本科生畢業(yè)論文（設計）題 目： 250 克中小型注塑機液壓系統設計 姓 名：學 院：專 業(yè)：班 級：學 號：指導教師：摘 要本課題完成 250g 中小型注塑機的液壓系統設計。塑料注射成型機是熱塑性制品的成型加工設備，它將顆粒塑料加熱熔化后，高壓快速注入模腔，經一定時間的保壓，冷卻后成型為塑料制品。本次設計主要完成了以下設計內容：注射成型原理和理論研究及注射成型工藝過程分析；250 型注塑機節(jié)能低耗高效的液壓系統設計，繪制工作原理圖；液壓結構設計與繪圖。液壓缸設計中，缸體與缸蓋采用外半環(huán)連接方式，活塞桿與活塞螺紋采用組合式結構中的螺紋連接。液壓控制裝置的結構采用塊式集成設計塊式，做成通用化的 6 面體油路塊（集成塊） 。本設計中采用鐘形罩立式安裝，通過液壓泵上的軸端法蘭實現泵與鐘形罩的連接，鐘形罩再與帶發(fā)蘭的立式電動機連接，依靠鐘形罩上的止口保證液壓泵與電動機的同軸度。關鍵詞：注塑機； 液壓系統； 液壓缸； 鐘形罩ABSTRACTThe completion of this subject 250g small injection molding machine hydraulic system. Plastic injection molding is a thermoplastic products, processing equipment, it will heat melting plastic particles, high speed injection mold cavity, after some time packing, cool molding for the plastic products. This design was completed for the following design elements: principles and theoretical study of injection molding and injection molding process analysis; 250g injection molding machine, low power and highly efficient energy-saving hydraulic system design, schematic drawing of work; hydraulic structure design and drawing. Hydraulic cylinder design, the cylinder block and cylinder head connection with external half-ring, piston rod and piston screw thread used to connect modular structure. The structure of hydraulic control unit integrated with block design, made of 6-sided universal manifold block (Manifold). This design uses vertical installation of the bell jar, pump the shaft through the pump flange to achieve the connection with Bell, Bell again and vertical motors with flange connection, relying on the only bell-shaped hood hydraulic pump and motor mouth to ensure concentricity.Key words: Injection molding machine； Hydraulic System； Hydraulic cylinder； Bell hoodI目 錄1. 250g 注塑機液壓系統設計 ……………………………………………11.1 液壓系統設計要求及其有關參數 ……………………………………11.2 液壓執(zhí)行元件載荷力合載荷轉矩計算 ………………………………11.3 液壓系統主要參數計算 …………………………………………………21.4 制定系統方案和擬定系統圖 …………………………………………51.5 液壓元件的選擇 ……………………………………………………………81.6 液壓系統性能驗算 ………………………………………………………111.7 液壓缸的設計 ……………………………………………………………152. 