臥式鉆、鏜組合機床液壓系統(tǒng)設計【含CAD圖紙、說明書】

臥式鉆、鏜組合機床液壓系統(tǒng)設計【含CAD圖紙、說明書】,含CAD圖紙、說明書,臥式,組合,機床,液壓,系統(tǒng),設計,cad,圖紙,說明書,仿單 目錄 設計任務書 1 1. 參數確定 2 2. 載荷組成及計算 2 2.1載荷組成 2 2.2各個階段負載確定 3 3. 液壓缸主動參數的確定 4 3.1初選液壓缸的工作壓力 4 3.2 計算液壓缸尺寸 4 3.3 液壓缸各階段工況計算 5 4. 液壓系統(tǒng)的擬定 6 4.1 選擇液壓回路 6 4.2 液壓元件的選擇 7 4.2.2閥類元件及輔助元件的選擇 9 5. 液壓系統(tǒng)性能驗算 11 5.1 回路壓力損失 11 5.2 油液溫升驗算 13 6. 液壓缸的設計 14 6.1 液壓缸的類型選擇 14 6.2 液壓缸安裝方式選擇 14 6.3 液壓缸主要參數計算 14 6.4 液壓缸的結構設計 17 7. 其他裝置設計 20 7.1緩沖裝置 20 7.2 導向套及支撐環(huán) 21 7.3 排氣閥的設計 21 7.4 密封裝置及防塵 21 8. 心得體會 23 9. 參考文獻 24 附錄 液壓系統(tǒng)工作流程圖……………………………………………………………………25 設計任務書 題 目：臥式鉆、鏜組合機床液壓系統(tǒng) 題目要求：該機床用于加工鑄鐵箱形零件的孔系，運動部件總重G=10KN，液壓缸機械效率為0.9，加工時最大切削力為12KN，工作循環(huán)為：“快進→工進→死擋鐵停留→快退→原位停止”。行程長度為0.4m，工進行程為0.1m。快進和快退速度為100mm/s，工過速度范圍為3~5mm/s，采用平導軌，啟動時間為0.2s。要求動力部件可以手動調整，快進轉工進平穩(wěn)、可靠。 設計要求： 1） 查閱文獻，了解并熟悉設計工況； 2） 確定液壓系統(tǒng)及主油缸的主要參數； 3） 繪制系統(tǒng)原理圖； 4） 計算選擇各液壓元件； 5） 驗算系統(tǒng)性能； 6） 繪制主油缸裝配圖； 7） 編制技術文件，撰寫課程設計說明書；  臥式鉆、鏜組合機床液壓系統(tǒng)設計任務說明書 1. 參數確定 1）行程 總工作行程=400mm，快速進給運動行程=300mm，工進行程=100mm,快退行程=400mm。 2）速度 快速運動速度=100mm/s，工作速度=4mm/s。 3）時間 啟動時間t=0.2s。 4）摩擦系數 靜摩擦f=0.2，動摩擦f=0.1 2. 載荷組成及計算 2.1載荷組成 1）工作負載 由于該系統(tǒng)為臥式鉆、鏜組合機床液壓系統(tǒng)，則工作負載為刀具的切削力，即工作負載=12KN。 2）阻力負載 因為液壓油缸在在執(zhí)行動作的過程中，活塞會與缸壁、活塞桿會與導向套產生密封阻力。同時，對于平導軌來說 μ-摩擦系數； G-運動部件所受重力（N）； -外載荷作用于導軌上的正壓力（N）； 因該系統(tǒng)為臥式車床，則外載荷作用于導軌上的正壓力為0N。 當未產生相對移動時： 靜摩擦力= 當產生相對移動時： 動摩擦力= 3）慣性負載 有N 4）重力負載 由于該機床為臥式機床，則 2.2各個階段負載確定 由工作循環(huán)條件可知，機床的動作順序分為“啟動1-加速-快進-工進-啟動2-加速-快退-減速”七個階段，其具體負載如下： 啟動1： 液壓缸推力 加速：， 快進： 工進：， 啟動2： 加速： 快退： 制動： 圖 2：負載循環(huán)圖 2.3 負載循環(huán)圖的繪制 圖 1：速度圖 3. 