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沈陽化工大學科亞學院 本科畢業(yè)論文 題 目： 200擠出機液壓執(zhí)行機構系統(tǒng)設計 專 業(yè)： 機械設計制造及其自動化 班 級： 1101 學生姓名： 吳海林 指導教師： 于 玲 論文提交日期：2015 年 6 月 1 日 論文答辯日期：2015 年 6 月 5 日 畢業(yè)設計（論文）任務書 機械設計制造及其自動化專業(yè) 1101班 學生：吳海林 畢業(yè)設計（論文）題目：200擠出機液壓執(zhí)行機構系統(tǒng)設計 畢業(yè)設計（論文）內(nèi)容： 1、文獻綜述一份（A4紙、小四字，3000字以上） 2、圖紙折合成A1#3張（液壓原理圖、裝配圖及零件圖） 3、計算說明書一份（A4紙、小四字20頁以上） 畢業(yè)設計（論文）專題部分： 液壓原理設計、液壓缸裝配圖及零部件設計 起止時間： 2015年3月16日 ——2015年6月4日 指導教師： 簽字 2015 年3 月16 日 摘要 隨著時代的發(fā)展和現(xiàn)代工程技術的發(fā)展液壓技術的應用日益增加，希望學會液壓技術的工程技術人員越來越多?？茖W合理的規(guī)劃和采用液壓系統(tǒng)，對于擢升各種液壓設備及裝置的工作效能和技術功能有至關重要的意義。 液壓機是一種根據(jù)帕斯卡原理制作而成用來傳遞能量，以液體為工作介質來制作各種工藝品的機器。一般本機（主機）、動力系統(tǒng)和液壓控制系統(tǒng)三部分組成了液壓機。主缸運動、頂出缸運動為液壓系統(tǒng)的主要組成。 此次設計說明書根據(jù)具體參數(shù)的計算和工況的分析，從而制定了總體的控制方案。經(jīng)過各種方案對比以后，制定了液壓控制原理圖。液壓系統(tǒng)選用插裝閥集成控制系統(tǒng)，密封性好、通流能力強、壓力損失小等是插裝閥集成控制系統(tǒng)所具有的特點。根據(jù)檢測液壓系統(tǒng)壓力的損失和溫升，壓力和順序循環(huán)的動作要求本文的設計都能夠滿足。塑性材料的鍛壓、冷擠、沖壓、彎曲、校直等成型的加工工藝都能夠實現(xiàn)。 關鍵字： 液壓系統(tǒng)；擠出機；液壓機 Abstract With increasing numbers of applications of Hydraulic technology in modern technologies, more people want to learn this technology. It is of great significance to correctly design and use hydraulic system, and improve the efficiency and performance of all sorts of Hydraulic equipment. Extruder is a device that transfers energy based on the Pascal principle via working fluids.Hydraulic press usually consists of a host computer, power system,and Hydraulic control system, the last part of which includes Main cylinder motion and Ejection cylinder movement. This research devises an overall control method through parameter calculation and working condition analysis. After comparison between various results, we drafted the schematic of the Hydraulic system. A hydraulic system selects Integrated control system for cartridge valve, which poses a number of properties, such as good sealing property,ability to flow，pressure loss is small. Through pressure loss check and the temperature rise check of the hydraulic system, the hydraulic system design of this work can satisfies the requirements for pressure and sequential cycles, and enables practical manufacturing processes for the forging and pressing、stamping、cold extrusion、straightening、bend of plastic material。 