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. 課程設計計算說明書 課程名稱： 專業(yè)課程設計 題 目： 擠壓機液壓傳動系統(tǒng)及液壓缸設計 學 院： 機電工程學院 系： 機械系 專 業(yè)： 機械設計制造及其自動化 班 級： xxx班 學 號： xxxxxxxxxxx 學生姓名： xxx 起訖日期： 20xx.12.9 — 20xx.12.29 指導教師： xxx 職稱： 教授 系分管主任： 審核日期： 20xx.12.6 . 目錄 第一章 總體要求 1 1.1設計目的 1 1.2設計任務 1 1.3進度安排 1 1.4技術要求 1 第二章 擠壓機液壓系統(tǒng)原理設計 2 2.1工況分析 2 2.1.1運動分析 2 2.1.2負載分析 2 2.1.3負載循環(huán)圖和速度循環(huán)圖的繪制 4 2.2 確定液壓系統(tǒng)主要參數(shù) 4 2.2.1初選液壓缸工作壓力 4 2.2.2計算液壓缸主要尺寸 5 2.2.3繪制液壓缸工況圖 7 2.3擬定液壓系統(tǒng)原理圖 8 2.3.1調(diào)速回路的選擇 8 2.3.2選用執(zhí)行元件 9 2.3.3速度換接回路的選擇 9 2.3.4選擇快速運動和換向回路 9 2.3.5選擇調(diào)壓和卸荷回路 9 2.3.6平衡及安全保護 10 2.3.7組成液壓系統(tǒng)原理圖 10 2.3.8系統(tǒng)圖的原理 10 第三章 液壓系統(tǒng)的元件選型 12 3.1確定液壓泵的規(guī)格和電動機功率 12 3.1.1計算液壓泵的最大工作壓力 12 3.1.2計算總流量 12 3.2確定其它元件及輔件 13 3.2.1確定油管 13 3.2.2油箱的設計 14 3.2.3確定閥類元件及輔件 15 3.3主要零件強度校核 15 3.3.1桿徑d 15 3.3.2缸蓋和缸筒聯(lián)接螺栓的底徑 15 第四章 液壓系統(tǒng)性能驗算 16 4.1 驗算系統(tǒng)壓力損失 16 4.2 油液溫升驗算 17 第五章 液壓缸的設計 18 5.1液壓缸主要尺寸 18 5.1.1液壓缸工作壓力 18 5.1.2液壓缸內(nèi)徑D和活塞桿d 18 5.1.3液壓缸壁厚的確定和外徑 18 5.1.4液壓缸工作行程 19 5.1.5液壓缸油口直徑 19 5.1.6缸蓋厚度 20 5.1.7最小導向長度 20 5.2液壓缸的結構設計 21 5.2.1液壓缸的組成 22 5.2.2液壓缸組件的連接 22 5.2.3活塞及活塞桿處密封 22 5.2.4液壓缸的緩沖裝置 22 5.2.5液壓缸排氣裝置 22 5.2.6密封裝置 22 5.3液壓缸主要零件的材料和技術要求 22 第六章 總結 23 參 考 文 獻 25 . 第1章 總體要求 1.1設計目的 1、應用液壓傳動及控制課程及其相關的理論知識，進行液壓傳動及控制系統(tǒng)綜合設計實踐，從而使這些知識得到進一步的鞏固、加深、提高和擴展。 2、在設計過程中學習和掌握通用液壓元件，尤其是各類標準元件的選用原則和回路的組合方法，培養(yǎng)學生設計技能，提高分析和解決實際問題的初步能力。 3、通過設計，學生應在計算、繪圖和熟悉設計資料（包括設計手冊、產(chǎn)品樣本、標準和規(guī)范）以及進行設計估算等方面得到實際訓練。 1.2設計任務 1、進行工況分析、計算，擬定液壓傳動系統(tǒng)； 2、主要液壓元件的設計計算和選擇； 3、液壓輔助裝置（油箱、濾油器、蓄能器、管路等）的計算、設計或選擇； 4、液壓傳動系統(tǒng)的驗算和校核； 5、液壓傳動系統(tǒng)的繪制； 6、液壓傳動系統(tǒng)部件裝配圖、零件圖的繪制； 7、編寫設計計算說明書。 1.3進度安排 第一周：設計準備、液壓傳動系統(tǒng)的設計與計算。 第二周：液壓部件或零件裝配圖的設計及繪制。 第三周：編寫設計計算說明書及答辯。 1.4技術要求 設計擠壓壓力機液壓傳動系統(tǒng)，要求：實現(xiàn)快速下降→壓制→快速退回→原位停止的工作循環(huán)。