小型液壓機課程設計.doc

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前言300 液壓機是制品成型生產中應用最廣的設備之一，自19世紀問世以來發(fā)展很快，液壓機在工作中的廣泛適應性，使其在國民經濟各部門獲得了廣泛的應用。由于液壓機的液壓系統和整機結構方面，已經比較成熟，目前國內外液壓機的發(fā)展不僅體現在控制系統方面，也主要表現在高速化、高效化、低能耗；機電液一體化，以充分合理利用機械和電子的先進技術促進整個液壓系統的完善；自動化、智能化，實現對系統的自動診斷和調整，具有故障預處理功能；液壓元件集成化、標準化，以有效防止泄露和污染等四個方面。 作為液壓機兩大組成部分的主機和液壓系統，由于技術發(fā)展趨于成熟，國內外機型無較大差距，主要差別在于加工工藝和安裝方面。良好的工藝使機器在過濾、冷卻及防止沖擊和振動方面，有較明顯改善。在油路結構設計方面，國內外液壓機都趨向于集成化、封閉式設計，插裝閥、疊加閥和復合化元件及系統在液壓系統中得到較廣泛的應用。特別是集成塊可以進行專業(yè)化的生產，其質量好、性能可靠而且設計的周期也比較短。 近年來在集成塊基礎上發(fā)展起來的新型液壓元件組成的回路也有其獨特的優(yōu)點，它不需要另外的連接件其結構更為緊湊，體積也相對更小，重量也更輕無需管件連接，從而消除了因油管、接頭引起的泄漏、振動和噪聲。邏輯插裝閥具有體積小、重量輕、密封性能好、功率損失小、動作速度快、易于集成的特點，從70年代初期開始出現，至今已得到了很快的發(fā)展。我國從1970年開始對這種閥進行研究和生產，并已將其廣泛的應用于冶金、鍛壓等設備上，顯示了很大的優(yōu)越性。 液壓機工藝用途廣泛，適用于彎曲、翻邊、拉伸、成型和冷擠壓等沖壓工藝，壓力機是一種用靜壓來加工產品。適用于金屬粉末制品的壓制成型工藝和非金屬材料，如塑料、玻璃鋼、絕緣材料和磨料制品的壓制成型工藝，也可適用于校正和壓裝等工藝。 由于需要進行多種工藝，液壓機具有如下的特點： （1） 工作臺較大，滑塊行程較長，以滿足多種工藝的要求； （2） 有頂出裝置，以便于頂出工件； （3） 液壓機具有點動、手動和半自動等工作方式，操作方便； （4） 液壓機具有保壓、延時和自動回程的功能，并能進行定壓成型和定程成型的操作，特別適合于金屬粉末和非金屬粉末的壓制； （5） 液壓機的工作壓力、壓制速度和行程范圍可隨意調節(jié)，靈活性大。 一、 設計題目------------------------------------------------------ 1 二、 技術參數和設計要求--------------------------------------- 1 三、 工況分析------------------------------------------------------ 1 四、 擬定液壓系統原理------------------------------------------ 2 五、 確定液壓缸主要參數--------------------------------------- 5 六、 液壓元件選擇------------------------------------------------ 7 七、 液壓缸結構設計--------------------------------------------- 12 總結-------------------------------------------------------------------- 17 參考文獻-------------------------------------------------------------- 18 一、 設計題目 小型液壓機液壓設計 二、 技術參數和設計要求 設計一臺小型液壓壓力機的液壓系統，要求實現快速空程下行、慢速加壓、保壓、快速回程、停止的工作循環(huán)，快速往返速度為3m/min，加壓速度為40~250mm/min，壓制力為200000N，運動部件總重力為20000N，工作行程300mm，油缸垂直安裝，設計該壓力機的液壓傳動系統。 