Key words：Hydraulic system；Extruder；Hydraulic press 目 錄 引言 1 第一章 擬定液壓系統(tǒng)原理圖 2 1.1 塑料中空成型工藝流程分析 2 1.2 整體液壓控制系統(tǒng)原理圖 2 1.3 控制系統(tǒng)分析 2 1.3.1 上下機頭開合系統(tǒng) 4 1.3.2口型盒上下夾持 5 1.3.3 楔形邊鎖緊缸 6 第二章 液壓缸的計算依據(jù) 10 2.1 液壓缸的分類 10 2.2 主要參數(shù)及常用計算公式 10 2.2.1 壓力 10 2.2.2 主要尺寸及面積比 10 2.2.3 液壓缸活塞的理論推理和拉力 12 2.2.4 效率 13 2.2.5 液壓缸負載率 14 2.2.6 活塞瞬間線速度 15 2.2.7 活塞作用力F 16 2.2.8 活塞加速度a 17 2.2.9 活塞加（減）速時間ta（td） 17 2.2.10 活塞加（減）速行程Sa（Sd） 17 2.2.11 液壓缸流量 18 2.2.12 液壓缸功率P 18 第三章液壓缸的典型結構 19 3.1 端蓋與缸筒連接方式 19 3.1.1 拉桿型液壓缸 19 3.1.2 螺紋蓋型液壓缸 19 3.1.3 法蘭型液壓缸 20 3.1.4 安裝方式 20 3.2 專用液壓缸典型結構 21 3.2.1 特殊結構液壓缸 21 3.2.2 電液伺服液壓缸 23 3.2.3 特殊工質液壓缸 24 3.2.4 組合液壓缸 24 3.2.5 多級液壓缸 24 第四章 液壓缸主要零部件設計 26 4.1 活塞件的設計計算 26 4.1.1 活塞結構型式 26 4.1.2 密封件溝槽尺寸，公差及粗糙度 26 4.1.3 材料 26 4.1.4 活塞尺寸及公差 26 4.2 活塞桿的設計計算 26 4.2.1 結構 27 4.2.2 活塞桿直徑計算 28 4.3 緩沖機構設計計算 31 4.3.1 一般技術要求 31 4.3.2 結構型式 31 4.3.3 緩沖計算 33 4.3.4 調整緩沖機構尺寸 35 結 論 37 參考文獻 38 致 謝 39 引 言 利用液體為工作介質來傳遞能量和控制的傳動方法為液壓傳動。流體傳動即液壓傳動和氣壓傳動。液壓傳動的基本原理：原動機的機械能被液壓系統(tǒng)力用液壓泵轉換為液體的壓力能，傳遞能量依靠液體壓力能的變化，經(jīng)過各種控制閥及管路的傳遞，驅動工作機構依靠液壓執(zhí)行元件(液壓缸或馬達)將液體壓力能轉化為機械能，最終實現(xiàn)直線往復運動和回轉運動。把其中的液體稱作工作介質，一般用礦物油，它的作用類似于機械傳動中的皮帶、鏈條及齒輪等傳動元件。液壓油缸在液壓傳動中就是一個最簡單而又相對完整的液壓傳動系統(tǒng)，想要清楚的了解液壓傳動的基本原理即可分析它的工作過程。我國的工程機械近年來取得了飛速的發(fā)展離不開液壓傳動技術。但是，雖然液壓技術在機械能和壓力能的轉換方面得到了很大的進展，但是在傳動效率和能量損失上依然有很大的問題。由于在液壓系統(tǒng)中，有許多的液體能量會隨著油液的流動而損失掉，這種能量的損失既在油液流動過程中的內(nèi)摩擦損失上有所體現(xiàn)，還在系統(tǒng)的容積損失上有所反映，從而導致系統(tǒng)能量利用率下降，傳動效率無法提升。由于高能耗和低效率導致油液發(fā)熱又增大，使性能提升到理想的狀況，阻礙了液壓技術的進一步發(fā)展。所以，液壓技術領域研究的重點之一就是探索和研究高效液壓傳動技術，提高它的綜合性能。 40 沈陽化工大學科亞學院學士學位論文 第一章 擬定液壓系統(tǒng)原理圖 第一章 擬定液壓系統(tǒng)原理圖 1.1塑料中空成型工藝流程分析 大型塑料中控成型機一般包括：擠出機、機頭、合模裝置、吹脹裝置、制品取出裝置、液壓站、強弱電控制系統(tǒng)。按擠出型坯的方式分為儲料式和連續(xù)擠出式。大中型中控吹塑成型機擠出型坯的方式主要是儲料式。塔以顆粒狀的聚丙烯。聚乙烯和一些添加色料為原料，通過料斗把原料送人擠出機的加熱管道中，經(jīng)過機筒上的加熱器加熱，使之成為熔融態(tài)；再以給定的壓力，借助可調速的旋轉，進入機頭后將熔融料注入儲缸內(nèi)。在儲料缸內(nèi)的熔融塑料溫度高達300℃。隨熔料的不斷注入，缸內(nèi)熔料壓力迅速上升，推動料位塞向上移動；當料位達到設定值時，口模打開，將熔料注射到模具中，繼而進行吹氣。保壓，使熔融態(tài)的塑料在模具內(nèi)固化成型。隨著熔融料擠出到開模取出制品等一系列動作的的完成。 本次設計主要對合模、啟模兩個過程進行詳細分析。 