組合機床液壓系統(tǒng)設計

1、畢業(yè)設計指導書組合機床液壓系統(tǒng)設計適用：機械設計制造及其自動化專業(yè)2009年前言液壓傳動技術是機械設備中發(fā)展最快的技術之一，特別是近年來與微電子、計算機技術結合，使液壓技術進入了一個新的發(fā)展階段，機、電、液、氣一體是當今機械設備的發(fā)展方向。在數(shù)控加工的機械設備中已經(jīng)廣泛引用液壓技術。作為數(shù)控技術應用專業(yè)的學生初步學會液壓系統(tǒng)的設計，熟悉分析液壓系統(tǒng)的工作原理的方法，掌握液壓元件的作用與選型及液壓系統(tǒng)的維護與修理將是十分必要的。液壓傳動在國民經(jīng)濟的各個部門都得到了廣泛的應用，但是各部門采用液壓傳動的處發(fā)點不盡相同：例如，工程機械、壓力機械采用液壓傳動的主要原因是取其結構簡單、輸出力大；航空工業(yè)采

2、用液壓傳動的主要原因是取其重量輕、體積?。粰C床上采用液壓傳動的主要原因則是取其在工作過程中能無級變速，易于實現(xiàn)自動化，能實現(xiàn)換向頻繁的往復運動等優(yōu)點。為此，液壓傳動常在機床的如下一些裝置中使用：1 進給運動傳動裝置這項應用在機床上最為廣泛，磨床的砂輪架，車床、自動車床的刀架或轉塔刀架，磨床、鉆床、銑床、刨床的工作臺或主軸箱，組合機床的動力頭或滑臺等，都可采用液壓傳動。2 往復主體運動傳動裝置龍門刨床的工作臺、牛頭刨床或插床的滑枕，都可以采用液壓傳動來實現(xiàn)其所需的高速往復運動，前者的速度可達6090m/min，后者的速度可達3050m/min。這些情況下采用液壓傳動，在減少換向沖擊、降低能量消耗

3、，縮短換向時間等方面都很有利。3 回轉主體運動傳動裝置車床主軸可以采用液壓傳動來實現(xiàn)無級變速的回轉主體運動，但是這一應用目前還不普遍。4 仿形裝置車床、銑床、刨床上的仿形加工可以采用液壓伺服系統(tǒng)來實現(xiàn)，其精度最高可達0.010.02mm。此外，磨床上的成型砂輪修正裝置和標準四缸校正裝置亦可采用這種系統(tǒng)。5.輔助裝置機床上的夾緊裝置，變速裝置、絲杠螺母間隙消除裝置，垂直移動部件的平衡裝置，分度裝置，工件和刀具的裝卸、輸送、儲存裝置等，都可以采用液壓傳動來實現(xiàn)，這樣做有利于簡化機床結構，提高機床自動化的程度。液壓動力滑臺是利用液壓缸將泵站提供的液壓能轉變?yōu)榛_運動所需的機械能，來實現(xiàn)進給運動并完成

4、一定得動作循環(huán)，是一種以速度變換為主的中、低壓液壓系統(tǒng)，在高效、專用、自動化程度較高的機床中已得到廣泛的應用。因此，在液壓傳動與控制系統(tǒng)中具有綜合性和代表性，通過本畢業(yè)設計可以全面的應用和鞏固所學的專業(yè)技術基礎理論知識，提高機械設計能力和繪圖能力，培養(yǎng)學生學習新技術、獲取信息和理論聯(lián)系實際的能力，特別是使學生在液壓傳動與控制的基本理論和應用方面得到進一步的提高。在畢業(yè)設計中，每人要完成臥式單面多軸鉆鏜組合機床液壓設計與說明書一份，設計圖紙六張。在撰寫設計計算與說明書和設計圖紙時，要嚴格遵守以下要求：一、 撰寫設計計算與說明書要求：1 計算過程、步驟。清晰，層次分明，根據(jù)充分，數(shù)據(jù)和結果準確。2

5、 分析說明要重點突出，觀點明確，論理正確，邏輯性強，有說服力。3 提倡合理運用必要的附圖、表格、曲線等分析說明問題。4 文理通順，語言確切，論述清晰，文字簡練。5 序碼編號要層次清楚、合理。6 內(nèi)容要在個人獨立思考、分析理解的基礎上，自行計算說明和加工整理。不得盲目抄錄參考資料，嚴禁抄襲他人的設計內(nèi)容。二、 設計圖紙要求1 繪制零件圖、裝配圖時，必須先搞清零件的作用功能、結構、相關件的裝配連接關系等，明確圖紙需要表達的部分和內(nèi)容。2 根據(jù)零件的結構特點按規(guī)定確定圖幅、比例，合理選擇和布置基本視圖和剖視、剖面圖等。3 繪制每一條圖線，標注每一個符號都有弄懂道理，獨立繪制圖樣，不得拷貝他人圖紙。4

