挤压机液压传动系统及液压缸设计

.课程设计计算说明书 课程名称： 专业课程设计 题 目： 挤压机液压传动系统及液压缸设计 学 院： 机电工程学院 系： 机械系 专 业： 机械设计制造及其自动化 班 级： xxx班 学 号： xxxxxxxxxxx 学生姓名： xxx 起讫日期： 20xx.12.9 20xx.12.29 指导教师： xxx 职称： 教授 系分管主任： 审核日期： 20xx.12.6 .目录第一章 总体要求11.1设计目的11.2设计任务11.3进度安排11.4技术要求1第二章 挤压机液压系统原理设计22.1工况分析2 2.1.1运动分析2 2.1.2负载分析2 2.1.3负载循环图和速度循环图的绘制42.2 确定液压系统主要参数4 2.2.1初选液压缸工作压力4 2.2.2计算液压缸主要尺寸52.2.3绘制液压缸工况图72.3拟定液压系统原理图82.3.1调速回路的选择82.3.2选用执行元件92.3.3速度换接回路的选择9 2.3.4选择快速运动和换向回路9 2.3.5选择调压和卸荷回路9 2.3.6平衡及安全保护10 2.3.7组成液压系统原理图10 2.3.8系统图的原理10第三章 液压系统的元件选型123.1确定液压泵的规格和电动机功率123.1.1计算液压泵的最大工作压力123.1.2计算总流量123.2确定其它元件及辅件133.2.1确定油管133.2.2油箱的设计143.2.3确定阀类元件及辅件 153.3主要零件强度校核153.3.1杆径d153.3.2缸盖和缸筒联接螺栓的底径15第四章 液压系统性能验算164.1 验算系统压力损失164.2 油液温升验算17第五章 液压缸的设计185.1液压缸主要尺寸185.1.1液压缸工作压力185.1.2液压缸内径D和活塞杆d185.1.3液压缸壁厚的确定和外径185.1.4液压缸工作行程195.1.5液压缸油口直径195.1.6缸盖厚度205.1.7最小导向长度20 5.2液压缸的结构设计215.2.1液压缸的组成225.2.2液压缸组件的连接225.2.3活塞及活塞杆处密封225.2.4液压缸的缓冲装置225.2.5液压缸排气装置225.2.6密封装置22 5.3液压缸主要零件的材料和技术要求22第六章 总结23参 考 文 献25 .第1章 总体要求1.1设计目的1、应用液压传动及控制课程及其相关的理论知识，进行液压传动及控制系统综合设计实践，从而使这些知识得到进一步的巩固、加深、提高和扩展。2、在设计过程中学习和掌握通用液压元件，尤其是各类标准元件的选用原则和回路的组合方法，培养学生设计技能，提高分析和解决实际问题的初步能力。3、通过设计，学生应在计算、绘图和熟悉设计资料（包括设计手册、产品样本、标准和规范）以及进行设计估算等方面得到实际训练。1.2设计任务1、进行工况分析、计算，拟定液压传动系统；2、主要液压元件的设计计算和选择；3、液压辅助装置（油箱、滤油器、蓄能器、管路等）的计算、设计或选择；4、液压传动系统的验算和校核；5、液压传动系统的绘制；6、液压传动系统部件装配图、零件图的绘制；7、编写设计计算说明书。1.3进度安排第一周：设计准备、液压传动系统的设计与计算。第二周：液压部件或零件装配图的设计及绘制。第三周：编写设计计算说明书及答辩。1.4技术要求 设计挤压压力机液压传动系统，要求：实现快速下降压制快速退回原位停止的工作循环。运动部件自重G=5000N，快速下降外负载FR=100N，快速下降速度VR=6m/min，快速下降行程LR=80mm，压制时外负载FP=15000N，压制时速度VP=0.2m/min，挤压行程LP=30mm，快速回退外负载FR=100N，快速回退速度VR=12m/min。第2章 挤压机液压系统原理设计2.1 工况分析 工况分析是对液压执行元件的工作情况进行分析，以得到工作过程中执行元件在各个工作阶段中的流量、压力和功率的变化规律，并将其用曲线表示出来，作为确定液压系统主要参数、拟定液压系统方案的依据。