机床自动夹持搬运装置(CI)型的液压系统设计(论文)

1、 机床自动夹持搬运装置（C-I）型的液压系统设计摘要机床自动夹持搬运装置是专用于工件与零件的夹持和自动运转的装置，其运动自由度多，而且有严格的动作顺序要求，用液压驱动可实现动作自动循环，利于自动化和高效率等要求。夹持装置用于各种工艺装备上，其中包括软金属切削机床的数字系统，自动可换夹持装置和双夹持器用来确保同时操作毛坯和加工零件。液压系统的主要夹持装置的设计，确定了液压系统各部分的功能，在分析计算的各个组成部分实现，最终完成液压原理图。关键词： 液压驱动 双夹持器 可换夹持装置AbstractAnd automatic operation of the device for spare par

2、ts and the clamping tool ,the more freedom of movement, and strict action sequence . Hydraulic drive action to achieve automation cycle, for automation and high efficiency . Mechanical hand for various processes and equipment ,including CNC metal cutting machine tool components flexible automation s

3、ystem .Industrial robots are equipped with automatic convertible clamping device ,wherein the double clamping device is used to ensure that at the same time and in the processing operation blank parts. This design mainly in the hydraulic system of manipulator ,determine the various parts of the hydr

4、aulic system functions , and the implementation of various componets in the calculation analysis ,and ultimately complete hydraulic principle diagram. Keywords: Double clamping device , hydraulic components , clamping device for clamping.II目录摘要IAbstractII第1章 绪论11.1 课题的背景11.2 课题的内容11.3 课题的意义1第2章 自动夹持

5、搬运装置（C-I）型的功能设计32.1 夹持装置在液压系统中的各部分功能32.1.1 液压站32.1.2 驱动装置32.1.3 夹持装置的手腕转动42.1.4 夹持器驱动装置52.2 夹持装置在液压系统中的功能综合52.3 夹持装置的电磁铁动作循环表62.4 夹持装置液压系统方案设计6第3章 自动夹持搬运装置的液压系统机构设计计算83.1 负载分析83.1.1 载荷的组成和计算83.2 液压马达的负载103.2.1工作载荷力矩Tg103.3 确定执行元件的主要参数113.3.1 初选液压缸的工作压力113.3.2 确定液压缸的主要结构尺寸113.4 计算液压缸各工作阶段的工作压力、流量、功率1

6、23.5 拟定液压系统原理图133.5.1 选择液压基本回路133.5.2 组成液压系统133.6 选择液压元件133.6.1 选择液压泵133.6.2 选择电动机143.6.3 选择液压阀153.7 确定液压缸基本参数163.7.1 工作负载163.7.2 定活塞杆直径163.7.3 根据速比定出缸筒直径D173.7.4 选择设计压力p173.7.5 最小导向长度的确定183.8 液压缸结构强度计算和稳定校验183.8.1 缸筒外径缸底厚度计算193.8.2 液压缸的稳定性和活塞杆强度的验算203.8.3 活塞组件和密封装置223.8.4 缓冲装置223.8.5 油管的选择和邮箱容积的确定2

7、33.9 液压传动用油选择243.9.1 工作介质的选择243.9.2 介质粘度的选择24第4章 验算系统液压性能254.1 调整液压损失的验算及泵压力254.2 液压系统发热和温升验算274.3 选择滤油器284.3.1 滤油器的要求284.3.2 滤油器的种类294.3.3 线隙式滤油器304.3.4 滤油器在液压系统中的安装位置和维护30结 论32致 谢33参 考 文 献34IV第1章 绪论1.1 课题的背景 20世纪40年代中后期，夹持搬运装置的研究与发明得到了更多人的关心与关注。50年代以后，美国橡树岭国家实验室开始研究能搬运核原料的遥控操纵夹持装置，这是一种主从型控制系统，系统中加

8、入力反馈，可使操作者获知施加力的大小，主从夹持装置之间有防护墙隔开，操作者可通过观察窗或闭路电视对从夹持装置操作机进行有效的监视，主从夹持系统的出现为近代夹持装置的设计与制造作了铺垫。 提供全套设计图纸 QQ 2609116541 专业毕业设计代写 自动夹持搬运装置由主体、驱动系统和控制系统三个基本部分组成。主体即机座和执行机构，包括臂部、腕部和手部，有的夹持装置还有行走机构。大多数工业搬运装置有36个运动自由度，其中腕部通常有13个运动自由度；驱动系统包括动力装置和传动机构，用以使执行机构产生相应的动作；控制系统是按照输入的程序对驱动系统和执行机构发出指令信号，并进行控制。工业夹持装置按臂部