運動部件自重G=5000N，快速下降外負載FR=100N，快速下降速度VR=6m/min，快速下降行程LR=80mm，壓制時外負載FP=15000N，壓制時速度VP=0.2m/min，擠壓行程LP=30mm，快速回退外負載FR=100N，快速回退速度VR=12m/min。 第2章 擠壓機液壓系統(tǒng)原理設計 2.1 工況分析 工況分析是對液壓執(zhí)行元件的工作情況進行分析，以得到工作過程中執(zhí)行元件在各個工作階段中的流量、壓力和功率的變化規(guī)律，并將其用曲線表示出來，作為確定液壓系統(tǒng)主要參數(shù)、擬定液壓系統(tǒng)方案的依據(jù)。 2.1.1運動分析 按設備工作要求和執(zhí)行元件的運動規(guī)律，繪制出執(zhí)行元件工作循環(huán)圖，和速度位移圖，即速度循環(huán)圖。如下所示：為擠壓機運動分析圖。 2.1.2負載分析 負載分析就是研究各執(zhí)行元件在一個工作循環(huán)內(nèi)各階段的受力情況。 （1）壓制外負載：； （2）摩擦負載： 由題目設計要求，知該系統(tǒng)摩擦負載； （3）慣性負載： 慣性負載是運動部件的速度變化時，由其慣性而產(chǎn)生的負載，可用牛頓第二定律求出，即： G---運動部件的重力（N） g---重力加速度， △v---速度變化值（） △t---起動或制動時間（s） 快進： 快退： （4）運動時間 快進： 工進： 快退： 根據(jù)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(tǒng)中應設置平衡回路。因此，在負載分析時，就不考慮運動部件的重量，則液壓缸各階段中的負載，如下表：【取（=0.9）】 表1 液壓缸在各運動階段的負載和推力（=0.9） 工況 計算公式 負載值F/N 液壓缸推力/N 啟動加速 355.1 394.6 快進 100 111.1 壓制 15000 16666.7 反向加速 5610.2 6233.6 快退 5100 5666.7 制動 4589.8 5099.8 2.1.3負載循環(huán)圖和速度循環(huán)圖的繪制 根據(jù)液壓缸在上述各階段內(nèi)的負載和速度，即可繪制出負載循環(huán)圖和速度循環(huán)圖，如圖1所示。 圖1 2.2確定液壓系統(tǒng)主要參數(shù) 2.2.1初選液壓缸工作壓力 所設計的動力滑臺在工進時負載最大，在其他工況負載都不太高，參考表2和表3，初選液壓缸的工作壓力=3MPa，快進工進時液壓缸的回油腔應有背壓，參考表4選此背壓為p2=0.6MPa。 表2 按載荷選擇工作壓力 載荷/kN ＜5 5～10 10～20 20～30 30～50 ＞50 工作壓力/MPa ＜0.8～1 1.5～2 2.5～3 3～4 4～5 ≥5 表3 各類設備常用的工作壓力 設備類型 壓力范圍/MPa 壓力等級 說明 設備類型 壓力范圍/MPa 壓力等級 說明 機床、壓鑄機、汽車 ＜7 低壓 低噪聲、高可靠性系統(tǒng) 油壓機、冶金機械、挖掘機、重型機械 21～31.5 高壓 空間有限、響應速度高、大功率下降低成本 農(nóng)業(yè)機械、工礦車輛、注塑機、船用機械、搬運機械、工程機械、冶金機械 7～212 中壓 一般系統(tǒng) 金剛石壓機、耐壓試驗饑、飛機、液壓機具 ＞31.5 超高壓 追求大作用力、減輕重量 系 統(tǒng) 類 型 背壓力/MPa 系 統(tǒng) 類 型 背壓力/MPa 簡單系統(tǒng)或輕載節(jié)流調(diào)速系統(tǒng) 0.2～0.5 用補油泵的閉式回路 0.8～1.5 回油路帶調(diào)速閥的系統(tǒng) 0.4～0.6 回油路較復雜的工程機械 1.2～3 回油路設置有背壓閥的系統(tǒng) 0.5～1.5 回油路較短，且直接回油箱 可忽略不計 表4 執(zhí)行元件的回油背壓 2.2.2計算液壓缸主要尺寸 根據(jù)設計要求可知無桿腔與有桿腔的速比， 又因為，所以，根據(jù)表5可得 表5 按速比要求確定d/D 2/1 1.15 1.25 1.33 1.46 1.61 2 d/D 0.3 0.4 0.5 0.55 0.62 0.71 注：1—無桿腔進油時活塞運動速度； 2—有桿腔進油時活塞運動速度。 