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1、液压传动课程设计一小型液压 机液压系统设计1. 3.1确定执行元件的形式液压机采用为立式布置，工作台做直线往复运动，往返速度相同；在工作 中需要加紧工件，因此还需一个夹紧缸加紧工件；单杆双作用活塞式液压缸，是液压系统中作往复运动的执行机构，具有 结构简单，工作可靠，装拆方便，易于维修，且连接方式多样等特点，能够满 足一般小型液压机的运动要求。故在本次设计中工作缸及加紧缸均可可选缸筒固定的单杆双作用活塞液压 缸（取缸的机械效率=0.94）,作为执行元件驱动局部。1. 3. 2主缸及夹紧缸的运动分析根据参数对运动过程进行进行计算，其计算结果见下：1 .夹紧缸加紧运动时间：tc = 2s.工作缸启动
2、时间：t=0. 5s2 .工作缸快进时间：工作台快进速度匕=5.8m/min；工作台液压缸快进行程 J = 280mm所以，工作台快进时间为 /=,=2.897s3 .工作台共进时间：工作台工进速度V2 = 40mm/min；工作台液压缸工进行程 L2 = 70mm所以，工作台快进时间为t工=$105s ， V2.工作台快退时间：工作台快退速度V3 = 45.8m/min；工作台液压缸工进行程 区=U +乙2 = 70 + 280 = 350mm所以，工作台快进时间为退=技=3.62K那么主缸与夹紧缸的理想运动阶段图如下第- 5 -页共32页主缸工作循环图如下:快退加紧缸工作图如下:主缸位移循
3、环图,速度图及速度循环图如下位移循环图速度循环图(U5EE)、那用-600L 3. 3负载分析(1)工作缸工作负载工件的压制抗力即为工作负载：Fg = 20KNR =0.2X2000=400N静摩擦阻力:摩擦负载F=0. 1X2OOO=2OONJ动摩擦阻力:图 度 .一己- 速/s5 I I OOOOOOOO o o o o o o O 8 6 4 2 2 4 6惯性负载包g N其中：g一重力加速度;g=9. 81m/s2v一速度变化量(m/s2)； Av=0. 0967t一为启动或制动时间(s)； At=0. 5s诉四 厂G以20005.8/60-0 入八所以 F = x =x-= 3941
4、(N)“gAt9.810.5那么各阶段的外载荷%为：启动：FFg + 2y + 兄=0+400=400N加速：Fw=Fg + Ff + 凡=0+200+39. 41=239. 41N快速进给：Fw=Fg + /y=0+200=200N共进：Fw=Fg + /y=20000+200=20200N第- 7 -页共32页快退：Fw=Pg + /y=0+200=200N制动：Fw=Fg + Ff- 7=0+200-39. 41=160. 59N除外载荷外，作用于活塞上的载荷F还包括液压缸密封处的摩擦阻力，7由于 各种缸的密封材质和密封方式不同，密封阻力难以精确计算，一般估算为:Fm = （1 一惆）F
5、式中：4m液压缸的机械效率，取0.94。那么载荷F各阶段为: 启动；F=400/0. 94=425. 53N加速：F=239. 41/0. 94=254. 70N快速进给：F=200/0. 94=212. 77N工进：F=20200/0. 94=21489. 36N快退：F=200/0. 94=212. 77N制动：F=160. 59/0. 94=170. 83N那么负载循环图如下:尸/=G+&=5800+65=5865N第- 8 -页共32页那么工作时负载为：r = =5862/0. 94=6239. 36NL 3. 4液压缸主要参数确实定 (1)工作缸初选液压缸的工作压力由液压缸的最大推力
