液压缸设计说明书

、设计要求要求液压系统完成的工作循环是：工件定位工件夹紧进给缸快进进给缸工进进给缸快退到原位工件松开拔定位销。工件的定位、夹紧都采用液压控制，运动部件的总重量为9800N,快进与快退速度均为6 m/min,快进行程为100mm,工进速 度为60-1000 mm/min,工进行程为50mm,最大切削力为30468N,采用平面导轨，往复 运动加、减速时间均为0.2s，夹紧力为152340N,采用两个夹紧缸，夹紧缸行程为20mm, 夹紧时间为 1s。二、液压缸的主要设计计算1、负载与运动分析液压缸工况分析图（手绘）液压缸要承受的负载包括有效工作负载、摩擦阻力和惯性力等。液压缸的工作压力按负载确定。对于不同用途的液压设备，由于工作条件不同，采用的压力范围也不同。该设计是 一钻床，负载由以下计算可知：F = 30468 NLGV VF=F+ F=Gf + ma= Gf+ 一x - 末出进sissgsGV VF=F+ F=Gf + ma= Gf+ -X出退diddgsF = F + F = F + Gf工L dLdF 进快进时的压力f 静摩擦力sF 静压力sm质量F 惯性力iV末1-快进时的末速度G自重力V末2-快退时的末速度S启动换向时间G=9800N F 切=G=9800NV出1-快进时的初速度V 出 2快退时的初速度a加速度V 末 1=6m/min=0.1m/sg=9.8m/s2V 末 2=6m.min=0.1m/sV 出 1=0m/min=0m/sV 出 2=0m/sS=0.2f =0.2sfd =0.1=F + F = Gf + ma s i sGfsG V V+ x 末1 出1 =2460NgsG V - V=F + F = Gf + mad i dGfd+ x -末2出 =1480Ngs=F + F = F + Gf =31448NL d L dF 工 F 进F 工 F 退由上可知：负载为31448N。查表1得p=4MPa。负载/KN5510102020303050工作压力/MPa50三5运动时间：快速上升L100 x 10 - 3t 一一s 一 1 s0 u0.1快速下降t 一 t 一 1 s10工进L50 x 10 - 3t 一 一一s 一 62 .5 s2 u0.8x10 -32设液压缸的机械效率n m=0.9,得出液压缸在各工作阶段的负载和推力，如表2所列。 L/111表2 液压缸各阶段的负载和推力工况负载组成液压缸负载F/N液压缸推力f=f/ nmN启动F 一 Ffs19602178力口速F 一 F + Ffdi14801644快速下降F 一 Ffd500556工进F 一 F + F3144834942fdL反向启动F 一 Ffs19602178力口速F 一 F + Ffdi14801644快速上升F 一 F500556fd手绘）液压缸在上述各阶段内的负载和运动时间，即可绘制出负载循环图 F-t 和速度循环图u -t,如图1所示。2、确定液压缸内径和活塞杆直径 液压缸的选材为 Q235 无缝钢管，活塞杆的选材为 Q235。液压缸内径：根据总负载力F和工作压力p可计算出液压缸的内径D,即：兀 D 2i4 FI 4 x 31448F=Ap= p ,则 D= =a 0.1m=100mm4 np 3.14 x 4000000活塞直径：因为该钻床为快进快退式，所以其活塞杆直径应根据以下公式计算，即：D2d所以 d=D2 =100/1.414 a 70.71mmA F活塞杆直径d的强度校核：耳 =.兀丘V4 x 31448a 0.014mmv70.713.14 x 200 x 10 6式中： F液压缸的负载力；t-活塞杆材料许用应力，t=-b = 如 =200MPa Q235的抗拉强度5 =375460MPa, n 2 b取400MPa, n为安全系数n=2,即活塞杆的强度适合。根据国家标准(GB2348-80)查得液压缸内径及活塞杆直径的取值为D=100mm，d=70mm。3、缸桶壁厚5的确定一般情况下机械液压缸大多属于薄壁圆筒结构，其壁厚按薄壁圆筒公式计算pD药式中5 液压缸壁厚D液压缸内径Py-试验压力，取最大工作压力的1.5倍(MPa)L-缸筒材料的许用应力则可计算出 5由此求-L5 x 10-3m,取5 =10mm,所以液压缸外径D =120mm。