液壓缸主動參數的確定 3.1初選液壓缸的工作壓力 由前面的負載計算可知液壓缸的最大推力 查表液壓缸不同負載時的工作壓力可知，該負載范圍為10000~20000N，則工作壓力范圍為再根據表各類設備常用的系統(tǒng)壓力，應選，初選液壓缸工作壓力。 3.2 計算液壓缸尺寸 由于是鉆、鏜孔組合機床，為了使鉆孔完畢后不致于使刀具前沖，在回油路上要裝背壓閥或者采用節(jié)流調速，按表執(zhí)行元件的回油背壓選定背壓力。 同時，由工作循環(huán)圖以及工作速度要求可知，最大負載發(fā)生在工作進給階段，采用無桿腔進油，并且有（即），以便采用差動連接時，快退和快進的速度相等。 所以，液壓缸活塞的受力平衡式為(其中) 按標準取D=100mm, 則d=0.7D=70mm按標準取d=70mm 液壓缸無桿腔和有桿腔的實際工作面積為 3.3 液壓缸各階段工況計算 按照相應公式和經驗參數計算出表中值，見表1 表格 1：液壓缸工作循環(huán)中各個階段的壓力、流量和功率的實際使用值 工況 負載/N 液壓缸 計算公式 回油腔壓力 輸入流量 進油腔壓力 輸入功率 快進 啟動 2222.2 / / 5.77 / 加速 1677.4 () / 9.56 / 恒速 1111.1 23.1 8.09 0.31 工進 14444.4 10 1.885 23.5 0.074 快退 啟動 2222.2 / / 5.55 / 加速 1677.4 0.5 / 5.17 / 恒速 1111.1 24.04 3.75 0.15 根據液壓缸工作循環(huán)中各個階段的壓力、流量和功率的實際使用值繪制液壓缸工況如圖3所示： 圖 3：液壓缸工況圖 4. 液壓系統(tǒng)的擬定 4.1 選擇液壓回路 液壓回路的選擇，首先選擇調速回路，由工況圖中的曲線可知，這臺組合的鉆、鏜組合機床液壓系統(tǒng)的功率小，最大為0.31KW，且出現在快進工程中，同時，該液壓系統(tǒng)的執(zhí)行元件速度?。爝M與快退為100mm/s,工進為4mm/s），宜采用節(jié)流調速。同時，由于鉆、鏜孔時負載變化小，而且是正值負載，故采用進口節(jié)流調速，且在回油路中設置背壓閥，以保證整個行程運動的平穩(wěn)性。 由工況圖中的曲線可知，液壓系統(tǒng)的工作主要是由抵押大流量和高壓小流量兩個階段組成，其最大流量與最小流量之比，而工進與快進的時間之比為。因此，從提高系統(tǒng)效率、節(jié)省能量的角度來看，采用單個定量泵作為油源顯然是不合適的，宜采用雙泵供油系統(tǒng)或者變量葉片泵供油系統(tǒng)作為對比方案，待比較后選定其中一種方案。 其次是選擇快速運動和換向回路。系統(tǒng)中采用節(jié)流調速回路后，必須有單獨的油路通向液壓缸以實現快速運動，又由于快進與快退速度相同，液壓缸又采用單杠活塞缸，因此快進時液壓缸應采用差動連接的方式。 選擇速度換接回路，由工況圖中的q-L曲線可知，當液壓系統(tǒng)從快進轉為工進時，系統(tǒng)的流量變化很大，執(zhí)行元件的速度變化比較大，為了減小速度換接時的液壓沖擊，保證運動的平穩(wěn)性，從而應當選用行程閥來實現速度的換接，當執(zhí)行元件的速度由工進轉為快退時，回路中通過的流量很大，為了保證換向平穩(wěn)，宜采用電液換向閥換向，由于這一回路要實現液壓缸的差動連接，換向閥應當采用三位五通閥。 