6、为21489. 31N,去文献3表9-1查出，当负推力为(2 3)x 104n时，工作压力可选为(30-40)x 105pa,根据文献3表9-2应选(30-50) x 105pa,今初选缸的工作压力为pi = 3.5Mpa。计算液压缸的尺寸 由于是组合机床，为了使共进完毕后不致前冲，在回油路上要装背压阀或采用回油节流调速，按文献3表9-3选定背压为p2 = 0.8Mp*,由负载循环图可知，最大负载在工作进给阶段，采用无杆腔进油，而且去d=0. 7D(即& =4)， 以便采用差动连接时，快进与快退的速度相等，因此液压缸的受力平衡式为P14 = P2A2 + F (其中& = %2)=6.932
7、x 10-3m221489.36O(35-7) X 105按标准取 D=10cm,那么 d=0. 7D=7cmo液压缸无杆腔和有杆腔的实际有效面积4为nD2 n x 102o= = 78.54cm2447TTCA2 = (D2 d2) = (102 72) = 39.27cm2计算液压缸工作循环中各阶段的压力、流量和功率的实际值如下表液压缸工况负计算公式第- 9 -页共32页第- 10 -页共32页数/N回油 腔压 力P2X 1。5力输入 流量 q/ (L /min )进油 腔压 力P1X 105输 入 功 率P/ Kw差 动启 动 阶 段425.531.08Pi_F + A2M4 &q=(4
8、一 &)%p = Piq加 速 阶 段254.7010. 655. 65快 进 阶 段212.7710. 5422.85. 540.22工进 阶段21489.3280.31431.40.016PiF + A2p2q = &U2(2)夹紧缸p = p1q快退 阶段212.77522.810. 50.40Pi_F + &P2q - 4U3P = PiQ由上可知其最大负载F=6239. 36,那么根据文献3表9-1,选取其工作压 力为2Mpao夹紧缸内径为：I4F 14 x 6239.36D = - = T = 0.063mJttP J tt x 2 x 106根据国标去D=63mm,有文献3表3-
9、5查的，d可取0. 5D=3L 5mm.根据国标 取 d=32mm液压缸无杆腔和有杆腔的实际有效面积4、4为nD2 n x 6.32Q= = 31.17cm2447171A2 (D2 d2) = (6.32 3.152) - 23.15cm2那么流量为：q=AV=匹-u=0. 935L/min.4液压系统的拟定第- 11 -页共32页1）确定调速方式液压回路的选择，首先选择调速回路，由工况图中 的曲线可知，这台组合机床液压滑台液压系统的功率小, 液压滑台的速度小，宜采用节流调速。为了减少主缸换 向时的冲击，顾将调速回路放置回油路线，提供背压，以提高运动的稳定性。2）确定油源由于在快进与快退的速
10、度相等，顾可采用差动方式。且由工况图的曲线 可知，液压系统的工作主要是有低压大流量和高压小流量的两阶段组成，其最流量和最小流量之比k=22. 8/0. 314=73,而工进和快进的时 间比为4 =黑=35。因此，从提匕22.896高系统效率的、节省能量的角度上来 看，采用单个定量泵作为油源是不合适 的，宜采用双泵供油系统。当快退和快 进是泵1 （低压大流量）与泵2 （高压 小流量）同时供油，当工进时，系统压 力升高，从而翻开顺序阀6使泵1卸荷。 3）确定换向回路为实现工件夹紧后工作台自动启动，采用夹紧回路上的压力继电器发讯，由电磁换向阀实现工作台的自动启动和换向。要求工作台能在任意位置停止，泵
11、不卸载,故电磁阀必须选择0型机能的三位四通阀。由于要求工作台快进与快退速度相等，故快 进时采用差动连接，且液压缸活塞杆直径 dO. 7Do快进和工进的速度换接用二位三 通电磁阀来实现。13A0B出IL T T叉弋P 0 T (10. 5+9. 8) Mpa=20. 3Mpa第- 14 -页共32页课题22 ：小型液压机液压系统设计14组2.1. 2确定泵的流量qp由液压缸工况图知，在快速运动时，两个液压泵应向液压缸提供的最大流量为22. 8L/min,由于系统存在泄漏，如取泄漏量Ap=O.lq,那么两个液压泵的总供油量为qp=l. lq=l. lx22. 8L/min=25. 08L/min由