工進時液壓缸的推力計算公式為，因此，根據(jù)已知參數(shù)，液壓缸無桿腔的有效作用面積可計算為； 液壓缸缸筒直徑為： 由于有前述液壓缸缸筒和活塞桿直徑之間的關系，d = 0.71D，因此活塞桿直徑為d=0.7188.7=62.97mm，根據(jù)表6、表7對液壓缸缸筒內(nèi)徑尺寸和液壓缸活塞桿外徑尺寸的規(guī)定，圓整后取液壓缸缸筒直徑為D=90mm，活塞桿直徑為d=63mm。 表6 液壓缸內(nèi)徑尺寸系列（GB2348-80） 8 10 12 16 20 25 32 40 50 63 80 （90） 100 （110） 125 （140） 160 （180） 200 （220） 250 表7 活塞桿直徑系列（GB2348-80） 4 5 6 8 10 12 14 16 18 20 22 25 28 32 36 40 45 50 56 63 70 80 90 100 110 125 140 此時液壓缸兩腔的實際有效面積分別為： 按最低工進速度驗算液壓缸的最小穩(wěn)定速度，由式 A>==25 式中是由產(chǎn)品樣本差得調(diào)速閥2FRM5-20/6的最小穩(wěn)定流量為0.1 本例中調(diào)速閥是安裝在進油路上，故液壓缸節(jié)流腔有效工作面積應取液壓缸無桿腔的實際面積，即 = 可見上述不等式能滿足，液壓缸所達到所需低速。 根據(jù)計算出的液壓缸的尺寸，可估算出液壓缸在工作循環(huán)中各階段的壓力、流量和功率，如表8所示。 表8 各工況下的主要參數(shù)值 工況 推力F’/N 進油腔壓力P1/MPa 輸入流量q/L.min-1 輸入功率P/w 計算公式 快 進 啟動加速 394.6 0.368 —— —— 快速 111.1 0.323 38.15 205.4 壓制 16666.7 2.927 1.27 62.0 快退 加速 6233.6 1.922 —— —— 快退 5666.7 1.747 38.92 1133.2 制動 5099.8 1.573 —— —— 注：1. ; 2. 快退時，液壓缸有桿腔進油，壓力為p1，無桿腔回油，壓力為p2。 2.2.3繪制液壓缸工況圖 據(jù)表8可繪制出液壓缸的工況圖，如圖2所示。 圖2擠壓機液壓缸工況圖 2.3擬定液壓系統(tǒng)原理圖 根據(jù)擠壓機液壓系統(tǒng)的設計任務和工況分析，所設計機床對速度調(diào)節(jié)、低速穩(wěn)定性有一定要求，因此速度控制是該機床要解決的主要問題。速度的換接、穩(wěn)定性和調(diào)節(jié)是該機床液壓系統(tǒng)設計的核心。與所有液壓系統(tǒng)的設計要求一樣，該擠壓機液壓系統(tǒng)應盡可能結構簡單，成本低，節(jié)約能源，工作可靠。 2.3.1調(diào)速回路的選擇 所設計擠壓機液壓系統(tǒng)的壓制過程要求有較好的低速穩(wěn)定性，因此有三種速度控制方案可以選擇，即進口節(jié)流調(diào)速、出口節(jié)流調(diào)速、限壓式變量泵加調(diào)速閥的容積節(jié)流調(diào)速?？紤]到在整個工作循環(huán)過程中所需要的功率較小，系統(tǒng)的效率和發(fā)熱問題并不突出，因此考慮采用帶調(diào)速閥的進口節(jié)流調(diào)速回路即可。雖然節(jié)流調(diào)速回路效率低，但適合于小功率場合，而且結構簡單、成本低。 由于選定了節(jié)流調(diào)速方案，所以油路采用開式循環(huán)回路，以提高散熱效率，防止油液溫升過高。 從工況圖分析可知，該系統(tǒng)在快上和快下時所需流量較大，且比較接近。在慢上時所需流量較小，因此從提高系統(tǒng)效率、節(jié)省能量角度來看，如果選用單個定量泵作為整個系統(tǒng)的油源，液壓系統(tǒng)會長時間處于大流量溢流狀態(tài)，從而造成能量的大量損失，這樣的設計顯然是不合理的。 如果采用一個大流量定量泵和一個小流量定量泵雙泵串聯(lián)的供油方式，由雙聯(lián)泵組成的油源在工進和快進過程中所輸出的流量是不同的，此時液壓系統(tǒng)在整個工作循環(huán)過程中所需要消耗的功率不大，除采用雙聯(lián)泵作為油源外，也可選用限壓式變量泵作油源。