4.2 液壓元件的選擇 4.2.1液壓泵及電機選擇 1） 確定液壓泵的最大工作壓力 由液壓缸的最大工作壓力為，是在液壓缸進行工進的時候出現的，按系統(tǒng)圖工作原理，此時由小量泵提供油源，在采用節(jié)流調速閥進口節(jié)流調速時，如取進油路上的壓力損失，則小量泵的最大工作壓力為 大流量泵是在快進、快退運動時才向液壓缸供油的，由液壓缸工況圖知，快進時的工作壓力高于快退時的工作壓力，其值為，取進油路上的壓力損失為，則大流量泵的最高工作壓力為 2） 確定液壓泵的流量 多液壓缸或液壓馬達同時工作時，液壓泵的輸出流量為 由液壓缸的工況圖知，在快速運動時，兩個液壓泵應向液壓缸提供最大流 為24.04L/min，由于系統(tǒng)存在泄漏，取泄漏量為，即K=1.3； 又由大小兩個流量泵不在同時工作，同時，由工況圖可知 且此時為大流量泵供油，則 由于溢流閥的最小穩(wěn)定溢流量為3L/min，工進時的流量為1.885L/min，因而小流量泵的最小流量 根據以上壓力和流量的數值查閱產品目錄，最后確定選取YB-6.3/32雙聯葉片泵。因大流量泵比實際算出值大，因而液壓缸實際快速運動速度較要求的略高。 由于選取的泵型號為YB-6.3/32，其額定壓力為6.3MPa，小泵排量V1=6ml/r，大泵排量V2=32ml/r，泵的額定轉速為n=960r/min，容積效率取ηv=0.9,總效率取ηp=0.75,所以小流量泵和大流量泵的輸出流量為 Qp1出= V1*ηv*n=6×0.9×960=5.184(L/min) Qp2出= V2*ηv*n=32×0.9×960=27.648(L/min) 雙泵流量輸出為 Qp出= Qp1+ Qp2=5.184+27.648=32.832(L/min) 3）確定液壓泵的驅動功率及電機規(guī)格和型號 由工況圖知，系統(tǒng)的最大功率出現在快進階段，而泵的總效率取ηp=0.75，則液壓泵快進時的所需驅動功率為 Pp需=P* Qp出/ηp = =0.59KW 查機械設計手冊得，選用Y系列的Y90S-6型電動機，額定功率Pe=0.75kw，轉速為910r/min。用此電動機驅動液壓泵時，各泵的實際輸出流量為：小流量泵Qp1=4.914 L/min；大流量泵Qp2=26.208 L/min；雙泵總流量Qp=31.122 L/min且Qp1＞Qmin，任滿足系統(tǒng)對流量的要求。 表格 2：液壓缸各階段的實際進出流量、運動速度和持續(xù)時間 工作階段 流量/（L/min） 速度/(m/s) 時間/s 無桿腔 有桿腔 快進 q進=A1Qp/(A1-A2) = =67.01 q出= q進A2/A1 =67.01 =34.18 v1= Qp /A = =0.135 t1=L1/v1 =0.3÷0.135 =2.2 工進 q進=1.89 q出= q進A2/A1 =1.89 =0.96 v2= q進/A1 = =4.01 t2=L2/v2 =0.1÷4.01×1000 =24.9 快退 q出= q進A1/A2 =31.122 =61.02 q進= Qp=31.122 v3= q進/A2 = =0.13 t3=L3/v3 =0.4÷0.13 =3.07 