9、的运动形式分为四种。直角坐标型的臂部可沿三个直角坐标移动；圆柱坐标型的臂部可作升降、回转和伸缩动作；球坐标型的臂部能回转、俯仰和伸缩；关节型的臂部有多个转动关节。夹持搬运装置特点是在工业生产中能代替人做某些单调、频繁和重复的长时间作业，或是危险、恶劣环境下的作业，例如在冲压、压力铸造、热处理、焊接、涂装、塑料制品成形、机械加工和简单装配等工序上，以及在原子能工业等部门中，完成对人体有害物料的搬运或工艺操作。在自动化生产领域中，工业夹持装置由执行机构，驱动，传动机构，控制系统，远程诊断监控系统五部分组成，驱动传动机构与执行机构是相辅相成的，在驱动系统中可分为：机械式，电气式液压式和复合式，其中液

10、压操作力最大。本课题是机床上专用于工件和零件的夹持和自动运转的装置，其运动自由度多，且有严格的动作顺序要求、用液压驱动可实现动作自动循环，利于自动化和高效率等要求。1.2 课题的内容本课题的基本内容是：1）功能原理方案分析2）液压系统原理图设计3）液压系统的计算4）油箱与执行元件工作图设计1.3 课题的意义本课题所研究的机床的装夹装置实际上就是集机械、电子、控制、计算机、传感器、人工智能等多学科先进技术于一体的现代制造业重要的自动化装备。自从1962年美国研制出世界上第一台自动夹持搬运装置以来，夹持装置技术极其产品发展很快，已成为柔性制造系统（FMS）、自动化工厂（FA）、计算机集成制造系统（

11、CIMS）的自动化工具。广泛采用自动夹持搬运装置，不仅可提高产品的质量与产量，而且对保障人身安全，改善劳动环境，减轻劳动强度，提高劳动生产率，节约原材料以及降低生产成本，有着十分重要的意义。和计算机、网络技术一样，工业自动夹持搬运装置的广泛应用正在日益改善着人类的生产和生活方式。提供全套设计图纸 QQ 2609116541 专业毕业设计代写随着加工行业在我国的迅速发展，各行各业的自动化装备水平越来越高，现代化加工车间，常常配有自动夹持搬运装置，以提高生产效率，代替工人完成恶劣环境下危险、繁重的劳动。第2章 自动夹持搬运装置（C-I）型的功能设计2.1 夹持装置在液压系统中的各部分功能2.1.1

12、 液压站下图2-1为液压站液压原理图，本设计应用液压站供应滑板和手臂位移电液步进式驱动装置以及手腕转动、摆动机构和夹持器夹紧机构驱动装置。同时液压站能够相应于在主干线恒压下进入液压系统的耗油量来自动变化可调泵的供给量。液压站还进行油的冷却，并能防止在断路状态下液压系统中漏油。1 蓄能器 2精过滤器 3.压力继电器 4.减压阀 5.冷却器 6.液压马达图2-1液压站液压原理图2.1.2 驱动装置 下图2-2为驱动装置液压原理图，驱动装置由液压马达M1和成套步进驱动系统组成。当信号传递到步进马达M5时，其转子通过螺旋传动推动液压分配器的滑阀，他连接着压力管和溢流管与相应的液压马达腔。液压马达之间的

13、连接使其在轴上的力矩方向相反，以保持在齿轮齿条传动中的无隙啮合。在电液步进驱动装置的液压马达传动时，其与分配器滑阀刚性相连的轴，使得滑阀回到初始位置，从而实现位置反馈。1. 液压马达M1 2.单向阀 3.液压分配器 4.步进电动机图2-2驱动装置液压原理图 手臂滑板移动用线性电液步进式驱动装置和手臂摆动用线性电液步进驱动装置是由步进电动机（M3和M4）、随动分配器和液压缸组成，液压缸活塞杆内装有位置反馈螺旋机构。在信号传递到步进电动机时，其转子通过螺旋传动推动液压分配器滑阀，开启进入液压缸油通道。液压缸活塞平行运动通过螺旋传动变为丝杆传动，而通过齿轮传动和螺旋副变为滑阀轴向移动。单向阀的作用是

14、用来防止液压设备断路时手臂杆件自然下垂。2.1.3 夹持装置的手腕转动液压操纵盘控制手腕转动（摆动），取决于电磁铁Y7或Y8及Y6，由取决于手腕（头部）转动方向的旋转指令控制。此时定位器的活塞克服弹簧力向上运动，并通过杠杆推动随动滑阀，开启油道通路，油通过分配器P2到液压马达M2的腔内。此后，当液压马达达到所需的转速时，信号进入电磁铁断路，从而使手腕固定和分配器P2断路，液压马达转速可以调节，如下图2-3所示。1. 定位器 2.液压缸图2-3夹持装置手腕转动液压原理图在指令传递到液压滑阀上的分配器P3和P4时，液压马达M3使手腕转动。在电磁铁P4接通时，油在压力下进入控制液压缸左腔。此时电磁铁