6、 圖紙內(nèi)容要完整，應包括：視圖、尺寸、加工裝配符號、技術要求、標題欄和零件表等。5 圖紙要嚴格按照機械制圖等有關標準和規(guī)范繪制，圖樣表達、尺寸標注、公差配合、表面粗糙度和材質等，一律采用新標準。第一部分 液壓系統(tǒng)的設計液壓系統(tǒng)的設計是整個機器設計的一部分，它的任務是根據(jù)機器的用途、特點和要求，利用液壓傳動的基本原理，擬定出合理的液壓系統(tǒng)圖，再經(jīng)過必要的計算來確定液壓系統(tǒng)的參數(shù)，然后按照這些參數(shù)來選用液壓元件的規(guī)格和進行系統(tǒng)的結構設計。液壓系統(tǒng)的設計步驟一般如下：一、明確設計要求在液壓系統(tǒng)的設計中，首先應明確系統(tǒng)設計的要求。具體內(nèi)容包括：1 主機的用途、結構、總體布局；2 主機要求液壓系統(tǒng)實現(xiàn)的

7、動作順序或互鎖要求；3 主機采用液壓系統(tǒng)的各執(zhí)行元件在力和運動方面的要求；4 對液壓系統(tǒng)的工作性能、工作效率、自動化程度等方面的要求；5 液壓系統(tǒng)的工作環(huán)境和工作條件等；6 液壓裝置的重量、外形尺寸、經(jīng)濟性等方面的要求。二、系統(tǒng)工況分析1運動分析按設備的工藝要求，把所研究的執(zhí)行元件在完成一個工作循環(huán)時的運動規(guī)律用圖表示出來，一般用速度時間（vt）或速度位移（vs）曲線表示，稱執(zhí)行元件的速度循環(huán)圖（速度圖）。2負載分析按設備的工藝要求，把執(zhí)行元件在各階段的負載用曲線表示出來，稱執(zhí)行元件的負載位移（時間）曲線圖（負載圖）。由此圖可直接的看出在運動過程充何時受力最大，何時受力最小等各種情況，以此作為

8、以后的設計依據(jù)。F液壓缸驅動執(zhí)行機構進行直線往復運動時，所受的負載為F=Ft+Ff+Fa （1-1）（1） 工作負載Ft工作負載是液壓缸負載的主要組成部分，它與設備的運動情況有關，不同機械的工作負載其形式各不相同，對于機床，切削力是工作負載。工作負載可以是恒定的，也可以是變化的；可能是正值，也可能是負值，負載的方向與液壓缸（或活塞）的運動方向相反者為正，相同者為負。由切削原理可知：高速鋼鉆頭鉆鑄鐵時的軸向切削力Ft與鉆頭直徑D、每轉進給量s和鑄鐵硬度HB之間的經(jīng)驗算式為：Ft =25.5Ds0.8（HB）0.6 （1-2）根據(jù)組合機床加工特點，鉆孔時的主軸轉速n和進給量s可選用下列數(shù)值：對=1

9、3.9mm的孔來說 n1=360r/min s1=0.147mm/r對=8.5mm的孔來說 n2=550r/min s1=0.096mm/r（2） 摩擦阻力負載摩擦阻力是指主機執(zhí)行機構在運動時與導軌或支撐面間的摩擦力，其值恒為正值。Ff=fFN （1-3）式中：FN運動部件及外負載對支撐面的正壓力；f摩擦系數(shù)，分為靜摩擦系數(shù)（fs0.20.3）和動摩擦系數(shù)（fd0.050.1）。（3）慣性負載Fm慣性負載是指運動部件在啟動或制動過程中，因速度變換由其慣性而產(chǎn)生的負載，可由牛頓第二定律計算。Fs=ma=G/g×v/t （1-4）式中：m運動部件的質量，Kg； a運動部件的加速度，m/s

10、2；G運動部件的重力Ng重力加速度，m/s2；v速度的變化量，m/s；t速度變化所需要的時間，s。除此之外，液壓缸的受力還有活塞和活塞桿處的密封裝置的摩擦阻力，其計算方法和密封裝置的類型、液壓缸的制造質量和工作壓力有關，由于詳細計算比較麻煩，為了簡化計算，一般將其考慮在液壓缸的機械效率中，初步設計時可取m=0.850.97，另外，還有背壓力，可在最后計算時確定。三、 液壓缸主要參數(shù)的確定1確定工作壓力液壓缸工作壓力可根據(jù)負載大小及機器設備的類型來確定。一般來說，工作壓力選大些，可以減少液壓缸內(nèi)徑及液壓系統(tǒng)其它元件的尺寸，使整個系統(tǒng)緊湊，重量輕，但是要用價格較貴的高壓泵，并使密封復雜化，而且會導

