专用铣床液压系统设计 正文

1、前言专用铣床液压系统设计1 前言相对于机械传动，液压传动是一门新的技术。液压传动与机械传动、电力传动、气压传动相比，具有相当多的优点，因此在国民经济各个部门中都得到了广泛的应用，并且具有相当广阔的发展前景。机床中采用液压传动主要是因为液压传动可以实现无极变速、易于实现自动化、能够实现频繁的往复运动。目前，我国已经形成了门类齐全的标准化、系列化和通用化液压元件系列产品。同时，我国在消化、吸收国外先进液压技术的同时，大力研发国产液压元件新的产品，加强了产品质量可靠性以及新技术应有的研究，不断的调整产品结构，对一些差的液压件产品采取逐步淘汰的措施。因此，随着科学技术的不断向前发展，液压技术将越来越成

2、熟，应用更加广泛。本文通过一系列的论证，从选取液压系统方案入手，对专业铣床的液压系统进行了分析和设计。在设计过程中，我贯彻少而精、理论与实际相结合的原则，主要对液压系统和液压缸进行了设计，最后对部分零部件用PROE进行了实体建模。在设计专业铣床液压系统中，汪老师对本设计给予了极大的帮助和辅导，在此我向汪老师表示衷心的感谢。由于个人水平和能力有限，文中难免存在疏漏和不足，谬误及不妥之处敬请老师指正。第 45 页 （共 46 页）选题背景2 选题背景2.1 题目来源及题目类别：题目来源：生产实际和老师的科学研究题目类别：毕业设计2.2 研究的目的和意义液压系统设计是一个综合实践性教学环节，通过该毕

3、业设计，要求达到以下目的： 1. 巩固和深化已学知识，掌握液压系统设计计算的一般方法和步骤，培养学生工程设计能力和综合分析问题、解决问题能力； 2. 正确合理地确定执行机构，选用标准液压元件；能熟练地运用液压基本回路、组合成满足基本性能要求的液压系统； 3. 熟悉并会运用有关的国家标准、部颁标准、设计手册和产品样本等技术资料。对学生在计算、制图、运用设计资料以及经验估算、考虑技术决策、CAD技术等方面的基本技能进行一次训练，以提高这些技能的水平。2.3 国内外专用铣床的发展和研究状况“十五”以来，尤其是最近二、三年，随着国民经济的持续发展和国家对国产数控机床的大力支持，我国许多重要行业对加工中

4、心和数控铣床的需求愈来愈大。有需求有市场，就有生产，这是市场经济规律。所以国内不少从未涉及制造铣床的厂家，都纷纷上阵，通过引进技术、合作生产等形式，开发研制各种加工中心和数控铣床，满足广大用户的需求。根据中国机床工具工业协会对重点骨干企业的统计资料和其他有关资料表明，2005年我国已有11个企业批量生产各种加工中心422台，生产特种数控铣床75台。其中年产超过80台的企业有3家：沈阳机床（集团）有限责任公司、宁波海天精工机械有限公司、威海华东数控股份有限公司。而沈阳机床集团在2005年生产包括五轴联动加工中心等各种产品135台，占铣床加工中心总产量的32%。 “十五”期间，是我国机床工具行业发

5、展最快的五年，通过引进技术合作生产等形式，在新产品研发方面取得较大进展。在高速、高精、多轴、复合等方面都有较大突破，尤其是加工中心和数控铣床更为突出。从1999年江苏多棱（原常州机床总厂）带头打破西方封锁，试制成功具有自主知识产权的我国第一台五轴联动数控龙门镗铣床以来，已有济南二机、桂林机床、北京一机等多家公司推出五轴联动加工中心和数控铣床。尤其是今年2月份在上海举办的中国数控机床展览会（CCMT2006）上，实力雄厚的沈阳机床集团，一次推出6台大型加工中心，其中3台具有五轴联动功能，1台具有五面加工功能，1台为车铣加工中心，这也突出体现了我国加工中心和数控铣床在五轴联动功能上，开始走向成熟。

6、近年来，有的厂产品在主轴转速、快速进给、机床精度等主要技术参数已接近或达到国际先进水平。尤其是北京一机截止到今年6月底，仅一年半的时间就签约生产工作台宽度4米、5米的超重型动梁加工中心和数控铣床10台，说明我国生产中、高档重型和超重型加工中心和数控铣床的厂家在产量和技术水平上有的已迈进国际机床大厂的行列。 在近几届国内机床展览会上，看到我国加工中心和数控铣床在结构性能、技术水平、产品质量等方面，都有很大提高。但是，与发达国家同类产品相比，还有较大差距，首先是自主创新能力不够，当前多以仿制为主，或引进技术合作生产，缺乏自主知识品牌的高档产品，往往关键的核心技术，关键的功能部件，还是从国外购买。例