4.2.2閥類元件及輔助元件的選擇 根據液壓系統(tǒng)的工作壓力和通過各個閥類元件和輔助元件的實際流量選出元件的型號規(guī)格如下所示： 表格 3：所選液壓元件型號 序號 元件名稱 型號規(guī)格 1 雙聯葉片泵 YB-6.3/32 2 三位五通電液閥 35EY-63BYZ 3 行程閥 22C-63BH 4 調速閥 Q-4B 5 單向閥 1-63B 6 單向閥 1-63B 7 順序閥 XY-25B 8 背壓閥 B-10B 9 濾油器 XU- 10 壓力表開關 K6B 11 溢流閥 Y-10B 12 單向閥 1-25B 4.2.3管道尺寸確定 1）內徑計算 通過公式進行粗略計算，公式如下 式中Q—通過管道流量； —管內允許速度。 因為所選取的管道既是壓油管道也是回油管道，所以按照壓油管道選取參數，此時取最大流量Q=67.01 L/min，因為處于快進階段，所以壓力不高，按指導書選取液壓系統(tǒng)的壓油流速為4m/s，計算出結果為d=19mm。 2）管壁厚度計算 通過公式進行粗略計算，公式如下 式中p—管道中最高壓力，取工進時進油腔壓力2.35MP； d—管道內徑，取19mm； [s]—管道許用應力，[s]= ，取=215MP，n=8 通過計算，得出壁厚=0.83mm，所以參照（GB/T 2351-1993）選取硬管外徑20mm。 4.2.4確定郵箱容量 按經驗公式計算，由于是低壓系統(tǒng)，所以系數a為2~4 V=（2~4）Qp=432.832=132L 5. 液壓系統(tǒng)性能驗算 5.1 回路壓力損失 回路的壓力損失主要來自于管路的沿程損失和液壓閥的壓力損失。 5.1.1沿程損失計算 對于管路壓力損失，管道直徑為d=18mm，進油和回油的管長取l=1.5m，取油液的運動粘度=1，油液密度為。最大流量在快進時q=67.01 L/min,計算出雷諾數小于臨界雷諾數Rec=2300,所以各工況下進油和回油路中液體為層流。 Re==790 根據流體力學中相關知識，沿程阻力系數λ=64/Re和流速v=4q/(d2)帶入計算公式 （1）快進時 進油路 =0.596 回油路 =0.304 （2）工進時 進油路 =0.0168 回油路 =0.008544 （3）快退時 進油路 =0.543 回油路 =0.277 5.1.2 局部壓力損失 由于管道具體結構不知，管道局部壓力損失按照經驗公式計算 5.1.3 閥類元件的局部壓力損失按公式計算 式中—閥在公稱流量下的最大壓力損失，順序閥、換向閥、行程閥取0.3MPa，單向閥取0.2MPa，調速閥取0.5MPa。 q—流過閥的實際流量 qs—閥的公稱流量 （1）快進時 進油路，通過單向閥12的流量26.208 L/min，通過換向閥2的流量32.832，通過行程閥的流量67.01 L/min，總壓降為 =0.0346112+0.0732108+0.134710203 =0.2425MPa 回油路，通過換向閥和單向閥的流量都是34.18 L/min，總壓降為 =0.058869861+0.088304792 =0.1472 MPa 將回油路上的壓力損失折算到進油路，得到閥造成的壓力損失 =0.3176 MPa （2）工進時 進油路，通過換向閥的流量為4.91 L/min，流量較小，壓力損失忽略不計；而通過調速閥的壓力損失為0.5MPa。 