2.1.1运动分析按设备工作要求和执行元件的运动规律，绘制出执行元件工作循环图，和速度位移图，即速度循环图。如下所示：为挤压机运动分析图。 2.1.2负载分析负载分析就是研究各执行元件在一个工作循环内各阶段的受力情况。（1）压制外负载：； （2）摩擦负载：由题目设计要求，知该系统摩擦负载； （3）惯性负载： 惯性负载是运动部件的速度变化时，由其惯性而产生的负载，可用牛顿第二定律求出，即： G-运动部件的重力（N） g-重力加速度， v-速度变化值（） t-起动或制动时间（s） 快进： 快退：（4）运动时间 快进： 工进： 快退：根据以上的计算，考虑到液压缸垂直安放，其重量较大，为防止因自重而自行下滑，系统中应设置平衡回路。因此，在负载分析时，就不考虑运动部件的重量，则液压缸各阶段中的负载，如下表：【取（=0.9）】表1 液压缸在各运动阶段的负载和推力（=0.9）工况计算公式负载值F/N液压缸推力/N启动加速355.1394.6快进100111.1压制1500016666.7反向加速5610.26233.6快退51005666.7制动4589.85099.82.1.3负载循环图和速度循环图的绘制 根据液压缸在上述各阶段内的负载和速度，即可绘制出负载循环图和速度循环图，如图1所示。图12.2确定液压系统主要参数2.2.1初选液压缸工作压力 所设计的动力滑台在工进时负载最大，在其他工况负载都不太高，参考表2和表3，初选液压缸的工作压力=3MPa，快进工进时液压缸的回油腔应有背压，参考表4选此背压为p2=0.6MPa。表2 按载荷选择工作压力载荷/kN551010202030305050工作压力/MPa0.811.522.5334455表3 各类设备常用的工作压力设备类型压力范围/MPa压力等级说明设备类型压力范围/MPa压力等级说明机床、压铸机、汽车7低压低噪声、高可靠性系统油压机、冶金机械、挖掘机、重型机械2131.5高压空间有限、响应速度高、大功率下降低成本农业机械、工矿车辆、注塑机、船用机械、搬运机械、工程机械、冶金机械7212中压一般系统金刚石压机、耐压试验饥、飞机、液压机具31.5超高压追求大作用力、减轻重量系 统 类 型背压力/MPa系 统 类 型背压力/MPa简单系统或轻载节流调速系统 0.20.5用补油泵的闭式回路0.81.5回油路带调速阀的系统0.40.6回油路较复杂的工程机械1.23回油路设置有背压阀的系统0.51.5回油路较短，且直接回油箱可忽略不计表4 执行元件的回油背压2.2.2计算液压缸主要尺寸根据设计要求可知无杆腔与有杆腔的速比，又因为，所以，根据表5可得 表5 按速比要求确定d/D2/11.151.251.331.461.612d/D0.30.40.50.550.620.71注：1无杆腔进油时活塞运动速度；2有杆腔进油时活塞运动速度。 工进时液压缸的推力计算公式为，因此，根据已知参数，液压缸无杆腔的有效作用面积可计算为； 液压缸缸筒直径为： 由于有前述液压缸缸筒和活塞杆直径之间的关系，d = 0.71D，因此活塞杆直径为d=0.7188.7=62.97mm，根据表6、表7对液压缸缸筒内径尺寸和液压缸活塞杆外径尺寸的规定，圆整后取液压缸缸筒直径为D=90mm，活塞杆直径为d=63mm。 表6 液压缸内径尺寸系列（GB2348-80）810121620253240506380（90）100（110）125（140）160（180）200（220）250 表7 活塞杆直径系列（GB2348-80）456810121416182022252832364045505663708090100110125140此时液压缸两腔的实际有效面积分别为：按最低工进速度验算液压缸的最小稳定速度，由式 A=25 式中是由产品样本差得调速阀2FRM5-20/6的最小稳定流量为0.1 本例中调速阀是安装在进油路上，故液压缸节流腔有效工作面积应取液压缸无杆腔的实际面积，即 =可见上述不等式能满足，液压缸所达到所需低速。