15、Y5断开，则活塞移动到极右位置，通过杠杆17推动随动阀，并且开启油通道，使油进入液压马达M3腔内。杠杆17的另一端安装在手腕传动部分的靠模保持接触。这样当手腕转动一定角度时（例如在极右位置）杠杆17使随动阀回到中间位置，且液压马达M3停止转动。当电磁铁Y5接通，Y4断开，油在压力下进入控制液压缸右腔，而其左腔与排油孔相连；活塞移动到左边位置，且液压马达M3将手腕转动到靠模的相应突缘上。在电磁铁Y2和Y5接通时，液压缸2两腔均与压力管路相连，而由于活塞面积，使他停在套筒挡块所确定的中间位置上。液压马达转动手腕到靠模中间凸缘上。2.1.4 夹持器驱动装置如图2-4所示，液压缸的驱动装置不但用于带双

16、夹持器，又用于单夹持器。按夹持器型式，液压操纵盘的阀式分配器用手动摆放在左面或右面的位置。用单夹持器工作时用液压分配器P5进行控制。在接通电磁铁Y2时，夹持器张开；而在断开Y2时，夹持器产生压紧动作。装在液压操纵盘上的单向阀防止在系统中压力下降时，夹持器迅速松开。在双夹持工作时，通过接通电磁铁Y2或Y3来传递给每一只手臂的松开指令。当两个磁铁接通时（或断开），夹持器同时被弹簧压紧。1. 手动换向阀 2.单向阀图2-4夹持装置液压原理图2.2 夹持装置在液压系统中的功能综合总之，本次设计的夹持装置的总的功能如图2-5所示：图2-5夹持装置总功能示意图 滑板和手臂位移电液步进式驱动装置以及手腕转动

17、、摆动机构和夹持器夹紧机构驱动装置都需要液压系统来调控。2.3 夹持装置的电磁铁动作循环，见下表2-1。表2-1夹持装置工作状态以及动作控制目标工作状态电 磁 铁Y1Y2Y3Y4Y5Y6Y7Y8液压站启动-工作+夹持器传动装置夹紧+-+松开+-中间位置+-回转传动装置向右+-向左+-+中间位置+停止+-摆动传动装置向右+-向左+-+停止+-2.4 夹持装置液压系统方案设计液压执行元件大体分为液压缸或液压马达。前者实现直线运动，后者实现回旋运动，对于单纯并且简单的直线运动或回转运动机构，可以分别采用液压缸或液压马达直接驱动。根据设计目标及现有条件,在查阅有关资料和实物调研的基础上,构建本夹持装置

18、的总设计方案如下:1.设计成一个机床搬运夹持装置,用于将工件从工位I搬运到工位。2.本夹持装置包含手指夹紧工件,手臂转位,手指松开卸料,手臂复位四个基本动作,采用手动上下料等功能。3.具备自动与手动操作两种工作方式并能快速灵活地切换且互锁.手动方式下操作者可以随意地完成这四个基本动作的任意组合;自动方式下夹持装置的一个工作循环包括夹紧,转位,卸料,复位,能够稳定可靠地重复循环工作。第3章 自动夹持搬运装置的液压系统机构设计计算3.1 负载分析3.1.1 载荷的组成和计算如图3-1表示一个以液压缸为执行元件的液压系统计算简图。各参数标注图上，其中Fw是作用在活塞杆上的外部载荷，Fm是活塞与缸壁以

19、及活塞杆遇导向套之间的密封阻力。作用在活塞杆上的外部载荷Fg，导轨的摩擦力Ff和由速度变化而产生的惯性力Fa。图3-1液压缸受力简图（1）工作载荷Fd常见的工作载荷有作用于活塞杆上的重力、切削力、挤压力等，这些作用力与活塞的运动方向相同为负相反为正。不同的机器有不同的工作负载，对于金属切削机床来说，沿液压缸轴线方向的切削力即为工作负载，对液压机来说工件的压制抗力即为工作负载，工作负载既可以为恒值，也可以为变值，其大小要根据具体情况加以计算，有时还要由样机实测确定。（2）导轨摩擦载荷导轨摩擦负载是指液压缸驱动运动部件时所受的导轨摩擦阻力，其值与运动部件的导轨形式，放置情况及运动状态有关。各种形式