但限壓式變量泵結構復雜、成本高，且流量突變時液壓沖擊較大，工作平穩(wěn)性差，最后確定選用雙聯(lián)液壓泵供油方案，有利于降低能耗和生產(chǎn)成本，如圖3所示。 圖3 雙泵供油油源 2.3.2選用執(zhí)行元件 因系統(tǒng)運動循環(huán)要求擠壓機做上下往復運動，正向快進和工進，反向快退，總行程只有110mm,上行程負載較大，速度相對較快；下行程負載小，速度相對較慢，故可選用單杠雙作用液壓缸。 2.3.3速度換接回路的選擇 由前述計算可知，當工作臺從快進轉(zhuǎn)為工進時，進入液壓缸的流量由38.15 L/min降1.27 L/min，可選行程閥來進行速度換接，以減少速度換接過程中的液壓沖擊（見圖4）。由于工作壓力較低，行程閥用普通滑閥式結構即可。由工進轉(zhuǎn)為快退時，在回路上并聯(lián)了一個單向閥以實現(xiàn)速度換接。 圖4 換向和速度切換回路的選擇 2.3.4選擇快速運動和換向回路 本系統(tǒng)選定液壓缸雙泵供油快速運動回路實現(xiàn)快速運動。考慮到從工進轉(zhuǎn)快退時回油路流量較大，故選用換向時間可調(diào)的電液換向閥式換向回路，以減小液壓沖擊(見圖4）。 2.3.5選擇調(diào)壓和卸荷回路 在雙泵供油的油源形式確定后，調(diào)壓和卸荷問題都已基本解決。即滑臺工進時，高壓小流量泵的出口壓力由油源中的溢流閥調(diào)定，無需另設調(diào)壓回路，低壓大流量泵通過卸荷閥卸荷。在滑臺停止時，大小流量泵通過電液換向閥卸荷。 2.3.6平衡及安全保護 為防止在上端停留時重物下落和停留期間內(nèi)保持重物的位置，特在液壓缸的下腔（有桿腔）進油路上設置了單向順序閥；在主泵旁并聯(lián)溢流的溢流閥，一方面限制了系統(tǒng)的最高壓力，另一方面在慢速上行時為節(jié)流調(diào)速起分流作用。 2.3.7組成液壓系統(tǒng)原理圖 將上面選出的液壓基本回路組合在一起，并經(jīng)修改和完善，就可得到完整的液壓系統(tǒng)工作原理圖，如圖5所示。 圖 5 液壓系統(tǒng)圖 1—過濾器；2—雙聯(lián)葉片液壓泵；3—卸荷閥；4—單向閥；5—溢流閥； 6—三位四通電液換向閥；7—單向順序閥；8—行程閥；9—調(diào)速閥；10—單向閥； 2.3.8系統(tǒng)圖的原理 要實現(xiàn)系統(tǒng)的動作，即要求實現(xiàn)的動作順序為：快速下降→壓制→快速退回→原位停止。則可得出液壓系統(tǒng)中各電磁鐵的動作順序如表9所示。表中“+”號表示電磁鐵通電或行程閥壓下；“—”號表示電磁鐵斷電或行程閥復位。 表9 電磁鐵的動作順序表 1． 快進 快進如圖所示，按下啟動按鈕，電磁鐵2YA通電，由大小泵輸出的壓力油經(jīng)三位四通電液換向閥的右側(cè)，這時的主油路為： 進油路：大泵 → 單向閥4→三位四通電液換向閥6（2YA得電）→行程閥8→液壓缸上腔。 小泵 → 三位四通電液換向閥6（2YA得電）→行程閥8→液壓缸上腔。 回油路：液壓缸下腔→單向順序閥→三位四通電液換向閥6（右位）→油箱。 2．工進 行程開關使行程閥通路切斷，這時油必須經(jīng)調(diào)速閥9才能進入液壓缸上腔，回油路和快進回油完全相同，其主油路為： 進油路：大泵 →卸荷閥3→油箱。 小泵 → 三位四通電液換向閥6（2YA得電）→調(diào)速閥9→液壓缸上腔。 回油路：液壓缸下腔→單向順序閥→三位四通電液換向閥6（右位）→油箱。 3.快退 電磁鐵2YA斷電，1YA通電，這時三位四通電液換向閥6接通左位，此時大小泵同時供油，其主油路為： 進油路：大泵 → 單向閥4→三位四通電液換向閥6（1YA得電）→單向順序閥→液壓缸下腔。 小泵 → 三位四通電液換向閥6（1YA得電）→單向順序閥→液壓缸下腔。 回油路：液壓缸上腔→單向閥10→三位四通電液換向閥6（左位）→油箱。 4.原位停止 當滑臺退回到原位時，擋塊壓下原位行程開關，發(fā)出信號，使2YA斷電，換向閥處于中位，液壓兩腔油路封閉，滑臺停止運動。