。 （ 6） 活塞桿上的螺紋一般按 6 級精度加工；如載荷較小，機械震動也較小時，也允許按 7 ， 8 級精度制造。 （ 7） 活塞桿上下表面必要時可以鍍鉻，鍍層厚度約為 0.05mm，鍍后拋光。 2.4.2 缸體 （ 1） 缸體的材料 液壓缸缸體的常用材料為 20， 35， 45 號無縫鋼 管。因 20 號鋼的力學性能略低，且不能調質，應用較少。當缸筒與缸底，缸頭，管接頭或耳軸等件焊接時，應采用焊接性能好的 35 號鋼，粗加 工后調質。一般情況下均采用 45 號鋼，并應調質到 241 285HB。 缸體毛坯也采用鍛鋼，鑄鋼或鑄鐵件。鑄鋼一般采用 ZG25 ZG35 和 ZG45等。鑄鐵可采用 HT200 HT350之間的幾個牌號或球墨鑄鐵 QT500-05 QT600-02等。 27 (2) 主要表面粗糙度 當活塞采用橡膠密封圈密封時，液壓缸內圓柱表面粗糙度 Ra 為 0.1-0.4um，當活塞采用活塞環密封時，液壓缸內圓柱表面粗糙度 Ra 為 0.2-0.4um。 (3)技術要求 內徑用 H8-H9 的配合。 缸體內徑 D 的圓度公差值可按 9 10 11 級精度選 用，圓柱度公差值可按 8級精度選用。 缸體端面 T 的垂直度公