液壓集成塊的設計 ……………………………………………………202.1 塊式集成的結構 …………………………………………………………202.2 塊式集成的特點 …………………………………………………………202.3 塊式集成液壓控制裝置的設計 ………………………………………213. 注塑機動力裝置的設計 ………………………………………………263.1 液壓站的設計 ……………………………………………………………263．2 液壓油箱的設計 ………………………………………………………273.3 液壓泵組的結構設計 …………………………………………………304. 總結與展望 ………………………………………………………………34 參考文獻 ………………………………………………………………………35外文資料 ……………………………………………………………………36中文翻譯 ……………………………………………………………………44II致 謝 ………………………………………………………………………4801. 250g 注塑機液壓系統設計1.1 250g 注射機液壓系統設計要求及有關設計參數1.1.1 對液壓系統的要求（1）合模運動要平穩(wěn)，兩片模具閉合時不應有沖擊；（2）當模具閉合后，合模機構應保持閉合壓力，防止注射時將模具沖開。注射后，注射機構應保持注射壓力，使塑料充滿型腔；（3）預塑進料時，螺桿轉動，料被推到螺桿前端，這時，螺桿同注射機構一起向后退，為使螺桿前端的塑料有一定的密度，注射機構必需有一定的后退阻力；（4）為保證安全生產，系統應設有安全聯鎖裝置 [1]。1.1.2 液壓系統設計參數250 克塑料注射機液壓系統設計參數如下 [2]： 螺桿直徑 40mm 螺桿行程 200mm最大注射壓力 153MPa 螺桿驅動功率 5kW螺桿轉速 60r/min 注射座行程 230mm注射座最大推力 27kN 最大合模力 (鎖模力) 900kN開模力 49kN 動模板最大行程 350mm快速閉模速度 0.1m/s 慢速閉模速度 0.02m/s快速開模速度 0.13m/s 慢速開模速度 0.03m/s注射速度 0.07m/s 注射座前進速度 0.06m/s注射座后移速度 0.08m/s1.2 液壓執(zhí)行元件載荷力和載荷轉矩計算1.2.1 各液壓缸的載荷力計算（1）合模缸的載荷力合模缸在模具閉合過程中是輕載，其外載荷主要是動模及其連動部件的起動慣性力和導軌的摩擦力。1鎖模時，動模停止運動，其外載荷就是給定的鎖模力。開模時，液壓缸除要克服給定的開模力外，還克服運動部件的摩擦阻力。（2）注射座移動缸的載荷力座移缸在推進和退回注射座的過程中，同樣要克服摩擦阻力和慣性力，只有當噴嘴接觸模具時，才須滿足注射座最大推力。（3）注射缸載荷力注射缸的載荷力在整個注射過程中是變化的，計算時，只須求出最大載荷力。（1—pdFw24??1）式中，d—螺桿直徑，由給定參數知：d＝0.04m ；p—噴嘴處最大注射壓力，已知 p＝153MPa。由此求得 Fw＝192kN。各液壓缸的外載荷力計算取液壓缸的機械效率為 0.9，求得相應的作用于活塞上的載荷力，并列于表 2—1 中。表 2-1 各液壓缸的載荷力液壓缸名稱 工況 液壓缸外載荷/kNwF活塞上的載荷力 kNF/合模 90 100鎖模 900 1000合模缸開模 49 55移動 2.7 3座移缸預緊 27 30注射缸 注射 192 2131.2.2 進料液壓馬達載荷轉矩計算mNnPTcW????7960/14.325?取液壓馬達的機械效率為 =0.95，則其載荷轉矩m?2mNTmW??8395.076?1.3 液壓系統主要參數計算1.3.1 初選系統工作壓力250 克塑料注射機屬小型液壓機，載荷最大時為鎖模工況，此時，高壓油用增壓缸提供；其他工況時，載荷都不太高，參考設計手冊，初步確定系統工作壓力為 6.5MPa[3]。1.3.2 計算液壓缸的主要結構尺寸（1）確定合模缸的活塞及活塞桿直徑合模缸最大載荷時，為鎖模工況，其載荷力為 1000kN，工作在活塞桿受壓狀態(tài)?；钊睆剑?—2）??)1(42????pFD此時 p1 是由增壓缸提供的增壓后的進油壓力，初定增壓比為 5，則p1＝5×6.5MPa＝32.5MPa，鎖模工況時，回油流量極小，故 p2≈0，求得合模缸的活塞直徑為，取 Dh＝0.2m。mDh 198.05.3214.064???