11、致?lián)Q向沖擊大等缺點；若工作壓力選的過小，就會增大液壓缸的內(nèi)徑和其它液壓元件的尺寸，但密封簡單。所以應根據(jù)實際情況選取適當?shù)墓ぷ鲏毫?，設計時可用類比法來確定，參考下表。表一 按負載選擇系統(tǒng)工作壓力負載/KN551010202030305050系統(tǒng)壓力/MPa0811.622.53344557 表二 按主機類型選擇系統(tǒng)工作壓力設備類型機床農(nóng)業(yè)機械、汽車工業(yè)、小型工程機械及輔助機械工程機械重型機械鍛壓機械液壓支架船用機械磨床組合機床牛頭刨床插床齒輪加工機床車床銑床鏜床機床拉床龍門刨床壓力/MPa2.56.32.56.3101016163214252確定液壓缸內(nèi)徑D和活塞桿直徑d鑒于動力滑臺要完成的動

12、作循環(huán)是快進工進快退，且要求快進和快退的速度相等，這里的液壓缸需選用單杠式的，并在快進時作差動連接。這種情況下的液壓缸無桿腔工作面積A1取為有桿腔工作面積A2的兩倍，即活塞桿直徑d與液壓缸缸筒直徑D的關系是d=0.707D。在鉆孔加工時，液壓缸回油路上必須有背壓p2，取p2=0.8Mpa，以防止被鉆孔時動力滑臺突然前沖。由工進時的推力，列出活塞的力平衡方程式，計算液壓缸面積：F/m=A1p1-A2p2=A1p1-（A1/2）p2 （1-6）D= （1-7）式中 p1液壓缸的工作壓力，初算時可取系統(tǒng)工作壓力； p2液壓缸回油腔背壓力，初算時無法準確計算，可先根據(jù)機械設計手冊進行估計；（本設計可參

13、考以下選擇：在鉆孔加工時，液壓缸回油路上必須有背壓p2，取p2=0.8Mpa，以防止被鉆孔時動力滑臺突然前沖?？爝M時液壓缸作差動連接，油管中有壓力損失，有桿腔的壓力應略大于無桿腔，但其差值較小，可先按0.5MPa考慮。快退時回油腔中是有背壓的，這是也可按p2=0.5MPa考慮。） F工作循環(huán)中的最大外負載； Fc液壓缸密封處的摩擦力，它的精確值不易求出，常用液壓缸的機械效率m進行估算，F(xiàn)+Fc=F/m； m液壓缸的機械效率，一般m=0.850.97；由計算所得的液壓缸內(nèi)徑D和活塞桿直徑d值應按GB23481993圓整到相近的標準直徑，以便于采用標準的密封件。表3 液壓缸內(nèi)徑尺寸系列（GB234

14、8-1993）810121620253240506380(90)100(110)125(140)160(180)200(220)250320400500630表4 活塞桿直徑系列（GB2348-1993）456810121416182022252832364045505663708090100110125140160180200220250280320360400液壓缸最小穩(wěn)定速度的驗算：對選定后的液壓缸內(nèi)徑D，必須進行最小穩(wěn)定速度的驗算，要保證液壓缸節(jié)流腔的有效工作面積A，必須大于最小穩(wěn)定速度的最小有效面積Amin，即AAmin。Amin=qmin/vmin （1-8）式中 qmin流量閥的

15、最小穩(wěn)定流量，一般從選定流量閥的產(chǎn)品樣本中查得； vmin液壓缸的最低速度，由設計要求給定。3確定液壓缸所需的最大流量液壓缸所需的最大流量qmax等于液壓缸有效面積A和液壓缸最大移動速度vmax的乘積，即qmax=Avmax （1-9）如果液壓缸節(jié)流腔的有效工作面積A不大于計算所得的最小有效面積Amin，則說明液壓缸不能保證最小穩(wěn)定速度，此時必須增大液壓缸內(nèi)徑，以滿足速度穩(wěn)定的要求。4繪制液壓執(zhí)行元件的工況圖液壓執(zhí)行元件的工況圖指的是壓力圖，流量圖和功率圖。（1）工況圖的繪制按照上面所確定的液壓執(zhí)行元件的工作面積和工作循環(huán)中各階段的負載，即可繪制出壓力圖；根據(jù)執(zhí)行元件的工作面積以及工作循環(huán)中各