b1得液压缸两腔的实际有效面积为n D 2n= x 0.12 m 2 = 78 .5 x 10 -4 m 244nn=(D 2 一 d 2) = x (0.12 一 0.07 2)m 2 = 40 x 10 -4 m 244综合考虑情况，选用单活塞杆式差动液压缸(A1=2A2)，快进时液压缸差动连接。 工进时为防止孔钻通时负载突然消失发生前冲现象，液压缸的回油腔应有背压。 参考表 3 选此背压为 p2=0.8MPa。表 3 执行元件背压力背压力/MPa0.20.50.40.60.51.50.81.51.23可忽略不计系统类型简单系统或轻载节流调速系统 回油路带调速阀的系统 回油路设置有背压阀的系统 用补油泵的闭式回路 回油路较复杂的工程机械回油路较短且直接回油根据计算出的液压缸的尺寸，可估算出液压缸在工作循环中各阶段的压力、流量和功率 如表 4 所列。表 4 液压缸在各阶段的压力、流量和功率值工况推力F0/N回油腔压力p2/MPa进油腔压力p/MPa输入流量qX 10-3/m3/s输入功率P/KW计算公式启动21785.7p F中A卜Pp 02加速16444.3一1A - A1 2快进恒速556P+Ap1.50.390.59q (A - A )u1 2 1P p q1P0P 2 丄21A1工进349420.84.456.280.27q A u1 2P p q启动21781.161p FIP0 2 1快退加速5560.81.551A 2q A u2 2P p q恒速5560.51.550.320.51 注：1. Z为液压缸差动连接时，回油口到进油口之间的压力损失，取Ap=0.5MPa。2.快退时，液压缸有杆腔进油，压力为P,无杆腔回油，压力为2。三、选择液压系统1选择基本回路(1) 选择调速回路 由图 2 可知，这台机床液压系统功率较小，钻头运动速度低，工作 负载为阻力负载且工作中变化小，故可选用进口节流调速回路。为防止孔钻通时负载突然消 失引起运动部件前冲，在回油路上加背压阀。由于系统选用节流调速方式，系统必然为开式 循环系统。(2) 选择油源形式 从工况图可以清楚看出，在工作循环内，液压缸要求油源提供快进、 快退行 程的低压大 流量和工进行程 的高压小流量的 油液。最大流量 与最小流量之比 q /q =0.5/(0.84 X 10-2)60；其相应的时间之比(t +t )/t =(1+1.5)/56.8=0.044。这表明在一 max min 1 3 2 个工作循环中的大部分时间都处于高压小流量工作。从提高系统效率、节省能量角度来看， 选用单定量泵油源显然是不合理的，为此可选用限压式变量泵或双联叶片泵作为油源。考虑 到前者流量突变时液压冲击较大，工作平稳性差，且后者可双泵同时向液压缸供油实现快速 运动，最后确定选用双联叶片泵方案，如图 3a 所示。(3) 选择快速运动和换向回路 本系统已选定液压缸差动连接和双泵供油两种快速运动 回路实现快速运动。考虑到从工进转快退时回油路流量较大，故选用换向时间可调的电液换 向阀式换向回路，以减小液压冲击。由于要实现液压缸差动连接，所以选用三位五通电液换 向阀，如图 3b 所示。(4) 选择速度换接回路 由于本系统滑台由快进转为工进时，速度变化大(u 1/u 2=0.1/(0.8 X 10-3)=125),为减少速度换接时的液压冲击，选用行程阀控制的换接回路， 如图 3c 所示。(5) 选择调压和卸荷回路 在双泵供油的油源形式确定后，调压和卸荷问题都已基本解 决。即滑台工进时，高压小流量泵的出口压力由油源中的溢流阀调定，无需另设调压回路。 在滑台工进和停止时，低压大流量泵通过液控顺序阀卸荷，高压小流量泵在滑台停止时虽未 卸荷，但功率损失较小，故可不需再设卸荷回路。O4图3选择的基本回路2组成液压系统将上面选出的液压基本回路组合在一起，并经修改和完善，就可得到完整的液压系统工 作原理图，如图 4 所示。在图 4 中，为了解决钻头工进时进、回油路串通使系统压力无法建 立的问题，增设了单向阀 6。为了避免机床停止工作时回路中的油液流回油箱，导致空气进 入系统，影响滑台运动的平稳性，图中添置了一个单向阀 13。考虑到这台机床用于钻孔(通 孔与不通孔)加工，对位置定位精度要求较高，图中增设了一个压力继电器 14。当滑台碰 上死挡块后，系统压力升高，它发出快退信号，操纵电液换向阀换向。nu354轉卜2138912OioQ &X图4整理后的液压系统原理图1PV2R12-6/33 型双联叶片泵4调速阀8、9先导溢流阀2三位四通液动换向阀 3定差式减压器5、6、10、13 单向阀 7直动式减压阀11过滤器12 油管14压力继电器3、验证设计方案在设计中，通常采用计算机仿真或模拟实验的方法来验证所组成系统的合理性。