三、 工況分析 首先根據已知條件繪制運動部件的速度循環(huán)圖。 L（mm） V(m/min) 260 300 -3 3 0.04 圖3-1 計算各階段的外負載并繪制負載圖 1、工件的壓制力即為工件的負載力：Ft=20000N 2、摩擦負載 靜摩擦系數取0.2，動摩擦系數取0.1則 靜摩擦阻力 Ffs=0.2*20000=4000N 動摩擦阻力 Ffd=0.1*20000=2000N 3、慣性負載 Fm=m（△v/△t） △t為加速或減速的時間一般△t=0.01~0.5s，在這里取△t=0.2s Fm=（20000*3）/（9.8*0.2*60）=510N 自重 G=20000N 液壓缸在各工作階段的外負載 工作循環(huán) 外負載F（N） 啟動 F=G+Ffs 24000N 加速 F=G+Fm+Ffd 22510N 快進 F=G+Ffd 22000N 共進 F=G+Ft+Ffd 222000N 快退 F=G-Ffd 18000N 負載循環(huán)圖如下 L(mm) F(N) 24000 22510 22000 222000 300 18000 圖3-2 四、 擬定液壓系統原理 確定供油方式 考慮到該機床在工作進給時需要承受較大的工作壓力，系統功率也較大，現采用軸向柱塞泵63SCY14－1B，具有將32MPa壓力的純凈液壓油輸入到各種油壓機、液動機等液壓系統中，以生產巨大的工作動力，該柱塞泵結構緊湊，效率高，工作壓力高，流量調節(jié)方便。 自動補油保壓回路的設計 保壓回路的功用是使系統在液壓缸不動或因工件變形而產生微小位移的工況下能保持穩(wěn)定不變的壓力?？紤]到設計要求，保壓時間要達到5s，壓力穩(wěn)定性好。選用液控單向閥保壓回路，則保壓時間較長，壓力穩(wěn)定性高，選用M型三位四通換向閥，利用其中位滑閥機能，使液壓缸兩腔封閉，系統不卸荷。設計了自動補油回路，且保壓時間由電氣元件時間繼電器控制。此回路完全適合于保壓性能較高的高壓系統，如液壓機等。 自動補油的保壓回路系統圖的工作原理：按下起動按紐，電磁鐵1YA通電，電磁換向閥6右位接入系統，油液一部分壓力油通過節(jié)流調速閥8進入主缸上腔；另一部分油液將液控單向閥7打開，使主缸下腔回油，主缸活塞帶動上滑塊快速下行，主缸上腔壓力降低，其頂部充液箱的油經液控單向閥14向主缸上腔補油。當主缸活塞帶動上滑塊接觸到被壓制工件時，主缸上腔壓力升高，液控單向閥14關閉，充液箱不再向主缸上腔供油，且液壓泵流量自動減少，滑塊下移速度降低，慢速加壓工作。當主缸上腔油壓升高到壓力繼電器11的動作壓力時，壓力繼電器發(fā)出信號，使電磁閥1YA斷電，換向閥6切換成中位；這時液壓泵卸荷，液壓缸由換向閥M型中位機能保壓。同時壓力繼電器還向時間繼電器發(fā)出信號，使時間繼電器開始延時。保壓時間由時間繼電器在0-24min調節(jié)。 釋壓回路的設計 釋壓回路的功用在于使高壓大容量液壓缸中儲存的能量緩緩的釋放，以免它突然釋放時產生很大的液壓沖擊。一般液壓缸直徑大于25mm、壓力高于7Mpa時，其油腔在排油前就先須釋壓。 根據生產實際的需要，選擇用節(jié)流閥的釋壓回路。其工作原理：當保壓延時結束后，時間繼電器發(fā)出信號，使電磁閥6YA通電，二位二通電磁換向閥10處于下位，從而使主缸上腔壓力油液通過節(jié)流閥9，電磁閥10，與油箱連通，從而使主缸上腔油卸壓，釋壓快慢由節(jié)流閥調節(jié)。 