液壓缸設計-畢業(yè)設計

目錄 課程設計的目的 1 課程設計內容及所給參數 1 液壓缸主要尺寸的確定 2 液壓缸的密封設計 6 支承導向的設計 7 防塵圈的設計 8 液壓缸材料的選用 9 課程設計小結 13 參考文獻 14 1 說明書 一、 課程設計的目的 現(xiàn)代機械一般多為機械、電氣、液壓三者緊密相連結合的一個綜合體。液壓傳動與機械傳動、電氣傳動并列為三大傳統(tǒng)形式。液壓傳動系統(tǒng)的設計在現(xiàn)代機械的設計工作中占有重要的地位。因此，液壓傳動課程是工科機械類各專業(yè)都開設的一門重要課程。它既是一門理論課，也與生產實際有著密切的聯(lián)系。為了學好這樣一門重要課程，除了在教學中系統(tǒng)講授以外，還應該設置課程設計教學環(huán)節(jié)，使學生理論聯(lián)系實際，掌握液壓傳動系統(tǒng)設計的技能與方法。 課程設計的目的主要有 以下幾點： 1、 綜合運用液壓傳動課程及其他有關先修課程的理論知識和生產實習知識，進行液壓傳動設計實踐，使理論知識和生產實踐緊密結合起來，從而使這些知識得到進一步地鞏固，加深、提高和擴展。 2、 在設計實踐中學習和掌握通用液壓元件，尤其是各類標準元件的選用原則和回路的組合方式，培養(yǎng)設計技能，提高學生分析和嫁接生產實際問題的能力，為今后的設計工作打下良好的基礎。 3、 通過設計，學生應在計算、繪圖、運用和熟悉設計資料（包括設計手冊，產品樣本，標準和規(guī)范等）以及進行估算方面得到實際訓練。 二、 課程設計內容及所 給參數 1、 設計內容 （ 1） 液壓缸內徑 D，活塞桿直徑 d 的確定及繪制液壓缸總圖； （ 2） 液壓泵及匹配的電動機選擇； （ 3） 液壓元件的選擇； （ 4） 按規(guī)定機械動作要求，設計液壓傳動系統(tǒng)原理圖，設計電氣控制系統(tǒng)； 2 （ 5） 液壓傳動裝置的安裝及電氣控制系統(tǒng)的連接； （ 6） 調試。 2、 設計參數 液壓缸系統(tǒng)供油 P=6.3Mpa； 液壓缸最大推力 Fmax=5KN； 缸的最大行程 L=100mm； 三、 液壓缸主要尺寸的確定 1、 液壓缸工作壓力的確定 液壓缸的工作壓力主要根據液壓設備的類型來確定，對于不通用途 的液壓設備，由于工作條件不同，通常采用的壓力范圍也不同。 根據負載 F=5KN,查附表 7 可知液壓缸的工作壓力為 1.52Mpa,由附表 1 確定液壓缸的工作壓力P=2.5Mpa。 2、液壓缸 缸筒 內徑 D 的計算 根據已知條件，工作最大負載 F=1500N，工作壓力 P=1.6MPa 可得 液壓缸內徑 D 和活塞桿直徑 d 的確定： 已知 : F=1500N, P =1.6MPa， PFD 4=6106.115004 =39.5mm mmmmDd 2 9 . 6 2 59 . 5375.075.0 查表得： D=40mm ， d=32mm 則 222 1 2 5 64 4014.34 mmDA 故 必須進行最小穩(wěn)定速度的驗算，要保證液壓缸工作面積 A 必須大于保證最小穩(wěn)定速度的最小有效面積 Amin 3 又： 2336m i n/m i nm i nm i nm i n 2500m i n/108.0 m i n/1028.0 2 mmmmmmLVqAm 式中： qmin 流量閥的最小穩(wěn)定流量，由設計要求給出。 Vmin 液壓缸的最小速度，由設計要求給出。 故查表取 D=63mm 當 D=63mm 的時 222 7.3 1 1 54 6314.34 mmDA ，保證了 A minA 3、液壓缸活塞桿直徑 d 的確定 由已知條件可查表 23.6 33（ GB/T2348-1993），取 d=45mm。 