采用模 拟实验方法进行验证时，可根据拟定的液压系统原理图，在实验台上选择相应的元件，组装 实验回路(基本回路或完整液压系统)，通过调节控制元件、观察实验现象、记录实验数据， 来分析所设计方案的能否达到设计要求。四、计算和选择液压件1确定液压泵的规格和电动机功率(1) 计算液压泵的最大工作压力 小流量泵在快进和工进时都向液压缸供油，由表4 可知，液压缸在工进时工作压力最大，最大工作压力为P=4.45MPa，如在调速阀进口节流调速回路中，选取进油路上的总压力损 失Ap=0.6MPa，考虑到压力继电器的可靠动作要求压差Ape=0.5MPa，贝I小流量泵的最高工 作压力估算为p p + 工 p + Ap =(4.45 + 0.6 + 0.5)MPa = 5.55 MPap1 1e大流量泵只在快进和快退时向液压缸供油，由表 4 可见，快退时液压缸的工作压力为 pi=1.16MPa，比快进时大。考虑到快退时进油不通过调速阀，故其进油路压力损失比前者小， 现取进油路上的总压力损失Ap=0.3MPa，则大流量泵的最高工作压力估算为p p +工 Ap = (1.16 + 0.3)MPa = 1.19 MPap2 1(2) 计算液压泵的流量由表4可知，油源向液压缸输入的最大流量为0.628X10-3 m3/s，若取回路泄漏系数 K=1.1，则两个泵的总流量为q Kq = 1.1 x 0.628 x 10-3 m3/s = 0.69 x 10-3 m3/s = 41.4L/min p1考虑到溢流阀的最小稳定流量为3L/min，工进时的流量为0.84X10-5 m3/s =0.5L/min，则小流 量泵的流量最少应为 3.5L/min。(3) 确定液压泵的规格和电动机功率 根据以上压力和流量数值查阅产品样本，并考虑液压泵存在容积损失，最后确定选取PV2R12-6/33型双联叶片泵。其小流量泵和大流量泵的排量分别为6mL/r和33mL/r，当液 压泵的转速n =940r/min时，其理论流量分别为5.6 L/min和31L/min,若取液压泵容积效率 pn =0.9，则液压泵的实际输出流量为vq = q +qp p1 p2=(6 x 940 x 0.9/1000 + 33 x 940 x 0.9/1000)L/min=(5.1 + 27 .9)L/min = 33 L/min由于液压缸在快退时输入功率最大，若取液压泵总效率np=0.8,这时液压泵的驱动电动 机功率为p q 1.73 x 106 x 33 x 10 -3P l =KW = 1.19 KW耳60 x 0.8 x 103p根据此数值查阅产品样本，选用规格相近的 Y100L6 型电动机，其额定功率为 1.5KW 额定转速为 940r/min。2确定其它元件及辅件(1) 确定阀类元件及辅件 根据系统的最高工作压力和通过各阀类元件及辅件的实际流量，查阅产品样本，选出的 阀类元件和辅件规格如表 5 所列。其中，溢流阀 9 按小流量泵的额定流量选取，调速阀 4 选用Q6B型，其最小稳定流量为0.03 L/min,小于本系统工进时的流量0.5L/min。表 5 液压元件规格及型号序号元件名称通过的最大流量q/L/min规格型号额定流量q /L/min额定压力P/MPa额定压降Ap /MPa1双联叶片泵PV2R12-6/335.1/27.9*16JLJl2三位五通电 液换向阀7035DY100BY1006.30.33行程阀62.322C100BH1006.30.34调速阀1Q6B66.35单向阀70I100B1006.30.26单向阀29.3I100B1006.30.27液控顺序阀28.1XY63B636.30.38背压阀1B10B106.39溢流阀5.1Y10B106.310单向阀27.9I100B1006.30.211滤油器36.6XU80X200806.30.0212压力表开关K6B一13单向阀70I100B1006.30.214压力继电器PFB8L一14*注：此为电动机额定转速为 940r/min 时的流量。(2) 确定油管 在选定了液压泵后，液压缸在实际快进、工进和快退运动阶段的运动速度、时间以及进 入和流出液压缸的流量，与原定数值不同，重新计算的结果如表6所列。表6 各工况实际运动速度、时间和流量快进工进快退= 0.5 L/minplP2(5.1 + 27.9)L/min33 L/min86.5 - 42.462. 