专用铣床液压传动系统设计毕业论文.doc

专用铣床液压传动系统设计第1章 引言液压传动技术是一门应用广泛的技术，液压传动系统是由液压泵、液压阀、执行器及其它辅助元件等组成，其原理是把液压泵或原动机的机械能转变为液压能，然后通过控制、调节阀和液压执行器，把液压能转变为机械能，以驱动工作机构完成所需求的各种动作。液压传动技术是各传动技术发展速度最快的技术之一，其发展速度仅次于电子技术，特别是近年来液压与微电子、计算机技术相结合，使液压技术的发展进入了一个新的阶段。从70年代开始，电子学和计算机进入了液压技术领域，并获得了重大的效益。在产品设计、制造和测试方面，通过利用计算机辅助设计进行液压系统和元件的设计计算、性能仿真、自动绘图以及数据的采取和处理，可大大提高液压产品的质量、降低其成本。总之，液压技术在与微电子技术紧密结合后，在微计算机或微处理器的控制下，可以进一步拓宽它的应用领域，使得液压传动技术发展成为包括传动、控制、检测在内的一门完整的自动化技术，使它在国民经济的各方面都得到了应用。随着液压技术与微电子技术的结合，已研制出许多新的独立产品，其中高技术产品发展到把已经编程的芯片和液压控制件、液压执行件、能源件、检测反馈装置、数模转换装置、集成电路等汇成一体。这种汇集在一起的联结体只要一收到微处理器或微计算机处送来的信息，就能实现预先规定的任务，它实际上已经成为一个独立的完整的智能单元。正是因为液压技术在国民经济中的作用很大，它常作为衡量一个国家工业水平的重要标志之一。目前机械制造业在国民经济中的地逐渐得到提高，这就对液压机械的需求也越来越广泛，对其性能也提出了更高的要求。在结构方面，液压机械正向着集成化方向发展，使机床体积越来越小，结构更紧凑更优化。正是这种美好的发展前景，决定了对液压技术进行革新已是刻不容缓。本设计是专用铣床液压传动的设计，其设计思路基本上体现了典型的液压传动的思路，液压传动在各类金属切削机车中广泛的使用。如磨床、车床、铣床、钻床以及组合机床等的进给装置多采用液压传动，它可以在较大范围内进行无级调速，有良好的换向性能，并易实现自动工作循环。本设计采用叠加阀元件进行设计，叠加阀组成的液压系统优点很多，如结构紧凑、体积小、标准化等，因此，近年来叠加阀产品系列不断增多，其应用领域逐渐扩大。由于实践经验的欠缺和知识的局限性，设计中存在不少的缺点和错误之处，敬请评阅老师批评指正。第2章 液压系统的设计要求2.1 用途及主要结构本专用铣床主要用于扩孔、铰孔等加工工艺，本课题设计的液压系统必需符合一般铣床的工作条件。2.2 工作台工作循环及其行程机床的工作台循环：启动-快进-工进-停留-快退。作为液压执行元件的液压缸在工作时执行水平的往复直线运动。液压缸的快进行程为300mm。液压缸的工进行程为100mm。2.3 负载和速度参数工作台重量为400KG，工件和夹具重量为150KG移动部件的总重：G=550Kg10m/S2=5500 N(取g=10 m/S2)铣削动力头电动机功率为：7.5KW，铣刀直径100mm,转速300r/min则切削力为：Ft=30000N作为执行元件的液压缸的运动速度大小为：快进速度： 1=2 m/min工进速度： 2=0.05 mm/min加减速时间为： =0.5 s静摩擦系数： s=0.2动摩擦系数： d=0.12.4 工作环境和工作条件本设计专用铣床的液压系统传动是在一般机械车间使用，对工作环境要求不高，对环境的温度、湿度、灰尘等情况没有特殊的要求，但是整个的液压系统的安装必需稳定，避免对其造成直接的冲击振动。2.5 液压系统的要求本液压系统装置通过电磁节流阀来控制液压系统流量的大小从而来控制液压缸的运动速度进而实现具体的工况要求。整个液压系统应具备调压、调速、卸荷等特殊的要求，同时工作时必需平稳可靠。本课题所设计的液压系统对重量、外形尺寸、经济性没有特殊的要求，但是必需符合一些公认的普遍设计原则即要求重量轻、体积小、成本低、效率高、结构简单、工作可靠、使用维护方便。