查表知， 45 鋼的屈服強度 MPas 355 按強度條件校核： 3331 1031023551 2 0 04104 Fd 所以符合要求。 4、液壓缸壁厚的計算 液壓缸的壁厚由液壓缸的強度條件來計算。液壓缸的壁厚一般指缸筒結構中最薄處的厚度。從材料力學可知，承受內壓力的圓筒，其內應力分布材料規(guī)律因壁厚的不同而各異。一般計算時可分為薄壁圓筒和厚壁圓筒。 本設計按照薄壁圓筒設計，其壁厚按薄壁圓筒公式計算為： 2DPy (該設計采用無縫鋼管 ) pypy pppp 5.1)5.125.1( ，取 M Papy 4.26.15.1 =100 110MPa （無縫鋼管），取 =100MPa mm66.00102 631.2 4 由計算的公式所得的液壓缸的壁厚厚度很小，使缸體的剛度不夠，如在切削加工過程中的變形，安裝變形等引起液壓缸工作過程中卡死或漏油。所以用經驗法選 取壁厚： =8mm 5、缸體外徑尺寸的計算 缸體 外徑 mmDD 26.6463.026321 查機 械手冊表：外徑 1D 取 76mm 6、液壓缸工作行程的確定 由于在液壓缸工作時要完成如下動作 快 進 150 工 進 50 工 進 50 快 退 即可根據執(zhí)行機構實際工作的最大長度確定。由上述動作可知工作行程為250mm。 7、缸蓋厚度的確定 一般液壓缸多為平底缸蓋 ，其有效厚度 按強度要求可用下式進行近似計算： mmPDt 78.528.563433.0433.0 100 5.475.3 式中： D 缸蓋止口內徑 (mm) T 缸蓋有效厚度 (mm) T 4.74mm 8、最小導向長度的確定 當活塞桿全部外伸時，從活塞支承面中點到缸蓋滑動支承面中點距離為 H，稱為最小導向長度。如果導向長度過小，將使液壓缸的初始撓度增大，影響液 5 壓缸的穩(wěn)定性，因此在設計時必須保證有一定的最小導向長度。 對一般的液壓缸，最小導向長度 H 應滿足： mmmmDLH 4426320250220 式中： L 液壓缸的最大行程 (mm) D 液壓缸內徑 (mm) 取 H=65mm 9、活塞寬度 B 的確定 活塞的寬度 B 一般取 B=（ 0.6-1.0） D 即 B=（ 0.6-1.0） 63=（ 37.8-63） mm 取 B=60mm 10、缸體長度的確定 液壓缸缸體內部的長度應等于活塞的行程與活塞寬度的和。缸體外部尺寸還要考慮到兩端端蓋的厚度，一般液壓缸缸體的長度不應大于缸體內徑 D 的20-30 倍。 即：缸體內部長度 250+55=305mm 缸體長度（ 20-30） D=（ 1260-1890） mm 即取缸體長度為 510mm 11、液壓缸進、出油口尺寸的確定 液壓缸的進、出油口可布置在端蓋或缸筒上，進、出油口處的流速不大于5m/s，油口的連接形式為螺紋連接或法蘭連接。 根據液壓缸螺紋連接的油口尺寸系列（摘自 GB/T2878-93）及 16MPa 小型系列單桿 自（ GB/T2878-93 ）及 16MPa 小型系列的單桿液壓缸油口安裝尺寸 6 （ ISO8138-1986）確定。 進出油口的尺寸為 M16x1.5。連接方式為螺紋連接。 四：液壓缸的密封設計 液壓缸要求低摩擦，無外漏，無爬行，無滯澀，高響應，長壽命，要滿足伺服系統(tǒng)靜態(tài)精度，動態(tài)品質的要求，所以它的密封與支承導向的設計極為重要，不能簡單的延用普通液壓缸的密封和支承導向。因此設計密封時應考慮的因素： 用于微速運動（ 3-5mm/s）的場合時，不得有爬行，粘著滯澀現(xiàn)象。 