這時液壓泵輸出的油液經(jīng)三位四通電液換向閥6直接回油箱。 第三章 液壓系統(tǒng)的元件選型 本設計所使用液壓元件均為標準液壓元件，只需確定各液壓元件的主要參數(shù)和規(guī)格，然后根據(jù)現(xiàn)有的液壓元件產(chǎn)品進行選擇即可。 3.1確定液壓泵的規(guī)格和電動機功率 3.1.1計算液壓泵的最大工作壓力 由于本設計采用雙泵供油方式，根據(jù)液壓系統(tǒng)的工況圖，大流量液壓泵只需在快進和快退階段向液壓缸供油，因此大流量泵工作壓力較低。小流量液壓泵在快速運動和工進時都向液壓缸供油，而液壓缸在工進時工作壓力最大，因此對大流量液壓泵和小流量液壓泵的工作壓力分別進行計算。 根據(jù)液壓泵的最大工作壓力計算方法，液壓泵的最大工作壓力可表示為液壓缸最大工作壓力與液壓泵到液壓缸之間壓力損失之和。 對于調(diào)速閥進口節(jié)流調(diào)速回路，選取進油路上的總壓力損失，則小流量泵的最高工作壓力可估算為 大流量泵只在快進和快退時向液壓缸供油，圖2表明，快退時液壓缸中的工作壓力比快進時大，如取進油路上的壓力損失為0.5MPa，則大流量泵的最高工作壓力為： 3.1.2計算總流量 表8表明，在整個工作循環(huán)過程中，液壓油源應向液壓缸提供的最大流量出現(xiàn)在快退工作階段，為38.92 L/min，若整個回路中總的泄漏量按液壓缸輸入流量的10%計算，則液壓油源所需提供的總流量為： 工作進給時，液壓缸所需流量約為1.27 L/min，但由于要考慮溢流閥的最小穩(wěn)定溢流量3 L/min，故小流量泵的供油量最少應為4.27L/min。 據(jù)據(jù)以上液壓油源最大工作壓力和總流量的計算數(shù)值，因此選取PV2R12-6/44型雙聯(lián)葉片泵，其中小泵的排量為6mL/r，大泵的排量為44mL/r，容積效率，總效率，則當泵的轉(zhuǎn)速=960r/min時，液壓泵的實際輸出流量為 由于液壓缸在快退時輸入功率最大，這時液壓泵工作壓力為2.422MPa、流量為43.2r/min。取泵的總效率，則液壓泵驅(qū)動電動機所需的功率為： 根據(jù)上述功率計算數(shù)據(jù)，此系統(tǒng)選取Y132S-6型電動機，其額定功率，額定轉(zhuǎn)速。 3.2確定其它元件及輔件 3.2.1 確定油管 在選定了液壓泵后，液壓缸在實際快進、工進和快退運動階段的運動速度、時間以及進入和流出液壓缸的流量，與原定數(shù)值不同，重新計算的結果如表10所列。 表10各工況實際運動速度、時間和流量 流量、速度 快進 工進 快退 輸入流量/(L/min） 排出流量/(L/min） 運動速度/(L/min） 由表可以看出，液壓缸在各階段的實際運動速度符合設計要求。 根據(jù)表11中數(shù)值，當油液在壓力管中流速取3m/s時，可算得與液壓缸無桿腔和有桿腔相連的油管內(nèi)徑為： 取標準值18mm； 表11 管內(nèi)允許流速推薦值 管 道 液壓泵吸油管道 液壓系統(tǒng)壓油管道 液壓系統(tǒng)回油 推薦流速（m/s） 0.5～1.5，一般取1以下 3～6，壓力高，管道短，粘度小取大值 1.5～2.6 因此與液壓缸相連的兩根油管可以按照標準選用公稱通徑為的無縫鋼管或高壓軟管。因為液壓缸采用缸筒固定式，則兩根連接管采用無縫鋼管連接在液壓缸缸筒上即可。 3.2.2油箱的設計 油箱的主要用途是貯存油液，同時也起到散熱的作用，參考相關文獻及設計資料，油箱的設計可先根據(jù)液壓泵的額定流量按照經(jīng)驗計算方法計算油箱的體積，然后再根據(jù)散熱要求對油箱的容積進行校核。 油箱中能夠容納的油液容積按表12估算，取時，求得其容積為 按JB/T7938—1999規(guī)定，取標準值V=160L。 表12 經(jīng)驗系數(shù) 系統(tǒng)類型 行走機械 低壓系統(tǒng) 中壓系統(tǒng) 鍛壓機械 冶金機械 系數(shù)取值 1～2 2～4 5～7 6～1 10 3.2.3 確定閥類元件及輔件 根據(jù)系統(tǒng)的最高工作壓力和通過各閥類元件及輔件的實際流量，查閱產(chǎn)品樣本，選出的閥類元件和輔件規(guī)格如表13所列。 