按表 2—5 取 d/D＝0.7，則活塞桿直徑 dh＝0.7×0.2m ＝0.14m ，取dh＝0.15m。為設計簡單加工方便，將增壓缸的缸體與合模缸體做成一體(見圖 1)，增壓缸的活塞直徑也為 0.2m。其活塞桿直徑按增壓比為 5，求得，取 dz＝0.09m 。mDdhz 089.52.2??3⑵注射座移動缸的活塞和活塞桿直徑座移動缸最大載荷為其頂緊之時，此時缸的回油流量雖經節(jié)流閥，但流量極小，故背壓視為零，則其活塞直徑為，取 Dy＝0.1mmpFDy 076.15.63441????由給定的設計參數知，注射座往復速比為 0.08／0.06＝1.33，查表 2—6 得d/D＝0.5，則活塞桿直徑為：dy＝0.5×0.1m＝0.05m⑶確定注射缸的活塞及活塞桿直徑當液態(tài)塑料充滿模具型腔時，注射缸的載荷達到最大值 213kN，此時注射缸活塞移動速度也近似等于零，回油量極?。还时硥毫梢院雎圆挥?[4]。，取 Ds＝0.22m ；mpFDs 204.15.632441????活塞桿的直徑一般與螺桿外徑相同，取 ds＝0.04m。1.3.3 計算液壓馬達的排量液壓馬達是單向旋轉的，其回油直接回油箱，視其出口壓力為零，機械效率為 0.95，這樣rmrpTVmWM /108./95.0167432331 ???????1.3.4 計算液壓執(zhí)行元件實際工作壓力按最后確定的液壓缸的結構尺寸和液壓馬達排量，計算出各工況時液壓執(zhí)行元件實際工作壓力，見表 2—2。表 2-2 液壓執(zhí)行元件實際工作壓力4工況 執(zhí)行元件名稱 載荷 背壓力 MPa/2工作壓力 Pap/1計算公式合模行程 合模缸 100 kN0.3 3.3鎖模 增壓缸 1000 — 6.4座前進 3 0.5 0.76座頂緊座移缸30 k— 3.8注射 注射缸 213 N0.3 5.9121ApF??預塑進料 液壓馬達 838 m?— 6.0 qTp?21?1.3.5 計算液壓執(zhí)行元件實際所需流量根據最后確定的液壓缸的結構尺寸或液壓馬達的排量及其運動速度或轉速，計算出各液壓執(zhí)行元件實際所需流量，見表 2—3[5]。表 2—3 液壓執(zhí)行元件所需流量工況 執(zhí)行元件名稱運動速度 結構參數 流量 /（）Ls計算公式慢速合模 0.02 sm/ 0.6快速合模合模缸0.12103.A?31QAv?座前進 0.06 /21.80.48 1座后退座移缸0.08 s206A?0.48 2Av?注射 注射缸 0.07 m/21.32.7 1Q預塑進料 液壓馬達 in60r87/qLr0.87 qn慢速開模 0.03 s/ 0.42快速開模合模缸0.13220.4A?1.82Av?1.4 制定系統方案和擬定液壓系統圖1.4.1 制定系統方案5⑴執(zhí)行機構的確定 本機動作機構除螺桿是單向旋轉外，其他機構均為直線往復運動。各直線運動機構均采用單活塞桿雙作用液壓缸直接驅動，螺桿則用液壓馬達驅動。從給定的設計參數可知，鎖模時所需的力最大，為 900kN。為此設置增壓液壓缸，得到鎖模時的局部高壓來保證鎖模力。⑵合模缸動作回路 合模缸要求其實現快速、慢速、鎖模，開模動作。其運動方向由電液換向閥直接控制?？焖龠\動時，需要有較大流量供給。慢速合模只要有小流量供給即可。鎖模時，由增壓缸供油。⑶液壓馬達動作回路 螺桿不要求反轉，所以液壓馬達單向旋轉即可，由于其轉速要求較高，而對速度平穩(wěn)性無過高要求，故采用旁路節(jié)流調速方式。⑷注射缸動作回路 注射缸運動速度也較快，平穩(wěn)性要求不高，故也采用旁路節(jié)流調速方式。由于預塑時有背壓要求，在無桿腔出口處串聯背壓閥。⑸注射座移動缸動作回路 注射座移動缸，采用回油節(jié)流調速回路。工藝要求其不工作時，處于浮動狀態(tài)，故采用 Y 型中位機能的電磁換向閥。⑹安全聯鎖措施本系統為保證安全生產，設置了安全門，在安全門下端裝一個行程閥，用來控制合模缸的動作。將行程閥串在控制合模缸換向的液動閥控制油路上，安全門沒有關閉時，行程閥沒被壓下，液動換向閥不能進控制油，電液換向閥不能換向，合模缸也不能合模。只有操作者離開，將安全門關閉，壓下行程閥，合模缸才能合模，從而保障了人身安全。⑺液壓源的選擇該液壓系統在整個工作循環(huán)中需油量變化較大，另外，閉模和注射后又要求有較長時間的保壓，所以選用雙泵供油系統。液壓缸快速動作時，雙泵同時供6油，慢速動作或保壓時由小泵單獨供油，這樣可減少功率損失，提高系統效率 [6]。