工作在高頻振動的場合的，密封摩擦力應該很小且為恒值。要低摩擦，長壽命。 工作在食品加工、制藥及易燃環(huán)境的伺服液壓缸，對密封要求尤為突出，不得有任何的外滲漏，否則會直接威脅人體健康和 安全。 工作在諸如冶金、電力等工業(yè)部門的，更換密封要停產，會造成重大經濟損失，所以要求密封長壽命，伺服液壓缸要耐磨。 對于高速輸出的伺服液壓缸，要確保局部過熱不會引起密封失效，密封件要耐高溫，要有良好的耐磨性。 工作在高溫、熱輻射場合的伺服液壓缸，其密封件的材料要有長期耐高溫的特性。 工作介質為磷酸酯或抗燃油的，不能用礦物油的密封風材料，要考慮他們的相容性。 伺服液壓缸的密封設計不能單獨進行，要和支承導向設計統(tǒng)一進行統(tǒng)籌安排。 （ 1）靜密封的設計 7 靜密封的設計要確保固定密封處在正常工作壓力的 1.5 倍工作壓力下均無外泄露。 靜密封通常選用 O 形橡膠密封圈。 根據 GB3452.1-92 標準，查通用 O 形密封圈系列（代號 G）的內徑、截面及公差。 由液壓缸裝配草圖確定： 選用 63 3.55 G GB3452.1 一個 36 2.65 G GB3452.1 一個 （ 2）動密封的設計 動密封的設計直接關系著伺服液壓缸性能的優(yōu)劣，其設計必須結合支承導向的設計統(tǒng)籌進行。 活塞與缸筒之間用 Y 型密封圈。 根據液壓傳動與控制手冊表 13-23， 查得用 226 編號的 O 型密封圈 ,其尺寸為 50.39 3.53. 活塞桿與端蓋之間用 Y 型密封圈 ,它使雙作用元件具有良好的性能 ,抗擠壓性好 ,尺寸穩(wěn)定 ,摩擦力小 ,耐磨、耐腐蝕性強 . 五、支承導向的設計 伺服液壓缸的支承導向裝置就是為了防止活塞與缸筒、活塞活塞桿與端蓋之間的直接接觸 ,相互摩擦 ,產生磨損 ,從而達到降低摩擦 ,減少磨損 ,延長壽命 ,起到導向和支承側向力的作用 . 導向環(huán)的特點 : 1) 避免了金屬之間的接觸 ； 2) 具有高的徑向交荷承觸力 ； 8 3) 能補償邊界力 ； 4) 具有強耐磨性和高壽命 ； 5) 摩擦力小 ； 6) 能抑制機械振動 ； 7) 有良好的防 塵效果 ,不允許外界異物嵌入 ； 8) 保護密封件不受過分擠壓 ； 9) 導向時即使無潤滑也沒有液動力方面的問題 ； 10) 結構簡單 ,安裝方便 ； 11) 維修費用小 . 導向環(huán)的作用 :導向環(huán)安裝在活塞外圈的溝槽內或活塞桿導向套內圓的溝槽內 ,以保證活塞與缸筒或活塞桿與其導向套的同軸度 ,并用以承受活塞或活塞桿的側向力 ,用來對活塞桿導向 . 根據 表 24.7-13 查得選用 GST5908-0630 的導向環(huán) . 導向套的選用為其導向長度 A=(0.6-1.0)D=(37.8-63)mm, 取 A=40mm 六 ：防塵圈的設計 為防止落入活塞桿的塵埃，隨著活塞桿的伸縮運動被帶進端蓋和缸筒內，從而使密封件和支承導向環(huán)受到損失和過早的磨損，所以，伺服液壓缸還設計安裝防塵圈。 防塵圈的選擇原則： 不給伺服液壓缸增加摩擦； 不產生爬行； 不粘著滯澀； 9 不磨損活塞桿。 防塵圈的選擇不當，會引起摩擦力的增加，將保護活塞桿表面起潤滑作用的粘附性油膜層刮下來，造成粘附性滲漏，這種滲漏在原理上是允許的。 防塵圈的作用：以防止活塞桿內縮時把雜質、灰塵及水分帶到密封裝置區(qū)，損傷密封裝置。 綜上所述，經查表 13-28（液壓傳動與控制手冊），選用丁型無骨架防塵圈，尺寸為 45mm 七：液壓缸材料的選用 1、 缸筒 缸筒材料：常用 20、 35 和 45 號鋼的無縫鋼管。