【正文】 缸筒 缸筒材料一般要求有足夠的強度和沖擊韌性，對焊接的缸體還要求有良好的焊接性能，結合。該系統(tǒng)中采用螺紋連接，該連接方式結構簡單，在振動的工作條件下容易松動，必須用鎖緊裝置，多在組合機床上與工程機械的液壓缸上使用。 成都工業(yè)學院畢業(yè)設計（論文） 第 28 頁 活塞的結構形式 活塞的結構形式分為整體活塞和組合活塞，根 據(jù)密封裝置形式來選用活塞結構形式，查參考文獻活塞及活塞桿的密封圈使用參數(shù)，該系統(tǒng)液壓缸中可采用 O形圈密封。 活塞 活塞在液體壓力的作用下沿缸筒往復滑動，因此它于缸筒的配合應適當，即不能過緊，也不能間隙過大。 缸筒與缸蓋的連 接形式 缸筒與缸蓋的連接形式有多種，如法蘭連接、外半環(huán)連接、內半環(huán)連接、外螺紋連接、拉桿連接、焊接、鋼絲連接等。 液壓缸的結構設計 液壓缸主要尺寸確定以后，就進行各部分的結構設計。 最小導向長度的確定 當活塞桿全部外伸時，從活塞支承面中點到缸蓋滑動支撐面中點的距離 H稱為最小導向長度（如圖 71），如果最小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(wěn)定性，因此設計時必須保證有一定的最小導向長度。 選用鑄鋼作為缸體材料： ? ??? 2 Dpy? = 1102 ? ?? =≈3mm 因此缸體壁厚應不小于 ，又因為該系統(tǒng)為中低壓液壓系統(tǒng)，所以不必對缸體最薄處壁厚強度進行校核 。承受內壓力的圓筒，其內應力分布規(guī)律因壁厚的不同而各異，成都工業(yè)學院畢業(yè)設計（論文） 第 26 頁 一般計算時可分為薄壁圓筒和厚壁圓筒。取 d0=18mm 液壓缸的結構設計 計算缸筒和缸蓋的結構參數(shù) 液壓缸的壁厚由液壓缸的強度條件來計算。 液壓缸油口尺寸的確定 液壓缸的油口包括油口孔和連接螺紋。為了簡化工藝及降低成本，所確定的液壓缸行程應盡量采用變準系列值，參考《液壓傳動設計指南》 節(jié)表71表 716 和表 717。參考《液壓傳動設計指南》表 22 和表 23，預選液壓缸的設計壓力 p1=4MPa。算得 Pho=15 25=（ W）＞ Ph= 可見油箱散熱能夠滿足液壓系統(tǒng)的散熱要求，不需加其他冷卻裝置。 按公式 A=(a+b） h+ 算得油箱的散熱功率為 A=(+)+=（ m2） 油箱的散熱功率為 Pho=KAΔt 取油箱散熱系數(shù) K=15W/(m 計算系統(tǒng)效率 根據(jù)公式η c=qpllqpqp?? 可算得工作階段的回油路效率 η c=221111pppp qpqpqp? =)60 2 (60106 3 363636??????????? ???= 其中，大流量泵的工作壓力 pp2就是通過順序閥的損失，因此其數(shù) 值為 pp2=106()2= 前已取雙聯(lián)液壓泵的總效率為η p=，現(xiàn)取液壓缸的總效率η cm=ηA=，則按公式η =η pη cη A 即可算得本液壓系統(tǒng)的效率 η = = 成都工業(yè)學院畢業(yè)設計（論文） 第 24 頁 足見工進時液壓系統(tǒng)效率極低，這主要是由于溢流損失和節(jié)流損失造成的。 大流量泵在快退時的工作壓力最高，其數(shù)值為 pp2=106+105= 此值為調整順序閥的調整壓力時的主要參考依據(jù)。 980101102060 433 ?????? ????????????? dqd 將適用于層流的沿程阻力系數(shù) λ=75/Re=75πdν/（ 4q） 代入沿程壓力損失計算公式 )(2 2 Padlp ???? ???得 qqqd vlp 843 434 )1020(2 754 ???? ?????????? ? ??? ?? 在管道具體結構尚未確定的情況下，管道局部壓力損失 Δ pξ常按以下經(jīng)驗公式計算 △ pξ=△ pλ 各工況下的閥類元件的局部壓力損失按 2)/( ss qqpp ??? ? 