本设计液压阀类元件采用叠加阀元件进行设计。第3章 工况分析及系统参数的确定本章在明确了液压系统的设计要求后，针对液压系统在性能和动作方面的特性，要确定系统的工作压力等一些具体的系统主参数。 本系统采用液压缸筒固定，活塞动作的方式。3.1 系统工况分析液压系统的工况分析，就是要计算出它的每个执行元件在各自工作过程中负载的变化规律。当用理论分析确定系统的实际负载时，就需要确定工作负载、惯性负载和阻力负载等。取液压泵的机械效率为m=0.9，则静摩擦负载：Ffs=sG=动摩擦负载：Ffd=dG=惯性负载：Fm= =液压缸的负载情况： 1. 启动负载： F= Ffs=1100N液压缸的推力：F0= =N=1222.2N2. 加速负载： F= Ffd+ F =550N+36.7N=586.7N液压缸的推力：F0= =N=659.1N3 快进负载： F= Ffd=550N液压缸的推力：F0= =N=611.1N4 工进负载：F=Ft +Ffd=(30000+550)N=30550N液压缸的推力：F0= =N=33944.4N5 快退负载：F=Ffd=550N液压缸的推力：F0= =611.1N6 原位停止图2-1 液压缸的负载图图2-2液压缸的速度图3.2 确定主要参数3.2.1 初选液压缸的工作压力设计要求给定的铣床工进负载为33944.4N,由GB/T2346-1988可初选工作压力P1=4MPa。3.2.2 确定液压缸的主要尺寸液压缸内径：D1= = mm =117.1mm由GB/T2348-1993可将其圆整为125mm,即液压缸的标准内径为D=125mm。活塞杆的外径可为活塞内径的1/31/5，由GB/T2348-1993可取为60mm则取活塞杆内径d=60mm 活塞杆的材料多为45号钢，其材料屈服极限为s=335Mpa,取屈服全系数为ns=5，则= =MPa =67MPa校核活塞杆的强度：= =MPa =12.1MPa <67MPa符合要求。即活塞杆的标准外径为d=60mm。由此得无杆腔的有效面积为：A1= =mm2=12265.6mm2有杆腔的有效面积为：A2= =mm2 =9439.6mm23.2.3 确定各工况所需的压力、流量及功率液压缸进给时液压缸输出的推力为：F=(p1A1-p2A2)m液压缸退回原位时输出的推力为：F1=(p1A2-p2A1)m式中： p1进油腔压力； p2出油腔压力；由以上公式可得进给时进油腔压力为：p1=( + p2A2) /A1退回原位时的进油腔压力为：p1=( + p2A1) /A2则各阶段油腔压力、输入流量、及输入功率为：21. 快进启动回油腔压力： p2=0.5 MPa进油腔压力：p1=（1222.2+0.5 1069439.610-6）/(12265.610-6)MPa =0.4844Mpa输入流量： Q=A1=0输入功率： P= p1Q=02. 快进加速：回油腔压力：p2=p1+p=(0.4844+0.5)MPa=0.9844 MPa进油腔压力：p1=（659.1+0.98441069439.610-6）/(12265.610-6)MPa =0.811Mpa输入流量： Q=A1=0输入功率： P= p1Q=03. 快进恒速回油腔压力：p2=p1+p=(0.811+0.5)MPa=1.311 MPa进油腔压力：p1=（611.1+1.3111069439.610-6）/(12265.610-6)MPa=1.068Mpa输入流量：Q=A1=12265.610-62 L/min =24.5L/min输入功率：P= p1Q=1.068MPa24.5L/min=0.43KW4. 工进回油腔压力：p2=(1.068 +0.5)MPa=1.568 MPa进油腔压力：p1=（33944.4+1.5681069439.610-6）/(12265.610-6)MPa=3.58Mpa输入流量:Q=A1=12265.610-60.05=0.0613L/min输入功率：P= p1Q=3.58MPa0.0613L/min=3.6610-3 KW5. 