7、如，在今年CCMT2006上海机床展会上，共展出了8台五轴联动龙门加工中心，采用的关键部件双摆角铣头，除了济南二机和桂林机床是自己开发的以外，其余6台都是购买意大利意萨、菲迪亚等国外公司产品。其次是产品质量，尤其是整机可靠性，还有较大差距，这也是用户最关注的问题之一。应该看到，目前除少数企业外，龙门类产品技术含量普遍较低，数控机床产业化程度不高。这些都是国内主机厂需要下大力气认真改进、努力提高的地方。目前的知名生产厂家有：1、北京第一机床厂，从1960年北一试制X212龙门铣床以来，至今已有四十多年的历史，尤其是1984年至今的22年间，北一在引进世界上生产数控龙门镗铣床著名厂家德国瓦德里希科

8、堡公司的先进技术及合作生产的基础上，通过消化吸收和科研攻关，不但成功地合作生产了8台重型和超重型加工中心和数控铣床，而且掌握了其中的关键核心技术，实现了技术创新和技术进步。2、济南二机床集团有限公司，从1992年开始，引进著名机床制造商法国福斯特里纳公司的先进技术，进行长期合作生产以来，开发了工作台移动式、移动式、定梁、动梁等多种形式的数控铣床和加工中心。目前，济二生产的五轴联动加工中心和数控铣床，已经被水泵业、轨道客车等用户所认可。3、沈阳机床（集团）有限责任公司，多年来，一直以生产钻镗床著称的沈阳机床（集团）公司旗下的中捷机床有限公司、中捷摇臂钻床厂，近年来，通过引进国外龙门五面加工制造技

9、术，消化、吸收，大力开发适合我国国情的五面数控加工机床，在CIMT2005和CCMT2006机床展览会上，都推出多台五轴联动和五面加工加工中心和数控铣床。4、桂林机床股份有限公司，多年来，通过与北京航空航天大学、华中科技大学、清华大学等国内名校进行卓有成效的产学研合作和请国外专家讲课等协作形式，开发出具有自主知识产权的自动万能铣头，并利用自动万能铣头，成功开发了五轴联动数控龙门铣床。自2001年在第七届中国国际机床展览会上，展出采用华中数控系统的国内首台具有自主知识产权的五轴联动数控龙门铣床以来，已开发多台五轴联动产品。5、宁波海天精工机械有限公司，隶属于宁波海天集团公司的宁波海天精工机械有限

10、公司，是机床行业的新兵，但是起点较高，通过引进国外先进技术，目前主要生产龙门加工中心、卧式加工中心和数控车床三大系列产品。2.4 国内外专用铣床的发展趋势根据铣床行业18家骨干企业上报的经济信处统计资料显示，2008年铣床行业的经济运行情况基本良好，主要经济指标仍保持增长的态势，但相比2002年以来机床行业的持续高速增长，增速明显减缓。2008年1-4季度完成工业总产值(现价)74.37亿元，比上年增长15.2%；产品销售产值71.48亿元，比上年增长17.1%；利税总额10.7亿元，比上年增长7.3%。生产情况分析：受金融危机的影响，自2008年8月份，之后多数企业的产量出现了下滑，库存量增

11、加，后续合同减少。企业的经营面临着巨大的挑战。出口情况分析：由于金融危机对北美、欧洲以及南美等国的货币汇率波动的影响较大，汇率的不稳定，造成市场需求出现萎缩，国外客户购买能力下降，使机床出口量持续下滑。当前市场需求分析：伴随着国际经济危机的不断加深及全球经济增长的放缓，机床行业受宏观经济形势的影响，呈现出增长逐步减缓的趋势。自去年下半年以后，机床市场需求出现了严重滑坡。从用户行业上看，汽车行业是机床行业的主要下游行业之一，国内汽车行业受国际、国内整体经济的影响较大，美国汽车三大巨头正面临着前所未有的震荡，其结果有可能使国际汽车行业重新洗牌，给国内汽车行业带来新的机遇与挑战，期待今年下半年能够恢

12、复并带动机床市场的需求；航空航天业是国家重点支持的下游行业，保持着较快的发展速度，对机床产品需求仍较高；电力设备工业有望维持正常增长，继续拉动中高档重型数控机床的需求；而船舶、模具、一般机械制造业，则受宏观经济影响很大，下行趋势已经形成，对机床的需求有所下降。从市场需求看，普通机床和经济型数控机床产品市场需求急剧下滑，传统普通产品生产企业库存量大幅增加。而中、高档数控机床，成套设备和大型重型数控机床需求相对集中，这说明行业产品结构发生了非常大的变化，单台产品平均价格走高，市场需求继续向高端倾斜，重型机床领域竞争将更加激烈。方案论证3 液压缓冲装置方案论证液压缸带动质量较大的部件作快速往复运动时

13、，由于运动部件具有很大的动能，因此当活塞运动到液压缸终端时，会与端盖碰撞，而产生冲击和噪声。这种机械冲击不仅引起液压缸的有关部分的损坏，而且会引起其它相关机械的损伤。为了防止这种危害，保证安全，应采取缓冲措施，对液压缸运动速度进行控制。 当活塞移至端部，缓冲柱塞开始插入缸端的缓冲孔时，活塞与缸端之间形成封闭空间，该腔中受困挤的剩余油液只能从节流小孔或缓冲柱塞与孔槽之间的节流环缝中挤出，从而造成背压迫使运动柱塞降速制动，实现缓冲。 液压缸中常用的缓冲装置有节流口可调式（如图3-1）和节流口变化式（如图3-1）两种。图3-1 节流口可调式缓冲装置图3-2 节流口变化式缓冲装置在此设计中，为了更加方