根據(jù)以上三式計算出的各工況下的進回油管道的沿程、局部和閥類元件的壓力損失表 61 表 61 各工況下進回油管道的沿程、局部和閥類元件的壓力損失 管道 壓力損失 /Pa 工況 快進 工進 快退 進油管道 Δpλ 105 105 105 Δpξ 105 105 105 Δpν 105 5105 105 Δp 105 ≈5105 105 回油管道 Δpλ 105 105 105 Δpξ 105 105 105 Δpν 105 6105 5105 Δp 105 ≈6105 105 將回油路上的壓力損失折算到進油路上，可求得總的壓力損失 快進工況下的總壓力損失為 成都工業(yè)學院畢業(yè)設計（論文） 第 23 頁 ∑△ p=105+105 Pa= 工進工況下的總壓力損失為 ∑△ p=5105+6105 Pa= 快退工況下的總壓力損失為 ∑△ p=105+105 Pa= 盡管上述計算結果與估取值結果不同，但不會使系統(tǒng)工作壓力超過其能達到的 最高壓力。 油箱容量 油箱容量按式 V=αqp 計算，本系統(tǒng)屬于中壓系統(tǒng) α=6，得油箱容量為 V=αqp=6=551L≈560L 成都工業(yè)學院畢業(yè)設計（論文） 第 22 頁 第 6 章 液壓系統(tǒng)性能的驗算 回油路 中的壓力損失 管道直徑 d=20mm，進、回油管道長度均取為ι =2m；液壓油選用 LHM100，油液運動粘度ν =1 104m2/s，油液密度 ρ=103kg/m3。 液壓控制閥的選擇 首先根據(jù)所 選擇的液壓泵規(guī)格及系統(tǒng)工況，算出液壓缸在各階段的實際進、出流量，運動速度（見表 51），以便為其他液壓控制閥及輔助元件的選擇及系統(tǒng)性能計算奠定基礎。倒推算得小泵和大泵額定流量分別為 qp1=V1nηv=960= qp2=V2nηv=100960= 雙泵流量 qp 為 qp=qp1+qp2=+=與系統(tǒng)所需流量相符合。則泵的最高工作壓力 pp 為 pp1=+= 大流量泵僅在快速進退時向液壓缸供油，由表 35 可知，快退時液壓缸的工作壓力比快進時大，取進油路壓力 損失為 Δp=，則大流量泵最高工作壓力為 pp2為 pp2=+= 液壓泵流量計算 本系統(tǒng)共 2 個液壓缸，左右滑臺工作壓力相等時，液壓泵供到個液壓缸的油量相等，單邊最大輸入流量（快進時）為 q1max=。 成都工業(yè)學院畢業(yè)設計（論文） 第 18 頁 第 5 章 各液壓元件的計算和選擇 液壓泵及其驅動電機計算與選定 液壓泵的工作壓力的計算 由液壓缸工況圖 36 或表 35 可以查得液壓缸的最高工作壓力出現(xiàn)在工進階段，即 p1=。 當動力頭快退到原位是，活動擋塊壓下終點行程開關SQ1，使電磁鐵 1YA 和 2YA 都斷電，此時換向閥 24 中位，液壓缸 31 兩腔封閉，動力頭停止運動，溢流閥 10 都打開，實現(xiàn)卸荷。系統(tǒng)中油液的流動路線為 進油路： 雙聯(lián)葉片泵 1→ 換向閥 24（右位 )→ 液壓缸 31 有桿腔。 回油路：液壓缸 31 有桿腔 → 換向閥 24（左位 )→ 順序閥 25→ 溢流閥 26（背壓閥） → 油箱。此時系統(tǒng)壓力升高，順序閥 25 打開，溢流閥 9打開，以便與調速閥 29 的開口相適應。 回油路：液壓缸 31 有桿腔 → 換向閥 24（左位 )→ 單向閥 24→ 行程閥 30（下成都工業(yè)學院畢業(yè)設計（論文） 第 17 頁 位） → 液壓缸 31 無 桿腔。此時液壓缸 31 為差動連接，動力頭快進。 