圖4-1：液壓系統原理擬定圖 當此腔壓力降至壓力繼電器的調定壓力時，換向閥6切換至左位，液控單向閥7打開，使液壓缸上腔的油通過三位四通電磁閥6，二位二通電磁閥5，和順序閥4排到液壓缸頂部的充液箱13中去，此時主缸快速退回。使用這種釋壓回路無法在釋壓前完全保壓，釋壓前有保壓要求時的換向閥也可用Y型，并且配有其它的元件。 機器在工作的時候，如果出現機器被以外的雜物或工件卡死，這是泵工作的時候，輸出的壓力油隨著工作的時間而增大，而無法使液壓油到達液壓缸中，為了保護液壓泵及液壓元件的安全，在泵出油處加一個直動式溢流閥1，起安全閥的作用，當泵的壓力達到溢流閥的導通壓力時，溢流閥打開，液壓油流回油箱，起到安全保護作用。在液壓系統中，一般都用溢流閥接在液壓泵附近，同時也可以增加液壓系統的平穩(wěn)性，提高加工零件的精度。 液壓系統圖的總體設計 圖4-2：液壓系統總體設計圖 主缸運動工作循環(huán) （1） 快速下行。按下起動按鈕，電磁鐵1YA通電。這時的油路進油路為： 變量泵1→換向閥6右位→節(jié)流閥8→壓力繼電器11和 液壓缸15上腔 回油路為： 液壓缸下腔15→已打開的液控單向閥7→換向閥6右位→電磁閥5→背壓閥4→油箱 油路分析：變量泵1的液壓油經過換向閥6的右位，液壓油分兩條油路：一條油路通過節(jié)流閥7流經繼電器11，另一條路直接流向液壓缸的上腔和壓力表。使液壓缸的上腔加壓。液壓缸15下腔通過液控單向閥7經過換向閥6的右位流經背壓閥，再流到油箱。因為這是背壓閥產生的背壓使接副油箱旁邊的液控單向閥7打開，使副油箱13的液壓油經過副油箱旁邊的液控單向閥14給液壓缸15上腔補油。使液壓缸快速下行，另外背壓閥接在系統回油路上，造成一定的回油阻力，以改善執(zhí)行元件的運動平穩(wěn)性。 （2） 保壓時的油路情況： 油路分析：當上腔快速下降到一定的時候，壓力繼電器11發(fā)出信號，使換向閥6的電磁鐵1YA斷電，換向閥回到中位，液壓系統保壓。而液壓泵1在中位時，直接通過背壓閥直接回到油箱。 （3） 回程時的油路情況： 液壓缸下腔回油路為： 變量泵1→換向閥6左位→液控單向閥7→液壓油箱15的下腔 液壓缸上腔回油路為： 液壓腔的上腔→液控單向閥14→副油箱13 液壓腔的上腔→節(jié)流閥8→換向閥6左位→電磁閥5→背壓閥4→油箱 油路分析： 當保壓到一定時候，時間繼電器發(fā)出信號，使換向閥6的電磁鐵2YA通電，換向閥接到左位，變量泵1的液壓油通過換向閥旁邊的液控單向閥流到液壓缸的下腔，而同時液壓缸上腔的液壓油通過節(jié)流閥9（電磁鐵6YA接通），上腔油通過換向閥10接到油箱，實現釋壓，另外一部分油通過主油路的節(jié)流閥流到換向閥6，再通過電磁閥19，背壓閥11流回油箱。實現釋壓。 頂出缸運動工作循環(huán) （1） 向上頂出 當電磁鐵4YA通電，5YA失電，三位四通換向閥6處于中位時，此時頂出缸的進油路為： 液壓泵→換向閥19左位→單向節(jié)流閥18→下液壓缸下腔 頂出缸的回油路為： 下液壓缸上腔→換向閥19左位→油箱 （2）停留 當下滑塊上移動到其活塞碰到頂蓋時，便可停留在這個位置上。 （3）向下退回 當停留結束時，即操作員取下工件時，啟動開關，使電磁閥3YA通電（4YA斷電），閥19換為右位。壓力油進入頂出缸上腔，其下腔回油，下滑塊下移。進油路： 液壓泵→換向閥19右位→單向節(jié)流閥17→下液壓缸上腔 回油路： 下液壓缸下腔換向→閥19右位→油箱 (4) 原位停止 當下滑塊退到原位時，是在電磁鐵3YA，4YA都斷電，換向閥19處于中位時得到的。 