14、便的调节缓冲装置的灵敏度，也就是为了使得调节缓冲装置可以调节，进而满足不同的缓冲需要，决定采取节流口可调式缓冲装置。这种缓冲装置应用也最广。液压系统设计4 液压系统设计4.1 已知条件设计一台专用铣床的液压系统，其工作循环是“工件夹紧工作台快进工作台工进工作台快退工件松开”。运动部件的重力为25000N，快进、快退适度为5m/min, 工进速度为1001200mm/min, 最大行程400mm, 其中工进行程180mm,最多切削力为18000N，采用平面导轨，夹紧缸的行程为20mm，夹紧力为30000N，加紧时间为1s。4.2 工况分析首先根据已知条件，绘制运动部件的速度循环图，如图4-1所示

15、。然后计算各阶段的外负载并绘制负载图。液压缸所受外载荷F包括三种类型，即F = Fw+ Ff+ Fa式中 Fw工作负载，对于金属切削机床来说，即为沿活塞运动方向的切削力，在本设计中Fw为18000N。 Fa运动部件速度变化时的惯性负载。 Ff导轨摩擦力负载，启动时为静摩擦力，启动后为动摩擦力，对于平行导轨Ff可以由下式求的： Ff = f ( G + FRn ) G 运动部件重力。 FRn 垂直于导轨的工作负载，此设计中为零。 f导轨摩擦系数，取静摩擦系数为0.2，动摩擦系数为0.1。求得Ffs = 0.2×25000N = 5000NFfa = 0.×25000N = 2

16、5000N上式中Ffs 为静摩擦力，Ffa 为动摩擦力。Fa = 式中 g重力加速度。 加速或减速时间，一般 = 0.010.5s。 时间内的速度变化量。此设计中Fa = ×N = 4230N根据上述计算结果，列出各工作阶段所受的外负载（见表4-1），并画出如图4-2所示的负载循环图。图4-1 速度循环图 图4-2 负载循环图表4-1 工作循环各阶段的外负载工作循环外负载F(N)工作循环外负载F(N)启动、加速F = Ffs + Fa9230工进F = Fw+ Ffa20500快进F = Ffa2500快退F = Ffa25004.3 拟定液压系统原理图4.3.1 确定供油方式考虑到

17、该机床在工作进给时负载较大，速度较低。而在快进、快退时负载较小，速度较高。从节能、减少发热考虑，泵源系统适宜选用双泵供油或者变量泵供油。现采用带压力反馈的限压式变量叶片泵。4.3.2 调试方式的选择在中小型专用机床的液压系统中，进给速度的控制一般采用节流阀或者调速阀。根据铣削类专用机床工作时对低速性能和速度负载特性都有一定要求的特点，决定采用限压式变量叶片泵和调速阀组成的容积节流调速。这种调速回路具有效率高、发热小和速度刚性好的特点，并且调速阀安装在回油路上，这样具有承受负切削力的能力。4.3.3 速度换接方式的选择本系统采用电磁阀的快慢速换接回路，它的特点是结构简单，调节行程方便，阀的安装比

18、较容易，但是速度换接的平稳性较差。若要提高系统的换接平稳性，则可以改用行程阀切换的速度换接回路。4.3.4 夹紧回路的选择用二位四通电磁阀来控制夹紧，松开换向动作时，为了避免工作时因为突然断电而松开，应该采用失电夹紧方式。考虑到夹紧时间可以调节和当油路压力瞬时下降时还能保持夹紧力，所以要接入节流阀调速和单向阀保压。在该回路中还装有减压器，用来调节夹紧力的大小和保持夹紧力的稳定。最后把所选的液压回路组合起来，即可以组成图4-3所示液压系统原理图。图4-3 液压系统原理图4.4 液压系统的计算和选择液压元件4.4.1 液压缸的主要尺寸的确定1）工作压力p的确定。工作压力p可以根据负载大小以及机器的

19、类型来初步取得，现参阅表5-1来取液压缸的工作压力为3MPa。2）计算液压缸内径D和活塞杆直径d。由负载图知最大负载F为20500N，按表5-2可以取得为0.5Mp, cm为0.95考虑到快进、快退速度相等，即所以有d/D = 0.7。将上述数据代入式（5-3）可以得到D =m = 9.9×10-2m根据表5-4，将液压缸内径圆整为标准系列直径D = 100mm，活塞杆直径d，按 = 0.7以及表5-5活塞杆系列取d = 70mm。按工作要求夹紧力由两个夹紧缸提供，考虑到夹紧缸的稳定，夹紧缸的工作压力应该低于进给工作缸的工作压力，现取夹紧缸的工作压力为零，cm为0.95，则按照式（5

20、-3）可得D = m = 8.96×10-2m按照表5-4以及表5-5液压缸和活塞杆的尺系列，取夹紧缸的D和d分别为100mm和70mm。按最低工进速度验算液压缸的最小稳定速度，由式（5-4）可得A = cm2 = 5 cm2 式中qmin是由产品样品查得GE系列调速阀AQF3-E10B的最小稳定流量为0.05L/min。调速阀安装在回油路上，故液压缸节流腔有效工作面积应该选取液压缸有杆腔的实际面积，即A = ×（102-72）cm2 = 40 cm2可见上述不等式满足，液压缸能够达到所需低速。3）计算各工作阶段液压缸所需的流量q快进 =×d2×v快速