合模過程：機頭合上→上、下口型鎖緊缸鎖緊→楔形變加緊→開始工作 啟模過程：楔形變松開→上、下口型鎖緊缸松開→機頭張開→檢修清理 1.2整機液壓控制系統(tǒng)原理圖 表1.1電磁鐵通電順序表 電磁鐵 工況 1YA 2YA 3YA 4YA 5YA 6YA 7YA 8YA 9YA 下口型鎖緊缸開鎖 + 下口型鎖緊缸關鎖 + + 上口型鎖緊缸開鎖 + 下口型鎖緊缸關鎖 機頭張合開 + 機頭張合關 + 楔形邊夾緊鎖開鎖 + 楔形邊夾緊鎖關鎖 + 圖1.1 擠出機液壓原理圖 1.3控制系統(tǒng)分析 1.3.1 上下機頭開合系統(tǒng) 機頭開合液壓系統(tǒng)原理圖如上，機頭開合上下單獨動作，液壓原理完全相同。分析如下：系統(tǒng)中換向閥6YA得電，壓力油經(jīng)過換向閥的右油路，液壓鎖的右側單向閥，單向節(jié)流閥的右側閥進入油缸的無桿腔，完成機頭的關閉動作。當機頭到位接近開關檢測，油路內(nèi)壓力到達16MP后，才確定機頭關閉到位。 系統(tǒng)中換向閥7YA得電，壓力油經(jīng)過換向閥的左油路，液壓鎖的左側單向閥 ，單向節(jié)流閥的左側閥進入油缸的有桿腔，完成機頭的打開動作。當機頭到位接近開關檢測，油路內(nèi)壓力到達16MP后，才確定機頭打開到位。 單向節(jié)流閥和雙孔平衡閥共同確保壓力油緩慢平穩(wěn)的流動，液壓缸平穩(wěn)卸壓，使機頭開合動作平穩(wěn)，避免打開或關閉機頭時速度過快而發(fā)生意外。液壓鎖和Y型換向閥能夠同時接通油箱卸油，液壓鎖的兩個單向閥立即同時關閉，油缸活塞立刻停止動作，使機頭停留在任意位置，不至于發(fā)生安全事故。 圖1.2 機頭開合系統(tǒng)原理圖 1.3.2 口型盒上下夾持 圖1.3為上口型鎖緊系統(tǒng)，口型盒夾持油缸分為兩組，分別由獨立的液壓系統(tǒng)進行控制，兩者的不同之處在于下組油缸的液壓系統(tǒng)沒有平衡閥。系統(tǒng)在得到夾持或松開口型盒信號后上下液壓系統(tǒng)同時啟動，油缸同步動作，完成口型盒夾持或松開要求。系統(tǒng)中換向閥2YA得電，壓力油經(jīng)過換向閥右油口進入油缸的無桿腔，活塞桿伸出完成夾持動作。由于此系統(tǒng)中油缸較多，為了減少動作時間，油缸排出的壓力油經(jīng)單向閥進入供油管路補給油源，減少壓力油循環(huán)造成的浪費。系統(tǒng)中的平衡閥確?；赜凸苈穳毫?，使上組油缸活塞桿緩慢伸出，避免沖頂口型盒；而下組油缸活塞桿是自上而下伸出，自身阻力可以確?；钊麠U伸出平穩(wěn)，因此下組油缸液壓系統(tǒng)中沒有平衡閥。活塞桿收回時，系統(tǒng)中3YA動作，壓力油經(jīng)換向閥的左油口，單向閥，平衡閥進入油缸小腔，此時回油經(jīng)進油打開的液控單向閥直接回流油箱，完成松開動作。 上下口型夾持動作只有當油路內(nèi)壓力達到16MPa并且口型的上下兩組油缸 動作全部夾持到位，才確定口型夾持動作完成。夾持動作完成后，若油路壓力低于16MPa時，低壓泵啟動開始補壓。 圖1.3 上下機頭鎖緊原理圖 1.3.3楔形邊鎖緊缸 楔形邊夾緊鎖機構和機頭張合系統(tǒng)相似，所不同的是兩組液壓缸同時進行動作。系統(tǒng)中換向閥9YA得電，壓力油經(jīng)過換向閥的右油路，液壓鎖的右側單向閥，單向節(jié)流閥的右閥進入油缸的無桿腔，完成機頭的關閉動作。當機頭到位經(jīng)檢測開關檢測油路壓力達到16MPa后，才確定楔形邊夾緊到位。 單向節(jié)流閥的作用是保證壓力油緩慢平穩(wěn)流動，液壓缸平穩(wěn)卸壓，使機頭開合動作平穩(wěn)，避免打開或關閉機頭時速度過快而發(fā)生意外。液壓鎖和Y型鎖換向閥能夠同時接通油箱卸油，液壓鎖的兩個單向閥立即同時關閉，油缸活塞立刻停止動作，使機頭停留在任意位置，不至于發(fā)生安全事故。 圖1.4 楔形邊夾緊原理圖 沈陽化工大學科亞學院學士學位論文 第二章 液壓缸的設計 第2章 液壓缸的設計 液壓缸是將液壓能轉化成直線運動機械能的執(zhí)行元件。 2.1液壓缸的分類 目前，單作用液壓缸，雙作用液壓缸，緩沖式液壓缸，多級液壓缸等都是液壓缸的主要分類形式，其具體的分類見表2.1 表2.1 液壓缸的分類 類別 名稱 圖形符號 說明 單 作 用 液 壓 缸 單作用活塞液壓缸（無彈簧） 活塞只作單向外伸運動，它的反向內(nèi)縮運動由外力來完成 單作用活塞液壓缸（彈簧回程） 活塞只作單向運動，它的反向運動由彈簧力來完成 單作用伸縮液壓缸（單作用多級液壓缸） 有多個單向依次外伸運動的活塞（柱塞），各活塞（柱塞）逐次運動時，它的運動速度和推力都是變化的。它的反向內(nèi)縮運動由外力來完成 單作用柱塞液壓缸 柱塞只作單向外伸運動，它的反向內(nèi)縮運動由外力來完成。它的工作行程比單作用活塞液壓缸長 類別 名稱 圖形符號 說明 雙 作 用 液 壓 缸 雙作用無緩沖式液壓缸 活塞作雙向運動，同時產(chǎn)生推、拉力。活塞在行程終了時不減速 不可調單向緩沖式液壓缸 活塞作雙向運動，同時產(chǎn)生推、拉力?