五、 確定液壓缸主要參數 按液壓機床類型初選液壓缸的工作壓力為25Mpa,根據快進和快退速度要求，采用單桿活塞液壓缸?？爝M時采用差動連接，并通過充液補油法來實現，這種情況下液壓缸無桿腔工作面積應為有桿腔工作面積的6倍，即活塞桿直徑與缸筒直徑滿足的關系。 快進時，液壓缸回油路上必須具有背壓,防止上壓板由于自重而自動下滑，根據《液壓系統設計簡明手冊》表2-2中，可取=1Mpa，快進時，液壓缸是做差動連接，但由于油管中有壓降存在，有桿腔的壓力必須大于無桿腔，估計時可取,快退時，回油腔是有背壓的，這時亦按2Mpa來估算。 以單活塞桿液壓缸為例來說明其計算過程。 圖4-3：單活塞桿液壓缸計算示意圖 —— 液壓缸工作腔的壓力 Pa —— 液壓缸回油腔的壓力 Pa 故：A1=(F/ηm)/(P1-P2/6)=(2.5*105 *9.8)/[(25-2/6)*0.9*106]=0.1104m2 D=(4*A1/π)0.5=0.375m d=(5/6)0.5D=(5/6)0.5*0.375=0.342m 當按GB/T2348-93將這些直徑圓整成進標準值時得：D= 400mm，d=360mm。 由此求得液壓缸面積的實際有效面積為： A1=πD2/4=0.1256m2 A2=π(D2-d2)/4=0.0239m2 液壓缸實際所需流量計算 ① 工作快速空程時所需流量 液壓缸的容積效率，取 Q1=0.1256*3/0.96=393(L/min) ② 工作缸壓制時所需流量 Q2=(A1*V2)/ηcv=0.1256*0.04/0.96=5(L/min) ③ 工作缸回程時所需流量 Q3=(A2*V3)/ ηcv=0.0239*3/0.96=393(L/min) 六、 液壓元件的選擇 確定液壓泵規(guī)格和驅動電機功率 由前面工況分析，由最大壓制力和液壓主機類型，初定上液壓泵的工作壓力取為，考慮到進出油路上閥和管道的壓力損失為（含回油路上的壓力損失折算到進油腔），則液壓泵的最高工作壓力為 上述計算所得的是系統的靜態(tài)壓力，考慮到系統在各種工況的過渡階段出現的動態(tài)壓力往往超過靜態(tài)壓力，另外考慮到一定壓力貯備量，并確保泵的壽命，其正常工作壓力為泵的額定壓力的80%左右因此選泵的額定壓力應滿足： 液壓泵的最大流量應為： 式中液壓泵的最大流量 同時動作的各執(zhí)行所需流量之和的最大值，如果這時的溢流閥正進行工作，尚須加溢流閥的最小溢流量。 系統泄漏系數，一般取，現取。 qp=KL(∑q)max+∑△q=1.1*（393+2.5）=395.5L/min 1．選擇液壓泵的規(guī)格 由于液壓系統的工作壓力高，負載壓力大，功率大。大流量。所以選軸向柱塞變量泵。柱塞變量泵適用于負載大、功率大的機械設備（如龍門刨床、拉床、液壓機），柱塞式變量泵有以下的特點： 1） 工作壓力高。因為柱塞與缸孔加工容易，尺寸精度及表面質量可以達到很高的要求，油液泄漏小，容積效率高，能達到的工作壓力，一般是（），最高可以達到。 2） 流量范圍較大。因為只要適當加大柱塞直徑或增加柱塞數目，流量變增大。 3） 改變柱塞的行程就能改變流量，容易制成各種變量型。 4） 柱塞油泵主要零件均受壓，使材料強度得到充分利用，壽命長，單位功率重量小。但柱塞式變量泵的結構復雜。材料及加工精度要求高，加工量大，價格昂貴。 根據以上算得的和在查閱相關手冊《機械設計手冊》成大先P20-195得：現選用，排量63ml/r，額定壓力32Mpa，額定轉速1500r/min，驅動功率59.2KN，容積效率，重量71kg，容積效率達92%。 2．與液壓泵匹配的電動機的選定 　由前面得知，本液壓系統最大功率出現在工作缸壓制階段，這時液壓泵的供油壓力值為26Mpa，流量為已選定泵的流量值。液壓泵的總效率。柱塞泵為，取0.82。 