MPa 回油路，背壓閥的壓力損失為1MPa，通過順序閥的流量為（26.208+0.96）L/min，所以總的壓力損失為 =1.0558 MPa 將回油路上的壓力損失折算到進油路，得到閥造成的壓力損失 =1.038 MPa （3）快退時 進油路，通過單向閥的流量為26.208 L/min，通過換向閥的流量為31.122 L/min，所以總的壓力損失為 =0.1078 MPa 回油路，通過單向閥和換向閥的流量是61.02 L/min，，所以壓力損失為 =0.4691 MPa 將回油路上的壓力損失折算到進油路，得到閥造成的壓力損失 =1.0275 MPa 經過上述計算，得到各部分壓力損失繪制如下表： 表格 4：各部分壓力損失 管道 壓力損失 /10^5Pa 工況 快進 工進 快退 進油管道 △Pλ 0.596 0.0168 0.543 △Pξ 0.0596 0.00168 0.0543 △Pν 2.425 5 1.078 △P 3.0806 5.01848 1.6753 回油管道 △Pλ 0.304 0.008544 0.277 △Pξ 0.0304 0.0008544 0.0277 △Pν 1.472 10.558 4.691 △P 1.8064 10.567398 4.9957 △P折 4.002 10.40848 11.4697 系統(tǒng)的最大工作壓力為2.35MPa，結合上述壓力損失，所選泵的額定壓力6.3 MPa，所以系統(tǒng)還是安全的。 5.2 油液溫升驗算 由于工進時間為24.9s，所占的時間比例較大，所以系統(tǒng)的發(fā)熱和油液溫升按照工進的情況進行計算，近似認為損失的功率轉化為熱量。 工進時液壓缸的有效功率為 =0.0579Kw 由于大流量閥通過順序閥卸荷，小流量閥供油，所以總輸入功率 =0.5373Kw 所以液壓泵的發(fā)熱量為 H=Pi-Po=0.5373-0.0579=0.4794 Kw 油液溫升近似值為 =18.49℃ 參考各種機械允許油溫，一般機床正常工作溫度30~55，所以不需要冷卻裝置。 6. 液壓缸的設計 6.1 液壓缸的類型選擇 根據鉆、鏜組合液壓傳動系統(tǒng)的特點，即需要往復循環(huán)運動，同時運動部件質量不大、運動速度低，慣性力較大，所以選用緩沖式雙作用單活塞桿液壓缸。它具有活塞雙向運動時產生推力和拉力（且二者不相等），在活塞行程終了時減速制動，減速值不變，有利于減小系統(tǒng)的沖擊性。 6.2 液壓缸安裝方式選擇 根據臥式車床的布局空間特點，同時考慮到其要求的基本特性，運行平穩(wěn)、振動沖擊小，采用底座型安裝連接中的切向底座安裝方式，該方式能使液壓缸受到的傾翻力矩小、保證受力的穩(wěn)定性。 6.3 液壓缸主要參數計算 1）活塞 （1）活塞的密封結構 由于該液壓缸為中小型，對工作壓力要求不大，泄漏量也不大，同時我們要求活塞與缸筒間的密封裝置結構簡單、密封性好、符合活塞運動速度要求，同時便于更換，初步選用O形橡膠密封圈，那么活塞的結構型式選用整體活塞。 （2）活塞的結構型式 根據活塞采用的密封結構，選擇整體式活塞。 （3）活塞的材料 由于該液壓缸的尺寸不大，故不需要選用導向環(huán)活塞，選用灰鑄鐵 （4）活塞尺寸及加工公差 活塞尺寸根據缸內直徑確定以及與活塞桿的連接方式確定其相關尺寸。 加工技術要求： 活塞外徑對內徑的徑向跳動公差值按7級精度選?。? 端面對內孔的軸線的垂直度公差值按7級精度選?。? 