21、= ×（7×10-2）2×5m3/min = 19.2×10-3 m3/min = 19.2L/minq工进 =×D2×v工进 = ×0.13×1.2m3/min= 9.42×10-3 m3/min = 9.42L/minq工进=××v快退=××5m3/min=20×10-3m3/min= 20L/minq夹 = D2 v夹=×0.12×20×10-3 m3/min = 9.42×10-3 m3/min = 9.42

22、L/min4.4.2 确定液压泵的流量、压力和选择泵的规格1）泵工作压力的确定。考虑到正常工作中进油管路有一定得压力损失，所以泵的工作压力为pp = P1 +式中 pp液压泵最大工作压力。 p1执行元件最大工作压力。 进油管路中的压力损失，初算时简单系统可以取0.20.5MPa，复杂系统可以取0.51.5 MPa，此设计中取0.5MPa。pp = p1 + =（3+0.5）MPa 上述计算所得的pp是系统的静态压力，考虑到系统在各种工况的过渡阶段出现的动态压力往往超过静压力。另外考虑到一定得压力储备量，并确保泵的寿命，因此选泵的额定压力应满足pn（1.251.6）pp。中低压系统取小值，高压系

23、统取大值。本设计中pn = 1.25 pp = 4.4MPa。2）泵的流量确定。液压泵的最大流量应该为qp KL()max式中 qp液压泵的最大流量。()max同时动作的各执行元件所需流量之和的最大值。KL系统泄露系数，一般取KL = 1.11.3，现取KL = 1.2。qp = KL()max = 1.2×20 L/min = 24 L/min3）选择泵的规格。根据以上算得的qp和pp再查阅有关手册，现选用YBX-16限压式变量叶片泵，该泵的参数为：每转排量qo = 16 mL/min,泵的额定压力为pn = 6.3 MPa，电动机转速为nH = 1450r/min，容积效率为v

24、= 0.85，总效率=0.7。4）与液压泵匹配的电动机的选定。首先分别算出快进和工进和两种不同工况时的功率，取两者较大值作为选择电动机规格的依据。由于在慢进时泵输出的流量减少，泵的效率急剧降低，一般当流量在0.21 L/min范围内时，可取=0.030.14。同时还应该注意到，为了使所选择的电动机在经过泵的流量特性曲线最大功率点时不致停转，需进行验算，即2Pn式中 Pn所选电机额定功率。PB限压式变量泵的限定功率。qp压力为PB时，泵的输出流量。首先计算快进时的功率，快进时的外负载为2500N，进油路得压力损失为0.3MPa，由式（1-4）可以得到pp = MPa =0.95 MPa快进时所需

25、电动机功率P为P = = kw = 0.45kw工进时所需电动机功率P为P = kw =0.79 kw查阅电动机产品样本，选用Y90S-4型电动机，其额定功率为1.1 kw，额定转速为1400r/min。根据产品样本可以查得YBX-16的流动压力曲线。再由已知的快进时的流量为24 L/min，工进时的流量为11 L/min，压力为3.5 Mpa，做好泵的实际工作时的流量压力特性曲线，如图4-4所示，查得该曲线拐点处的流量为24 L/min，压力为2.6 Mpa。该工作点对应的功率为P = kw =1.84 kw所选的电动机功率满足式（1-6），拐点处能正常工作。图4-4 YBX-16 液压泵特

26、性曲线1-额定流量、压力下的特性曲线2实际工作时间的特性曲线4.4.3 液压阀的选择本液压系统可以采用力士乐系统或者GE系列的阀。方案一：控制液压缸部分选用力士乐系列的阀，其夹紧部分选用叠加阀。方案二：均选用GE系列阀，根据所拟定的液压系统图，按通过个元件的最大流量来选择液压元件的规格。所选用的液压元件如表4-2所示。此设计选择方案一。表4-2 液压原件明细表序号元件名称方案一方案二通过流量（L/min）1滤油器XU-B22×100XU-B22×100242液压泵YBX-16YBX-16243压力表开关K-H6KF3-EA10B4三位四通换向阀4WE6E50/OAG2434

27、EF30-E10B205二位三通换向阀3WE6A50/OAG2423EF3B- E10B206单向调速阀2FRM5-20/6AQF3-E10B207减压阀J-FC10D-1JF3-10B9.48压力表开关4K-F10D-1与3共用9单向阀A-F10D-D/DP1AF3-EA10B9.410二位四通换向阀24DF3B-E10B-B24EF3-E10B9.411压力继电器DP1-63BDP1-63B9.412单向节流阀LA-F10D-B-1ALF-E10B9.44.4.4 确定管道尺寸油管内径尺寸一般可以参阅所选用的液压元件接口尺寸来确定，也可以按管路允许的流速进行计算。本系统主油路流量为差动时流