選用1000r/min的電動機，則驅動電機功率為： 選擇電動機 ，其額定功率為18.5KW。 閥類元件及輔助元件的選擇 1. 對液壓閥的基本要求： (1). 動作靈敏，使用可靠，工作時沖擊和振動小。油液流過時壓力損失小。 (2). 密封性能好。結構緊湊，安裝、調整、使用、維護方便，通用性大 2. 根據液壓系統的工作壓力和通過各個閥類元件及輔助元件型號和規(guī)格 主要依據是根據該閥在系統工作的最大工作壓力和通過該閥的實際流量，其他還需考慮閥的動作方式，安裝固定方式，壓力損失數值，工作性能參數和工作壽命等條件來選擇標準閥類的規(guī)格： 表3.1：小型壓力機液壓系統中控制閥和部分輔助元件的型號規(guī)格 序號 元件名稱 估計通過流量 型號 規(guī)格 1 斜盤式柱塞泵 156.8 63SCY14－1B 32Mpa，驅動功率59.2KN 2 WU網式濾油器 160 WU-160*180 40通徑，壓力損失0.01MPa 3 直動式溢流閥 120 DBT1/315G24 10通徑，32Mpa，板式聯接 4 背壓閥 80 YF3-10B 10通徑，21Mpa，板式聯接 5 二位二通手動電磁閥 80 22EF3-E10B 6 三位四通電磁閥 100 34DO-B10H-T 10通徑，壓力31.5MPa 7 液控單向閥 80 YAF3-E610B 32通徑，32MPa 8 節(jié)流閥 80 QFF3-E10B 10通徑，16MPa 9 節(jié)流閥 80 QFF3-E10B 10通徑，16MPa 10 二位二通電磁閥 30 22EF3B-E10B 6通徑，壓力20 MPa 11 壓力繼電器 － DP1-63B 8通徑，10.5-35 MPa 12 壓力表開關 － KFL8－30E 32Mpa，6測點 13 油箱 14 液控單向閥 YAF3-E610B 32通徑，32MPa 15 上液壓缸 16 下液壓缸 17 單向節(jié)流閥 48 ALF3－E10B 10通徑，16MPa 18 單向單向閥 48 ALF3－E10B 10通徑，16MPa 19 三位四通電磁換向閥 25 34DO-B10H-T 20 減壓閥 40 JF3-10B 管道尺寸的確定 油管系統中使用的油管種類很多，有鋼管、銅管、尼龍管、塑料管、橡膠管等，必須按照安裝位置、工作環(huán)境和工作壓力來正確選用。本設計中油管采用鋼管，因為本設計中所須的壓力是高壓，P=31.25MPa ， 鋼管能承受高壓，價格低廉，耐油，抗腐蝕，剛性好，但裝配是不能任意彎曲，常在裝拆方便處用作壓力管道一中、高壓用無縫管，低壓用焊接管。本設計在彎曲的地方可以用管接頭來實現彎曲。 尼龍管用在低壓系統；塑料管一般用在回油管用。 膠管用做聯接兩個相對運動部件之間的管道。膠管分高、低壓兩種。高壓膠管是鋼絲編織體為骨架或鋼絲纏繞體為骨架的膠管，可用于壓力較高的油路中。低壓膠管是麻絲或棉絲編織體為骨架的膠管，多用于壓力較低的油路中。由于膠管制造比較困難，成本很高，因此非必要時一般不用。 1. 管接頭的選用： 管接頭是油管與油管、油管與液壓件之間的可拆式聯接件，它必須具有裝拆方便、連接牢固、密封可靠、外形尺寸小、通流能力大、壓降小、工藝性好等各種條件。 管接頭的種類很多，液壓系統中油管與管接頭的常見聯接方式有： 焊接式管接頭、卡套式管接頭、擴口式管接頭、扣壓式管接頭、固定鉸接管接頭。管路旋入端用的連接螺紋采用國際標準米制錐螺紋（ZM）和普通細牙螺紋（M）。錐螺紋依靠自身的錐體旋緊和采用聚四氟乙烯等進行密封，廣泛用于中、低壓液壓系統；細牙螺紋密封性好，常用于高壓系統，但要求采用組合墊圈或O形圈進行端面密封，有時也采用紫銅墊圈。 2. 