；钊谝粋刃纬山K了時減速制動，它的減速值不可調。另一側行程終了時不減速 不可調雙向緩沖式液壓缸 活塞作雙向運動，同時產(chǎn)生推、拉力，活塞在雙側行程終了時均減速制動，其減速值不可調 可調單向緩沖式液壓缸 活塞作雙向運動，并產(chǎn)生推，拉力?；钊谝粋刃纬山K了時減速制動，其減速值可調。另一側行程終了時不減速 可調雙向緩沖式液壓缸 活塞作雙向運動，并產(chǎn)生推，拉力，活塞在雙側行程終了時均減速制動，其減速值可調 雙活塞桿液壓缸 活塞兩端桿徑相同，活塞作正，反運動時，其運動速度和推（拉）力均相等 雙作用伸縮液壓缸（雙作用多級液壓缸） 有多個雙向依次運動的活塞，各活塞逐次運動時，其運動速度和推，拉力均是變化的 上面列出的液壓缸是一種常見的分類,不包括一些特殊結構或目的的液壓缸。 2.2 主要參數(shù)及常用計算公式 2.2.1壓力 1.額定壓力Pn，也稱公稱壓力，是液壓缸能用以長期工作的壓力。國家標準GB2346-80規(guī)定了液壓缸的公稱壓力系列如表2.2 表2.2 液壓缸公稱壓力（MPa） 2.最高允許壓力Pmax，也是動態(tài)試驗壓力，是液壓缸在瞬間所能承受的極限壓力。各國規(guī)范通常規(guī)定為：Pmax≤1.5Pn MPa （2-1） 3.在檢查質量時，液壓缸所需承受的壓力試驗為耐壓試驗壓力Pt，在此壓力下不出現(xiàn)變形或斷裂。各國規(guī)范多數(shù)規(guī)定為：Pt=1.5PnMPa （2-2） 軍品規(guī)范為：Pt=(2-2.5) Pn MPa （2-3） 2.2.2主要尺寸及面積比 1、缸內(nèi)徑D 液壓缸內(nèi)徑系列被國家標準GB2348-80（等效于ISO3320）所規(guī)定：表2.3 表2.3缸內(nèi)徑D（mm） 2、活塞桿內(nèi)徑d 國家標準GB2349-80規(guī)定了活塞桿直徑的基本系列：表2.4 表2.4活塞桿直徑d（mm） 3、活塞行程S 國家標準GB2349-80規(guī)定了活塞行程S的基本系列：表2.5 表2.5活塞桿行程S 4、面積比（即速度比） = (2-4) A1=/4 A2=/4() 式中 A1——活塞無桿側有效面積 A2——活塞有桿側有效面積 ——活塞桿伸出速度 ——活塞桿退出速度 D——活塞直徑 d——活塞桿直徑 值系列案ISO7181規(guī)定，見表2.6 2.2.3液壓缸活塞的理論推理和拉力 以雙作用單活塞液壓缸為例，液壓油作用在活塞上F1： （2-5） 當活塞桿退回時的理論拉力F2： （2-6） 表2.6面積比 當活塞桿向前差動時（即活塞的兩側同時進壓力相同的液壓油）的理論推力 （2-7） 以上三式中 D——活塞直徑（即液壓缸內(nèi)徑） m d——活塞桿直徑 m Pi——供油壓力 MPa 2.2.4效率t 1、 機械效率，由各運動件摩擦損失所造成。在額定壓力下，通常可取≈0.9。 2、容積效率，由各密封件泄露所造成，通常容積效率為： 圖2.7 液壓缸活塞受力示意圖 裝彈性體密封圈時：≈1 裝活塞環(huán)時： ≈0.98 3、作用力效率：由排出口背壓所產(chǎn)生的反向作用力而造成。 活塞外推時： （2-8） 活塞向內(nèi)拉時： （2-9） 式中 ——當活塞外推時，為進油壓力；當活塞向內(nèi)拉時,為排油壓 力（MPa）； ——當活塞桿外推時，為排油壓力；當活塞環(huán)內(nèi)拉時，為進油壓力（MPa）； ——同前。 當排油直接回油箱時： ≈1. 4、總效率 = （2-10） 2.2.5液壓缸負載率 為實際使用推力（或拉力）和理論額定推力（或拉力）的比值： =實際使用推力（或拉力）/理論額定推力（或拉力） (2-11) 這個值是用來測量液壓缸的負載工作，通常采用≈0.5～0.7，但對有些用途也可取≈0.45～0.75 2.2.6活塞瞬間線速度v 1.活塞瞬間線速度v v= m/s (2-12) 式中 ——液壓缸瞬時體積流量 A——活塞的有效作用面積 當 =常數(shù)時，v=常數(shù)。但事實上，活塞行程的兩端各有一個加速階段或一個減速階段，如圖2.8 圖2.8 活塞線速度隨時間的變化 2.活塞最大時線速度Vmax 流量不變時，大部分的活塞在行程的中間保持恒定的速度，當活塞桿外推時，活塞的最大線速度為Vmax為 （2-13） 式中 ——桿外推時的體積流量 活塞桿內(nèi)拉時 （2-14） 式中 ——桿內(nèi)拉時的體積流量 3.活塞平均線速度 （2-15） 式中 S——活塞行程 m T——活塞在單一方向的全行程時間 s 活塞最大線速度與平均線速度可按下式計算 Vmax= m/s （2-16） 式中 ——活塞線速度系數(shù) 活塞和活塞桿密封圈以及行程末端緩沖機構所能承受的動能限制活塞的最大線速度Vma。 最高線速度過低可能導致爬行，不利于正常的工作，因此Vmax應大于0.1～0.2。 