快退启动回油腔压力：p2=0进油腔压力：p1=（1222.2+0）/(9439.610-6)MPa =0.13 MPa 输入流量： Q=A2=0输入功率： P= p1Q=06. 快退加速回油腔压力：p2=0进油腔压力：p1 =（659.1+0）/9439.610-6)MPa=0.0.075pa输入流量: Q=A2=0输入功率： P= p1Q=07. 快退恒速回油腔压力： p2=0进油腔压力：p1=（611.1+0）/(9439.610-6)=0.065 Mpa输入流量:Q=A2=9439.610-62=18.88L/min输入功率：P= p1Q=0.6518.88=0.02 KW第4章 液压传动系统原理图的设计液压传动系统原理图的设计是液压系统设计中最重要的环节之一，因为液压系统原理图对提高系统的性能具有十分重要的作用。它的拟订包含以下三步：确定系统的类型、选择液压回路和组成液压系统。确定系统的类型就是根据课题提供的要求，参照专用铣床液压系统的具体特点，选择合适的系统类型。选择液压回路就是根据课题提供的要求和具体运动特点，选择适合本课题的液压回路。组成液压系统就是根据课题要求在确定各个液压回路的基础上，将各个液压回路拼接在一起，对草图进行适当的调整和改进，最后形成一个符合课题要求、合理有效的液压系统原理图。41 系统类型的确定液压系统在类型上究竟采用开式还是采用闭式，主要取决于它的调速方式和散热要求。一般说来，凡具有较大空间可以存放油箱且不另设散热装置的系统或采用节流调速或容积-节流调速的系统，都宜采用开式；凡容许采用辅助泵进行补油并通过换油来达到冷却目的的系统、对工作稳定和效率有较高要求的系统或采用容积调速的系统，都宜采用闭式。在开式回路中，液压泵从油箱吸油，把压力油输送给执行元件，执行元件排出的油则直接流回油箱。开式回路结构简单，油液能得到较好的冷却，但油箱的尺寸大，空气和赃物易进入回路；在闭式回路中，液压泵的排油管直接与执行元件的进油管相连，执行元件的回油管直接与液压泵的吸油管相连，两者形成封闭的环状回路。闭式回路是采用双向液压泵直接控制液压缸的换向，不需要换向阀及其控制回路，液压元件显著减少，液压系统简单，用油不多而且动作迅速，但回路的散热条件较差，所用的双向液压泵比较复杂而且系统要增设补、排油装置，成本较高，故应用还不普遍。依据上面的对比，本液压系统采用开式。42 液压传动回路设计任何液压系统都是由一个或多个基本液压回路组成的。液压回路是用于实现液体压力、流量及方向等控制的典型回路。首先要确定基本回路，因为它是决定主机动作和性能的基础，然后在此回路的基础上再增设其它一些辅助回路及辅助元件，以便完整地实现技术要求。4.2.1 油源形式的确定由工况分析可清楚的看出：系统工作循环主要由快进、快退行程时的低压大流量和工进行程时的高压小流量两个阶段所组成，其最大流量和最小流量之比很大。这表明，系统在一个工作循环中的绝大多数时间内处于工进时的高压小流量下工作。从提高系统效率出发，选用单个定量泵油源显然是不合理的，为此可选限压式变量泵或双联叶片泵作为油源。下面将限压式变量泵和双联叶片泵做以下比较：1. 双联叶片泵有溢流损失，系统效率较低，温升较高。限压式变量泵没有溢流损失，系统效率较高，温升比较小。2. 双联叶片泵在流量突变时，液压冲击取决于溢流阀的性能，一般冲击较小。限压式变量泵在流量突变时，由于定子反应滞后，液压冲击较大。3. 双联叶片泵须配有溢流阀卸荷阀组，系统较复杂。限压式变量泵系统较简单。从以上比较可看出，两者各有利弊。这里选用限压式变量叶片泵。它和调速阀组成的容积节流联合调速回路，一方面可以保证运动的平稳性及速度的稳定，另一方面可实现流量充足供应，减小系统功率的损失和系统发热。4.2.2 压力控制回路的确定压力控制回路是以控制回路压力，使之完成特定功能的回路。压力控制回路种类很多。例如液压泵的输出压力控制有恒压、多级、无级连续压力控制及控制压力上下限等回路。