20、导轨的摩擦负载计算公式可查阅手册，机床上常用平导轨和V形导轨支撑运动部件，其摩擦负载值的计算公式为：对于平道轨如图3-2 f（G+ ） （3-1）对于V型导轨如图3-3 f×/sin（/2） （3-2）式中Fn作用在导轨上的法向力 V型导轨夹角 G运动部件的重力 f导轨摩擦因数图3-2 平导轨图3-3 V型导轨本课题采用平轨，故：f×f取滑动导轨（材料铸铁对铸铁）低速（v<10m/min）时的摩擦因数。F0.140×9.8392N故：39.2（3）惯性力惯性力指运动部件在启动或制动过程中的惯性力，其计算公式如下： （3-3）式中m运动部件的质量a运动部件的加

21、速度V启动或制动前后的速度差t启动或制动时间一般机床运动取0.250.5s进给运动取0.10.5s故取t0.5s40×0.8/0.564N（4）重力垂直或倾斜放置运动部件无平衡，其自重也是一种负载，40×9.8392N（5）密封阻力密封阻力指装有密封件在相对移动中产生的摩擦力。它与密封类型、液压缸的加工精度和油液的工作压力有关。密封阻力难以计算，一般估算为 （1-）×F （3-4）式中 液压缸的机械效率 一般取0.900.95 F作用在活塞杆上的载荷故 = / 液压缸的外载荷（6）背压力它是指液压回油路上的阻力。（7）液压港各个主要工作阶段的总机械负载荷可按下列各

22、式计算启动加速时（）/ 稳态运动时（ ）/减速制动时（）/将数值代入以上公式得：启动加速时（39239.264）/0.9550.2N稳态运动时（39239.2）/0.9479.1N减速制动时（39239.264）/0.9408N3.2 液压马达的负载3.2.1工作载荷力矩Tg常见的载荷力矩有被驱动轮的阻力距、液压卷筒的阻力距等。3.2.2轴颈摩擦力矩 GR N M （3-5） 式中 G旋转部件所受的重力 摩擦系数 R旋转轴的半径3.2.3惯性力矩Ta J×J×t N M （3-6）式中角加速度 rad/ 角速度变化量 rad/st启动或制动的时间 sJGD/4g回转部件的转

23、动惯量GD回转部件的分轮效应3.3 确定执行元件的主要参数3.3.1 初选液压缸的工作压力参考同类型组合机床，初定液压缸的工作压力为P140×10Pa3.3.2 确定液压缸的主要结构尺寸设动力滑台的快进，快退速度相等，先采用缸体固定的单杆式液压缸，快进时采用差动连接，并取无干腔有效面积为A1等与有杆腔有效面积的2倍，即A1A2。为了防止在钻孔钻通时滑台突然前冲，在回油路中装有背压阀，初选背压Pb8×10Pa。查表可知：最大负载为工进阶段的负载F22105N按此计算A1，则：A1 6.14× 61.4cm液压缸直径D8.84cm由A12A2可知活塞杆的直径d0.70

24、7D0.707×8.846.25cm按标准直径算出A16.25cmA2按最底工进速度验算液压缸的尺寸，查产品样本，调速阀最小稳定流量q0.05L/min因工进速度V0.05m/min为最小速度。由公式得：A1A163.6cm>10cm满足最底速度的要求。3.4 计算液压缸各工作阶段的工作压力、流量、功率根据液压缸的负载图和速度图以及液压缸的有效面积，可以算出液压缸工作过程各阶段的压力，在计算时工进时的背压力按Pb8×10Pa代入，快退时按Pb5×10Pa代入公式和计算结果如下表3-1：表3-1各工作阶段的工作压力，流量，功率工作循环计算公式负载 进油压力回油

25、压力所需流量输入功率F(N)P(Pa)Pn (Pa)L/minP(KW)差动快进Pjqv(A1A2)PP550.28.5×1013.5×1012.50.174工进479.138.5×108×100.320.021快退40813.1×105×1012.90.218注：1.差动连接时，液压缸的回油口到进油口之间的压力损失P5×10Pa，而PnPP2快退时，液压缸有杆腔进油。压力为P，无杆腔回油，压力为Pn。3.5 拟定液压系统原理图3.5.1 选择液压基本回路1确定调速方式及供油形式在液压缸的初步计算前，已经确定了采用调速阀的进

26、口节流调速，因此相应采用开式循环系统，这种调速回路具有较好的低速稳定性和速度负载特性。2快速运动回路和速度换接回路根据本设计的运动方式和要求，采用差动连接和双泵供油，两种快速回路来实现快速运动，即快进时，由大小泵同时供油，液压缸实现差动连接。采用二位三通电磁阀的速度换接回路，控制由快进转为工进，与采用行程阀相比，电磁阀可直接安装在液压站上，由工作台行程开关控制，管路较简单，行程大小饿容易调整，另外采用液压控制顺序阀与单项阀来切断差动油路，因此速度换接回路为形成和压力联合控制形式。3换向回路选择本系统对换向的平稳性没严格的要求，所以选用电磁换向阀的换向回路。为提高换向的位置精度，采用压力继电器的