1.4.2 擬定液壓系統圖圖 2 注塑機液壓系統原理圖液壓執(zhí)行元件以及各基本回路確定之后，把它們有機地組合在一起。去掉重復多余的元件，把控制液壓馬達的換向閥與泵的卸荷閥合并，使之一閥兩用。7考慮注射缸同合模缸之間有順序動作的要求，兩回路接合部串聯單向順序閥。再加上其他一些輔助元件便構成了 250 克塑料注射機完整的液壓系統圖，見圖2，其動作循環(huán)表見表 2-4[7]，表 2-4 電磁鐵動作表電磁鐵動作1YA 2 YA3 YA4 YA5 YA6 YA7 YA8 YA9 YA10 YA快速合模 ???慢速合模增壓鎖模注射座前進 ??注射 ?注射保壓減壓（放氣） ?再增壓 ?預塑進料 ??注射座后退慢速開模 ?快速開模 ??系統卸荷注：“+”代表正常工作1.5 液壓元件的選擇1.5.1 液壓泵的選擇⑴液壓泵工作壓力的確定（1—????pp13）8pl 是液壓執(zhí)行元件的最高工作壓力，對于本系統，最高壓力是增壓缸鎖模時的入口壓力，p l＝6.4MPa ；∑Δp 是泵到執(zhí)行元件間總的管路損失。由系統圖可見，從泵到增壓缸之間串接有一個單向閥和一個換向閥，取∑Δp＝0.5MPa [8]。液壓泵工作壓力為 pP＝(6.4＋0.5)MPa ＝6.9MPa⑵液壓泵流量的確定 （1—4）??maxqk??由工況圖看出，系統最大流量發(fā)生在快速合模工況，∑q max＝3L/s。取泄漏系數 K 為 1.2，求得液壓泵流量 qP＝3.6L/s (216L/min)選用 YYB-BCl71/48B 型雙聯葉片泵，當壓力為 7 MPa 時，大泵流量為157.3L/min，小泵流量為 44.1L/min[9]。1.5.2 電動機功率的確定注射機在整個動作循環(huán)中，系統的壓力和流量都是變化的，所需功率變化較大，為滿足整個工作循環(huán)的需要，按較大功率段來確定電動機功率。從工況圖看出，快速注射工況系統的壓力和流量均較大。此時，大小泵同時參加工作，小泵排油除保證鎖模壓力外，還通過順序閥將壓力油供給注射缸，大小泵出油匯合推動注射缸前進。前面的計算已知，小泵供油壓力為 pP1＝6.9MPa ，考慮大泵到注射缸之間的管路損失，大泵供油壓力應為 pP2＝(5.9＋0.5)MPa ＝6.4MPa，取泵的總效率η P＝0.8 ，泵的總驅動功率為＝27.313 kWPqp?21??考慮到注射時間較短，不過 3s，而電動機一般允許短時間超載 25%，這樣電動機功率還可降低一些。P＝27.313×100/125＝21.85 kW驗算其他工況時，液壓泵的驅動功率均小于或近于此值。查產品樣本，選用 22kW 的電動機 [10]。1.5.3 液壓閥的選擇9選擇液壓閥主要根據閥的工作壓力和通過閥的流量。本系統工作壓力在7MPa 左右，所以液壓閥都選用中、高壓閥。所選閥的規(guī)格型號見表 2-5。表 2-5 250 克塑料注射機液壓閥名細表序號 名稱 實際流量 /()Ls選用規(guī)格1 三位四通電液換向閥 2.62 34DYM-B32H-T2 三位四通電液換向閥 3.36 34DYY-B32H-T 3 三位四通電液換向閥 0.50 34DY-B10H-T4 三位四通電液換向閥 3.36 34DYO-B32H-T5 二位四通電液換向閥 0.74?24DYO-B32H-T6 二位四通電液換向閥 0.50 24DO-H10H-T7 溢流閥 0.74 YF-B20C8 溢流閥 2.62 YF-B20C9 溢流閥 2.62 YF-B20C10 單向閥 0.74 DF-B20K11 液控單向閥 3.36 AY-H32B12 單向閥 0.50 DF-B10K13 單向閥 2.62 DF-B32K14 節(jié)流閥 0.65 LF-B10C15 調速閥 0.70?QF-B10C16 調速閥 1.70 QF-B20C17 單向順序閥 0.74 XDIF-B20F18 單向順序閥 2.70 XDIF-B32F19 行程滑閥 0.50?24C-10B1.5.4 液壓馬達的選擇在 3.3 節(jié)已求得液壓馬達的排量為 0.8L／r，正常工作時，輸出轉矩 769N.m，系統工作壓力為 7MPa。選 SZM0.9 雙斜盤軸向柱塞式液壓馬達。其理論排量為 0.873L/r，額定壓力為 20 MPa，額定轉速為 8～l00r/min，最高轉矩為 3057N·m，機械效率大于100.90[11]。1.5.5 油管內徑計算本系統管路較為復雜，取其主要幾條(其余略)，有關參數及計算結果列于見表 2-6。