液压系统中压力必须与载荷相适应，才能既满足工作要求又减少动力损耗。这就要通过调压回路实现。调压回路是指控制整个液压系统或系统局部的油液压力，使之保持恒定或限制其最高值。调压控制回路包括连续调压回路、多级调压回路、恒压控制回路等。这里选择溢流阀单级调压回路。溢流阀开启压力可通过调压弹簧调定，即设定供油压力的最高值。系统的实际工作压力有负载决定，当外负载压力小于溢流阀调定压力时，溢流阀处无溢流流量，此时溢流阀起安全阀作用为保证系统安全工作，除了在泵的出口并联一溢流阀，以限定系统压力；并在其远程控制端连一电磁换向阀，使系统卸荷，这样变量泵可在空载下迅速启动，还可减少油液发热。简图如2-3所示： 图2-3 压力控制回路原理图4.2.3 速度换向回路在液压传动系统中执行元件的启动、停止或改变运动方向均采用控制进入执行元件的液流通断或改变方向来实现的。实现方向控制的基本方法有阀控、泵控和执行元件控制。阀控主要是采用方向控制阀分配液压系统中的能量；泵控是采用双向定量泵和变量泵改变液流的方向和流量；执行元件控制是采用双向液压马达改变液流方向。除在换向要求高的主机（如各类磨床）上换向回路中换向阀需特殊设计外，简单的换向回路只需采用标准的普通换向阀。这类换向回路按换向要求的不同而分成时间控制制动式和行程控制制动式两种。为了满足专用铣床工作台在任意位置停留，便于调整，本液压系统采用一个三位四通“O”型机能的电磁换向阀实现换向。简图如2-4所示：图2-4 速度换向回路原理图4.2.4 确定调速回路及油液循环的形式一般节流调速回路的工作原理是通过改变回路中流量控制元件的通流截面积的大小或自执行元件流出的流量以调节其速度，这种调速回路结构简单，并能获得较大的调速范围，但这种回路节流损失大、效率低、容易引起油液发热。因此节流调速回路一般用于小功率（一般为P=25KW）及中压（一般为在6.5Mpa以下）的场合，或系统功率较大但节流工作时间短暂的情况。根据节流元件安放在油路上的位置的不同，节流调速回路分为进口节流调速、出口节流调速、旁路节流调速和双向节流调速等几种。节流调速回路，无论采用进口、出口或旁路节流调速，都是通过改变节流口的大小来控制进入执行元件的流量，这样就要产生能量损失。但旁路节流回路，外载荷压力就是泵的工作压力。外载荷变化，泵输出功率也变化，所以旁路节流回路的效率高于进口和出口节流调速回路。而旁路节流调速回路因为低速不稳定，其调速比就比较小。出口节流调速由于在回油路上有节流背压，工作平稳，在负的载荷下仍可工作。而进口和旁路节流调速节流调速背压为零，工作稳定性差。由上面的工况分析可看出，本课题所设计的液压系统在快进、快退阶段，所需压力较低、流量较大，且持续时间较短；而系统在工进阶段，所需压力较高、流量较小，持续时间较长。同时，所设计的液压系统功率不大，工作负载为阻力负载，且工作过程中变化不大，依此选用进口节流调速回路。由于系统采用节流调速方式，系统中油液的循环必然是开式的。简图如2-5所示：图2-5 调速回路原理图4.3 拟定液压系统原理图一个液压系统都是由多个回路组成，所以将上面的几个回路进行拼搭，组合在一起，再添加几个必要的辅助元件便可组成所需的完整液压系统。经整理所成的液压系统原理图如2-6所示： 图2-6 液压系统原理图 图2-7 用叠加阀组成的液压系统原理图第5章 液压缸设计液压油缸在液压系统中的作用是将液压能转变成机械能，使机械实现直线往复运动或小于360。的往复摆动，是液压系统中的执行元件。51 确定液压缸的类型机床上用的液压缸大致可分为三类：活塞式液压缸，柱塞式液压缸，摆动式液压缸。本课题所选用的是单杆双作用活塞式液压缸，结构简单，制造便宜，容易操作，安装面积小，可以满足力和运动的要求。52 液压缸主要技术性能参数液压缸的主要技术性能参数有压力、流量、活塞的运动速度、速比、行程时间、活塞的理论推力和拉力、活塞的最大允许行程、液压缸的功和功、液压缸的效率活塞作用力等。以上工况分析已经算出。