28、量q = 40 L/min。压油管的允许流速取v = 4m/s，则内径d为d = 2 = 2mm = 14.5mm如果系统主油路流量按快退时取q = 20 L/min，则可以算得油管内径d = 10.3mm。综合各种因素，现取油管的内径d为12mm。吸油管同样可以按上式计算（q = 24 L/min，v = 1.5m/s），现参照YBX-16变量泵吸油口连接尺寸，取吸油管内径d为25mm。油箱的壁厚公式为式中 p油管内压力。油管材料的许用应力。，其中为油管材料的抗拉强度，n为安全系数。对于钢管，当p7MPa时，取n=8; 当p17.5MPa时，取n=6; 当p17.5MPa时，取n=4。所以通

29、过计算得3mm。4.4.5 液压油箱容积的确定 本系统为中压系统，液压油箱有效容量按泵的流量的57倍来确定，现选用容量为160L的油箱。4.5 液压系统的验算已知该系统中进、回油管的内径均为12mm，各段管道的长度分别为：AB = 0.3m,AC = 1.7m,AD = 1.7m,DE = 2m。选用L-HL32液压油，考虑到油的最低温度为15，查得15时该液压油的运动粘度v = 150cst = 1.5cm2/s,油的密度为 = 920kg/m3。4.5.1 压力损失的验算1）工作进结时的进油路压力损失。运动部件工作进结时的最大速度为1.2m/mmin。进结时的最大流量为9.42L/min。

30、则液压油在管内流速v1为v1 = = cm/min =8330cm/min = 139 cm/min管道流动雷诺数为 = = = 1112300，可见油液在管道内流态为层流，其沿程阻力系数 = = = 0.68进油管道BC的沿程压力损失为 = = Pa查阅换向阀4WE6E50/AG24的压力损失 = Pa。忽略油液通过管接头、油路板等处的局部压力损失，则进油路总压力损失为 = + = Pa = Pa2）工作进结时的回油路压力损失。由于选用单活塞杆液压缸，并且液压缸有杆腔的工作面积为无杆腔的工作面积的二分之一，则回油管道的流量为进油管道的二分之一，则 = = 69.5cm/s = = = 55.

31、5 = = = 1.39回油管道的沿程压力损失为 = = Pa = Pa查产品样本知换向阀3WE6A50/ OAG24的压力损失 = 0.025×Pa，换向阀4WE6E50/OAG24的压力损失 = 0.025×Pa，调速阀2FRM5-20/6的压力损失为 = 0.5×Pa。回油路总压力损失为=+=（0.05+0.025+0.025+0.5）×Pa =0.6×Pa3）变量泵出口处的压力 = + Pa=3.2×Pa4）快进时的压力损失。快进时液压缸为差动连接，自汇流点A至液压缸进油口C之间的管路AC中，流量为液压泵出口流量的两倍即40

32、L/min，管路AC中的沿程压力损失为 = = cm/s = 590cm/s = = = 472 = = = 0.159 = = Pa = Pa同意可以求得管道AB段以及AD段的沿程压力损失和分别为 = = cm/s = 295cm/s = = = 236 = = = 0.32 = Pa = Pa = Pa = Pa查阅产品样本知，流经各阀的局部压力损失为：4WE6E50/OAG24的压力损失为 = Pa3WE6A50/OAG24的压力损失为 = Pa据分析在差动连接中，泵的出口压力为 = + + = Pa= 1.93×Pa上述验算表明，不需要修改原设计。4.5.2 系统温升的验算在

33、整个工作循环中，工进阶段所占的时间最长，为了简化计算，注意考虑工进时的发热量。一般情况下工进速度大时发热量大，由于限压式变量泵在流量不同时，效率相差极大，所以分别计算最大、最小时的发热量，然后加以比较，取数值最大者进行分析。当v = 10cm/min时 = = = 0.785L/min此时泵的效率为0.1，泵的出口压力为3.2MPa，则有 = kw = 0.42 kw = Fv = kw = 0.034kw此时的功率损失为 = - = （0.718-0.41kw = 0.31kw 可见在工进速度低时，功率损失为0.386kw，发热量最大。假定系统的散热状况一般，取K =kw/(.),油箱的散热

34、面积A为A = 0.065 = 0.065 = 1.92系统的温升为 = = = 20.1对于一般机械允许温升2530，数控机床油液温升应该小于25，工程机械等允许的温升为3540。验算表明系统的温升在许可范围内，不必采取其他的冷却措施。液压缸的设计5 液压缸的设计液压缸是液压系统中的执行元件，它的职能是将液压能转换成机械能。液压缸的输入量是液体的流量和压力，输出量是直线速度和力。液压缸的活塞能完成往复直线运动，输出有限的直线位移。 如图5-1所示，液压缸由缸体1、活塞2、活塞杆3、端盖4、活塞杆密封件5组成。图5-1 液压缸组成液压缸按作用方式分为单作用液压缸、双作用液压缸和复合式缸。单作用