2.2.7活塞作用力F 優(yōu)化液壓缸所在的工作場所，活塞的作用力F，一定要克服阻力，F(xiàn)的大小為； F N （2-17） 式中 ——外負載阻力（包括外摩擦阻力在內(nèi)） N ； ——回油阻力 N ，當油流會油箱時，可以近似取=0，如果回油背壓，則當桿外推時，可按式（2-6），計算當桿內(nèi)拉時，可按式（2-5）計算；因為在活塞差動前進時，在推力中已考慮了在內(nèi)，所以不需要計算； ——密封圈摩擦阻力 N ； ——活塞在啟動，當制動或換向慣性力 N ， 在加速時，取+，在減速時，取-，在恒速時，取=0。 密封圈摩擦阻力為活塞密封與活塞桿密封摩擦阻力之和，即 N （2-18） 式中 ——密封圈摩擦系數(shù)，按不同潤滑條件， 可以取=0.05～0.2； ——密封圈兩側壓力差 Mpa ； ——分別為活塞及活塞桿密封圈寬度 m ； ——分別為活塞和活塞桿密封圈摩擦修正系數(shù)， “O”型密封圈；≈0.15 壓緊型密封圈；≈0.2 唇型密封圈；≈0.25 2.2.8活塞加速度a 活塞加速度或減速度a為 （2-19） 式中 m——為活塞及負載重量 kg ——為活塞及負載慣性力 N 活塞加速度a的符號為“+”，減速度為“-”。 2.2.9活塞加（減）速時間ta（td） 如圖2.8所示為一個簡單的活塞運動，活塞的加速度和減速度時間，分別為 s （2-20） s （2-21） 2.2.10活塞加（減）速行程Sa（Sd） 如果仍參照圖2.8簡化的活塞的運動規(guī)律，活塞加速和減速行程分別為 m (2-22) m （2-23） 活塞加速或減速行程和緩沖裝置節(jié)流行程影響著液壓缸所安裝的緩沖裝置。（2-23） 2.2.11液壓缸流量 當活塞桿外推時； (2-24) 當活塞桿內(nèi)拉時； （2-25） 對于彈性物密封圈； 對于金屬活塞壞； 2.2.12液壓缸功率P 當活塞桿外推時； W （2-26） 當活塞桿內(nèi)拉時； W (2-27) 以上所有式中凡是未加說明的代號，意義和單位都和前面相同。 沈陽化工大學科亞學院學士學位論文 第三章 液壓缸的典型結構 第3章 液壓缸的典型結構 一般液壓缸使用廣泛,適用與機床、汽車、重型機械、自動控制等目的?，F(xiàn)有國家標準和國際標準的安裝尺寸。這種結構的液壓缸可以敘述端蓋和缸筒的連接方式和安裝方式。 3.1端蓋與缸筒連接方式 3.1.1拉桿型液壓缸 多根長拉桿連接兩端蓋和缸筒，通常兩個端蓋是正方形或者長方形，用四根拉桿拉緊：圖3.1 1-活塞桿；2-導向套；3-法蘭；4-前端蓋；5-缸筒；6-拉桿；7-導向環(huán)（支承環(huán)）； 8-活塞密封件；9-后端蓋；10-活塞；11-緩沖套筒；12-活塞桿密封件；13-防塵圈 圖3.1 拉桿式液壓缸 3.1.2螺紋蓋型液壓缸 前端蓋由活塞桿端線程通過旋入相應的氣缸端蓋主要在缸筒焊接后端。。 這種液壓缸暴露部分較少,外表光潔,外形小,能吸收一定量的沖擊載荷和惡劣的外部環(huán)境條件。而是因為前端蓋螺紋強度和預緊端蓋的操作的限制,所以不能用與大直徑圓筒和高額定工作壓力,通常用于內(nèi)徑d。 車輛，船舶，礦業(yè)等室外機械工作大多使用這種類型的液壓缸液壓缸。 3.1.3法蘭型液壓缸 這兩個端蓋法蘭,與多個螺釘分別與相應的法蘭連接鋼筒。 3.1.4安裝方式 國際標準ISO6099—1985初步通過用字母和數(shù)字表示分七類規(guī)定了51種安裝方式。字母M表示其安裝方式，后面為字母和數(shù)字。字母的定義如下： M——安裝 R——螺栓端 D——雙活塞桿 S——第腳 E——前端或后端 T——耳軸 F——法蘭（可拆的） X——雙頭螺栓或拉桿 P——圓柱銷 實用上多限于6～12種，目前使用廣泛的三個國際標準分別規(guī)定7～12種安裝方式（見表3.2） 表3.2各類液壓缸的安裝方式代號 國際 標準 液壓缸類型 工作壓力 安裝方式代號 安裝方式 數(shù)目 ISO6020/1 單活塞桿——中型系列 16 MF1。MF2，MF3，MF4，MP3，MP4，MP5，MP6，MT1，MT2，MT3 11 ISO6020/2 單活塞桿——小型系列 16 ME5，ME6，MP1，MP3，MP5，MS2，MT1，MT2，MT4，MX1，MX2，MX3 12 ISO6022 單活塞桿 25 MF3，MF4，MP3，MP4，MP5，MP6，MT4 7 表2.7中各種規(guī)定了7～12種安裝方式代號所代表的意義如下： 端蓋類：ME5——前端矩形端蓋安裝 ME6——后端矩形端蓋安裝 法蘭類：MF1——前端矩形法蘭安裝 MF2——后端矩形法蘭安裝 MF3——前端圓形法蘭安裝 MF4——后端圓形法蘭安裝 耳環(huán)類：MP1——后端固定式雙耳環(huán)安裝 MP3——后端固定式單耳環(huán)安裝 MP4——后端可拆式單耳環(huán)安裝 MP5——后端固定式球鉸耳環(huán)安裝 MP3——后端可拆式球鉸耳環(huán)安裝 底座類：MS2——側底座安裝 耳軸類：MT1——前端整體式耳軸安裝 MT2——后端整體式耳軸安裝 MT3——中間固定或可移式耳軸安裝 MT4——中間固定或可拆式耳軸安裝 螺栓螺孔類： MX1——兩端四雙頭螺栓式安裝 MX2——后端四雙頭螺栓式安裝 MX3——前端四雙頭螺栓式安裝 上表中各種安裝方式的安裝尺寸，在設計標準液壓缸時，可查閱表中有關標準。 