管道內徑計算： （1） 式中 Q——通過管道內的流量 v——管內允許流速 ，見表： 表3.2：液壓系統各管道流速推薦值 油液流經的管道 推薦流速 m/s 液壓泵吸油管 0.5～1.5 液壓系統壓油管道 3～6，壓力高，管道短粘度小取大值 液壓系統回油管道 1.5～2.6 (1). 液壓泵壓油管道的內徑： 取v=4m/s 根據《機械設計手冊》成大先P20-641查得：取d=20mm,鋼管的外徑 D=28mm; 管接頭聯接螺紋M272。 (2). 液壓泵回油管道的內徑： 取v=2.4m/s d=19mm 根據《機械設計手冊》成大先P20-641查得：取d=25mm,鋼管的外徑 D=34mm; 管接頭聯接螺紋M332。 3. 管道壁厚的計算 式中： p——管道內最高工作壓力 Pa d——管道內徑 m ——管道材料的許用應力 Pa， ——管道材料的抗拉強度 Pa n——安全系數，對鋼管來說，時，取n=8；時， 取n=6； 時，取n=4。 根據上述的參數可以得到： 我們選鋼管的材料為45#鋼，由此可得材料的抗拉強度=600MPa; (1). 液壓泵壓油管道的壁厚 (2). 液壓泵回油管道的壁厚 所以所選管道適用。 液壓系統的驗算 上面已經計算出該液壓系統中進，回油管的內徑分別為20mm,25mm。 但是由于系統的具體管路布置和長度尚未確定，所以壓力損失無法驗算。 系統溫升的驗算 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。 當V=10mm/s時，即v=600mm/min 即 此時泵的效率為0.9，泵的出口壓力為26MP，則有 即 此時的功率損失為： 假定系統的散熱狀況一般，取， 油箱的散熱面積A為 系統的溫升為 根據《機械設計手冊》成大先P20-767：油箱中溫度一般推薦30-50 所以驗算表明系統的溫升在許可范圍內。 七、 液壓缸的結構設計 液壓缸主要尺寸的確定 1) 液壓缸壁厚和外經的計算 液壓缸的壁厚由液壓缸的強度條件來計算。 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，承受內壓力的圓筒，其內應力分布規(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 設 計 計 算 過 程 式中 ——液壓缸壁厚(m)； D——液壓缸內徑(m)； ——試驗壓力，一般取最大工作壓力的(1.25-1.5)倍； ——缸筒材料的許用應力。無縫鋼管：。 ==22.9 則=22.9*0.4/220=0.42mm取=0.45mm在中低壓液壓系統中，按上式計算所得液壓缸的壁厚往往很小，使缸體的剛度往往很不夠，如在切削過程中的變形、安裝變形等引起液壓缸工作過程卡死或漏油。因此一般不作計算，按經驗選取，必要時按上式進行校核。 液壓缸壁厚算出后，即可求出缸體的外經為 D1≥D+2=400+2*45=490mm 2) 液壓缸工作行程的確定 液壓缸工作行程長度，可根據執(zhí)行機構實際工作的最大行程來確定，并參閱<<液壓系統設計簡明手冊>>P12表2-6中的系列尺寸來選取標準值。 液壓缸工作行程選 l=300mm 缸蓋厚度的確定 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)； ——缸蓋止口內徑(m)； ——缸蓋孔的直徑(m)。 液壓缸： 無孔時 t≥79mm 取 t=80mm 有孔時t≥85mm 取 t’=85mm 3)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承面中點的距離H稱為最小導向長度（如下圖2所示）。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： 設 計 計 算 過 程 式中 L——液壓缸的最大行程； D——液壓缸的內徑。 