35、液压缸：一个方向的运动依靠液压作用力实现，另一个方向依靠弹簧力、重力等实现。双作用液压缸：两个方向的运动都依靠液压作用力来实现。复合式缸：活塞缸与活塞缸的组合、活塞缸与柱塞缸的组合、活塞缸与机械结构的组合等。5.1 液压缸的主要尺寸的确定5.1.1 液压缸的工作压力的确定液压缸工作压力p主要根据液压设备的类型来确定，对不同用途的液压设备，由于工作条件不同，通常采用的压力范围也不同。设计时，可以用类比法来确定。现参阅表5-1来取液压缸的工作压力为3MPa。表5-1 液压设备常用的工作压力设备类型机 床农业机械或中型工程机械液压机、重型机械等磨床组合机床龙门刨床拉床工作压力0.82.0352881

36、0101620325.1.2 液压缸内径D和活塞杆直径d的确定图5-2 单活塞液压缸计算示意图由图5-2可知 = = （4-1）式中 液压缸的工作压力，初算时可取系统工作压力。 液压缸回油腔背压力，可以根据表5-2估计。 活塞杆直径与液压缸内径之比，可以按表5-3选取。 工作循环中最大的外负载。 液压缸密封处的摩擦力，它的精确值不易求得，常用液压缸的机械效率进行估算。 （5-2）式中 液压缸的机械效率，一般= 0.90.97。将代入式（4-1），可以求得D为D = （5-3）活塞杆直径可以由值算出，由计算所得的D与d的值分别按表5-4和表5-5圆整到相近的标准直径，以便采用标准的密封元件。表5

37、-2 执行元件背压的估计值系 统 类 型背压p1 （MPa）中、低压系统08MPa简单的系统和一般轻载的节流调速系统0.20.5回油路带调速阀的调速系统0.50.8回油路带背压阀0.51.5采用带补液压泵的闭式回路0.81.5中高压系统816MPa同上比中低压系高50%100%高压系统1632MPa如锻压机等出算可忽略表5-3 液压缸内径D与活塞杆直径d的关系按机床类型选取d/D按液压缸工作压力选取工作压力d/D机床类别d/D工作压力p/(MPa)d/D磨床、研磨机床0.20.320.20.3插床、拉床、刨床0.5250.50.58钻、镗、车、铣床0.7570.620.7070.7表5-4 液

38、压缸内径尺寸系列 (GB2348-80) (mm)810121620253240506380（90）100（110）125（140）160（180）200（220）250320400500630注：括号内数值为非优先选用值表5-5 活塞杆直径系列 (GB2348-80) (mm)45681012141618222252832364045505663708090100110125140160180200220250280320360400对选定后的液压缸内径D，必须进行稳定速度的验算。要保证液压缸节流腔的有效工作面积A，必须大于保证最小稳定速度的最小有效工作面积，即A = （5-4）式中 流量阀

39、的最小稳定流量，一般从选定流量阀的产品样本中查得。 液压缸的最低速度，由设计要求给定。如果液压缸节流腔的有效工作面积A不大于计算所得的最小有效工作面积，则说明液压缸不能保证最小稳定速度，此时必须增大液压缸的内径，以满足速度稳定的要求。现计算液压缸内径D和活塞杆直径d。由负载图知最大负载F为20500N，按表5-2可以取得p2为0.5Mp, cm为0.95考虑到快进、快退速度相等，所以取d/D = 0.7。将上述数据代入式（4-3）可以得到D =m = 9.9×10-2m根据表5-4，将液压缸内径圆整为标准系列直径D = 100mm，活塞杆直径d，按d/D = 0.7以及表2-5活塞杆

40、系列取d = 70mm。按工作要求夹紧力由两个夹紧缸提供，考虑到夹紧缸的稳定，夹紧缸的工作压力应该低于进给工作缸的工作压力，现取夹紧缸的工作压力为零，cm为0.95，则按照式（5-3）可得D = m = 8.96×10-2m按照表4-4以及表4-5液压缸和活塞杆的尺系列，取夹紧缸的D和d分别为100mm和70mm。按最低工进速度验算液压缸的最小稳定速度，由式（5-4）可得A = cm2 = 5 cm2 式中qmin是由产品样品查得GE系列调速阀AQF3-E10B的最小稳定流量为0.05L/min。调速阀安装在回油路上，故液压缸节流腔有效工作面积应该选取液压缸有杆腔的实际面积，即A =

41、 ×（102-72）cm2 = 40 cm2可见上述不等式满足，液压缸能够达到所需低速。5.1.3 液压缸壁厚和外径的计算液压缸的壁厚由液压缸的强度条件来计算。液压缸的壁厚一般指液压缸中最薄处的厚度。从材料力学可以知道，承受内压力的圆筒，其内应力分别规律因为壁厚的不同而各异。一般计算时可以分为薄壁圆筒和厚壁圆筒。液压缸的内径D与其壁厚的比值D/10的圆筒称为薄壁圆筒。起重运输机械和工程机械的液压缸，一般采用无缝钢管，大多属于薄壁圆筒结构，其壁厚按薄壁圆筒壁厚公式计算 式中 液压缸壁厚（m）。 D液压缸内径（m）。 试验压力，一般取最大工作压力的（1.251.5）倍（MPa）。额定压力