表 2-6 主要管路內徑管路名稱 通過流量 /()Ls允許流速 /()ms管路內徑 /實際取值 /m大泵吸油管 2.62 0.85 0.063 0.065小泵吸油管 0.735 1 0.031 0.032大泵排油管 2.62 4.5 0.027 0.032小泵排油管 0.735 4.5 0.014 0.015雙泵并聯后管路3.36 4.5 0.031 0.032注射缸進油管路2.66 4.5 0.028 0.0321.5.6 確定油箱的有效容積按下式來初步確定油箱的有效容積：V＝aq V 已知所選泵的總流量為201.4L/min，這樣，液壓泵每分鐘排出壓力油的體積為 0.2m3。參照表 4—3 取a＝5，算得有效容積為：V＝5×0.2m 3＝1 m 31.6 液壓系統性能驗算1.6.1 驗算回路中的壓力損失本系統較為復雜，有多個液壓執(zhí)行元件動作回路，其中環(huán)節(jié)較多，管路損失較大的要算注射缸動作回路，故主要驗算由泵到注射缸這段管路的損失。⑴沿程壓力損失沿程壓力損失，主要是注射缸快速注射時進油管路的壓力損失。此管路長 5m，管內徑 0.032m，快速時通過流量 2.7L/s；選用 20 號機械系統損耗油，正11常運轉后油的運動粘度 ν＝27mm2/s，油的密度 ρ＝918kg/m 3。油在管路中的實際流速為smdqv/36.02.1742?????09836???Re油在管路中呈紊流流動狀態(tài)，其沿程阻力系數為：25.014e??求得沿程壓力損失為：MPap03.2103.9819864.25. ????⑵局部壓力損失 局部壓力損失包括通過管路中折管和管接頭等處的管路局部壓力損失Δp 2，以及通過控制閥的局部壓力損失 Δp 3。其中管路局部壓力損失相對來說小得多，故主要計算通過控制閥的局部壓力損失。參看圖 2，從小泵出口到注射缸進油口，要經過順序閥 17，電液換向閥 2及單向順序閥 18。單向順序伺 17 的額定流量為 50L/min，額定壓力損失為 0.4MPa。電液換向閥 2 的額定流量為 190L/min，額定壓力損失 0.3 MPa。單向順序閥 18 的額定流量為 150L/min，額定壓力損失 0.2 MPa。通過各閥的局部壓力損失之和為 ?????? ?????????????????????? 2221,3 1506.190.43.57.50.4p??MPa83.?從大泵出油口到注射缸進油口要經過單向閥 13，電液換向閥 2 和單向順序閥 18。單向閥 13 的額定流量為 250L/min，額定壓力損失為 0.2 MPa。通過各閥的局部壓力損失之和為：12MPap65.023.4.0253.17.02,3 ????????????????由以上計算結果可求得快速注射時，小泵到注射缸之間總的壓力損失為∑p 1＝(0.03＋0.88)MPa＝0.91MPa大泵到注射缸之間總的壓力損失為∑p 2＝(0.03＋0.65)MPa＝0.68MPa由計算結果看，大小泵的實際出口壓力距泵的額定壓力還有一定的壓力裕度，所選泵是適合的。另外要說明的一點是：在整個注射過程中，注射壓力是不斷變化的，注射缸的進口壓力也隨之由小到大變化，當注射壓力達到最大時，注射缸活塞的運動速度也將近似等于零，此時管路的壓力損失隨流量的減小而減少。泵的實際出口壓力要比以上計算值小一些。綜合考慮各工況的需要，確定系統的最高工作壓力為 6.8MPa，也就是溢流閥 7 的調定壓力 [12]。1.6.2 液壓系統發(fā)熱溫升計算⑴計算發(fā)熱功率 液壓系統的功率損失全部轉化為熱量。發(fā)熱功率計算如下Phr＝P r－P c對本系統來說，P r 是整個工作循環(huán)中雙泵的平均輸入功率。（1—5）??ziPitrtqpT1?具體的 pi、q i、t i 值見表 2-7。這樣，可算得雙泵平均輸入功率 Pr＝12kW 。表 2-7 液壓泵功率表泵工作狀態(tài) 出口壓力 /MPa工況小泵 大泵 小泵 大泵總輸入功率 /kW工作時間 /s說明慢速合模 ??3.68 0.3 6 1快速合模 4 4.16 17.3 2小泵額定流量大10.74/pQLs?13增壓鎖模 ??6.8 0.3 8.9 0.5注射 6.8 6.58 27.8 3保壓 6.8 0.3 8.9 16進料 ?6.8 6.3 26.9 15冷卻 ?6.8 0.3 8.9 15快速開模 4.2 4.4 18. 1.5慢速開模 ?3.9 0.3 6.2 1泵額定流量泵2.6/pQLs?的總效率：正常工作時 0.8p?卸荷時 .3p?注：表中 表示正常工作， 表示卸荷。??