由工况分析可知该液压缸的最高驱动力约为33944.4N，初选工作压力为4Mpa，油缸行程最小行程应为400，油缸工作速度为0.05m/min到2m/min。在确定液压系统主要参数时已得出：液压缸内径 D=125mm；活塞杆直径 d=60mm。53 液压缸结构设计 液压缸的结构基本上可由缸筒和缸盖，活塞和活塞杆，导向套，密封装置，缓冲装置等组成。5.3.1 缸筒的设计1、 对缸筒的要求a有足够的强度，能长期承受最高工作压力及短期动态实验压力，而不至于产生永久变形。b有足够的刚度，能承受活塞侧向力和安装的反作用力而不至于产生弯曲。c内表面与活塞密封件及导向套在摩擦力作用下，能长期工作而磨损少， 尺寸公差等级和形位公差等级足以保证活塞密封件的密封性。d需要焊接的缸筒还要求有良好的可焊性，以便在法兰式管接头后不至于产生裂缝或过大的变形。2、 缸筒的结构常用的缸筒结构有法兰、螺纹、焊接等结构。通常根据缸筒与端盖的连接形式选用，而连接形式又取决于额定工作压力、用途和使用环境等因素。由于工作压力为4Mpa小于10Mpa，本设计采用法兰型液压缸。其特点是结构简单、易加工、易装卸，重量比螺纹连接的大，但比拉杆连接的小，外径较大。3、缸筒材料 缸筒材料的选择有以下原则：a一般要求有足够的强度和冲击韧性，对焊接的缸筒还要求有良好的焊接性能。b对于工作温度低于-50。C的缸筒，必须用35，45号钢，且要调质处理。c与端盖焊接的缸筒，使用35号钢，机械预加工后再调质。不与其他零件焊接的缸筒，使用调质的45号钢。d较厚壁的毛坯仍用铸件或锻件，或用厚钢板卷成筒形，焊接后退火，焊缝需用X光射线或用磁力探伤检查。根据以上原则本设计采用45号钢。4、 缸筒壁厚的确定拟选缸筒厚度为5mm,则外径为135mm,下面对此进行校验。额定压力Pn应要低于一定极限值，以保证安全，即：Pn0.35× Mpa式中： Pn液压缸额定工作压力1缸外径 2缸内径 s缸筒材料的屈服强度，这里取s =335MPa 则 0.35××335Mpa=16.72MPa 本设计课题给定的Pn为4Mpa，小于18.72MPa,所以缸筒工作安全。 5、 缸筒制造加工要求a缸筒内径D采用H7或H8级配合，表面粗糙度Ra值一般为0.160.32m,都需进行研磨。b热处理：调质，硬度HB241285.c缸筒内径D的圆度、锥度、圆柱度不大于内径公差之半。d缸筒直线度公差在500mm长度上不大于0.03mm。e缸筒端面T对内径的垂直度在直径100mm上不大于0.04mm.f当缸筒为尾部和中部耳轴型时(a) 孔d1的轴线对缸径 D的偏移不大于0.03mm。(b) 孔d1的轴线对缸径D的垂直度在100mm长度上不大于0.1mm。(c) 轴径d2对缸径轴线的垂直度在100mm长度上不大于0.1mm。此外，还有通往油口、排气阀的内孔口必须倒角，不允许有飞边、毛刺，以免划伤密封件。为便于装配和不损坏密封件，缸筒内孔口应倒角15度。需要在缸筒上焊接法兰、油口、排气阀座时，都必须在半精加工以前进行，以免精加工后焊接而引起内孔变形。如欲防止腐蚀生锈和提高使用寿命，在缸筒内表面可以镀铬，再进行研磨和抛光，在缸筒外表面涂耐油油漆。总之，缸筒是液压缸的主要零件，它与缸盖、缸底、油口等零件构成密封容腔，用与容纳压力油液，同时还是活塞的运动轨道。在设计液压缸筒时，应该正确确定各部分的尺寸，保证液压缸有足够的输出力运动速度和有效行程，同时，还必须具有一定的强度，能承受液压力、负载力和意外的冲击力，缸筒的内表面应具有合适的配合公差等级、表面粗糙度和行位公差等级，以保证液压缸的密封性、运动平稳性和耐用性。其图如下：图2-8 液压缸图5.3.2 活塞的设计由于活塞在液体压力的作用下沿缸筒往复滑动，因此，它与缸筒的配合应适当，既不能过紧，也不能有间隙过大。配合过紧，不仅使最低启动压力增大，降低机械效率，而且容易损坏缸筒和活塞的滑动配合表面；间隙过大，会引起液压缸内部泄露，降低容积效率，使液压缸达不到要求的设计性能。