外徑的圓柱度公差值按9級精度選取。 2）活塞桿 （1）活塞桿結構型式。 該液壓缸的尺寸不大，為中小型液壓缸，活塞桿可做成實心桿。 外部端頭連接型式：缸工作時，軸線固定不動，故采用大螺栓頭型式。 （2）活塞桿的材料與技術要求 采用材料45鋼。且活塞桿粗加工后調質到硬度為229~285HB。 （3）活塞與活塞桿的連接 由于活塞缸中的壓力不大，同時缸內直徑也不大，所以選用常用的連接方式：螺紋連接 （4）活塞桿與活塞的靜密封方式 由于所受壓力不大，對密封方式無特殊要求，故采用O形密封圈。 （5）活塞桿的計算 由前面計算可知，活塞桿的直徑d=70mm。 （6）活塞桿的校核 a. 活塞桿的強度計算： 由于只受軸向推力和拉力，可以近似的用直桿承受的拉力載荷的簡單強度計算公式進行計算： 又因為最大推力或者拉力為 故滿足。 b. 對于存在退刀槽等結構： 此時=1111.1N，為活塞桿最大拉力 故滿足。 c. 活塞桿彎曲穩(wěn)定性校核 由于該活塞桿滿足，所以不用校核，滿足穩(wěn)定性要求。 （6）活塞桿的技術要求 技術要求 附圖 1）活塞桿d和d1的圓度公差值按9級精度選取 2）活塞桿d的圓柱度公差值應按8級精度選取 3）活塞桿d和d1的徑向跳動公差值為0.01mm 4）端面T的垂直度公差值應按7級精度選取 5）活塞桿上的螺紋按6級精度加工 6）活塞桿上工作表面的粗糙度為Ra0.63μm，必要時，可以鍍厚度約為0.05mm的鉻，鍍后拋光。 3）油口的設計 按公式 計算出直徑為11.2mm，按標準取。 油口各部分其尺寸如下表所示： 表格 5：油口各部分參數 D （螺紋精度6H） J min K ＋0.4 0 E min ＋0.1 0 min Z ±1° 11.5 2.4 16.0 14.0 1.5 13.8 22.0 15 4）許用行程S與計算長度L的關系 由前面可知，選用的是切向底座安裝方式，固液壓缸為兩端剛性固定，剛性導向n=4，由歐拉公式確定的值 5.443m 在此處取，所以，同時取 所以 6.4 液壓缸的結構設計 6.4.1確定缸筒和缸蓋組件 1）確定缸筒和缸蓋的連接形式 根據該液壓系統(tǒng)的要求，我們可以得知液壓缸是固定不動的，同時對于重量沒有特殊要求，可用于安裝的空間較大，我們選擇拉桿連接的連接形式，其具有通用性好，缸體容易加工、裝卸方便，、應用較廣的特點。 2）選擇缸筒和缸蓋的材料 （1）缸筒 材料要求：液壓缸的缸筒一般要求具有足夠的強度和沖擊韌性。 選材：根據液壓缸的參數、用途和毛坯的來源，選擇缸筒的材料為45鋼 其機械性能如下：，， 缸筒毛坯：采用退火的冷拔。 （2）缸蓋 為了便于取材以及根據材料性能的要求，方便鑄造，采用HT150。 6.4.2 計算缸筒和缸蓋的結構參數 1）缸筒相關參數 （1） 缸筒結構 常用的缸筒結構有八類，由于此次設計采用的是拉桿型液壓缸，所以油缸缸筒與端蓋的連接方式選用拉桿連接。 （2） 缸筒材料 缸筒材料一般要求有足夠的強度和沖擊韌性，根據之前計算得到的液壓缸參數、用途、目前國內缸筒毛坯材料的來源，我們選用了45號鋼作為缸筒材料。 （3） 缸筒的計算 a. 缸筒內經 根據之前計算得到液壓缸的參數可知，缸筒內經D=100mm。 b. 缸筒壁厚 當D/δ≥16（或低壓系統(tǒng)）時，缸筒壁厚δ采用薄壁筒計算： δ≥ Py為試驗壓力，因液壓缸工作壓力P為2.35Mpa，P≤16Mpa，則Py=1.5P=3.525Mpa。 