12、于溢流阀的最小稳定溢流量为3L/min,工进时的流量为0.314L/min,因而小 流量液压泵的最小流量应为3. 314L/mino 2.L3选择液压泵的规格型号由以上压力和流量的数值查阅产品目录，最后确定选取YB-4/25双联叶片泵, 每转排量qo =6. 4194mL/r额定压力p九=7Mpa2.1.4选择电动机的功率、转速和型号因大泵流量比实际的快速运动速度较要求的略高。由液压缸工况图可知，液压 缸的最大功率出现在快退阶段，这时液压泵的供油压力值为2.03Mpa。流量为已 选取的流量值为29L/mino取总效率为许=0.75那么驱动电机的功率为P = rPP = rP-=1. 31Kwp
13、pqp _20.3x105x29%1010377P103%60%0.75按产品目录选用Y90L-4型电动机，其功率为1. 5Kw,转速为1400r/mino阀类元件及辅助元件的选择根据液压系统的工作压力和通过各个阀类元件和辅助元件的实际流量选出元件 的型号规格，如下表：液压元件的型号元件名称 实际流量第-15 -页共32页1.2双联叶片 泵溢流阀减压阀5调速阀溢流阀(L/min)YB-4/254Y-10B 1DR5DP22.82FRM10/25 1Y-10B7二位四通 2.5 4WE6C电液阀8调速阀 1 Q-4B9调速阀 1 Q-4B10二位三通 22. 8 3WE6A换向阀11. 12液压
14、缸13三位四通22.84WE9D1415电液阀单向阀 2.5S10A2单向阀2.5S10A2第- 16 -页共32页16单向阀22.8S15A217单向阀4S10A218单向阀2.5S10A219滤油器35XU-40X2002.2 油管的选择油管内径尺寸一般可参照选用的液压元件接口尺寸而定，也可接管路允许流速 进行计算，本系统主要路流量为差动时流量Q=22. 8L / min压油管的允许流速取 V=5m/s贝!j内径d为假设系统主油路流量按快退时取Q=10. 5L / min,那么可算得油管内径d=6. 6mm. 综合上述条件那么可得d=10mm。即上面各阀的通径取10mm,现查找参考设计书，
15、参照YB-4/25变量泵吸油 口连接尺寸，故可取吸油管内径d为63mm。2.3 确定油箱容量按经验公式计算V=(57)qp=6x29=174L第-17 -页共32页3.液压缸设计液压缸的选择3.1.1 缸筒和缸盖组件确定液压缸油口尺寸液压缸的油口包括油口孔及连接螺纹。油口可布置在缸筒或缸盖上,油口直径d。应根据活塞最大速度u油口直径d。应根据活塞最大速度u和油口最高流速也确定，计算公式如下:max式中D液压缸内经，m；“max“max一液压缸最大输出流速,m/min；油口流动速度，m/min, 一般不大于5m/s。油口连接螺纹尺寸见参考文献4,表7-20。对于无杆腔部位油口 ：4)=0.13x
16、0.1x1- = 0.019mV 2.6见参考文献4,表7-20,选取M20x2的链接螺纹尺寸。对于有杆腔部位油口 ：4)=0.13 x 0.1 x = 0.014m见参考文献4,表7-20,选取M15x2的螺纹连接尺寸。确定缸筒和缸盖的连接形式查找参考文献4表4-5,在本设计中，缸筒和缸盖的连接形式选用焊 接。选择缸筒和缸盖材料缸筒选材：铸钢45前缸盖选材：铸钢45后缸盖选材：铸钢45计算缸筒和缸盖的结构参数第-18 -页共32页1)缸筒壁厚8的计算本次设计的液压系统为高压系统，因此按厚壁缸筒计算-1) = 0.015m-1) = 0.015mD 产+ 0.4 /-T(V cr-1.3py2