3 L/minAq 21 A1Aq 21 A142.462 .3 x L/min86.542.40.5 x L/min86.5Aq 厂1 A186.533 x L/min42.429. 3 L/min0.24 L/min70 L/min(5.1 + 27.9) x 10 -3m/s0.5 x 10 -360 x (86.5 - 42.4) x 10 -40.109 m/s100 x 10 - 30.109=0.92 sm/s60 x 86 .5 x 10 -40.88 x 10 -3 m/s50 x 10 -30.88 x 10 -3=56 .8 s33 x 10 -360 x 42 .4 x 10 -40.123 m/s150 x 10 -30.123=1.22 sm/s管道吸油管道压油管道回油管道表 7 允许流速推荐值推荐流速/(m/s)0. 51.5, 般取1以下36,压力高，管道短，粘度小取大值1. 53由表 6 可以看出，液压缸在各阶段的实际运动速度符合设计要求。1 4 q根据表6数值，按表7推荐的管道内允许速度取u =4 m/s,由式d =计算得与液压兀u缸无杆腔和有杆腔相连的油管内径分别为,4 q |4 x 62.3 x 10 - 3d =x 10 -3 mm = 18.2 mmraj60 x 3.14 x 4I 4 q i 4 x 70 x 10 -3d =x 10- 3 mm = 19.3 mmm 60 x 3.14 x 4为统一规格，按产品样本选取所有管子均为内径20mm、外径28mm的10号冷拔钢管。(3) 确定油箱油箱的容量按式V = 2q估算，其中为经验系数，低压系统， =24；中压系统， p =57；高压系统， =1012。现取 =10，得V = q = 10 x (5.6 + 31)L = 370 L p油箱壁厚度视油箱容量而定，建议 100L 容量的油箱取 1.5mm，400L 以下的 取 3mm ，400L 以上的取 6mm 。箱底厚度应大于箱壁，箱盖厚度应为箱壁的 4 倍。 当液压泵、驱动电动机以及其他液压件都要装在油箱上时，箱盖要相应加厚。大 容量的油箱要加焊角板、肋条，以增加刚性。五、验算液压系统性能1验算系统压力损失由于系统管路布置尚未确定，所以只能估算系统压力损失。估算时，首先确定管道内液 体的流动状态，然后计算各种工况下总的压力损失。现取进、回油管道长为l=2m，油液的 运动粘度取v =lxl0-4m2/s,油液的密度取p=0.9174xl03kg/m3。(1) 判断流动状态 在快进、工进和快退三种工况下，进、回油管路中所通过的流量以快退时回油流量 q2=70L/min 为最大，此时，油液流动的雷诺数7434 x 70 x 10 -360 x 冗 x 20 x 10 -3 x 1 x 10 -4也为最大。因为最大的雷诺数小于临界雷诺数(2000)，故可推出：各工况下的进、回油路 中的油液的流动状态全为层流。(2) 计算系统压力损失将层流流动状态沿程阻力系数r 75 75 冗 d vX =R4 qe和油液在管道内流速4 qu =兀d 2同时代入沿程压力损失计算公式Ap =X-忙p，并将已知数据代入后，得l d 24 x 75 pv lq =2冗d44 x 75 x 0.9174 x 103 x 1 x 10 -4 x 22 x 3.14 x (20 x 10 -3)4q = 0.5478 x108q可见，沿程压力损失的大小与流量成正比，这是由层流流动所决定的。在管道结构尚未确定的情况下，管道的局部压力损失Apz常按下式作经验计算A p = 0.1A pZ1各工况下的阀类元件的局部压力损失可根据下式计算ApvApn其中的Apn由产品样本查出，qn和q数值由表8和表9列出。滑台在快进、工进和快退工况 下的压力损失计算如下：1）快进 滑台快进时，液压缸通过电液换向阀差动连接。在进油路上，油液通过单向阀 10、电液换向阀 2，然后与液压缸有杆腔的回油汇合通过行程阀3 进入无杆腔。