27、行程终点反程控制。3.5.2 组成液压系统将选定的液压回路进行组合，并做出休整，即组成液压系统图。3.6 选择液压元件3.6.1 选择液压泵液压系统的工作介质完全由液压源来提供，液压源的核心是液压泵。节流调速系统一般用定量泵供油，再无其他辅助油源的情况下，液压泵的供油量要大于系统的需油量，多余的油经溢流阀流回油箱，溢流阀同时起到控制并稳定油源压力的作用。容积调速系统多数是采用变量泵供油。对长时间所需油量较小的情况，可增设蓄能器作辅助油源。 工进阶段液压缸工作压力最大。若取压力损失5×10 Pa压力继电器可靠动作需要压力差为5×10 Pa液压泵最高工作液压可按：液压泵因此泵的

28、额定压力可取Pa工进所需的流量最小是0.32L/min，设备流量最小流量为2.5L/min，则小流量泵的流量按公式即2.85L/min快进快退时液压缸所需的最大流量是12.9L/min，则泵的总流量为：即大流量泵的流量：根据上面计算的压力和流量，查产品样本选用YB-4/12型的双联叶片泵，该泵的额定压力为6.3MP，额定转速为960r/min。3.6.2 选择电动机系统为双泵供油系统，其中小泵1的流量为：大泵的流量为：差动快进快退时两个泵同时向系统供油，工进时，小泵向系统供油，大泵卸载，下面计算三个阶段所需要的电动机功率P。1.差动快进 差动快进时，大泵2m出口油经单向阀与小泵汇合，然后经单向

29、阀2，三位五通阀3，二位三通阀4进入液压缸大腔，大腔的压力查样本可知，小泵的出口压力损失，于是计算可得小泵的出口压力（总效率），大泵出口压力（总效率）。电动机效率为： 2工进考虑到调速阀所需最小压力压力继电器可靠动作所需压力差因此工进时小泵的出口压力而大泵的卸载压力取（小泵的总效率）电动机功率：综合比较快退时所需功率最大，因此选用Y90l-6异步电动机，电动机功率1.1KW，额定转速910r/min.3.6.3 选择液压阀根据液压阀在系统中最高的工作压力与通过的最大流量，可选出这些元件的型号及规格，如下表3-2。本设计中所有阀是压力为63×10额定流量根据通过的流量是确定为10L/m

30、in，30L/min和63L/min三种规格。表3-2液压阀的流量、型号和规格序号元件名称通过流量（L/min）额定流量（L/min）额定压力（MPa）额定压降（MPa）型号、规格1过滤器34.8631.60.07XU-A63×502单向阀34.8306.3<0.2I-30B3溢流阀3306.3Y-30B4节流阀22.2306.3<0.3L-30B5节流阀3.78/2.4/1106.3<0.3L-10B6三位四通电磁阀22.2306.3<0.434D-30B7二位四通电磁阀2.4106.3<0.424D-10B8二位二通电磁阀3.78106.3<0

31、.422D-10B9减压阀22.2306.3J-30B10三位四通电磁阀3.78/0.96106.3<0.434D-10B11减压阀2.4106.3J-10B3.7 确定液压缸基本参数3.7.1 工作负载液压缸的工作负载是指工作机构在满负载情况下，以一定的加速度启动时对液压缸产生的总阻力。 F= K× （3-7）工作机构的要求的负载力； K考虑缸本身的各种负载力的系数； K=1.2F缸的输出力。由原始参数F=1.83N,则F=1.21.8310=2.210N3.7.2 定活塞杆直径按简单拉伸或压缩的受力条件来确定活塞杆的直径。 （3-8）材料的许用应力。计算出的d 值如果太小，

32、允许根据结构要求加大。若遇到明显过细过长的活塞杆，活塞杆又受压，则须按压杆稳定的条件来确定活塞杆直径。计算出的活杆直径查GB2348-80圆整。=108.2 mm 圆整后,取杆径d=110mm.3.7.3 根据速比定出缸筒直径D速比根据工作机构的要求提出作为已知参数。若工作机构对无明显要求可按表3-3选取。表3-3速比的推荐值1.061.121.251.41.622.55缸内径公式： 取=2， =155.56（mm）计算出的D值按表3-4 圆整表3-4 缸内径D系列（GB2348-80）(mm)810121620253240506380100125160200250320400圆整后取港的内径

33、D=160mm。3.7.4 选择设计压力p 液压件的额定压力是在指定的运转条件下液压件能长期正常工作的压力。又叫公称压力。液压件的工作压力是指在真实系统中承受的压力。若负载变化工作压力的大小也会发生变化。系统的额定压力可参照和现正设计的主机相同或类似的机器的系统压力来选定缸的设计压力。参见表3-5，表3-6。表3-5 各类主机常用系统压力主 机 类 型系统压力（MPa）精加工机床半精加工机床精加工或重型机床农业机械，小型工程机械、工程机械的辅助机构液压机、重型机械、超重机、大中型工程机械0.8-23-55-1010-1620-32表3-6 液压缸公称压力系列（GB2346-80）(MPa)0.