液压力的大小与活塞的有效工作面积有关，活塞直径应与缸筒内径一致。所以设计活塞式的主要任务是确定活塞的结构型式。1、 活塞结构型式根据密封装置型式来选用活塞结构型式。通常分为整体活塞和组合活塞两类。整体活塞在活塞四周上开沟槽，安置密封圈，结构简单，但给活塞的加工带来困难，密封圈安装时也容易拉伤和扭曲。组合式活塞结构多样，主要受密封型式决定。组合式活塞大多可以多次拆装，密封件使用寿命长。依据以上知识,本设计采用整体式活塞。2、 活塞的材料无导向环活塞：用高强度铸铁HT200300或球墨铸铁。有导向环活塞：用优质碳素钢20号、35号及45号。本设计采用含导向环的活塞，则采用35号钢。3、 活塞尺寸及加工公差活塞宽度一般为活塞外径的0.61.0倍，但也要根据密封件的型式、数量和安装导向环的沟槽尺寸而定。有时，可以结合中隔圈的布置确定活塞宽度。活塞外径的配合一般采用f9，外径对内孔的同轴度公差不大于0.02mm，端面与轴线的垂直度公差不大于0.04mm/100mm，外表面的圆度和圆柱度一般不大于外径公差之半，表面粗糙度视结构型式不同而各异。依据以上知识及前面计算可确定活塞的尺寸为宽度80mm,外径为mm。4、 活塞的密封密封形式与活塞的结构有关，可根据液压缸的不同作用和不同工作压力来选择。一般有密封圈密封、活塞环密封、间隙密封。这里采用O形密封圈密封。5、 活塞的技术要求a 活塞外径对内孔的径向跳动公差值，按7、8级精度选取。b 端面对内孔轴线的垂直度公差值，应该按照7级精度选取。c 外径的圆柱度公差值，按9、10或者11级精度选取。其图如下：图2-9 活塞图5.3.3 导向环的设计导向环安装在活塞外圆的沟槽内或活塞杆导向套内圆的沟槽内，以保持活塞与缸筒或活塞杆与其导向套同轴度，并用以承受活塞或活塞杆的侧向力。1、 导向环的型式有嵌入型和浮动型。嵌入型导向环：在活塞外圆加工出燕尾型截面沟槽，用QAL9-4或紫铜制的铜带，表面加工成略带拱形，用木槌铆入沟槽内，最后加工导向环外圆。导向环圆周切出一个45度斜口。浮动型导向环：用高强度塑料等制的带，装在活塞外圆的矩形截面沟槽内，侧向保持有间隙，导向环可在沟槽内移动，并有一个45度斜开口。也可在沟槽底用粘合剂固定导向环。本设计采用浮动型导向环。2、 导向环的尺寸采用不同的材料，导向环的尺寸也不同。聚四氟乙烯（也有掺青铜粉）导向环：根据活塞外圆直径或导向套内圆直径，导向环厚度可为1.52.5mm,宽度可为5.625mm。纤维增强酚醛树脂掺石墨导向环，厚度可为35mm，宽度可为2.525mm。基于此，本设计采用聚四氟乙烯导向环，其厚度为1.5mm，宽度为10mm。5.3.4 活塞杆的设计1、 活塞杆的结构与材料活塞杆的材料为45号钢，采用实心结构，调质处理，并对其淬火，淬火深度一般为0.51.0mm，或活塞杆直径每毫米深0.03mm。两个端部均采用螺纹连接，当活塞杆的端部为螺纹连接时，其尺寸可依据GB2350-80液压缸活塞杆螺纹尺寸系列查表求得。2、活塞杆尺寸的确定活塞杆的总长要根据油缸的行程来确定，本课题的工作台行程为400，再综合其它方面的要求，我选取活塞杆的总长为500mm。3、活塞杆的技术要求a活塞杆的热处理：粗加工后调质到硬度为229-285HB，必要时，再经高频淬火，硬度达到HRC45-55。b活塞杆在导向套中滑动，一般采用H8/h7或H8/f7配合。c圆度和圆柱度公差不大于直径公差之半。d安装活塞的轴颈与外圆的同轴度公差不大于0.01mm。e安装活塞的轴肩端面与活塞杆的轴线的垂直度公差不大于0.04mm/100mm。f活塞杆的外圆粗糙度Ra值一般为0.10.3m。g为了提高耐磨性和防锈性，活塞杆表面需镀铬处理，并进行抛光或磨削加工。h活塞杆内端的卡环槽、螺纹和缓冲柱塞也要保证与轴线的同心，特别是缓冲柱塞，最好与活塞杆做成一体。5.3.5 活塞与活塞杆的连接活塞与活塞杆连接有多种型式，卡环型，轴套型，螺母型等。所有型式均需有锁紧措施，以防止工作时由于往复运动而松开。