3.2專用液壓缸典型結構 專用液壓缸指的是專為一個特定的目的去構思的,以滿足使用的特殊要求,因此,在結構、材料、組合類型的精度,比較特別。其中一些液壓缸已形成系列,投入批量生產(chǎn)。 3.2.1特殊結構液壓缸 （1）重型液壓缸 軋鋼機等重型機械,如冶煉爐液壓必須在高溫下,塵土飛揚、蒸汽和其他工作在惡劣環(huán)境下,連續(xù)操作,負載和暴力的影響。 （2）控速液壓缸 為了適應高速下的活塞的工作,并避免壓力的最后旅行到緩沖區(qū),在加速和減速速度和相位控制活塞,降低速度,無級緩沖效果。 （3）自鎖液壓缸 這種類型的液壓缸設有自鎖機制,可以根據(jù)需求鎖定活塞桿位置的要求。 自鎖機構分兩種： 液壓鎖 優(yōu)點:無級鎖,鎖的位置可以任意設置,可靠的鎖定,不會改變,可以遠程控制,只要液壓流量控制壓力,就可以鎖定或松開鎖定。 機械鎖 在行程方向上的鎖定大多使用機械鎖，其中包括液壓缸自帶機械鎖和液壓缸外部對活塞桿的機械鎖兩種?；钊麢C械鎖，活塞桿機械鎖，無級機械鎖，端位機械鎖統(tǒng)稱為液壓缸自帶機械鎖。 （4）鋼索液壓缸 保存液壓缸軸向空間,實現(xiàn)特殊行程,由負載較輕。這也被稱為無桿缸液壓缸。 結構特點:液壓缸頭配有繩滑輪。沒有活塞桿,活塞的兩側分別與繩子的一端?；钊麑Ь€在同一方向移動。 （5）浸水液壓缸 工作環(huán)境是在水中。與外部液壓缸不僅是為了防止漏油的工作,防止漏水的外面。 結構特點:除了活塞桿密封,還配備了即將離任的密封圈,添加一個塵埃環(huán)外。即將離任的密封環(huán)之間的內(nèi)部和低壓室,用于返回管低壓腔連接到油箱,為了防止石油泄漏外。暴露出部分不銹鋼做的。 （6）開關式限位液壓缸 限制旅行終端位置,當活塞桿的極限到達設定位置,驅動桿滑塊接觸時間表開放和發(fā)送電子信號,電磁換向閥控制液壓系統(tǒng),阻止活塞反向運動。 （7）位置傳感液壓缸 液壓缸活塞可以在任何位置的安排,傳感器和相應的電信號。 這種液壓缸結構特點:通常是一個微分,和活塞桿的直徑,鉆孔,長能使位置傳感器進一步調查,目前使用非接觸式位移傳感器。 3.2.2電液伺服液壓缸 達到較高的控制精度,縮短連接石油管道長度以達到頻率響應的綜合控制液壓缸壓力油壓力或流量電動液壓桿或比例閥和負載反饋傳感器中使用的液壓缸伺服控制系統(tǒng)操作,根據(jù)控制信號的類型,結構可以分為兩類,如下: 模擬式電液伺服液壓缸 負載反饋傳感器是一個位移傳感器的說,移動安裝在負載的數(shù)量后端蓋,探討中央孔活塞桿。 技術要求：低摩擦,沒有蠕變、頻率響應高、低內(nèi)部和外部泄漏。 通常對其摩擦副作特殊處理如下： 缸筒：內(nèi)摩擦面鍍硬鉻后拋光； 活塞密封：用玻璃微珠填充的聚四氟乙烯制的O形或唇形密封圈，也有外圓帶很小圓錐度的活塞靜動壓密封； 活塞桿密封:丁腈橡膠唇形密封的壓力,也有一個小圈子,錐度在靜態(tài)和動態(tài)壓力密封導套; 活塞桿導向套：用高耐磨和高硬度的FeN鑄鐵； 防塵圈：用雙金屬型，并預先磨成刃口形； 油管:伺服閥和液壓缸之間的油管鉆井渠道直接與過度的塊和預裝厚壁剛性短管。 電液伺服液壓缸使用寬廣:飛機的起落架,薄板軋機,材料疲勞試驗機,模擬實驗機、機械手等,使用武力或位置伺服速度。 數(shù)字式電液伺服液壓缸 可以直接接收數(shù)字信號轉換精確的線性機械運動，這類液壓缸被稱為脈沖液壓缸。 這類液壓缸的優(yōu)點： 頻率響應高，起動頻率高； 單位功率的成本低，容易達到很大輸出力； 傳動環(huán)節(jié)少，無游隙，精度高； 只需要小功率的脈沖電源， 動態(tài)流量計量液壓缸 作為液壓元件或系統(tǒng)實驗時測量動態(tài)流量之用 能迅速對流量的變化作出反應是這類液壓缸的技術要求，因此對內(nèi)漏不必作過分嚴格的的控制而運動件的摩擦力應極小，無爬行，頻響高，慣量極小。 這種液壓缸動態(tài)流量測量精度可以達到0.5%,1000赫茲頻率響應。 3.2.3特殊工質液壓缸 高水基液壓缸 這種類型的缸高水基流體作為工作介質。高水基流體在節(jié)流很容易產(chǎn)生氣蝕,其粘度很低,泄漏率超過5倍的石油沖擊液體,液膜承載力較低,造成摩擦副磨損嚴重。因此,最高7MPa液壓缸工作壓力是有限的。 水質液壓缸 使用水作為介質。高水基比工作更糟糕的是,這樣的最高工作壓力限制在3.5 MPa。 物料需求更耐腐蝕的主要部分:活塞在青銅、不銹鋼活塞桿。 3.2.4組合液壓缸 液壓缸、電機、液壓泵、油箱、濾油器、蓄能器、液壓控制閥組合裝配。 