34、6311.62.546.310162540本设计中选设计压力为p=10MPa.3.7.5 最小导向长度的确定当活塞杆全部外伸时，从活塞支撑面中点到导向套滑动面中点的距离称为最小导向长度 H（如图3-4）。 图3-4 最小导向长度 H示意图如果导向长度过小，将使液压缸的初始饶度增大，影响液压缸的稳定性，因此在设计时必须保证有一定的最小导向长度。 对于一般的液压缸，其最小导向长度应满足下式要求：（m） （3-9）式中 L液压缸最大工作行程(m)； D缸筒内径（m）.本设计中，L=1750mm=1.75m; D=160mm=0.16m.=0.1675m 符合要求。3.8 液压缸结构强度计算和稳定校验

35、3.8.1 缸筒外径缸底厚度计算缸内径确定之后，由强度条件来计算缸筒壁厚，然后计算出缸筒的外径，按JB2183-77或其它相应标准圆整为标准外径。1.缸筒壁厚的计算(1)薄壁缸筒缸筒壁厚与内径D之比小于1/10者，称为薄壁缸筒，壁厚按薄壁筒公式计算，则 (m) （3-10）式中 p液压缸的最大工作压力（Pa）; D缸筒内径（m）; 缸筒材料的许用应力（Pa）;= 缸筒材料的抗拉强度极限（Pa）; n安全系数，一般取n=5.本设计中：=47 MPa 圆整后，取2.缸筒外径的确定: 缸底为平底时，可由材料力学中圆盘计算公式导出。缸底厚度: 取3.8.2 液压缸的稳定性和活塞杆强度的验算 前面对活塞

36、杆直径仅按速比作了初步确定，活塞直径还必须同时满足液压缸的稳定性及其本身的强度要求，如下图3-5。 1.液压缸稳定性验算 根据材料力学概念，液压缸的稳定条件为 （N） （3-11） 式中 P活塞杆的最大推力（N）; 液压缸稳定临界力（N）; 稳定性安全系数，一般取=2-4。液压缸的稳定临界力值与活塞杆和缸体的材料、长度、刚度以及两端承状况有关。一般l/d大于10以后就要进行稳定校验。图3-5 液压缸的安装形式和活塞杆计算长度用欧拉公式计算=110/4=27.5 mm=101.8当时，由欧拉公式 （N） （3-12）式中 活塞杆计算柔度（柔性系数）； 长度折算系数，取决于液压缸的支承在状况； l

37、活塞杆计算长度（即液压缸安装长度，m）； E活塞杆材料的纵向弹性模数，E=20.59； i活塞杆横断面回转半径， （m），其中A为断面面积（）,I为断面最小惯性矩（）。对圆断面，； 柔性系数（按表3-7选取），表3-7 柔性系数表材料ab钢(A3)钢(A5)硅钢铸铁310046005890770011.4036.1738.1712010510010080616060- 本设计中，1，l=1.750m, E=20.59,I=iA=7.18=N故=N,完全符合稳定性要求。3.8.3 活塞组件和密封装置活塞组件活塞和活塞杆。这部分的结构活塞和活塞杆的联结，活塞杆头部的结构两方面的问题。根据工作压力、

38、安装形式及工作条件的不同，活塞组件也有多种结构形式。1.活塞与活塞杆的联结活塞和活塞杆的联结可采用螺纹连接和非螺纹连接两种形式。非螺纹连接常用于大工作压力的场合，本设计中采用的是螺纹连接。2.活塞杆头部结构活塞杆头部直接和工作机械联系，根据与负载连接的要求不同，活塞杆头部主要有如下几种结构：（1）单耳环不带衬套式；（2）单耳环带衬套式；（3）单耳环式；（4）双耳环式；（5）球头式；（6）外螺纹式；（7）内螺纹式。本设计中考虑到液压缸和机械装置的连接形式，采用单耳环带衬套式的头部结构。液压缸在工作时，缸内压力较缸外的压力高的很多；缸内的进油腔压力较回油腔压力也高的很多，这样，油液就可能通过固定件