17、 V 式中P一液压缸工作压力，MPa； p v 试验压力，MPa；D液压缸内径，m；/一缸体材料许用应力，MPa,取铸钢b=120Pa；2)缸筒外径Q的计算D =D+2=0.1+2x0.015=100+30=130mm见参考文献6表3-11标准液压缸的缸筒外径系列，选取的液压缸信息如下表:产品系列代号额定压力pj MPa缸筒内径D/mmE型4100缸筒外径。/mm1303)缸底厚度h的计算I PI 314x01h = 0.433D1 =0.433x0.lx =0.04V cr(D-dQ)y 120x(0.1-0.07)当缸底有油口时式中一缸底材料许用应力，MPa；4)缸筒与缸盖的配合根据参考文
18、献4查得，一般缸盖与缸筒的配合采用H9/f9的间隙配合；缸 筒与导向套采用H7/g6配合；缸底与缸筒采用H7/g6配合。3.1. 2排气装置排气装置用于排除液压缸内的空气，使其工作稳定,排气装置用于排除液压缸内的空气，使其工作稳定,般把排气阀安装在液压缸两端的最高位置与压力腔相通，以便安装后、调试前排除液压缸内的空 气。第- 19 -页共32页对于运动速度稳定性要求较高的机床和大型液压缸，那么需要设置排气装 置，如排气阀等。排气阀的结构有多种形式常用的有如参考文献4图5-4所示的几种结构， 该系统中采用参考文献4图5-4 (a)所示的排气阀，该排气阀为整体型排气阀, 其阀体与阀芯合为一体，材料
19、为不锈钢3crl3,锥面热处理硬度HRC3844。3.2活塞及活塞杆组件3. 2.1确定活塞及活塞杆的连接形式活塞与活塞杆的连接结构可分为整体式和装配式，装配式又有螺纹连接、半环连接、弹赞挡圈连接和锥销连接等类型。液压缸在一般工作条件下，活塞与活塞杆采用螺纹连接。但当工作压力较 高或载荷较大、活塞杆直径又较小的情况下，活塞杆的螺纹可能过载。另外工 作机械振动较大时，固定活塞的螺母有可能振动，因此需要采用非螺纹连接。活塞及活塞杆的常用连接形式见参考文献4,表4-10,本设计根据工作压 力及活塞直径、机械振动的大小，选用螺纹连接。.3. 2. 2选择活塞及活塞杆的材料由参考文献5可选活塞选择ZQS
20、n6-6-3为材料;活塞的材料通常采用钢，耐磨铸铁，灰铁HT15-33, HT20-40和铝合金等。本设计根据条件选择45钢；粗加工后调质到硬度为229285HB,必要时高频淬 火到达4555HRC。第- 20 -页共32页3. 2.3活塞与缸筒的密封结构活塞与缸筒之间既有相对运动，有需要使液压缸两腔之间不漏油。根据液 压缸的工作压力及作用选择Yx型密封圈进行密封。见参考文献4,表5-8。沟 槽的公差选取为h9或H9。3. 2. 4活塞杆的结构活塞杆端部与工作机械的连接结构，主要有以下几种形式：焊接式单耳环; 整体式单耳环；光滑端部；双耳环；球头；法兰结构形式；外螺纹连接；内螺 纹连接。液压缸
21、通常通过活塞杆的端部与其驱动机构相连接。参见参考文献4, 表5-3常用活塞杆端部结构形式，那么本设计选用法兰结构形式。3. 2. 5活塞杆的强度校核活塞杆只承受轴向力的作用,活塞杆只承受轴向力的作用,因此只进行拉压强度校核，此时F(7 = AF(7 = A21489=27.4MPa 67. 5mm, 故满足要求。导向套外圆与端盖内孔的配合采用H7/g6o导向套内径的配合一般多为0. 03mm,0. 03mm,H7/g6 （或H9/f9）,其外表粗糙度为此1.63.2。外圆与内孔的同轴度不大于度与同柱度公差不大于直径公差之半，内孔中的环形油槽要浅而宽, 以保证良好润滑。活塞杆的密封和防尘参见参考
22、文献4,表8-57活塞杆常用密封与防尘结构，选用J型防尘圈。3. 2. 7活塞活塞在液体压力的作用下沿缸筒往复滑动，因此它于缸筒的配合应适当， 即不能过紧，也不能间隙过大。设计活塞时，主要任务就是确定活塞的结构形式，其次还有活塞与活塞杆 的连接、活塞材料、活塞尺寸及加工公差等。活塞的结构形式：活塞的结构形式分为整体活塞和组合活塞，根据密封装置形式来选用活塞第- 22 -页共32页结构形式，参考文献4表4-10、4-12与8-50,活塞及活塞杆的密封圈使用, 该系统液压缸中可采用Yx形圈密封。所以，活塞的结构形式可选用组合活塞。3. 2. 8缓冲装置液压缸的行程终端缓冲装置可使带着负载的活塞，在