D為缸筒內經，D=100mm。 p=b/n。n為安全系數，一般取n=5；45號鋼b=610Mpa；則p=122Mpa。 1.44mm≤δ≤6.25mm 將上述數據代入δ≥，解得：δ≥1.44mm。 又δ≤D/16，則: δ≤6.25mm。 取壁厚δ=6mm。 c.缸筒壁厚驗算： ①額定工作壓力應與完全屬性變形壓力有一定的比例范圍，以避免塑性變形的發(fā)生: ≤0.35 又≤2.3lg，其中=360Mpa，=112mm，D=100mm：代入式中解得： ≤40.75Mpa ≤14.26Mpa 又=2.35Mpa，則<<，合格。 ②驗算缸筒徑向變形： 其中D=100mm，D1=112mm，Pr=3.525Mpa，E=206Gpa，=0.3，代入上述數據解得： 又此次設計采用的為O型密封圈，內徑為5mm，其允許最大壓縮量為其內徑20%，所以允許最大壓縮量為1mm，遠遠大于，合格。 ③驗算缸筒的爆裂壓力： 其中，，代入上述數據解得： 因>>，則合格。 （4）缸筒底部厚度 當缸筒有油孔，計算公式為： 其中，代入上述數據得：h≥7.85mm 取缸底厚度為h=8mm。 2）拉桿連接的強度計算 螺紋連接處得拉應力： 其中，代入上述數據解得： 合成應力： 即拉桿連接處合格。 3）缸筒與缸蓋的加工技術要求 項目 技術要求 缸筒 內徑D配合精度 采用H8、H9級技術配合 內表面粗糙度 采用橡膠密封圈密封， 缸筒內徑D的圓度、錐度和圓柱度，缸筒端面T的垂直度 缸筒內徑D的圓度、錐度和圓柱度公差值不大于內徑公差只半。缸筒端面T的垂直度公差值可按7級精度選取 其他 為了防止腐蝕和提高壽命，缸筒內表面應鍍以厚度為30~40μm的鉻層，并在鍍后進行珩磨或拋光。 通往油口、排氣閥孔的內孔口必須倒角，不得有飛邊、毛刺，以免劃傷密封件 缸蓋 端面與軸線的垂直度公差度應按7級精度選取。 導向孔的表面粗糙度為 7. 其他裝置設計 7.1緩沖裝置 由于該液壓系統(tǒng)在快退階段存在速度大、質量大的特點，即快退時有，，導致了活塞的慣性比較大，同時，為了避免產生機械沖撞導致嚴重影響液壓缸和整個液壓系統(tǒng)的強度及正常工作，所以，需要設計緩沖裝置。 考慮到結構加工及成本問題，同時有慣性力的大小問題，此處選用恒節(jié)流面積緩沖裝置，相關設計如下： 其中，，, 所以同時有： 其中取d=30mm 7.2 導向套及支撐環(huán) （1） 結構型式 由于該液壓缸為低速低載，并且行程S=400mm，為中小型液壓缸，故采用軸套式導向套。 （2） 導向套材料 軸套式導向套一般采用摩擦系數小、耐磨性好的青銅材料制作，初選材料為青銅。 （3） 長度確定 為了避免導向長度過短，導致缸因配合間隙引起的初始撓度增大，影響液壓缸的工作性能和穩(wěn)定性，因此需滿足最小導向長度確定： （4） 加工要求 導向套外圓與端蓋內孔的配合取為H8/f7，內孔與活塞桿外圓的配合取為H8/f9，外圓與內孔的同軸度公差不大于0.03mm,圓度和圓柱度公差不大于直徑公差一半，內孔的環(huán)形油槽和直油槽要淺而寬，以保證良好的潤滑。 7.3 排氣閥的設計 為了將初始裝配時以及后面長時間工作滲入缸內的空氣排掉，避免造成液壓缸和整個液壓系統(tǒng)在工作中顫抖和爬行，從而在端蓋的最上方設置排氣閥，從而有利于氣體的完全排除。 初步選用整體式排氣閥裝置，材料選用45號碳素鋼，錐部采用熱處理硬度38~44HRC，其具體尺寸參見液壓缸裝配圖。 