同时在活塞与活塞杆之间设置许静密封。本设计采用螺母型连接,其图如下： 图2-10 活塞杆图5.3.6 缸盖的设计1、缸盖的材料和结构缸盖分为左缸盖和右缸盖，其中一个油口位于左缸盖之上。缸盖的材料选择45号钢。2、缸盖的尺寸的确定缸盖的尺寸是由导向套、缸筒、活塞杆及固定装置的尺寸来确定。其法兰的尺寸由安装条件确定。缸盖与缸筒内壁的接触面为其定位基准。为了保证缸盖与缸筒两者轴线的同轴度，其装配面要经过磨削加工。3、缸盖的技术要求a与缸筒内径配合的直径采用h8，与活塞杆上的缓冲柱塞的配合的直径采用H9。这三个尺寸的圆度和圆柱度误差不大于各自直径公差的一半，三个直径的同轴度误差不大于0.03mm。b与缸筒接触的端面和与活塞接触的端面对轴线的垂直度误差在直径100mm上不大于0.04mm。c导向孔的表面粗糙度应不超过Ra=1.6m。 图2-11 左端盖图 图2-12 右端盖图5.3.7 导向套的设计活塞杆导向套装在液压缸的有杆侧端盖内，用以对活塞杆进行导向，内装有密封装置以保证缸筒有杆腔密封。外侧装有防尘圈，以防止活塞杆后退是把杂质、灰尘及水分带到密封装置处损坏密封装置。导向套的典型结构形式有轴套式和端盖式。由上面的计算可知，本系统为低压、低速、小行程液压缸，所以本设计采用端盖式。1、导向套的材料端盖式直接导向型的导向套材料用灰铸铁、球墨铸铁、氧化铸铁等，本设计采用HT3002、导向套长度的确定导向套长度过短，将使缸因配合间隙引起的初始挠度增大。影响液压缸的工作性能和稳定性，因此，设计必须保证缸有一定的最小导向长度，一般缸的最小导向长度应满足：H式中： 为液压缸的最大行程，S=400;为液压缸筒内径,D=125;H为导向套最小导向长度；则：H(+)mm=82.5mm最终根据设计要求的需要，选择导向套的长度为85mm。3、导向套的密封导向套与活塞杆之间的密封采用O形密封圈。并且采用防尘圈以防止活塞在后退时把杂质、灰尘及水份带到密封装置处。4、导向套的加工技术要求a导向套外圆与端盖的配合为H8/f7。b内孔与活塞杆外圆的配合为H9/f9。c外圆与内孔的同轴度公差不大于0.03mm，圆度和圆柱度公差不大于直径之半。d内孔中的环形油槽和直油槽要浅而宽，以保证良好的润滑。其图如下： 图2-13 导向套图5.3.8 缓冲装置的设计液压缸的活塞杆具有一定的质量，在液压力的驱动下运动时具有很大的动量。在它们的行程终端，当杆头进入液压缸的终端和缸底部分市，汇引起机械碰撞，产生很大的冲击力和噪声。采用缓冲装置，就是为了避免这种机械碰撞，但冲击力仍在，这就必然会严重影响液压缸和整个液压系统的强度及正常的工作。缓冲装置可以防止和减少液压缸活塞及活塞杆等运动部件在运动时对缸底或端盖的冲击，在它们的行程终端实现速度的递减，直至为零。缓冲装置的工作原理是使缸筒低压腔内油液（全部或部分）通过节流把动能转换为热能，热能则由循环的油液带到液压缸外。在液压缸中常用的缓冲装置有恒节流型和变节流型两种。本设计采用变节流型。5.3.9 油口的设计油口包括油口孔和油口连接螺纹。液压缸的进、出油口可布置在端盖或缸筒上。本设计将油口布置在缸筒上和缸盖上。油口孔大多属于薄壁孔（指孔的长度与直径之比l/d0.5的孔）。油口面积的计算公式为：式中: 油孔的截面积，m2；油孔的流量，m3/s；流量系数，接头处大孔与小孔之比大于7时，C=0.662，小于7时，C=0.70.8；液压油的密度，Kg/m3；1油孔前腔的压力，Pa；2油孔后腔的压力，Pa；本系统采用YN32液压油，其密度为0.87×103 Kg/m3；流量系数 取0.7,则： 2.5×10-5 m2由此可得油口直径为d=,依此由GB/T2878-1993可取油口连接螺纹尺寸为M16×1.5。5.3.10 液压缸固定螺栓直径校核ds式中： 固定螺栓数；液压缸负载；螺纹拧紧系数k=1.121.5，这里取1.3；材料的许用应力。