42、16Mpa,取=1.5 MPa。 缸筒材料的许用应力。 = ，其中为材料抗拉刚度，n为安全系数，一般取n = 5。的值为：锻钢： = 110120 MPa；铸钢： = 100110 MPa；无缝钢管： = 110110 MPa；高强度铸铁： = 60MPa；灰铸铁： = 25MPa。在中低压液压系统中，按上式计算所得液压缸的壁厚往往很小，使得液压缸的刚度往往不够，如在切削加工过程中的变形、安装变形等引起液压缸工作过程卡死或者漏油。因此一般不作计算，按经验选取，必要时按上式公式进行校核。对于D/10时，应该按材料力学中的厚壁圆筒公式进行壁厚的计算。对于脆性材料以及塑性材料 式中的符号意思与前面相

43、同。液压缸壁厚算出后，即可以求出缸体的外径为 +式中值应该按无缝钢管标准，或者按有关标准圆整为标准值。在设计中，取试验压力为最大工作压力的1.5倍，即 = 1.5×3MPa =4.5MPa。而缸筒材料许用应力取为= 100 MPa。应用公式 得， MPa = 11.25mm下面确定缸体的外径，缸体的外径 + = 100+2×11.25mm = 122.5mm。在液压传动设计手册中查得选取标准值 = 127 mm。在根据内径D和外径重新计算壁厚， = = mm = 13.5mm。5.1.4 液压缸工作行程的确定液压缸工作行程长度，可以根据执行元件机构实际工作的最大行程来确定，

44、并且参照表5-6中的系列尺寸来选取标准值。表5-6 液压缸活塞行程参数系列 （mm）255080100125160200250320400500630800100012501600200025003200400040639011014018022028036045055070090011001400180022002800390024026030034038042048053060065075085095010501200130015001700190021002400260030003800注：液压缸活塞行程参数依、次序优先选用。由已知条件知道最大工作行程为400mm,参考上表，取液压缸工作

45、行程为400mm。5.1.5 缸盖厚度的确定一般液压缸多为平底缸盖，其有效的厚度t按强度要求可以用下面两式进行进似计算。无孔时： 有孔时： 式中 缸盖有效厚度（m）。 缸盖止口内径（m）。 缸盖孔的直径（m）。5.1.6 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缸盖滑动支撑面的距离H称为最小导向长度（图5-2）。如果导向长度过小，将使液压缸的初始挠度（间隙引起的挠度）增大，从而影响液压缸的稳定性，因此设计时必须保证有一定得最小导向长度。对于一般的液压缸，最小导向长度H应满足以下要求式中 液压缸的最大行程。 液压缸的内径。活塞的宽度B一般取得B = （0.61.0）D；缸盖滑动支

46、撑面的长度，根据液压缸内径D而定。当D80mm时，取；当D80mm时，取。为了保证最小导向长度H，如果过分增大和B都是不适宜的，必要时可以在缸盖和活塞之间增加一个隔套K来增加H的值。隔套的长度C由需要的最小导向长度H决定，即在此设计中，液压缸的最大行程为400mm，液压缸的内径为100mm，所以应用公式的 =mm = 70mm。活塞的宽度B = 0.8D = 80mm。5.1.7 缸体长度的确定液压缸缸体内部长度应等于活塞的行程与活塞的宽度之和。缸体外形长度还要考虑到两端端盖的厚度。一般液压缸缸体长度不应该大于内径的2030倍。缸体长度L = 400+80mm=480mm。5.1.8 固定螺栓

47、得直径液压缸固定螺栓直径按照下式计算式中 F液压缸负载。 Z固定螺栓个数。 k螺纹拧紧系数，k = 1.121.5。根据上式求得 = = 7.3mm5.1.9 液压缸强度校核1）缸筒壁厚校核：。 前面已经通过计算得：D = 100mm, = 13.5mm。则有10，所以为厚壁缸。 = 13.5mm = = 8.9 mm，可见缸筒壁厚满足强度要求。2）活塞杆稳定性的验算：活塞杆受轴向压缩负载时，它所承受的轴向力F不能超过使它稳定工作所允许的临界负载，以免发生纵向弯曲，从而破坏液压缸的正常工作。的值与活塞杆材料性质、截面的形状、直径和长度以及液压缸的安装方式等因素有关。活塞杆的稳定性的校核依照下式

48、（稳定条件）进行式中 安全系数，一般取=24。当活塞杆的细长比时 = 当活塞杆的细长比时，且 = 20120时，则 = 式中 安装长度，其值与安装方式有关。 活塞杆截面最小回转半径， = 。柔性系数。由液压缸支承方式决定的末端系数。E活塞杆材料的弹性模量，对刚取E = 。J活塞杆横截面惯性矩，A为活塞杆横截面积。f由材料强度决定的实验值。根据验算，液压缸满足稳定性要求。5.2 液压缸的结构设计液压缸主要尺寸确定以后，就进行各部分的结构设计。主要包括：液压缸缸体与缸盖的连接结构、活塞杆与活塞的连接结构、活塞杆导向部分的结构、密封装置、缓冲装置、排气装置、以及液压缸的安装连接结构等。由于工作条件的