這種類型的液壓缸有更多的優(yōu)點:高度集成,體積小,可以在車間所有裝配和調試好,不必在現(xiàn)場,以確保安裝和調試質量,避免污染。保存?zhèn)鹘y(tǒng)的液壓系統(tǒng)管路系統(tǒng)的同時,可以降低泄漏和管路壓力損失,提高響應頻率,節(jié)約能源,使維修和維護工作降至最低。 3.2.5多級液壓缸 液壓缸作為活塞，套筒有多個相套不同直徑，而封底的套筒為最小一級。 優(yōu)點： 當各級套筒全部內(nèi)縮之后，會讓長度變小，，之所以工作行程為單級行程乘級數(shù)的積是由于各級套筒全部外伸所導致的，故而能節(jié)省較多地位。 缺點： 套筒只所以不能壁厚太大是由于其空間布置的關系所導致的，故而工作壓力一般不得超過10MPa，工作壓力能夠用到25MPa的液壓缸是行程短而級數(shù)少的液壓缸。 舉升多級液壓缸 在使用單作用缸時，會有兩種情況在供油時，各級套筒外審，另一種情況再不供油時，在負載或者重力的作用下，各級套筒內(nèi)縮。也有為了加速內(nèi)縮速度用最小一級雙作用。像這樣的缸，一般要求能提供恒定的遷升功率，在整個過程當中均勻遷升，各套筒的內(nèi)縮速度在供油軟管爆裂時不至于過大。 起重機伸縮臂多級液壓缸 在外伸和內(nèi)縮時都能帶動負載是起重機伸縮臂的多級液壓缸工作方式要求。此外，它的行程特別長，為了防止中間彎曲所以讓鋼筒和套筒都要有足夠的強度。 沈陽化工大學科亞學院學士學位論文 第四章 液壓缸主要零部件設計 第4章 液壓缸主要零部件設計 4.1活塞件的設計計算 4.1.1活塞結構型式 活塞的結構類型是根據(jù)密封裝置的類型選擇。一般分為整體活塞和活塞組合兩類。整體活塞一般使用活塞環(huán)，“O”形密封圈，唇形密封圈，迷宮密封等。組合活塞一般使用組合密封圈，但是它的結構較復雜，且處理量大。 4.1.2密封件溝槽尺寸，公差及粗糙度 4.1.3材料 無導向環(huán)活塞：用高強度球墨鑄鐵。 有導向環(huán)活塞：用碳素鋼20號，35號及45號。 4.1.4活塞尺寸及公差 按密封件的型式、數(shù)量可確定活塞厚度，當你需要安裝導向環(huán)，應該有足夠的厚度。有時，活塞的厚度可以通過隔板安排確定，根據(jù)以上考慮厚度通常能滿足要求的強度。 4.2活塞桿的設計計算 4.2.1結構 1）桿體 分為空心桿和實心桿。d/D比值較大或桿心須裝有如位置傳感器等機構的情況大多使用空心桿。由于實心桿制造工藝較簡單，因此多采用。（圖4.1） （a）實心活塞桿（b）空心活塞桿 圖4.1 活塞桿 2）桿外端 根據(jù)工作要求來確定桿外端與負載連接的外端結構。（圖4.2） （a）光桿（帶銷孔）；（b）球頭；（c）圓形雙耳環(huán)；（d）單耳環(huán)（帶球鉸）；（e）方形雙耳環(huán)；（f）單耳環(huán)；（g）外螺紋（帶肩）；（h）外螺紋（無肩）；（i）內(nèi)螺紋 圖4.2 活塞桿外端結構型式 桿內(nèi)端 連接活塞桿內(nèi)端與活塞的反方式有很多，所有型式都有鎖緊的措施，為了防止在工作狀態(tài)之下因為往復運動而松開，同時還需要在活塞和活塞桿之間安裝靜密封。 4.2.2活塞桿直徑計算 1）初步確定活塞桿直徑d 因為是單邊雙作用的活塞桿缸，當活塞桿直徑為d時，可以根據(jù)往復運動速度比初步進行決定： d=D =0.106 m （4-1） 式中 D——缸筒內(nèi)徑 m ——速度比 如果沒有速度比，可按照下式初步選取d的值： d=（～）D 計算的結果是活塞桿的彎曲穩(wěn)定程度和強度在符合設計要求之后，圓整到標準數(shù)值（表4） A活塞桿強度計算 通常液壓缸基基本情況考慮是前后鉸連接，讓=活塞桿伸出時，活塞桿頂部的連接位置和液壓缸得支撐點間的距離遠近。當10d時，液壓缸屬短行程型，這是須再次計算活塞桿拉伸強度或者壓縮的程度； d=0.0112=0.025 m (4-2) 所以活塞桿直徑取0.011m合理 式中 F——液壓缸的最大推力 N ； ——材料的屈服極限 MPa ； ——屈服安全系數(shù)，一般=2～4。 在工作的狀態(tài)之下，活塞桿應該要受到的彎曲力距應該直接不記。在這樣的 條件下計算活塞桿的應力： =（） / MPa (4-3) 式中 ——活塞桿斷面積 W ——活塞斷面模數(shù) M ——活塞所承受的彎曲力矩 Nm 液壓缸支承長度（10～15）d時，這時必須要考慮到活塞桿彎曲的穩(wěn)定性問題。 若受力完全在軸線上 主要按下式驗證 （4-4) 式中 ——活塞桿彎曲失穩(wěn)臨界壓縮力 N ； ——安全系數(shù)，通常取3.5～6 (4-5) 式中 ——液壓缸安裝及導向系數(shù)， ——實際彈性模數(shù)， = MPa （4-6) 式中 a——材料組織缺陷系數(shù)，鋼材一般取 b——活塞桿截面不均勻系數(shù)，一般取 E——材料的彈性模數(shù)， 鋼材：E=210MPa MPa ——活塞桿橫截面慣性矩 圓截面： (4-7) 若受力偏心時 當推力與支承的反作用力不完全處在軸線上時，可用下式： (4-8) 式中 ——活塞桿截面面積 ； ——受力偏心量 m ； ——活塞桿材料屈服極限 MPa ； c）實用驗算法 活塞桿彎曲計算長度為： (4-9) 式中 ——液壓缸安裝及導向系數(shù) ——行程 m 。 