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8所示。表8 各工况下的主要参数值工况推力F/N进油腔压力P1/MPa输入流量q/L.min-1输入功率P/w计算公式快进启动加速394.60.368快速111.10.32338.15205.4压制16666.72.9271.2762.0 快退加速6233.61.922快退5666.71.74738.921133.2制动5099.81.573注：1. ; 2. 快退时，液压缸有杆腔进油，压力为p1，无杆腔回油，压力为p2。2.2.3绘制液压缸工况图据表8可绘制出液压缸的工况图，如图2所示。 图2挤压机液压缸工况图2.3拟定液压系统原理图根据挤压机液压系统的设计任务和工况分析，所设计机床对速度调节、低速稳定性有一定要求，因此速度控制是该机床要解决的主要问题。速度的换接、稳定性和调节是该机床液压系统设计的核心。与所有液压系统的设计要求一样，该挤压机液压系统应尽可能结构简单，成本低，节约能源，工作可靠。2.3.1调速回路的选择所设计挤压机液压系统的压制过程要求有较好的低速稳定性，因此有三种速度控制方案可以选择，即进口节流调速、出口节流调速、限压式变量泵加调速阀的容积节流调速。考虑到在整个工作循环过程中所需要的功率较小，系统的效率和发热问题并不突出，因此考虑采用带调速阀的进口节流调速回路即可。虽然节流调速回路效率低，但适合于小功率场合，而且结构简单、成本低。 由于选定了节流调速方案，所以油路采用开式循环回路，以提高散热效率，防止油液温升过高。从工况图分析可知，该系统在快上和快下时所需流量较大，且比较接近。在慢上时所需流量较小，因此从提高系统效率、节省能量角度来看，如果选用单个定量泵作为整个系统的油源，液压系统会长时间处于大流量溢流状态，从而造成能量的大量损失，这样的设计显然是不合理的。如果采用一个大流量定量泵和一个小流量定量泵双泵串联的供油方式，由双联泵组成的油源在工进和快进过程中所输出的流量是不同的，此时液压系统在整个工作循环过程中所需要消耗的功率不大，除采用双联泵作为油源外，也可选用限压式变量泵作油源。但限压式变量泵结构复杂、成本高，且流量突变时液压冲击较大，工作平稳性差，最后确定选用双联液压泵供油方案，有利于降低能耗和生产成本，如图3所示。 图3 双泵供油油源2.3.2选用执行元件 因系统运动循环要求挤压机做上下往复运动，正向快进和工进，反向快退，总行程只有110mm,上行程负载较大，速度相对较快；下行程负载小，速度相对较慢，故可选用单杠双作用液压缸。2.3.3速度换接回路的选择由前述计算可知，当工作台从快进转为工进时，进入液压缸的流量由38.15 L/min降1.27 L/min，可选行程阀来进行速度换接，以减少速度换接过程中的液压冲击（见图4）。由于工作压力较低，行程阀用普通滑阀式结构即可。由工进转为快退时，在回路上并联了一个单向阀以实现速度换接。 图4 换向和速度切换回路的选择2.3.4选择快速运动和换向回路 本系统选定液压缸双泵供油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(见图4）。2.3.5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，低压大流量泵通过卸荷阀卸荷。在滑台停止时，大小流量泵通过电液换向阀卸荷。2.3.6平衡及安全保护 为防止在上端停留时重物下落和停留期间内保持重物的位置，特在液压缸的下腔（有杆腔）进油路上设置了单向顺序阀；在主泵旁并联溢流的溢流阀，一方面限制了系统的最高压力，另一方面在慢速上行时为节流调速起分流作用。2.3.7组成液压系统原理图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5所示。图 5 液压系统图1过滤器；2双联叶片液压泵；3卸荷阀；4单向阀；5溢流阀； 6三位四通电液换向阀；7单向顺序阀；8行程阀；9调速阀；10单向阀；2.3.8系统图的原理 要实现系统的动作，即要求实现的动作顺序为：快速下降压制快速退回原位停止。