由于缸筒要與法蘭焊接在一起，故選用 45 號鋼的無縫鋼管。 缸筒和缸蓋的連接方式：法蘭連接；特點是結構較簡單、易加工、易裝卸，使用廣泛，外形尺寸大，重量大。缸蓋的材料為 HT200，液壓缸內圓柱表面粗糙度為 Ra0.2-0.4um。 （ 1） 內徑用 H8 的配合； （ 2） 內徑圓度、圓柱度不大于直徑公差之半； （ 3） 內表面母線直線度在 45.0mm 長度上，不大于 0.03mm； （ 4） 缸 體端面對軸線的垂直度在直徑上每 100mm 上不大于 0.04mm； （ 5） 缸體和端蓋采用螺紋連接，用內六角螺栓。 2、 活塞 活塞的結構形式應根據密封裝置的形式來選擇，密封形式根據工件條件而定。 3、 活塞桿 10 （ 1） 活塞桿的外端結構 活塞桿外端與負重連接，其結構形式根據工作要求而定。 （ 2） 活塞桿的內端結構 活塞桿的內端與活塞連接。所有形式均需有鎖緊措施，以防止工作時由于往復運動而松開。活塞桿與活塞之間還需安裝密封，采用緩沖套的螺紋連接。 4、 活塞桿導向套 活塞桿導向套裝在液壓缸的有桿腔一側的端蓋內，用來對活塞桿導 向，其內側裝有密封裝置，保證缸筒有桿腔的密封性。外側裝有防塵圈，防止活塞桿內縮時把雜質、灰塵和水分帶進密封裝置區(qū)，損傷密封裝置。 5、 緩沖裝置 當工作機構質量較大，運動速度較高時，液壓缸有較大的動量。為了減少液壓缸在行程終端由于大的動量造成的液壓沖擊和噪音，必須采用緩沖裝置。當停止位置不要求十分準確時，可在回路中設置減速閥和制動閥，也可以在缸的末端設置緩沖裝置。 八：液壓泵的選擇 差動進給： M P aAA PAFP J .210016.0 0014.0103.00051 6212 M P aPPP jb 5.13.02.1 smmAAq 3321 0 0 0 1 3.0m i n0 0 8.00 0 1 6.05 KWqpP j 13.000013.0101 6 工進 1： PaA APFP bj 5612 1021003.0 0014.0105.10051 11 ab MPPP 5.02 smmAq 33111 0 0 0 0 4.0m i n0024.08.0003.0 KWWqPP j 804.04800004.01021 5 工進 2： smLmAq 33212 0 0 0 0 6.0m i n6.3m i n0 0 3 6.02.10 0 3.0 KWqPP j 720.000006.01021 5 快退： abj MPAAPFP 2.10014.0105.0003.00051 521 MPaPb 5 smmAq 332 0 0 0 1 1 7.0m i n0 0 7.00 0 1 4.05 KWqPP j 4041.00 0 0 1 1 7.0101 . 2 6 液壓泵的參數計算： 取進油路總壓力損失為aMPP 8.0 ap PMPPPP 551 102 . 818.01021 因此泵的額定壓力可取ar PP 55 1016102 .8125.1 快進時泵的流量為： m in8.881.1 Lqkq vp 工進 1 時泵的流量為： m in64.24.21.11 Lqkq vp 工進 2 時泵的流量為： m in96.36.31.12 Lqkq vp 根據上面計算的壓力和流量，查產品樣本，選用 MAYBN 型的限壓式變量葉片 12 泵，排量為 rmL15 ，該泵的壓力調節(jié)范圍為 MPa5.34.1 ，額定轉速 min1500 r 。 九：電機的選擇 m i n2.16m i n9.012001015 3 LLvnq v 根據以上計算，知道快進時功率最大，故按快進時估算電機功率。 差動快進