23、到达行程终端减速到 零，目的是消除因活塞的惯性力和液压力所造成的活塞与端盖的机械撞击，同 时也为了降低活塞在改变运动方向时液体发出的噪声，使液压系统速度换接平 稳，速度稳定。缓冲装置的工作原理时使缸筒低压油腔内油液(全部或局部)通过节流把 动能转化为热能，热能那么由循环的油液带到液压缸外。液压缸的活塞速度在0.lm/s时，一般不采用缓冲装置；在0.2m/s时，那么 必须采用缓冲装置。3.3缸体长度确实定液压缸的缸体内部长度应等于活塞的行程，活塞的宽度和导向套宽度之和, 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大于内径的 2030倍,即在本系统中缸体长度不大于20003000m
24、m。参见参考文献4,那么本系统中：活塞行程L=350mm；活塞宽度8= (0. 6-1) D=60100mm,其中D为液压缸内经；导向套滑动面的长度A= (0. 61) D=60 100mm；取活塞宽度B=60mm,导向套滑动面的长度A=60mm,液压缸缸底厚度H=40mm, 液压缸缸盖厚度H=40mm液压缸缸体内部长度为液压缸行程长度、导向套宽度与活塞宽度之和，即: 350+60+60=470mm液压缸缸体外形长度为液压缸内部长度与缸盖厚度之和，即：470+40+40=550mm 由于550W (10-15) d,所以不需要对活塞杆进行校核。第- 23 -页共32页4.液压系统性能的验算液压
25、系统初步设计是在某些估计参数情况下进行的，当各回路形式、液压 元件及联接管路等完全确定后，针对实际情况对所设计的系统进行各项性能分 析。对一般液压传动系统来说，主要是进一步确切的计算液压回路各段压力损 失、容积损失及系统效率，压力冲击和发热温升等。根据分析计算发现问题， 对某些不合理的设计要重新进行调整，或采取其他必要的措施。4.1液压系统压力损失：工作缸进、回油管长度均为1=3m,油管直径 户63*10一3叫选用5应32型 液压油，油的最低工作温度为15,由设计手册查出此时油的运动粘度”=0.6 cm2/s,油的密度P=900kg/m3,液压系统元件采用集成块式配置形成。(1)判断流动状态在
26、快进、工进和快退三种工况下，回路中最大流量为22.8L/min,此时油液流动的雷诺数为Re=4q 4X22.8X10-3v 7idv 60x0.6x10-4x3.14x63x10-3二128即最大雷诺数为128,小于临界雷诺数2000,所以各工况下油液的流动状态都为层流。计算系统压力损失将层流流动状态沿程阻力系数。75 757rdv入=二Re 4q和油液在管道内的流速4qv=7rd2代入沿程压力损失计算公式7 p2p尸入E第- 24 -页共32页目录摘 要-1 -1 .工况分析及大致方案的拟定-2-L1前言（设计任务书）-2-1.1.1 课程设计的目的-2-课程设计题目-2-1.1. 3课程设
27、计主要内容-3-L L 4任务分配-4-1. 2液压机的工作特性-4-3液压系统的工况分析及计算-4-1. 3. 1确定执行元件的形式-5-3. 2主缸及夹紧缸的运动分析-5-2. 3. 3负载分析-7-3. 4液压缸主要参数确实定-9-3. 3. 5液压系统的拟定-11-2.计算和选择液压件-14-2. 1确定液压泵的规格和电动机功率-14- 14 - 14 -2. L 1计算液压泵的最大工作压力ppi、pp21. 2确定泵的流量qp-15 -2. 1. 3选择液压泵的规格型号-15-1.4选择电动机的功率、转速和型号-15-2. 2阀类元件及辅助元件的选择-15-3油管的选择-17-1.