则可得出液压系统中各电磁铁的动作顺序如表9所示。表中“+”号表示电磁铁通电或行程阀压下；“”号表示电磁铁断电或行程阀复位。表9 电磁铁的动作顺序表 1 快进 快进如图所示，按下启动按钮，电磁铁2YA通电，由大小泵输出的压力油经三位四通电液换向阀的右侧，这时的主油路为： 进油路：大泵 单向阀4三位四通电液换向阀6（2YA得电）行程阀8液压缸上腔。 小泵 三位四通电液换向阀6（2YA得电）行程阀8液压缸上腔。 回油路：液压缸下腔单向顺序阀三位四通电液换向阀6（右位）油箱。2工进 行程开关使行程阀通路切断，这时油必须经调速阀9才能进入液压缸上腔，回油路和快进回油完全相同，其主油路为： 进油路：大泵 卸荷阀3油箱。 小泵 三位四通电液换向阀6（2YA得电）调速阀9液压缸上腔。 回油路：液压缸下腔单向顺序阀三位四通电液换向阀6（右位）油箱。3.快退电磁铁2YA断电，1YA通电，这时三位四通电液换向阀6接通左位，此时大小泵同时供油，其主油路为：进油路：大泵 单向阀4三位四通电液换向阀6（1YA得电）单向顺序阀液压缸下腔。 小泵 三位四通电液换向阀6（1YA得电）单向顺序阀液压缸下腔。回油路：液压缸上腔单向阀10三位四通电液换向阀6（左位）油箱。4.原位停止当滑台退回到原位时，挡块压下原位行程开关，发出信号，使2YA断电，换向阀处于中位，液压两腔油路封闭，滑台停止运动。这时液压泵输出的油液经三位四通电液换向阀6直接回油箱。第三章 液压系统的元件选型本设计所使用液压元件均为标准液压元件，只需确定各液压元件的主要参数和规格，然后根据现有的液压元件产品进行选择即可。3.1确定液压泵的规格和电动机功率3.1.1计算液压泵的最大工作压力 由于本设计采用双泵供油方式，根据液压系统的工况图，大流量液压泵只需在快进和快退阶段向液压缸供油，因此大流量泵工作压力较低。小流量液压泵在快速运动和工进时都向液压缸供油，而液压缸在工进时工作压力最大，因此对大流量液压泵和小流量液压泵的工作压力分别进行计算。 根据液压泵的最大工作压力计算方法，液压泵的最大工作压力可表示为液压缸最大工作压力与液压泵到液压缸之间压力损失之和。 对于调速阀进口节流调速回路，选取进油路上的总压力损失，则小流量泵的最高工作压力可估算为大流量泵只在快进和快退时向液压缸供油，图2表明，快退时液压缸中的工作压力比快进时大，如取进油路上的压力损失为0.5MPa，则大流量泵的最高工作压力为：3.1.2计算总流量 表8表明，在整个工作循环过程中，液压油源应向液压缸提供的最大流量出现在快退工作阶段，为38.92 L/min，若整个回路中总的泄漏量按液压缸输入流量的10%计算，则液压油源所需提供的总流量为： 工作进给时，液压缸所需流量约为1.27 L/min，但由于要考虑溢流阀的最小稳定溢流量3 L/min，故小流量泵的供油量最少应为4.27L/min。据据以上液压油源最大工作压力和总流量的计算数值，因此选取PV2R12-6/44型双联叶片泵，其中小泵的排量为6mL/r，大泵的排量为44mL/r，容积效率，总效率，则当泵的转速=960r/min时，液压泵的实际输出流量为 由于液压缸在快退时输入功率最大，这时液压泵工作压力为2.422MPa、流量为43.2r/min。取泵的总效率，则液压泵驱动电动机所需的功率为：根据上述功率计算数据，此系统选取Y132S-6型电动机，其额定功率，额定转速。3.2确定其它元件及辅件3.2.1 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10所列。表10各工况实际运动速度、时间和流量流量、速度快进工进快退输入流量/(L/min） 排出流量/(L/min）运动速度/(L/min）由表可以看出，液压缸在各阶段的实际运动速度符合设计要求。