7.4 密封裝置及防塵 （1）密封裝置 由于避免有桿腔與無桿腔之間的液壓油的流動，造成液壓系統(tǒng)運行的振動及不流暢，以及避免液壓油滲出液壓缸，需要在活塞桿與活塞之間、活塞與缸筒之間、活塞桿與缸蓋之間添加密封裝置，同時考慮到各種密封型式的特點，初步選用通用性好、容易更換、成本低、容易加工的O形密封圈，其具體型號選擇根據具體尺寸選取。 （2） 防塵裝置 為了避免空氣中的灰塵等雜質進入液壓缸中，導致影響液壓系統(tǒng)的正常工作，損壞液壓系統(tǒng)的壽命，故需要在活塞桿與缸蓋之間添加防塵圈。  8. 心得體會 通過這次液壓課程設計，我對理論課程的知識有了很好的鞏固加深，也是對理論課程知識的一次很好的有效運用。雖然課程設計和理論課程不在一個學期，有些內容有些遺忘，但是課程設計之后對液壓系統(tǒng)認識更加深刻了，重點是體會到理論和實際運用之間有很大 差距。理論課程會看到很多系統(tǒng)圖，有時候對某些閥沒有仔細關注了解作用，只有在設計時才注意到這個結構，了解其輔助作用。還有就是對液壓缸的認識程度收獲最大，在系統(tǒng)圖中時，液壓系統(tǒng)就只是一個執(zhí)行元件，不會在意其內部結構。但是在設計時才體會到其中的復雜學問，選擇材料就需要考慮不同的結構，例如缸體、端蓋和柱塞桿等。然后結構設計和尺寸確定，結構的設計就要考慮工況、環(huán)境、工作方式、負載等；尺寸則通過經驗公式或者理論計算確定，然后還需要進行校核。之后就是考慮連接以及密封工作，這些都需要依據結構進行確定，同時考慮工作環(huán)境以及經濟成本等。這些東西雖然復雜費時，但卻是一個產品問世之前必不可少的工作，只有進過一系列設計、計算、校核、再計算甚至仿真之后才能保證一個產品的合格性，而且就算是做出實際的系統(tǒng)之后還要經過大量的測試保證合格后才能投入生產使用。但是這種訓練確實值得的，很有效的培養(yǎng)了作為一個設計者的素養(yǎng)，至少進一步的學習不再是紙上談兵，會受益終生。 除了上述個人設計之外，此次的任務是一個團隊合作項目。如何分工就是一個極大的考驗，劃分工作不是隨意的，劃分時要考慮到一個工作的整體性，盡量劃分時關聯性不大，否則只能等到另外一人做好之后才能繼續(xù)開展工作。所以一個團隊任務的完成還是十分感謝給力的隊友，有些工作在短時間內是無法一個完成的，同時還要感謝有老師的適時指導，糾正錯誤。  9.參考文獻 [1]周憶，于今.流體傳動與控制.北京：科學出版社.2008 [2]黃國勤.液壓傳動系統(tǒng)課程設計指導書 [3]張利平.液壓傳動系統(tǒng)設計與使用.北京：化學工業(yè)出版社.2010.3 [4]李松晶.液壓系統(tǒng)經典設計實例. 北京：化學工業(yè)出版社.2012.7 [5]唐穎達.液壓缸設計與制造. 北京：化學工業(yè)出版社.2016.11 [6]張利平.液壓傳動系統(tǒng)設計要點. 北京：化學工業(yè)出版社.2014.9 [7]張利平.液壓元件選型與系統(tǒng)成套技術. 北京：化學工業(yè)出版社.2017.11 [8]臧克江.液壓缸. 北京：化學工業(yè)出版社.2009.10  附錄 液壓系統(tǒng)工作流程圖 圖 1：快進時油路狀態(tài) 圖 2：工進時油路狀態(tài) 圖 3：死鐵停留油路狀態(tài) 圖 4：快退時油路狀態(tài) 35