系統總輸出功率求系統的輸出有效功率：（1—6）?????????nimjjWjitc tTsFTP11?由前面給定參數及計算結果可知：合模缸的外載荷為 90kN，行程 0.35m；注射缸的外載荷為 192kN，行程 0.2m；預塑螺桿有效功率 5kW，工作時間15s；開模時外載荷近同合模，行程也相同。注射機輸出有效功率主要是以上這些。kWPc 3)1502.109.35014.(5 35???????總的發(fā)熱功率為：Phr＝(15.3－3)kW＝12.3kW⑵計算散熱功率 前面初步求得油箱的有效容積為 1m3，按 V＝0.8abh 求得油箱各邊之積：a·b·h＝1/0.8m 3＝1.25m 3取 a 為 1.25m，b、h 分別為 1m。求得油箱散熱面積為：At＝1.8h(a＋b )＋1.5ab＝(1.8×l×(1.25＋1) ＋1.5×1.25)m 2 ＝5.9m 2油箱的散熱功率為：Phc＝K 1AtΔT式中 K1——油箱散熱系數，查表 5—1，K 1 取 16W/(m2·℃)；ΔT— —油溫與環(huán)境溫度之差，取 ΔT ＝35 ℃。14Phc＝16×5.9×35kW＝3.3kW＜ Phr＝12.3kW由此可見，油箱的散熱遠遠滿足不了系統散熱的要求，管路散熱是極小的，需要另設冷卻器。⑶冷卻器所需冷卻面積的計算冷卻面積為： （1—7）mhcrtKPA???式中 K—傳熱系數，用管式冷卻器時，取 K＝116W ／(m 2．·℃)； Δt m—平均溫升(℃) ；（1—8）211tTtm???取油進入冷卻器的溫度 T1＝60℃，油流出冷卻器的溫度 T2＝50℃，冷卻水入口溫度 tl＝25℃，冷卻水出口溫度 t2＝30℃。則：℃ 5.7302560?????m所需冷卻器的散熱面積為：2238.5.716).(mA?考慮到冷卻器長期使用時，設備腐蝕和油垢、水垢對傳熱的影響，冷卻面積應比計算值大 30％，實際選用冷卻器散熱面積為：A＝1.3 ×2.8m2＝3.6m 2 注意；系統設計的方案不是唯一的，關鍵要進行方案論證，從中選擇較為合理的方案。同一個方案，設計者不同，也可以設計出不同的結果，例如系統壓力的選擇、執(zhí)行元件的選擇、閥類元件的選擇等等都可能不同。15圖 3 系統工況圖1.7 液壓缸的設計1.7.1 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 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；yp——缸筒材料的許用應力。無縫鋼管。則：???my 5,3.208.19??????取16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 為1DmD905281?????同理 夾緊與定位液壓缸的壁厚與外徑為： ??mmpy4 6.2.206312????取壁 厚缸體外徑 D7141?????夾緊與定位液壓缸的壁厚與外徑為： ，??D71（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P 12 表 2-6 中的系列尺寸來選取標準值。液壓缸工作行程選 ml630?夾緊與定位液壓缸選 2（3) 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 ???ypDt243.0?有孔時 ??022.dty?式中 t——缸蓋有效厚度(m)； ——缸蓋止口內徑 (m)；——缸蓋孔的直徑 (m)。0d液壓缸：無孔時 ，取 t=20mmmt 2.195.810743.3????17有孔時 ，取 t’=50mmmt 6.4912578.07843.3' ?????夾緊與定位液壓缸：無孔時 ，取 t=17mmt .253.06143.3????有孔時：，取 t’=35mmmt 6.31425.10643.3' ?????（4) 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。圖 4 液壓缸的導向長度18對一般的液壓缸，最小導向長度 H 應滿足以下要求： 20DLH??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1l缸內徑 D 而定；當 D80mm 時，取 。??l0.1~61???dl0.~61?