根据表11中数值，当油液在压力管中流速取3m/s时，可算得与液压缸无杆腔和有杆腔相连的油管内径为：取标准值18mm；表11 管内允许流速推荐值管 道液压泵吸油管道液压系统压油管道液压系统回油推荐流速（m/s）0.51.5，一般取1以下36，压力高，管道短，粘度小取大值1.52.6因此与液压缸相连的两根油管可以按照标准选用公称通径为的无缝钢管或高压软管。因为液压缸采用缸筒固定式，则两根连接管采用无缝钢管连接在液压缸缸筒上即可。3.2.2油箱的设计 油箱的主要用途是贮存油液，同时也起到散热的作用，参考相关文献及设计资料，油箱的设计可先根据液压泵的额定流量按照经验计算方法计算油箱的体积，然后再根据散热要求对油箱的容积进行校核。油箱中能够容纳的油液容积按表12估算，取时，求得其容积为按JB/T79381999规定，取标准值V=160L。表12 经验系数系统类型行走机械低压系统中压系统锻压机械冶金机械系数取值 12245761103.2.3 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13所列。表13 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/L/min额定压力/MPa额定压降/MPa1过滤器43XU-B5010050-0.062双联叶片泵-PV2R12-6/44（5.18+38.02）14-3卸荷阀38XF3-10B636.30.34单向阀38AF3-Ea10B80160.25溢流阀3.91DBP6P5031.5-6三位四通电液换向阀8534DYF3M-16B1806.30.57单向顺序阀43AXF3-10B636.30.58行程阀4322C-63B636.30.259调速阀1.272FRM5-20/66210.1810单向阀85AF3-Ea20B160160.2*注：此为电动机额定转速为960r/min时的流量。3.3主要零件强度校核3.3.1杆径d由公式： 式中：F是杆承受的负载（N），F=15000N 是杆材料的许用应力，=100 3.3.2缸盖和缸筒联接螺栓的底径式中 K-拧紧系数，一般取K=1.251.5； F-缸筒承受的最大负载（N）； z-螺栓个数； -螺栓材料的许用应力， ，为螺栓材料的屈服点（MPa），安全系数n=1.22.5 第四章 液压系统性能验算 4.1验算系统压力损失系统的管路布置尚未具体确定，整个系统的压力损失无法全面估算，只能先按课本式（3-46）估算阀类元件的压力损失，待设计好管路布局图后，加上管路的沿程损失和局部损失即可。但对于中小型液压系统，管路的压力损失甚微，可以不予考虑。压力损失的验算应按一个工作循环中不同阶段分别进行。 快进快进时，由表10和表13可知，进油路上油液通过单向阀4的流量是38L/min，通过电液换向阀6的流量是43L/min，然后以流量43L/min通过行程阀8并进入无杆腔。因此进油路上的总压降为 回油路上，液压缸有杆腔中的油液通过单向顺序阀7的压降为0.5MPa,通过电液换向阀的流量是22L/min，然后进入油箱。因此这时液压缸回油腔的压力为p2为： 此值与表8的估计值相近，故不必重算。 工进工进时，油液在进油路上通过电液换向阀6的流量为1.27L/min，在调速阀4处的压力损失为0.18MPa；油液在回油路上通过单向顺序阀7的压降为0.5MPa，通过电液换向阀的流量是0.65L/min，然后进入油箱。因此这时液压缸回油腔的压力为p2为 此值与表8的估计值相近，故不必重算。故溢流阀5的调压pp1应为 快退快退时，油液在进油路上通过单向阀4的流量为38L/min，通过电液换向阀6的流量为43L/min，然后以43L/min的流量通过单向阀进入有杆腔；油液在回油路上通过单向阀10、电液换向阀6的流量都是84.71L/min。因此进油路上总压降为 此值较小，所以液压泵驱动电动机的功率是足够的。回油路上总压降为 故可按表8中公式重新计算快退时液压缸进油腔压力p1，即 所以，快退时液压泵的最大工作压力pp应为 因此大流量液压泵卸荷的卸荷阀3的调压应大于2.369MPa。