若以知作用力和活塞桿直徑，可得 ，為彎曲臨界長度。若，則活塞桿彎曲穩(wěn)定性性良好。 （3）材料 液壓缸用的是活塞桿材料通常要求淬火深度一般為0.5～1mm，或活塞桿直徑每mm淬深0.03。長用材料的性能見表10 （4）表面處理 活塞桿表面須鍍硬鉻，厚15～25。防腐要求特別高的則要求先鍍一層軟鉻，后鍍硬鉻，鍍后拋光。 用于低負載和良好環(huán)境條件的液壓缸，活塞桿可不作表面處理。 （5）加工要求 活塞桿外徑公差～。 直線度。 表面粗糙度：一般為～，精度要求高時～。 4.3緩沖機構設計計算 液壓缸的行程末端緩沖機構可使帶動負載的活塞部件在到達行程末端時減速到零，目的是消除因活塞部件的慣性力和液壓力所造成的活塞與端蓋之間的機械撞擊，同時也為了減小活塞在改變運動方向時液體發(fā)出的噪聲。 緩沖機構的工作原理是使缸筒低壓腔內(nèi)油液通過節(jié)流器把動能轉換為熱能，熱能則由循環(huán)的油液帶出到液壓缸外。 4.3.1一般技術要求 a）緩沖機構應能以較短的緩沖行程吸收最大的動能。 b）壓力脈沖及過高的緩沖腔壓力峰值在緩沖過程中應該盡可能避免出現(xiàn)，這樣做是使壓力的波動轉化為漸變的過程。 c）緩沖腔內(nèi)的峰值壓力應為 d）將動能轉變?yōu)闊崮軙褂鸵簻囟壬仙?，但是要嚴格的控制油液的最高溫度不超過密封件鎖允許的極限。 4.3.2結構型式 1）緩沖腔型式 油液從缸筒側流出，端蓋內(nèi)有緩沖腔，當緩沖柱塞伸入該腔時，油液通過緩沖柱塞的間隙流出。 2）節(jié)流型式 根據(jù)節(jié)流孔的流通面積，在緩沖過程中能自動改變與否，節(jié)流機構的型式，通常可分為恒節(jié)流型，變節(jié)流型及自調節(jié)流型三類。 恒節(jié)流型：緩沖柱塞為圓柱型，當進入節(jié)流區(qū)時，油液被活塞擠壓而通過緩沖柱塞周圍的環(huán)形間隙或通過緩沖節(jié)流閥而流出，活塞A側腔內(nèi)的壓力上升到高于A1側腔內(nèi)的工作壓力，使活塞部件減速。（圖4.3） 1-活塞；2-緩沖柱塞；3-油道；4-節(jié)流閥；5-后端蓋；6-單向閥；7-緩沖腔 圖4.3 恒節(jié)流型節(jié)流閥式緩沖裝置 流型的變形：現(xiàn)在常用的變節(jié)流型，伴隨著緩沖流程的增大，節(jié)流面積就會隨之縮小，讓動能能夠吸收的更為的均勻。（圖4.4） （a）拋物線；（b）銑槽；（c）梯階形；（d）圓錐形；（e）雙圓錐形；（f）兩級緩沖；（g）多孔缸筒；（h）多孔緩沖柱塞 圖4.4 變節(jié)流型節(jié)流閥式緩沖裝置 3）自調節(jié)流型：上面所說的節(jié)流型式都是有著各自的缺點：緩沖機構吸收的能量隨液壓缸活塞速度和油液溫度等外界條件的變化而改變，特別是黏度下降時吸收的能量下降較多。另外需要快速供油閥進行行程裝回，這樣做的目的是快速的啟動。近些年來，為了能夠彌補上述說的缺點，進而研究出來緩沖機構，也就是自調節(jié)流行，另外它的特點是裝有浮動型的節(jié)流圈，能夠進行微量的對中運動。浮動節(jié)流圈用特種合金鋼制造，或用夾布橡膠或塑料，其外部用彈簧收緊。 4.3.3緩沖計算 1）假設： 油液是不可壓縮的； 節(jié)流系數(shù)Cd是恒定的； 流動是紊流； 緩沖過程中，供油壓力不變； 密封件摩擦阻力相對于慣性力很小，可略去不計。 2）緩沖壓力一般計算公式 在緩沖制動情況下，液壓缸活塞的運動方程式為： A1p1×106－A2p2×106±R－Apc×108＝＝－· a (4-10) 在一般情況下，排油壓力p2≈0，由此可得： pc＝ MPa 式中 pc—緩沖腔內(nèi)的緩沖壓力 MPa ； A—緩沖壓力在活塞上的有效作用面積 m2 ； p1—液壓油的工作壓力 MPa ； A1—工作腔活塞的有效作用面積 m2 ； R—折算到活塞上的一切有關運動部分的重量（N）； g—重力加速度=9.81m/s2； a—活塞的減速度 m/s2 。 （3）恒節(jié)流型緩沖機構計算 對采用緩沖節(jié)流閥進行節(jié)流的緩沖機構 將代入，即得平均緩沖壓力： MPa (4-11) 活塞會進入緩沖區(qū)是最高緩沖壓力發(fā)生在一瞬時內(nèi)完成的，如果現(xiàn)在減速度 ：， 將其也代入中，即得最高緩沖壓力： MPa (4-12) 式中 ——活塞的緩沖行程 m ； ——活塞在緩沖開始時的速度 ； 4.3.4調整緩沖機構尺寸 經(jīng)過以上計算后，尚須注意緩沖行程不可過長，以面外形尺寸過大。 通常生產(chǎn)廠根據(jù)所生產(chǎn)產(chǎn)品的設計，各種邊界條件編制計算機程序，以優(yōu)化緩沖機構的設計油口尺寸。 液