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1l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（1—??BlC???129）液壓缸：最小導向長度： ，取 H=72mmmH5.7128063???活塞寬度：B=0.8D=64mm缸蓋滑動支承面長度： Dl567.01?隔套長度： ??mC1242???夾緊與定位液壓缸：最小導向長度：，取 H=47mmH5.3260???活塞寬度：B=0.8D=50.4mm，取 B=50mm缸蓋滑動支承面長度： mDl47.01?隔套長度： ??524???C（5) 缸體長度的確定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。19液壓缸：缸體內部長度 mlBL6943064???夾緊與定位液壓缸：缸體內部長度 l7521.7.2 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。（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 5 所示：圖 5 缸體與缸蓋外半環(huán)連接方式優(yōu)點：結構較簡單；加工裝配方便缺點：外型尺寸大；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P 15 表 2-8，采用組合式結構中的螺紋連接。如下圖 6 所示：20圖 6 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。1) 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 [13]。在本次設計中，采用導向套導向的結構形式，其特點為：(1) 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。(2) 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。2) 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。在本次設計中采用 O 形密封圈。212. 液壓集成塊的設計2.1 塊式集成的結構塊式集成是按典型液壓系統的各種基本回路，做成通用化的 6 面體油路塊（集成塊） ，通常其四周除 1 面安裝通向液壓執(zhí)行器（液壓缸或液壓馬達）的管接頭外，其余 3 面安裝標準的板式液壓閥及少量疊加閥或插裝閥，這些液壓閥之間的油路聯系由油路塊內部的通道孔實現，塊的上下兩面為塊間疊積結合面，布有由下向上貫穿通道體的公用壓力油孔 P、回油孔 O（T ） 、泄漏油孔 L 及塊間連接螺栓孔，多個回路塊疊積在一起，通過 4 只長螺栓固緊后，各塊之間的油路聯系通過公用油孔來實現。2.2 塊式集成的特點可簡化設計；設計靈活、更改方便；易于加工、專業(yè)化程度高；結構緊湊、裝配維護方便；系統運行效率較高塊式集成的主要缺點是集成塊的孔系設計和加工容易出錯，需要一定的設計和制造經驗。2.3 塊式集成液壓控制裝置的設計（1）分解液壓系統并繪制集成塊單元回路圖集成塊單元回路實質上是液壓系統原理圖的一個等效轉換。分解集成塊單元回路時，應優(yōu)先采用現有系列集成塊單元回路，以減少設計工作量。集成塊上液壓閥的安排應緊湊，塊樹應盡量曬，以減少整個液壓控制裝置的結構尺寸和重量。集成塊的數量與液壓系統的復雜程度有關，一摞集成塊組中，除基塊和頂塊外，中間塊一般 1-7 塊。當所需中間塊多于 7 塊時，22可按系統工作特點和性質，分組多摞疊加，否則集成簡單回路合用一個集成塊；液壓 泵的出口竄接單向閥時，可采用管式連接的單向閥（竄接在泵與集成塊組的基塊之間） ；采用少量疊加閥、插裝閥及集成塊專用嵌入式插裝閥；集成塊側面加裝過渡板與閥連接；基塊與頂塊上布置適當的元件等等。1） 塊的設計（1）確定公用油道孔的數目集成塊體的公用油道孔，有二孔、三孔、四孔、五孔等多種設計方案，應用較廣的為二孔式和三孔式。二孔式 在集成塊上分別設置壓力油孔 P 和回油孔 O 各一個，用 4 個螺栓孔與塊組連接螺栓間的環(huán)形孔來作為泄漏油通道。二孔式集成塊的優(yōu)點是結構簡單，公用通道少，便于布置元件；泄漏油道孔的通流面積大，泄漏油的壓力損失小。缺點是：在基塊上需將 4 個螺栓孔相互鉆通，所以須堵塞的工藝孔較多，加工麻煩，為防止油液外漏，集成塊間相互疊加面的粗糙度要求較高，一般應小于 Ra0.8μm。