28、4确定油箱容量-17-3.液压缸设计-18-3. 1液压缸的选择-18-a 4x75pZv 4X75XO.9X1O3XO.6X1O-4X3/ “qPi=-r-q=4. 91x 105qZ7ia2X3.14X（63X10-3）管道的局部压力损失常用以下经验公式计算22=0. lApi各工况下阀类元件的局部压力损失可根据下式计算 n 2Ap3=Ap九（y ）Qn其中四一阀的额定流量（G3/S）q-阀的实际流量（租3万）Pn一阀的额定压力损失（Pa）总的压力损失等于Ap二Api + 邸2 + 邸 3由产品样本上查得中低压阀类在公称流量下的压力损失最大值：顺序阀、换向 阀和行程阀的压力损失各为3x 1
29、05Pa,单向阀的压力损失为2x 105Pa 1）快进进油路：通过单向阀17的流量是4 L/min,通过调速阀5的流量是22. 8L/min,通过换向阀13的流量是22. 8L/min,因此阀总的压降为Ap3 = 2 x 105 x （） 2+3x 105 x （）2 + 3 x 105 x （）2636363=0. 049Mpacc 22.8 x 10-3Api = 4.91 x 105q = 4.91 x 105 x= 0.00019MPaI60P2=O. Pi=O. lx 0.00019 = 0.000019 Mpa进油路总的压力损失为XApi=Ap1 + Ap2 + A% = 0.04
30、92MPa回油路：通过换向阀10和单向阀16的流量都是22.8 L/min,因此总的压降为P3 = 2 X 105 X (经)2+3 X 105 x ()263v 63 7=0. 236MPa第- 25 -页共32页AA cA cd d d 22.8X 10 3Api = 4.91 x 105q = 4.91 x 105 xri60=0.00019MPaAp2=0. lApi=O. lx 0,00019 = 0.000019 Mpa回油路总的压力损失为2Apo=Api + Ap2 + 即3 = 0.2362MPa将回油路上的压力损失折算到进油上去，得到快进时整个回路中的压力损失2Ap = EN
31、pt + EApo (=0.0492+0.2362 x七)39.27=0. 2854MPa2)工进进油路：通过换向阀的流量很小，压力损失不计，通过调速阀的压力损失为5x105Pa,那么工邸1 = 0.5Mpa回油路：背压阀处的压力损失为8x 105pa,顺序阀3处通过的流量(22. 8+4)L/min也造成压力损失，2Ap=8x 105Pa+3x 105 x ()222.8=1. 2MPa将回油路上的压力损失折算到进油路上去，得到整个回路的压力损失为-)2-)2,422p = 2Api + No( A _ AZl 一 /I39 27=0. 5+L 2x=1. 7MPa重新计算液压缸的工作压力为
32、Pi =Pi =F+/202 21489+1.2x1()6x39.27x1O - 4A178.54X1O_4X1O6MPa=2. 74 MPa第- 26 -页共32页Z=Fv=n 242二Ap九()3x(鬻)2=0. 039 MPa又压力继电器的可靠动作要求压差Ape = 0.5 MPa 那么小流量泵的工作压力为PP1=Pr + E邸t +、Pe = 2.74 + 0.5 + 0.5 = 3.74 MPa3)快退进油路：通过单向阀5的流量是22.8 L/min,通过调速阀16的流量是22. 8L/min,通过换向阀13的流量是22. 8L/min,因此阀总的压降为Pi = 2 x 105 X
33、(经)2 +3x 105 x ()2 + 3 x 105 x ()2636363=0. 0753MPa回油路：单向阀17的流量为4 L/min,调速阀5的流量为22. 8L/min,总的压 降为= 2 x x (-) 2+3x 105 x ()2163k 63 7=0. 04MPa将回油路上的压力损失折算到进油路上去，得到整个回路的压力损失为SAp = 2Api + 2Apo39 27=0. 0753+0. 04x=0. 1153MPa4.2液压系统的发热温升计算工进在整个循环过程中所占的比例极大，所以系统发热和油液温升可用工 进时的情况来计算。近似认为损失的功率都转变为热量，按下式计算H =