4.2油液温升验算在整个工作循环中，工进阶段所占的时间最长，且发热量最大。为了简化计算，主要考虑工进时的发热量。一般情况下，工进时做功的功率损失大引起发热量较大，所以只考虑工进时的发热量，然后取其值进行分析。 工进时液压缸的有效功率为：此时大流量泵通过卸荷阀3卸荷，小流量泵在高压下供油，所以两个泵的总输入功率为： 由此得液压系统的发热量为： 求出油液温升近似值为： 温升没有超出允许范围，液压系统不需设置冷却器。第五章 液压缸的设计5.1 液压缸主要尺寸5.1.1液压缸工作压力根据设备的类型有初选工作压力P=3MPa。5.1.2液压缸内径D和活塞杆d 由前面的计算可得出D=90mm,d=63mm。 5.1.3液压缸壁厚的确定和外径（1）液压缸的壁厚液压缸的壁厚一般指缸筒结构中最薄处的厚度。从材料力学可知，承受内压力的圆筒，其内应力分布规律应壁厚的不同而各异。一般计算时可分为薄壁圆筒和厚壁圆筒。液压缸的内径D与其壁厚的比值的圆筒称为薄壁圆筒。工程机械的液压缸，一般用无缝钢管材料，大多属于薄壁圆筒结构，其壁厚按薄壁圆筒公式计算： 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）； 缸筒材料的许用应力。其值为锻钢：=110120MPa;铸钢：=100110MPa;无缝钢管：=100120Mpa;强度铸铁：=60MPa;灰铸铁：=25MPa现取 ；=100MPa 得： 查无缝钢管标准系列取；（2）缸体的外径为 现取D=100mm 。 5.1.4液压缸工作行程液压缸工作行程长度，可根据执行机构实际工作的最大行程来确定，并参阅液压设计手册中的系列尺寸，选取标准液压缸工作行程为110mm。5.1.5液压缸油口直径 液压缸油口的直径可由公式计算： 式中：液压缸油口直径（）；液压缸最大输出速度（）油口液流速度（）得：查机械设计手册表22.6-58，取。5.1.6缸盖厚度一般液压缸多为平底缸盖，其有效厚度t按强度要求可用下面两式进行近似计算。无孔时 有孔时 式中 t缸盖有效厚度(m)； 缸盖止口内径(m)； 缸盖孔的直径(m)。所以，液压缸：无孔时 取 ； 有孔时取 。5.1.7最小导向长度当活塞杆全部外伸时，从活塞支承面中点到缸盖滑动支承面中点的距离H称为最小导向长度。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，影响液压缸的稳定性，因此设计时必须保证有一定的最小导向长度。对一般的液压缸，最小导向长度H应满足以下要求： 式中 L液压缸的最大行程； D液压缸的内径。 活塞的宽度B一般取； 缸盖滑动支承面的长度，根据液压缸内径D而定：当D80mm时，取。为保证最小导向长度H，若过分增大和B都是不适宜的，必要时可在缸盖与活塞之间增加一隔套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大于内径的2030倍。所以，液压缸：最小导向长度：取 H=55mm活塞宽度：缸盖滑动支承面长度：取隔套长度： ，所以不需要隔套。缸体内部长度： 5.2 液压缸的结构设计为满足本题目中液压系统：快速下降压制快速退回原位停止的使用要求，选用双作用单杆活塞缸。5.2.1液压缸的组成液压缸的结构基本上可分成缸筒和缸盖、活塞和活塞杆、密封装置、缓冲装置，以及排气装置五个部分。5.2.2液压缸组件的连接缸筒与缸盖的连接形式，因法兰连接结构简单，容易加工，也易拆卸，故采用法兰连接，缸筒与缸底的连接形式也用法兰连接。活塞杆与活塞的连接方式选用螺纹连接，其结构简单，安装方便可靠。5.2.3活塞及活塞杆处密封 活塞及活塞杆处密封圈的选用，应根据密封部位、使用部位、使用的压力、温度、运动速度的范围不同而选择O型的密封圈。5.2.4液压缸的缓冲装置 液压缸带动工作部件运动时，因运动件的质量大，运动速度较高，则在达到行程终点时，会产生液压冲击，甚至使活塞与缸筒端盖产生机械碰撞。为防止此现象的发生，在行程末端设置缓冲装置。