39、的联结处和相对运动的配合间隙处泄漏，这种泄漏既有内泄也有外泄，外泄不但使油液损失影响环境，而且有着火的危险。内泄则能使油液发热，液压缸的容积效率降低，从而使液压缸的工作性能变坏。因此应最大限度的减少泄漏。活塞和缸筒内壁之间的滑动和密封，目前主要有这样几种方案：第一种方案是靠活塞直接与缸壁接触滑动，密封由O型圈来实现，这种方案构造简单摩擦阻力小，但密封寿命低，而且工艺要求高；第二种方案是采用V型密封圈，这种密封圈的特点是可以支承一定的径向力，但活塞运动时的磨擦阻力大；第三种方案是目前工程机械上用的最普遍的一种，活塞上套一个用耐磨材料（尼龙或聚四氟乙烯）制成的支承环，用以代替活塞与缸壁的磨擦，可降

40、低摩擦系数和提高液压缸的寿命，它不起密封作用，密封靠一对小Y型密封圈，本设计即采用第三种方案。3.8.4 缓冲装置液压缸一般都设有缓冲装置，特别是活塞运动速度较高和运动部件较大时，为了防止活塞在行程终点与缸盖或缸底发生机械碰撞，引起噪声、冲击，甚至造成液压缸或被驱动件的损坏，则必须设置缓冲装置，如下图3-6; a) 固定节流孔缓冲器 b)节流槽缓冲机构 c)溢流阀缓冲机构图3-6 节流缓冲装置 本设计中采用的缓冲装置为溢流阀的缓冲装置，如果不考虑溢流阀的压力超调值，则该缓冲装置为恒压等减速缓冲装置。优点是随运动部件的质量和初速度V。的不同，缓冲压力可以调节。3.8.5 油管的选择和邮箱容积的确

41、定根据选定的液压阀连接油口尺寸确定管道尺寸。液压缸进出油管按输出，排出的流量来计算。由于系统液压缸差动连接快进快退时，油管内通油量最大其实际流量为泵的额定流量的两倍达32L/min，则液压缸进出油口直径d按产品样本，选用内径为15mm，外径为19mm的10号冷拔钢管。取油箱的有效容积为泵每分钟排除液体体积的1.2倍，上述的有效容积是指油箱中油所占据的容积，其实际含义是系统正常工作时油箱中的油所占据的容积，和系统中的油全部流回油箱所占的容积，这两部分之总和，油箱的总容积是指油箱的有效容积和油箱中空气所占据的容积的总和，空气的体积约为油箱总容积的10%。本设计中，液压泵的流量为230L/min，即

42、每分钟流量为230升。圆整后取280升。拟定油箱的长、宽、高为。3.9 液压传动用油选择油液在液压系统中实现润滑与传递动力的双重功能,必须根据使用环境和目的慎重选择。3.9.1 工作介质的选择根据液压工作介质的使用要求，选取L-HL型液压油。该液压油的特征和主要应用：本产品为精制矿物油，并改善其防锈和抗氧性的润滑油，常用于低压液压系统，也可适用于要求换油期较长的轻负荷机械的油浴式非循环润滑系统。3.9.2 介质粘度的选择液压系统所有元件中，以液压泵的转速最高，压力大，温度较高。一般应根据液压泵的要求来确定液压油的粘度。根据表3-8选择L-HL46。提供全套设计图纸 QQ 2609116541

43、专业毕业设计代写表3-8液压油的粘度名称粘度（/s）工作压力（MPa）工作温度（）推荐用油允许最佳齿轮泵4220255412.5以下540L-HL32, L-HL464080L-HL46, L-HL681020540L-HL46 ,L-HL684080L-HL46 ,L-HL681632540L-HL32, L-HL684080L-HL46, L-HL68 第4章 验算系统液压性能4.1 调整液压损失的验算及泵压力1工进时压力损失的验算和小流量泵压力的调整工进时管路中的流量仅为0.32L/ min,因此流速很小，所以沿程损失和局部压力损失都非常小，可以忽略不计。这时进油路上仅考虑调速阀的压力损

44、失，回油路只有背压阀的压力损失，小流量泵的调整压力应等于工进时液压缸的工作压力P加上进油口的压力差，并考虑继电器的动作需要则：即小流量的溢流阀口按此压力调整。2快退时的压力损失验算及大流量泵卸载压力的调整因快退时液压缸无杆腔的回油量是进油量的2倍，其压力损失比快进时的大，因此必须计算快退时的进油路与回油路的压力损失，以便确定大流量泵的卸载压力。进油管和回油管长度均为l=1.8mm，油管直径，通过的油量为进油路回油路液压系统选用L-HL46号液压油，考虑最底工作温度为15。由手册查出此时油的运动粘度，油的密度，液压系统元件采用集成块式的配置形式。1） 确定油流的流动状态，按公式 （3-13）式中