表13 液壓元件規(guī)格及型號 序號 元件名稱 通過的最大流量q/L/min 規(guī)格 型號 額定流量/L/min 額定壓力/MPa 額定壓降?/MPa 1 過濾器 43 XU-B50100 50 - <0.06 2 雙聯(lián)葉片泵 - PV2R12-6/44 （5.18+38.02） 14 - 3 卸荷閥 38 XF3-10B 63 6.3 <0.3 4 單向閥 38 AF3-Ea10B 80 16 <0.2 5 溢流閥 3.91 DBP6P 50 31.5 - 6 三位四通電液換向閥 85 34DYF3M-16B 180 6.3 <0.5 7 單向順序閥 43 AXF3-10B 63 6.3 0.5 8 行程閥 43 22C-63B 63 6.3 <0.25 9 調(diào)速閥 1.27 2FRM5-20/6 6 21 0.18 10 單向閥 85 AF3-Ea20B 160 16 <0.2 *注：此為電動機額定轉(zhuǎn)速為960r/min時的流量。 3.3主要零件強度校核 3.3.1桿徑d 由公式： 式中：F是桿承受的負載（N），F(xiàn)=15000N 是桿材料的許用應力，=100 3.3.2缸蓋和缸筒聯(lián)接螺栓的底徑 式中 K--擰緊系數(shù)，一般取K=1.25~1.5； F--缸筒承受的最大負載（N）； z--螺栓個數(shù)； --螺栓材料的許用應力， ，為螺栓材料的屈服點（MPa），安全系數(shù)n=1.2~2.5 第四章 液壓系統(tǒng)性能驗算 4.1驗算系統(tǒng)壓力損失 系統(tǒng)的管路布置尚未具體確定，整個系統(tǒng)的壓力損失無法全面估算，只能先按課本式（3-46）估算閥類元件的壓力損失，待設計好管路布局圖后，加上管路的沿程損失和局部損失即可。但對于中小型液壓系統(tǒng)，管路的壓力損失甚微，可以不予考慮。壓力損失的驗算應按一個工作循環(huán)中不同階段分別進行。 ① 快進 快進時，由表10和表13可知，進油路上油液通過單向閥4的流量是38L/min，通過電液換向閥6的流量是43L/min，然后以流量43L/min通過行程閥8并進入無桿腔。因此進油路上的總壓降為 回油路上，液壓缸有桿腔中的油液通過單向順序閥7的壓降為0.5MPa,通過電液換向閥的流量是22L/min，然后進入油箱。因此這時液壓缸回油腔的壓力為p2為： 此值與表8的估計值相近，故不必重算。 ② 工進 工進時，油液在進油路上通過電液換向閥6的流量為1.27L/min，在調(diào)速閥4處的壓力損失為0.18MPa；油液在回油路上通過單向順序閥7的壓降為0.5MPa，通過電液換向閥的流量是0.65L/min，然后進入油箱。因此這時液壓缸回油腔的壓力為p2為 此值與表8的估計值相近，故不必重算。 故溢流閥5的調(diào)壓pp1應為 ③ 快退 快退時，油液在進油路上通過單向閥4的流量為38L/min，通過電液換向閥6的流量為43L/min，然后以43L/min的流量通過單向閥進入有桿腔；油液在回油路上通過單向閥10、電液換向閥6的流量都是84.71L/min。因此進油路上總壓降為 此值較小，所以液壓泵驅(qū)動電動機的功率是足夠的?；赜吐飞峡倝航禐? 故可按表8中公式重新計算快退時液壓缸進油腔壓力p1，即 所以，快退時液壓泵的最大工作壓力pp應為 因此大流量液壓泵卸荷的卸荷閥3的調(diào)壓應大于2.369MPa。 4.2油液溫升驗算 在整個工作循環(huán)中，工進階段所占的時間最長，且發(fā)熱量最大。為了簡化計算，主要考慮工進時的發(fā)熱量。一般情況下，工進時做功的功率損失大引起發(fā)熱量較大，所以只考慮工進時的發(fā)熱量，然后取其值進行分析。 工進時液壓缸的有效功率為： 此時大流量泵通過卸荷閥3卸荷，小流量泵在高壓下供油，所以兩個泵的總輸入功率為： 由此得液壓系統(tǒng)的發(fā)熱量為： 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)不需設置冷卻器。 第五章 液壓缸的設計 5.1 液壓缸主要尺寸 5.1.1液壓缸工作壓力 根據(jù)設備的類型有初選工作壓力P=3MPa。 