表 43 系統(tǒng)的電磁鐵和行程閥動作順序表 工況 電磁閥和行程閥的狀態(tài) 1YA 2YA 3YA 4YA 5YA 6YA 行程閥 定位 + 夾緊 + 快進 + + 下位 工進 + + 上位 死擋鐵停留 上位 快退 + + 上位 松開 + 拔銷 + 原位停止 下位 成都工業(yè)學院畢業(yè)設計（論文） 第 16 頁 圖 44 鉆、鏜專用液壓系統(tǒng)圖 1雙聯(lián)葉片泵 24三位五通電液動換向閥 30行程閥 29調速閥 1 1 2 28單向閥 25順序閥 26背壓閥 10溢流閥 12過濾器 1 22壓力表開關 1 23壓力表 15減壓閥 17三位四通電磁閥 18單向順序閥 19壓力繼電器 20夾緊缸 21定位缸 31液壓缸 以左側動力頭即液壓缸 31 為例簡要說明其工作原理如下： 按下啟動按鈕，電磁鐵 5YA 通電，定位和夾緊。 輔助回路 在液壓泵進口設 置一過濾器以保證吸入液壓泵的油液清潔；出口設一壓力表及開關，以便各壓力控制元件的調壓和觀測。 壓力控制回路 在高壓泵出口并聯(lián)一溢流閥，實現(xiàn)系統(tǒng)的溢流定壓；在低壓泵出口并聯(lián)外控順序閥，實現(xiàn)系統(tǒng)高壓工作階段的卸荷。兩者各有利弊，比較如下： 限壓 式變量泵 雙聯(lián)葉片泵 1 系統(tǒng)較簡單 須配有溢流閥，卸荷閥組，系統(tǒng)較復 雜 2 無溢流損失，系統(tǒng)效率高，溫升小 有溢流損失，系統(tǒng)效率低，溫升較大 3 流量突變時，定子反應滯后，液壓 沖擊大 流量突變時，液壓沖擊一般取決于溢 流閥的性能，一般沖擊較小 4 內部徑向力不平衡，軸承負載比較大，壓力及波動噪音較大，工作平穩(wěn)性差 內部徑向力平衡，壓力平穩(wěn)，噪音小，工作性能好 根據(jù)上表的比較，又由于左右工作滑臺在工作時要采用互不干擾回路，所以成都工業(yè)學院畢業(yè)設計（論文） 第 15 頁 選用雙聯(lián)葉片泵。轉為工進后進油路與回油路則需要隔開，回油則經(jīng)背壓閥回油箱，因而增加一個單向閥，轉工進后（行程閥斷路），由于調速閥的作用，系統(tǒng)壓力升高，外控 順序閥打開，液壓缸的回油可經(jīng)背壓閥回油箱，與此同時，單向閥將回油路切斷，確保液壓系統(tǒng)形成高壓，以便液壓缸正常工作。同時考慮到工進 → 快退時回油流量較大 ，液壓缸采用差動連接，為保證換向平穩(wěn)，電液動換向閥宜采用三位五通閥，為了保證機床調整時可停止在任意位置上，現(xiàn)采用中位機能 O 型。 ???? ? 4100 － － － 加速 1685 － － 恒速 1430 818 圖 36 液壓缸工況圖 成都工業(yè)學院畢業(yè)設計（論文） 第 13 頁 第 4 章 液壓系統(tǒng)的選擇和方案的擬定 制定液壓回路方案 調速回路 工況圖表面，這 臺機床液壓滑臺工作進給速度低，系統(tǒng)功率也較小，很適宜選用節(jié)流閥調速方式，由于鉆、鏜時切削力變化小，而且正負載，同時為了保證切削過程中速度穩(wěn)定，采用調速閥進油口調速，為了增加液壓缸運行的穩(wěn)定性，在回油路中設置背壓閥。 ????? ? 4100 － － － 加速 1685 － － 恒速 1430 414 工進 qpPvAqAApFp cm1211221。 編制液壓缸的工況圖 根據(jù)上述條件經(jīng)過計算得到液壓缸工作循環(huán)中個階段的壓力、流量、功率，并可編制其工況圖。 確定夾緊缸的內徑和活塞桿徑 根據(jù)夾緊缸的夾緊力夾 F 夾 =1200N，選夾緊缸工作壓力夾 P= 可以認為回油壓力為零，夾緊缸的機械效率η =1 mF 12021πP4 6 ????? 夾夾 查表，取 D=40mm。 因 A1=2A2，故活塞桿直徑為 d==125= 查表，將活塞桿直徑圓整為 d=90mm=9cm。 計算液壓缸主要結構尺寸 為了滿足滑臺快速進退速度相等，并減小液壓泵的流量，將液壓缸的無桿腔作為主工作腔，并在快進時差動連接，則液壓缸無桿腔與有桿腔的有效面積 A1與 A2贏滿足 A1=2A2，即活塞桿的直徑 d 和液壓缸的內徑 D 的關系為 d=。 液壓缸密封摩擦阻力計算 作用于液壓缸活塞上的密封摩擦阻力 Fm，用下式估算 Fm=（