45、 v平均流速（m/s）; d油管内径（m） 油的运动粘度（cm/s） q通过的流量（m）则进油路中油流的雷诺数为：回油路中液流的雷诺数为：由上可知进出油路中的流动都是层流。2）沿程压力损失由下面公式可以算出进油路和回油路的压力损失在进油路上，流速，则压力损失为：在回油路上，流速为进油路的两倍即v=3.02m/s，则压力损失为3）局部压力损失由于采用集成块式的液压装置，所以只考虑阀类元件和集成块内的压力损失。通过各阀局部压力损失可得见表（3-9）：表3-9各阀的压力损失序号元件名称通过流量（L/min）额定流量（L/min）额定压降（MPa）压降（MPa）型号、规格1过滤器34.8630.070

46、.021XU-A63×502单向阀34.830<0.20.2I-30B3溢流阀330Y-30B4节流阀22.230<0.30.16L-30B5节流阀3.78/2.4/110<0.30.0430.0170.003L-10B6三位四通电磁阀22.230<0.40.2234D-30B7二位四通电磁阀2.410<0.40.02324D-10B8二位二通电磁阀3.7810<0.40.05722D-10B9减压阀22.230J-30B10三位四通电磁阀3.78/110<0.40.0570.00434D-10B若取集成块进油路的压力损失回油路的压力损失为则

47、进油路和回油路总的压力损失为快退时液压缸负载F1053N；则快退时液压缸的工作压力为由此可算出快进时泵的工作压力为因此大流量泵卸载阀10的调整压力应大于12.38。4.2 液压系统发热和温升验算在整个工作循环中，工进阶段所占用的时间最长，所以系统的发热主要是工进阶段造成的，故按工进工况验算系统温升。工进时液压系统输出功率如前面计算 工进时液压缸的输出功率 系统总的发热功率为 已知油箱的容积V280L280则油箱的近似散热面积为 A0.065假定通风良好，取油箱散热系数G15则可得油箱温升为 设环境温度T25，则热平衡温度为 所以油箱散热基本可以达到要求。4.3 选择滤油器各种滤油器滤油器的功能

48、是过滤混在液压油液中的杂质，降低系统中油液的污染程度，保证系统的正常工作。液压传动系统中的液压油不可避免的含有各种杂质，如水锈、铸沙、焊渣、铁屑、涂料、油漆皮和棉纱屑等；还有从外部进入的杂质，如经加油口、防尘圈等处进入的灰尘；工作过程中产生的杂质，如密封沥青质、碳渣等。上述杂质混入液压油后，随着液压油的循环作用，将到处起破坏作用，严重妨碍液压系统的正常工作。如：使液压元件中相对运动部件之间的很小间隙以及节流小孔和缝隙卡死或堵塞；破坏相对运动部件之间的油膜，划伤间隙表面，增大内部泄露，降低效率，增加发热；加剧油液的化学作用，使油液变质。根据生产实际统计，液压系统的故障中有75%以上是由于液压油中

49、混入杂质造成的。因此，维护油液的清洁，防止油液的污染，对液压系统十分重要。4.3.1 滤油器的要求一般滤油器主要由滤芯和壳体组成，由滤芯上的无数细小间隙或小孔构成油液的通流面积。因此，当混入油液中的杂质的尺寸大于这些微小间隙或小孔时，被阻隔从油液中滤清出来。由于不同的液压系统有着不同的要求，而要完全滤清混入油液中的杂质是不可能的，有时也是不必苛求的。因此，对滤油器的要求，应根据具体情况来定，其基本要求包括：1.能满足液压系统对过滤精度的要求滤油器的过滤精度，是指油液通过滤油器是时，滤芯能够滤除的最小的杂质的颗粒度的大小，以直径d的公称尺寸表示。颗粒度越小，滤油器的过滤精度越高。一般将滤油器分成四类：粗的（d>0.1mm）、普通的（d>0.01mm）、精的（d>0.005mm）、特精的（d>0.001mm）。不同的液压系统，对滤清器的过滤精度要求如下表4-1：表4-1 滤清器的过滤精度要求系统类别润滑系统传动系统随动系统特殊要求系统压力(Pa)0-2570>70350210350颗粒度（mm）0.10.025-0.050.0250.0050.0050.0012. 能满足液压系统对过滤能力的要求 滤油器的过滤能力，是指在一定压差下，允许通过滤油器的最大流量。一般用滤油器的有效过滤面积（滤芯上能通过的油液的总面积）来表示。对滤油器过滤能力的要求，应结合滤