活塞的寬度B一般取B=(0.6-10)D；缸蓋滑動支承面的長度，根據液壓缸內徑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 滑臺液壓缸： 最小導向長度：H≥300/20+400/2=215mm 取 H=220mm 活塞寬度：B=0.6D=240mm 缸蓋滑動支承面長度： l1=0.6d=216mm 隔套長度：C=220-0.5（216+240）=-8mm 所以無隔套。 液壓缸缸體內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徑的20-30倍。 液壓缸： 缸體內部長度L=B+l=240+300+=540mm 當液壓缸支承長度LB(10-15)d時，需考慮活塞桿彎度穩(wěn)定性并進行計算。本設計不需進行穩(wěn)定性驗算。 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。主要包括：缸體與缸蓋的連接結構、活塞與活塞桿的連接結構、活塞桿導向部分結構、密封裝置、排氣裝置及液壓缸的安裝連接結構等。由于工作條件不同，結構形式也各不相同。設計時根據具體情況進行選擇。 設 計 計 算 過 程 1) 缸體與缸蓋的連接形式 缸體與缸蓋的連接形式與工作壓力、缸體材料以及工作條件有關。 本次設計中采用外半環(huán)連接，如下圖6所示： 圖4.1：缸體與缸蓋的連接方式 缸體與缸蓋外半環(huán)連接方式的優(yōu)點： (1) 結構較簡單 (2) 加工裝配方便 缺點： (1) 外型尺寸大 (2) 缸筒開槽，削弱了強度，需增加缸筒壁厚2)活塞桿與活塞的連接結構 參閱<<液壓系統設計簡明手冊>>P15表2-8，采用組合式結構中的螺紋連接。如下圖7所示： 圖4.2：活塞桿與活塞螺紋連接方式 特點： 結構簡單，在振動的工作條件下容易松動， 必須用鎖緊裝置。應用較多，如組合機床與工程機械上的液壓缸。 2) 活塞桿導向部分的結構 (1)活塞桿導向部分的結構，包括活塞桿與端蓋、導向套的結構，以及密封、防塵和鎖緊裝置等。導向套的結構可以做成端蓋整體式直接導向，也可做成與端蓋分開的導向套結構。后者導向套磨損后便于更換，所以應用較普遍。導向套的位置可安裝在密封圈的內側，也可以裝在外側。機床和工程機械中一般采用裝在內側的結構，有利于導向套的潤滑；而油壓機常采用裝在外側的結構，在高壓下工作時，使密封圈有足夠的油壓將唇邊張開，以提高密封性能。 參閱<<液壓系統設計簡明手冊>>P16表2-9，在本次設計中，采用導向套導向的結構形式，其特點為： 導向套與活塞桿接觸支承導向，磨損后便于更換，導向套也可用耐磨材料。 蓋與桿的密封常采用Y形、V形密封裝置。密封可靠適用于中高壓液壓缸。 防塵方式常用J形或三角形防塵裝置活塞及活塞桿處密封圈的選用 活塞及活塞桿處的密封圈的選用，應根據密封的部位、使用的壓力、溫度、運動速度的范圍不同而選擇不同類型的密封圈。 參閱<<液壓系統設計簡明手冊>>P17表2-10，在本次設計中采用O形密封圈。 總結 經過一周的努力喔終于完成了這次液壓課設，期間我有很多不懂的地方通過查找資料虛心地向同學請教我克服了這些困難，也能過完成基本簡單的項目了，這次課設于我來說收獲豐富，它不緊使我對液壓這門課的知識有了更深層次的認識，也對我的將來有重大的影響，教會了我如何克服困難，我堅信這次課設對我以后的工作道路影響巨大。 參考文獻 1、成大先主編?！稒C械設計手冊》[M] 第四版第四卷 化學工業(yè)出版社 2002 2、宋學義主編?！缎湔湟簤簹鈩邮謨浴?機械工業(yè)出版社 1995 3、左建民主編?！兑簤号c氣壓傳動》 機械工業(yè)出版社 2007