5.1.2液壓缸內(nèi)徑D和活塞桿d 由前面的計算可得出D=90mm,d=63mm。 5.1.3液壓缸壁厚的確定和外徑 （1）液壓缸的壁厚 液壓缸的壁厚一般指缸筒結構中最薄處的厚度。從材料力學可知，承受內(nèi)壓力的圓筒，其內(nèi)應力分布規(guī)律應壁厚的不同而各異。一般計算時可分為薄壁圓筒和厚壁圓筒。 液壓缸的內(nèi)徑D與其壁厚的比值的圓筒稱為薄壁圓筒。工程機械的液壓缸，一般用無縫鋼管材料，大多屬于薄壁圓筒結構，其壁厚按薄壁圓筒公式計算： 式中 ——液壓缸壁厚(m)； D——液壓缸內(nèi)徑(m)； ——試驗壓力，一般取最大工作壓力的(1.25~1.5)倍（MPa）； ——缸筒材料的許用應力。其值為鍛鋼：=110～120MPa;鑄鋼：=100～110MPa;無縫鋼管：=100～120Mpa;強度鑄鐵：=60MPa;灰鑄鐵：=25MPa 現(xiàn)取 ；=100MPa 得： 查無縫鋼管標準系列??； （2）缸體的外徑為 現(xiàn)取D=100mm 。 5.1.4液壓缸工作行程 液壓缸工作行程長度，可根據(jù)執(zhí)行機構實際工作的最大行程來確定，并參閱《液壓設計手冊》中的系列尺寸，選取標準液壓缸工作行程為110mm。 5.1.5液壓缸油口直徑 液壓缸油口的直徑可由公式計算： 式中： ——液壓缸油口直徑（）； ——液壓缸最大輸出速度（） ——油口液流速度（） 得： 查《機械設計手冊》表22.6-58，取。 5.1.6缸蓋厚度 一般液壓缸多為平底缸蓋，其有效厚度t按強度要求可用下面兩式進行近似計算。 無孔時 有孔時 式中 t——缸蓋有效厚度(m)； ——缸蓋止口內(nèi)徑(m)； ——缸蓋孔的直徑(m)。 所以，液壓缸： 無孔時 取 ； 有孔時 取 。 5.1.7最小導向長度 當活塞桿全部外伸時，從活塞支承面中點到缸蓋滑動支承面中點的距離H稱為最小導向長度。如果導向長度過小，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，因此設計時必須保證有一定的最小導向長度。 對一般的液壓缸，最小導向長度H應滿足以下要求： 式中 L——液壓缸的最大行程； D——液壓缸的內(nèi)徑。 活塞的寬度B一般取； 缸蓋滑動支承面的長度，根據(jù)液壓缸內(nèi)徑D而定： 當D<80mm時，??； 當D>80mm時，取。 為保證最小導向長度H，若過分增大和B都是不適宜的，必要時可在缸蓋與活塞之間增加一隔套K來增加H的值。隔套的長度C由需要的最小導向長度H決定，即 液壓缸缸體內(nèi)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。一般液壓缸缸體長度不應大于內(nèi)徑的20~30倍。 所以，液壓缸： 最小導向長度： 取 H=55mm 活塞寬度： 缸蓋滑動支承面長度： 取 隔套長度： ，所以不需要隔套。 缸體內(nèi)部長度： 5.2 液壓缸的結構設計 為滿足本題目中液壓系統(tǒng)：快速下降→壓制→快速退回→原位停止的使用要求，選用雙作用單桿活塞缸。 5.2.1液壓缸的組成 液壓缸的結構基本上可分成缸筒和缸蓋、活塞和活塞桿、密封裝置、緩沖裝置，以及排氣裝置五個部分。 5.2.2液壓缸組件的連接 缸筒與缸蓋的連接形式，因法蘭連接結構簡單，容易加工，也易拆卸，故采用法蘭連接，缸筒與缸底的連接形式也用法蘭連接。活塞桿與活塞的連接方式選用螺紋連接，其結構簡單，安裝方便可靠。 5.2.3活塞及活塞桿處密封 活塞及活塞桿處密封圈的選用，應根據(jù)密封部位、使用部位、使用的壓力、溫度、運動速度的范圍不同而選擇O型的密封圈。 5.2.4液壓缸的緩沖裝置 液壓缸帶動工作部件運動時，因運動件的質(zhì)量大，運動速度較高，則在達到行程終點時，會產(chǎn)生液壓沖擊，甚至使活塞與缸筒端蓋產(chǎn)生機械碰撞。為防止此現(xiàn)象的發(fā)生，在行程末端設置緩沖裝置。常見的緩沖裝置有環(huán)狀間隙節(jié)流緩沖裝置，三角槽式節(jié)流緩沖裝置，可調(diào)緩沖裝置。這里選用三角槽式節(jié)流緩沖裝置。 