49、不同，结构形式也各不相同。设计时根据具体情况进行选择。5.2.1 缸体与缸盖的连接形式缸体与缸盖常见连接方式有法兰连接式、半环连接式 、螺纹连接式 、拉杆连接式 、焊接式连接等。图5-3 常见的缸筒和缸盖结构图5-3所示为常见的缸盖和缸筒连接形式。图2-3a 为法兰式连接结构，这种连接结构简单、成本低廉，容易加工，便于装卸，强度较大，能够承受高压。但是外形尺寸较大，常用于铸铁制的缸筒上。图5-3b 为半环式连接结构，这种连接分为外半环连接和内半环连接两者形式。它们的缸筒壁部由于开了环形槽而削弱了强度，为此有时要增加壁厚。它容易加工和装卸、重量较轻，半环连接是一种应用较为普遍的连接结构，常用于无

50、缝钢管和锻钢制的缸筒上。图5-3c、f 为螺纹连接形式，这种连接分为外螺纹连接和内螺纹连接两者形式。它的缸筒端部结构复杂，外径加工必须要求同时保证内外径同心，装卸要使用专用工具，它的外形尺寸和重量都比较小，结构紧凑，常常用于无缝钢管和锻钢制的缸筒上。图5-3d 为拉杆式连接形式，这种连接结构简单，工艺性好、通用性强、易于装拆，但是端盖的体积和重量都非常大，拉杆在受力后容易拉伸变长，从而影响密封效果，仅适用于长度不大的中低压缸。图5-3d 为焊接式连接，这种连接形式强度高，制造简单，但是焊接时容易引起缸筒的变形。缸体端部与缸盖的连接形式与工作压力、缸体材料以及工作条件有关。通过综合考虑，在此设计

51、中，缸体端部与缸盖采取法兰连接的形式。5.2.2 活塞杆与活塞的连接结构活塞和活塞杆的结构形式有很多，常见的有一体式、锥销式连接外、还有螺纹式连接和半环式连接等多种形式，如图5-4所示。半环式连接结构复杂，装卸不便，但是工作可靠。 图5-4 活塞杆与活塞的结构 此外，活塞和活塞杆也有制成整体式结构的，但是它只能适应于尺寸较小的场合。活塞一般用耐磨铸铁制造，活塞杆则不论是空心的还是实心的，大多用钢料制造。经过综合考虑，在此设计中，活塞杆与活塞的连接采取螺纹连接的形式，如图5-5所示。图5-5 活塞杆与活塞的连接形式这种连接方式结构简单，便于拆卸，成本低廉，但是在震动的过程中容易松动，所以加了防松

52、装置，应用范围较广。5.2.3 活塞杆导向部分的结构活塞杆导向部分的结构，包括活塞杆与端盖、导向套的结构，以及密封、防尘和锁紧装置等。导向套的结果可以做成端盖整体式直接导向，也可以做成与端盖分开的导向套导向结构。后者导向套磨损后便于更换，所以应用比较普遍。导向套的位置可以安装于密封圈的内侧，也可以安装于密封圈的外侧。机床和工程机械中一般采用装在内测的结构，有利于导向套的润滑；而压油机常采用装在外测的结构，在高压下工作时，使得密封圈由足够的油压将唇边张开，以提高系统的密封性能。活塞杆处的密封形式由O型、V型、Y型和型密封圈。为了清除活塞杆处外漏部分粘附的灰尘，保证油液清洁以及减少磨损，在端盖外侧

53、增加防尘圈。此设计经过综合考虑，采取端盖直接导向。5.2.4 密封装置液压缸中常见的密封装置有间隙密封，摩擦环密封，密封圈密封等。间隙密封依靠运动件间的微笑间隙来防止泄露。为了提高这种装置的密封能力，常在活塞的表面制造出几条微小的环形槽，用以增大油液通过间隙时的阻力。它结构简单，摩擦阻力小，可以耐高温，但是泄露大，加工要求高，磨损后无法恢复原有能力，只有在尺寸小、压力较低、相对运动速度较高的缸筒和活塞间使用。摩擦环密封依靠活塞上的摩擦环（尼龙或者其他高分子材料制成）在“O”形圈弹力作用下贴紧缸壁而防止泄露。这种材料密封效果好，摩擦阻力较小并且稳定，可以耐高温，磨损后有自动补偿能力，但是加工要求

54、高，装拆不方便，适用于缸筒和活塞之间的密封。油缸主要采用密封圈密封，密封圈有O形、V形、Y形及组合式等数种，其材料为耐油橡胶、尼龙、聚氨脂等。它利用橡胶或者塑料的弹性使各种截面的环形圈贴紧在静、动配合面之间来防止泄露。它结构简单，制造方便，磨损后有自动补偿能力，性能可靠，在缸筒和活塞之间、活塞和活塞杆之间、缸筒和缸盖之间都能使用。（1） O形密封圈（如图5-6）O形密封圈的截面为圆形，主要用于静密封。与唇形密封圈相比，运动阻力较大，作运动密封时容易产生扭转，故一般不单独用于油缸运动密封。 图5-6 O形密封圈（2）V形密封圈（如图5-7）V形圈的截面为V形，如图所示，V形密封装置是由压环、V形圈和支承环组成。当工作压力高于10MPa时，可增加V形圈的数量，提高密封效果。安装时，V形圈的开口应面向压力高