Error! No bookmark name given.Z取较小值时，为满足要求螺栓的直径将取更大值，从而加大安装空间，可能会发生安装干涉的情况；如果Z值取得太大，则会加大调整时的难度，经过综合考虑，这里取Z=6（均布）。,其中ns的值为1.22.5,这里取ns=1.5，则MPa则ds6.27mm圆整8mm。根据实际情况，选取六角螺栓。由机械设计指导选取规格为直径为12mm的螺栓。 第6章 液压元件的选择与传动装置总体设计61液压元件的选择及安装方式根据液压系统要求和设计方案，选择合适的液压元件，对液压系统有决定作用，所以对液压元件一定要有合理的选择。6.1.1 叠加阀简介及选择1、 概述叠加阀是在板式阀集成化的基础上发展起来的新型液压元件，但它在配置形式上和板式阀、插装阀截然不同。叠加阀是安装在板式换向阀和底板之间，是由有关的压力阀 、流量阀和单向控制阀等组成的一个集成化控制回路。每个叠加阀除了具有液压阀功能外，还起油路通道的作用。因此，由叠加阀组成的液压系统，阀与阀之间不需要另外的连接体，而是以叠加阀阀体作为连接体，直接叠合再用螺栓结合而成。叠加阀与一般阀在工作原理上基本相同，但在具体结构和连接方式上有其特点，因而它自成体系。每个叠加阀既起到控制元件功能作用，又起油路通道的作用。每种规格通径的叠加阀主油路的位置和数量都与相应通径主换向阀相同。因此，同一通径系列的叠加阀都可以叠加起来组成不同的系统。通常一个液压系统可以叠成一叠或多叠。在每叠中，液压系统的主换向阀安置在最上面；与执行部件连接用的底板块放在最下面；叠加阀均安放在换向阀与底板块之间，其顺序按液压传动系统的动作要求而定。国内生产的叠加阀通径有6、10、16、20和32五个系列，公称压力系列为10、20和31.5Mpa，其中以20Mpa的产品产量较大，我国生产的叠加阀连接尺寸符合ISO4401国际标准。生产企业有大连组合机床研究所、江苏海门液压件厂、河北保定液压件厂和浙江象山液压件厂等。2、 叠加阀组成的液压系统的优点：a标准化、通用化、集成化程度高；b结构紧凑、体积小、重量轻、占地面积小；c设计、加工、装配周期短；d液压系统改变而需增减元件时，重新组装方便迅速；e元件之间是无管连接，消除了因油管、管接头等引起的漏油、振动和噪声；f配置形式灵活、使用安全可靠、外观整齐美观、维修保养容易；g采用我国叠加阀组成的集中供油系统节电效果显著。3、 叠加阀的选用用油管和管接件将液压元件连接起来，是过去应用最广泛的一种连接形式。这种连接形式需要的油管和管接头数量较多，装拆困难，占用空间大，空气容易进入，目前已经很少采用。随着液压技术的不断发展，目前多数采用无管连接。其中一种方法就是将液压阀元件安装在通用的底板上，在板内钻孔作为回路的通油孔。通油板寿命长，泄露少，不易出故障，维修方便，但要钻孔深，液阻损失较大，占用面积也较大，追加元件较困难；另一种方法是将液压阀元件叠加起来安装在底板上，在液压阀和底板内钻孔作为回路的通油孔，称为液压叠加阀回路。其通路不用管连接，目前已经趋于标准化。根据液压系统的工作压力和通过阀类元件和辅助元件的实际流量，结合本课题设计要求，选出液压元件的具体型号和规格，见下表序号名称通过流量型号规格设计所1电磁溢流阀40L/minY1-F10D-P/O-120Mpa大连组合机床研究所2电磁节流阀40L/minLE-F10D-B20Mpa3压力表开关4K-F10D-120Mpa4电磁换向阀40L/min34DF3M-E10B-B20Mpa6.1.2 液压泵的选择液压泵是系统的能量转换装置，它向系统提供一定压力和流量的液体，把机械能转换为液体的压力能。由前面的分析和设计可知，液压泵选用限压式变量叶片泵。1、确定液压泵的最大工作压力PmPMP1+P式中： P1液压缸的最大工作压力 ；P从泵出口到缸的入口之间总的管路损失。其中P可以按实验数据选取，管路简单，流速不大的取P=（0.20.5）MPa,管路复杂，进口有调速阀的取P=（0.51.5 MPa）。由于工进阶段液压缸输入流量很小，进油路中元件较少，故泵至缸间的进油路压力损失选取P=0.5MPa。由