34、 Pr-Pc工进时液压缸的有效功率为21489.36X0.04 八八1000x60=0. 014 Kw第- 27 -页共32页那么液压系统的总输入功率为3.74X106x3,31：03 + 0 039*106、25. 年1；Pr =Pr =0.8网效一=0. 278Kw由此计算得液压系统的发热量为H = Pr-Pc =0. 278-0. 039=0. 239 Kw那么油液温升近似为AT = 77= X 10护0.239X103/1742=7. 65温升没有超过允许范围，液压系统中无须设置冷却器。5.主油缸的装配图绘制与选型5.1 绘制主油缸装配图图纸选择A2号图纸，由于图纸较大字体较小，所以放
35、大局部字体第- 28 -页共32页 BQmin iiiiiiiiiiiiiiiiiiinii misal 115- SEiB35 I舂根据初步设计，整个主油缸大致分为13个主要零件第- 29 -页共32页5.2选型:根据计算，确定主油缸各主要尺寸参数，然后需根据书上选型方法进行选型。1 .根据液压传动与控制课程设计指导书表3-1,选定为双作用液 压缸，且为单活塞杆，其主要特点是活塞可双向运动，且具有一定的缓冲效 果。2 .选择缸的结构类型：根据液压传动与控制课程设计指导书表3-2, 分析拉杆型、焊接型、法兰型液压缸的特性。由拉杆型特点可知，其结构简 单，制造和安装均较为方便，缸筒是用内径经过研
36、磨的无缝钢管半成品，按 行程要求的长度可切割。端盖与活塞为通用件，但这类缸受行程长度、缸内 径和额定工作压力的限制。当行程及拉杆长度过长时，安装时容易偏斜，致 使缸筒端部泄露。缸筒内经过大或额定工作压力过高时，由于径向尺寸布置 和拆装问题，拉杆直径尺寸受到限制，只是拉杆的拉应力可能超过屈服极限, 因此这类缸适用于行程1. 5m,缸内径W250mln,额定工作压力小于20MPA 的。而焊接型缸暴漏在外面的零件较少，外表光洁，外形尺寸小，能承受一 定的冲击负载和恶劣的外界环境条件。但由于前端盖螺纹强度和预紧时端盖 该对操作的限制，因此不适用于过大缸内径和大压力。而法兰型由于尺寸较 大，适用于大中型
37、液压缸，能承受较大冲击负荷和恶劣外界环境条件，属于 重型缸，多用于重型机械和冶金机械。综合来看，我们选择了拉杆型液压缸, 但前端盖连接处采用了法兰连接，前段处采用如液压传动与控制课程设计 指导书中图3-1所示前端法兰安装方式。3 .选择安装方式：由液压传动与控制课程设计指导书中表3-3、第-30 -页共32页3-4所示，我们设计的是一台小型液压机的液压系统，由于作用力与支撑中心在同一轴线上，负载导向要求为需要导向，因此选择了具有导向套的法兰 安装方式。4 .液压缸主要技术性能参数计算见第三局部，由此局部计算可确定液压缸的各项尺寸参数。5 .缸筒：根据液压传动与控制课程设计指导书中表3-9可知，
38、需选择端盖与缸筒的连接方式。由于我们是小型液压装置，因此选择了端盖与 缸筒进行焊接的方式，这种方式通常结构简单、尺寸较小，但缸体容易变形, 而我们设计为小型压力，因此可选择此方式连接。在选材方面，由于工作温 度、焊接性能、较好的强度和冲击韧性等性质要求，具体包括要有足够的强 度，能长期承受最高工作压力及短期动态试验压力而不致产生永久变形；有 足够的刚度，能承受活塞侧向力和安装的反作用力而不致产生弯曲；内外表 与活塞密封件寄到想换的摩擦力的作用下，能长期工作而且磨损很少，尺寸 公差等级形位公差等级足以保证活塞密封件的密封性；需要焊接的缸筒还要 有较良好的可焊性，以便在焊接上法兰或者管子接头以后不
39、至于缠身裂纹或 过大的变形，因此缸筒和端盖全部采用45号钢，且需要调制处理。6 .缸筒加工要求：由于缸筒内径采用H7或H8级配合，外表粗糙度值 应该为163.2之间，需要进行研磨。热处理那么应进行调质，缸筒内经的 度、锥度、圆柱度都要有较高的要求。缸筒的直线度公差在500mm长度上不 大于0. 03mmo通往油口、排气阀控的内孔必须要倒角，不允许有飞边、毛 刺，以免划伤密封件，都必须在半精加工以前进行。第- 31 -页共32页.活塞的结构与连接：根据以上情况分析，活塞我们选择了组合式活塞，其结构多样，主要受密封形式确实定而被影响，组合式活塞大多数可以屡次拆装，密封件使用寿命长。根据液压传动与控制课程设计指导书表3-13所示可知，活塞与活塞杆连接形式多样，包括卡环型、轴套型、螺母 型，卡环型装拆方便，低速时使用广泛，螺钉固定是不便于设计缓冲柱塞，但由于我们的设计不设计缓冲装置，而螺钉连接较为熟知和常见，因此我们选择了卡环型链接。活塞的密封通过连着使用2个0型密封圈进行密封，以到达所需的密封效果。活塞材料选择了常见的球墨铸铁，具有良好的机械 性能。活塞的同轴度等各项形位