5.2.5 液壓缸排氣裝置 對于速度穩(wěn)定性要求的機床液壓缸，則需要設置排氣裝置。 5.2.6 密封裝置 選0形密封圈，因為其具有良好的密封性能，且結構緊湊，運動件的摩擦阻力小，裝卸方便，容易制造，價格便宜等優(yōu)點。 5.3 液壓缸主要零件的材料和技術要求 （1）缸體 材料---45鋼 粗糙度---液壓缸內(nèi)圓柱表面粗糙度為 技術要求：a內(nèi)徑用H8-H9的配合 b缸體與端蓋采用螺紋連接，采用6H精度 （2）缸蓋 材料---灰鑄鐵：HT200 粗糙度---導向表面粗糙度為 技術要求：同軸度不大于0.03 （3）活塞 材料---灰鑄鐵：HT300 粗糙度---活塞外圓柱粗糙度 技術要求：活塞外徑用橡膠密封即可取f7~f9的配合，內(nèi)孔與活塞桿的配合可取H8。 （4）活塞桿 材料---實心：45鋼，調(diào)質(zhì)處理 粗糙度---桿外圓柱粗糙度為 技術要求：a調(diào)質(zhì)20-25HRC b活塞桿與活塞的連接可用 第6章 總結 轉(zhuǎn)眼間為期三周的課程設計已經(jīng)接近尾聲了，算起來這次液壓課設已經(jīng)是我大學里第五次做的課程設計了，也是除了畢業(yè)設計外的最后一次了。所以，我十分珍惜這次機會，每次課設我都學到了很多，也學會了很多，而且是一次的收獲比一次的大。 這次的課設與以往的四次有所不同，因為這次是小組模式，一個老師只帶幾個學生，而不是以往的一個老師帶一個班的學生。所以，這次的課設更具意義，更能學到東西。 剛開始的第一周，我們組九個人，都是在摸索中前進，看例子，找資料，慢慢開始著手計算一些簡單的尺寸。我和以前一樣，采用的是先整體搞清楚整個框架，在一個點一個點的攻克的方式。所以，在整個進度上一直是落后與大家的，以至于快的同學會比我領先好幾天的工作量，看的同學一個個都開始畫圖了，我還在糾結計算，我也開始急躁起來了。所以，導致后來反工了好幾次，光原理圖就重改了4次，這讓我再一次體會到心急吃不了熱豆腐這句話的含義。不過，這樣還是有一定好處的，正因為錯了，才記得更牢固，才有了不一樣的收獲，我樂此不疲，所以，我后來收獲到了4種可行的方案，而不僅僅是照本宣科，真正是舉一反三了。 到第二周大家都已漸入佳境，我也是到了效率最高的時候，經(jīng)過前期的充分吸收前人的經(jīng)驗，所以，在任務進度上明顯加快了很多，這個禮拜的一天，可以當上個禮拜的兩天了。在這個禮拜，我才真正體會到老師要我們每天按時到實驗室去做課設的意圖，因為有壓力才有動力，有時就是應該有這么一個人來監(jiān)督自己，才會更加努力。所以，課設期間我說的最多的一句話就是慢工出細活，嚴師出高徒。在這里我真心感謝老師給了我們這么一個鞭策。 第三周，也是最后一周了。在這個禮拜，我們的進度是到了畫圖寫說明書的時候，雖然我慢了半拍。在這個禮拜印象最深的就是一個字：冷。太冷了。所以，我們經(jīng)常為了一個暖手袋而“打鬧”。而就在這打鬧中，我們變成了兄弟一般，這就是我們在課設中得到的另一筆寶貴的財富——友誼。這是我這次最大的收獲了，所以，這次課設是我五次課設中收獲最多的一次，也是印象最深的一次。因為這是最后一次，也是周期最長的一次，還是最冷的一次，更是收獲最豐富的一次。 為期三周的課設結束了，在這不長的十幾天里，我們小組九人（最后就剩6人）在一種輕松而愉快的氛圍中完成了大學最后一次課設，雖然天氣很不給力。 總結，我不知道這樣寫合不合適，我也沒查過怎么去寫總結，我就是把這三周的所處所想所感寫出來了，表達內(nèi)心的感受而已。如果不好，還請老師您隨看隨丟。 最后，衷心的感謝劉老師，胡老師能給我們這么愉悅的一次課設，我們真的學到了很多，謝謝您！ 參 考 文 獻 [1] 王積偉，章宏甲，黃誼.液壓傳動.第二版.北京：機械工業(yè)出版社，2006.12 [2] 《機械設計手冊》編委會.機械設計手冊.第四版.北京：機械工業(yè)出版社，2007 [3] 成大先.機械設計手冊[單行本液壓傳動]. 北京：化學工業(yè)出版社，2004 [4] 姜繼海.液壓與氣壓傳動. 北京：高等教育出版社，2009 [5] 劉瑩.機械設計課程設計. 大連：大連理工大學出版社，2008 [6] 徐祖茂.機械制圖. 北京：高等教育出版社，2010 .