三孔式 在集成塊上分別設置壓力油孔 P、回油孔 O 和泄油孔 L 共 3 個公用通道三孔式集成塊的優(yōu)點是結構簡單，公用油道孔數較少，缺點是因泄漏油孔 L 要與各元件的泄漏油口相通，故其連通孔道一般細而長，加工較困難，且工藝孔較多。（2）液壓元件樣板（3）確定孔道直徑及通油孔間的壁厚a.確定通油孔道的直徑與閥的油口相通孔道的直徑，應與液壓閥的油口直徑相同；與管接頭相連接的孔道，其直徑一般應按通過的流量和允許流速，用式 計算，但孔vqd?4?口須按管接頭螺紋小徑鉆崆并攻絲；工藝孔應用螺塞或球漲堵死；對于公用孔道，壓力油孔和回油孔的直徑可以類比同壓力等級的系列集成塊中的孔道直徑確定，也可通過式 計算得到；泄油孔的直徑一般由經驗確定。vqd?4?b.連接孔的直徑固定液壓閥的定位銷孔的直徑和螺釘孔的直徑，應與所選定的液壓閥的定23位銷直徑及配合要求與螺釘孔的螺紋直徑相同；連接集成塊組的螺栓規(guī)格可類比相同壓力等級的系列集成塊的連接螺栓確定，也可以通過強度計算得到。單個螺栓的螺紋小徑 d 的計算公式為：（2—????nP4?1）式中；P-塊體內部最大受壓面上的推力；n-螺栓個數；-擔擱螺栓的材料許用應力。???螺栓直徑確定后，其螺栓孔（光孔）的直徑也就隨之而定，系列集成塊的螺栓直徑為 M8-M12，其相應的連接孔直徑為?9—?12（mm） 。c.起吊螺釘的直徑。單個集成塊重量在 30 以上時，應按重量和強度確定螺釘孔的直徑。d.油孔間的壁厚及其校核。通油孔間的最小壁厚的推薦值不小于 5 mm。當系統壓力高于 6.3Mpa 時，或孔間壁厚較小時，應進行強度校核，以防止系統在使用中被擊穿。(4) 中間塊外形尺寸的確定中間塊用來安裝液壓閥，其高度 H 取決于所安裝元件的高度。 H 通常應大于所安裝的液壓閥的高度。在確定中間塊的長度和寬度尺寸時，在已確定共有油道孔基礎上，應首先確定公有油道孔位置應與標準通道塊上的孔一致。中間塊的長度和寬度尺寸均應大于安放元件的尺寸，以便于設計集成塊內的通油孔道時調整元件的位置。一般長度方向的調整尺寸為 40-50 mm，寬度方向為 20-30 mm。調整尺寸留的較大，孔道布置方便，但將加大塊的外形尺寸和重量，反之，則結構緊湊、體積小、重量輕，但孔道布置困難。最后確定的中間塊長度和寬度應與標準系列塊的一致。(5)布置集成塊上的液壓元件液壓元件在通道塊上的安裝位置合理與否，直接影響集成塊體內孔道結構的復雜程度、加工工藝性的好壞及壓力損失大小。元件安放位置不僅與典型單元回路的合理性有關，還要受到元件結構、操縱調整的方便性等因素的影響。a.中間塊24中間塊的側面安裝各種液壓控制元件。當需與執(zhí)行裝置連接時，3 個側面安裝元件，一個側面安裝管接頭。注意事項如下：應給安裝液壓閥、管接頭、傳感器及其他元件的各面留有足夠的空間；集成塊體上要設置足夠的測壓點，以便于調試和工作中使用；需經常調節(jié)的控制閥如各種壓力閥和流量閥等應安放在便于調節(jié)和觀察的位置，應避免相鄰側面的元件發(fā)生干涉；應使與各元件相通的油孔盡量安排在同一水平面，并在公用通油道的直徑范圍內，以減少中間連接孔、深孔和斜孔的數量。互不相通的孔間應保持一定壁厚，以防工作時擊穿；集成塊的工藝孔均應封堵，封堵有螺塞、焊接和球漲等三種方式；在集成塊間的疊加面上，公用油道孔出口處要安裝 O 形密封圈，以實現塊間的密封。應在公用油道孔出口處按選用的 O 形密封圈的規(guī)格加工出深孔， O型圈溝槽尺寸應滿足相關標準的規(guī)定；b.基塊（底版）基塊的作用是將集成塊組件固定在油箱頂蓋或專用底座上，并將公用通油孔道通過管接頭與液壓 泵和油箱相連接，有時需在基塊側面上安裝壓力表開關。設計時要留有安裝法蘭、壓力表開關和管接頭等的足夠空間。當液壓泵出油口經單向閥進入主油路板時，可采用管式單向閥，并將其裝在基塊外。c.頂塊（蓋板）頂塊的作用是封閉公用通油孔道，并在其側面安裝壓力表開關以便測壓，有時也可在頂塊上安裝一些控制閥，以減少中間塊數量。(6)集成塊油路的壓力損失集成塊組的壓力損失，是指貫通全部集成塊的進油、回油孔道的壓力損失。在孔道布置一定后，壓力損失隨流量增加而增加。通常，經過一個塊的壓力損失值約為 0.01Mpa.(7)集成塊的材料和主要技術要求制造集成塊的材料因液壓系統壓力高低和主機類型不同而異。通常，對于固定機械，低壓系統的集成塊，宜選用 HT250 或球墨鑄鐵；高壓系統的集成塊宜選用 20 鋼和 35 鋼鍛件。對于有重量限制要求的行走機械等設備的液壓系統，其集成塊可采用鋁合金鍛件，但要注意強度計算。