常见的缓冲装置有环状间隙节流缓冲装置，三角槽式节流缓冲装置，可调缓冲装置。这里选用三角槽式节流缓冲装置。5.2.5 液压缸排气装置 对于速度稳定性要求的机床液压缸，则需要设置排气装置。5.2.6 密封装置选0形密封圈，因为其具有良好的密封性能，且结构紧凑，运动件的摩擦阻力小，装卸方便，容易制造，价格便宜等优点。5.3 液压缸主要零件的材料和技术要求（1）缸体 材料-45钢 粗糙度-液压缸内圆柱表面粗糙度为技术要求：a内径用H8-H9的配合 b缸体与端盖采用螺纹连接，采用6H精度（2）缸盖 材料-灰铸铁：HT200 粗糙度-导向表面粗糙度为 技术要求：同轴度不大于0.03（3）活塞 材料-灰铸铁：HT300 粗糙度-活塞外圆柱粗糙度 技术要求：活塞外径用橡胶密封即可取f7f9的配合，内孔与活塞杆的配合可取H8。（4）活塞杆 材料-实心：45钢，调质处理 粗糙度-杆外圆柱粗糙度为 技术要求：a调质20-25HRC b活塞杆与活塞的连接可用 第6章 总结 转眼间为期三周的课程设计已经接近尾声了，算起来这次液压课设已经是我大学里第五次做的课程设计了，也是除了毕业设计外的最后一次了。所以，我十分珍惜这次机会，每次课设我都学到了很多，也学会了很多，而且是一次的收获比一次的大。这次的课设与以往的四次有所不同，因为这次是小组模式，一个老师只带几个学生，而不是以往的一个老师带一个班的学生。所以，这次的课设更具意义，更能学到东西。刚开始的第一周，我们组九个人，都是在摸索中前进，看例子，找资料，慢慢开始着手计算一些简单的尺寸。我和以前一样，采用的是先整体搞清楚整个框架，在一个点一个点的攻克的方式。所以，在整个进度上一直是落后与大家的，以至于快的同学会比我领先好几天的工作量，看的同学一个个都开始画图了，我还在纠结计算，我也开始急躁起来了。所以，导致后来反工了好几次，光原理图就重改了4次，这让我再一次体会到心急吃不了热豆腐这句话的含义。不过，这样还是有一定好处的，正因为错了，才记得更牢固，才有了不一样的收获，我乐此不疲，所以，我后来收获到了4种可行的方案，而不仅仅是照本宣科，真正是举一反三了。到第二周大家都已渐入佳境，我也是到了效率最高的时候，经过前期的充分吸收前人的经验，所以，在任务进度上明显加快了很多，这个礼拜的一天，可以当上个礼拜的两天了。在这个礼拜，我才真正体会到老师要我们每天按时到实验室去做课设的意图，因为有压力才有动力，有时就是应该有这么一个人来监督自己，才会更加努力。所以，课设期间我说的最多的一句话就是慢工出细活，严师出高徒。在这里我真心感谢老师给了我们这么一个鞭策。第三周，也是最后一周了。在这个礼拜，我们的进度是到了画图写说明书的时候，虽然我慢了半拍。在这个礼拜印象最深的就是一个字：冷。太冷了。所以，我们经常为了一个暖手袋而“打闹”。而就在这打闹中，我们变成了兄弟一般，这就是我们在课设中得到的另一笔宝贵的财富友谊。这是我这次最大的收获了，所以，这次课设是我五次课设中收获最多的一次，也是印象最深的一次。因为这是最后一次，也是周期最长的一次，还是最冷的一次，更是收获最丰富的一次。为期三周的课设结束了，在这不长的十几天里，我们小组九人（最后就剩6人）在一种轻松而愉快的氛围中完成了大学最后一次课设，虽然天气很不给力。总结，我不知道这样写合不合适，我也没查过怎么去写总结，我就是把这三周的所处所想所感写出来了，表达内心的感受而已。如果不好，还请老师您随看随丢。最后，衷心的感谢刘老师，胡老师能给我们这么愉悦的一次课设，我们真的学到了很多，谢谢您！参 考 文 献 1 王积伟，章宏甲，黄谊.液压传动.第二版.北京：机械工业出版社，2006.122 机械设计手册编委会.机械设计手册.第四版.北京：机械工业出版社，20073 成大先.机械设计手册单行本液压传动. 北京：化学工业出版社，20044 姜继海.液压与气压传动. 北京：高等教育出版社，20095 刘莹.机械设计课程设计. 大连：大连理工大学出版社，20086 徐祖茂.机械制图. 北京：高等教育出版社，2010.