在进油路上，压力 损失分别为工 Ap = 0.5478 x 108q = 0.5478x 10 8 x62.3 x 10 x 10-6 MPa = 0.05688 MPali60E A pviE Ap = E 0.1Apli0 .2 xZi(27.9 = 0.1x0.05688 MPa = 0.005688 MPa+ 0.3 x工A p =工A p +工A p +工A pviliZi2+ 0.3 x(62.3 MPa = 0 .1647 MPa=(0.05688 + 0.005688 + 0.1647)MPa = 0.2273 MPa在回油路上，压力损失分别为工 Ap = 0.5478 x 108q = 0.5478 x 10 8 x 29.3 x 10 x 10-6 MPa = 0.02675 MPalo60工 Ap = E 0.1Ap = 0.1 x 0.02675 MPa = 0.002675 MPaZolo0.3 x(29.3 2+ 0.2 x(29.3 2+ 0.3 x(62.3 MPa = 0 . 1594 MPavoZolo工 A p = E A p +Ea p +Ea p =(0.02675 + 0.002675 + 0.1594)MPa = 0.1888 MPavo将回油路上的压力损失折算到进油路上去，便得出差动快速运动时的总的压力损失X Ap = 0.2273 + 0.1888 x 44 MPa = 0.316 MPa952）工进 滑台工进时，在进油路上，油液通过电液换向阀2、调速阀4 进入液压缸无杆腔，在调 速阀4处的压力损失为0.5MPa。在回油路上，油液通过电液换向阀2、背压阀8和大流量 泵的卸荷油液一起经液控顺序阀7返回油箱，在背压阀8处的压力损失为0.6MPa。若忽略 管路的沿程压力损失和局部压力损失，则在进油路上总的压力损失为=工A pvi(0.5 Y0.3 x+ 0.5 MPa = 0.5 MPa1100 丿此值略小于估计值。在回油路上总的压力损失为X Apo= X Apvo(0.24 Y0.3 xI 100 丿(0.24 + 27.9 丫 + 0.6 + 0.3 xI 63丿MPa = 0.66 MPa该值即为液压缸的回油腔压力p2=0.66MPa，可见此值与初算时参考表4选取的背压值基本 相符。按表 4 的公式重新计算液压缸的工作压力为F + p A 34942 + 0.66 x 10 6 x 40 x 10 -4p =02=MPa = 4.79 MPa1A78.5x10-4 x1061 此略高于表 4 数值。考虑到压力继电器的可靠动作要求压差Ape=0.5MPa，贝I小流量泵的工作压力为p = p + X Ap + Ap = 4.79 + 0.5 + 0.5 = 5.79 MPap1 1i e此值与估算值基本相符，是调整溢流阀 10的调整压力的主要参考数据。3）快退滑台快退时，在进油路上，油液通过单向阀 10、电液换向阀 2 进入液压缸有杆腔。在 回油路上，油液通过单向阀 5、电液换向阀 2 和单向阀 13 返回油箱。在进油路上总的压力 损失为X Api= X Apvi(27.9 丫0.2 x I 100 丿(33 丫+ 0.3 x 1100 丿MPa = 0.048 MPa此值远小于估计值，因此液压泵的驱动电动机的功率是足够的。在回油路上总的压力损失为X Apo= X Apvo0.2x(70 丫+ 0.3 x 1100 丿(70 丫+ 0.2 x 1100 丿MPa= 0.343 MPa此值与表 4的数值基本相符，故不必重算。 大流量泵的工作压力为p = p +工 Ap = 1.43 + 0.048 = 1.48 MPap 21 i此值是调整液控顺序阀 7 的调整压力的主要参考数据。2验算系统发热与温升由于工进在整个工作循环中占 96%，所以系统的发热与温升可按工进工况来计算。在 工进时，大流量泵经液控顺序阀 7 卸荷，其出口压力即为油液通过液控顺序阀的压力损失p = A p = A pp2n( q=0.3 x(27.9 2MPa = 0.0588 MPa液压系统的总输入功率即为液压泵的输入功率pi p15.79 x 10 6 x5.1 x 10 -3+ 0.0588 x 10 6 x27.9 x 10 - 36060W = 564 .4 W0.8液压系统输出的有效功率即为液压缸输出的有效功率P = Fu = 31448 x 0.88 x 10 -3 W = 27 .7 W c2由此可计算出系统的发热功率为H = P P =(564 .4 27.7)W = 536 .7 Wrc按式AT = H计算工进时系统中的油液温升，即536 .7KAA T = = 15 C0.065 K 3V 20.065 x 15 x 丸220 2其中传热系数K=15W/ (m2.C)。设环境温T2=25C，则热平衡温度为T = T + AT = 25 + 15 t = 55 C1 2 1油温在允许范围内，油箱散热面积符合要求，不必设置冷却器。