16、階段所要求的運動速度，即可繪制流量圖；根據(jù)所繪制的壓力圖和流量圖，即可計算出各階段所需的功率，繪制功率圖。（2）工況圖的作用從工況圖上可以直觀的、方便的找出最大工作壓力、最大流量和最大功率，根據(jù)這些參數(shù)即可選擇液壓泵及其驅動電動機，同時是系統(tǒng)中所有液壓元件的選擇的依據(jù)，對擬定液壓基本回路也具有指導意義。四、 擬定液壓系統(tǒng)原理圖液壓系統(tǒng)原理圖是整個液壓系統(tǒng)設計中最重要的一環(huán)，它的好壞從根本上影響整個液壓系統(tǒng)。擬定液壓系統(tǒng)原理圖一般應考慮以下幾個問題：（1） 采用何種結構的執(zhí)行元件；（2） 確定供油方式；（3） 調(diào)速方式的選擇；（4） 快速回路和速度換接方式的選擇；（5） 如何完成執(zhí)行機構的自動循

17、環(huán)和順序動作；（6） 系統(tǒng)的調(diào)壓、卸荷及執(zhí)行機構的換向和安全互鎖等要求；（7） 壓力測量點的合理選擇。根據(jù)上述要求選擇基本回路，然后將各基本回路歸并、整理，在增加一些必要的元件或輔助油路，使之成為完整的液壓系統(tǒng)，進行這項工作時還必須注意一下幾點：（1） 盡可能省去不必要的元件，以簡化系統(tǒng)結構；（2） 最終綜合出來的液壓系統(tǒng)應保證其工作循環(huán)中的每個動作都安全可靠，互相無干擾；（3） 盡可能采用標準件，減少自行設計的專用件；（4） 盡可能使系統(tǒng)經(jīng)濟合理，便于維修檢測。初步擬定液壓系統(tǒng)原理圖后，應檢查其動作循環(huán)，并制定系統(tǒng)工作循環(huán)表（電磁鐵動作順序表）。五、 液壓元件的計算和選擇所謂液壓元件的計算，

18、是要計算該元件在工作中承受的壓力和通過的流量，以便來選擇液壓泵的規(guī)格。1 確定液壓泵的型號和電機功率先根據(jù)設計要求和系統(tǒng)工況確定液壓泵類型，然后根據(jù)液壓泵的最高供油量來選擇液壓泵的規(guī)格。（1） 確定液壓泵的最高工作壓力pp液壓泵的最高工作壓力就是在系統(tǒng)正常工作時所能提供的最高壓力，對于定量泵系統(tǒng)來說，這個壓力是由溢流閥調(diào)定的；對于變量泵系統(tǒng)來說，這個工作壓力是與泵的特性曲線上的流量相對應的，液壓泵的最高工作壓力是選擇液壓泵型號的重要依據(jù)。考慮到正常工作時，進油管路有一定的壓力損失，所以泵的工作壓力為：ppp1+p1 （1-10）式中： pp液壓泵最大工作壓力p1執(zhí)行元件最大工作壓力p1進油管路

19、中的壓力損失，初算時一般有節(jié)流調(diào)速和管路簡單的系統(tǒng)取=0.20.5MPa，有調(diào)速閥和管路較復雜的系統(tǒng)取=0.51.5 MPa。（2） 確定液壓泵的最大流量液壓泵的最大流量qp按執(zhí)行元件工況圖上的最大工作流量及系統(tǒng)中的泄漏量來確定。即qpKLqmax （1-11）式中 qp液壓泵的最大流量，L/min；qmax同時動作的執(zhí)行元件所需流量之和的最大值。如果這是溢流閥正在進行工作，尚需加溢流閥的最小溢流量23L/min。KL系統(tǒng)泄漏系數(shù)，一般取=1.11.3。（3） 選擇液壓泵的規(guī)格根據(jù)以上計算的值，即可從產(chǎn)品樣本中選擇合適的液壓泵的型號和規(guī)格。為了使液壓泵工作安全可靠，液壓泵應用一定的壓力儲備，通

20、常泵的額定壓力應滿足： pn（1.251.60）pp （1-12）泵的額定流量則宜與qp相當，不要超過太多，以免造成過大的功率損失。（4） 確定液壓泵的驅動功率當系統(tǒng)中使用定量泵時，其驅動功率可按下式計算： P= pnqn /p （1-13） 式中 P電機功率，W； pn泵的額定壓力，Mpa；qn泵的額定流量，L/min；2 閥類元件的選擇閥類元件的選擇是根據(jù)閥的最大工作壓力和流經(jīng)閥的最大流量來選擇閥的規(guī)格。即所選用的閥類元件的額定壓力和額定流量要大于系統(tǒng)的最高工作壓力及實際通過閥的最大流量。在條件不允許時，可適當增大通過閥的流量，但不得超過閥的額定流量的20%，否則會引起壓力損失過大。具體地

21、講選擇壓力閥時應考慮調(diào)壓范圍，選擇流量閥時應注意其最小穩(wěn)定流量，選擇換向閥時除應考慮壓力、流量外，還應考慮其中位機能及操作方式。液壓閥的型號規(guī)格見液壓手冊。3 確定管路尺寸液壓缸進、出油管的管徑應按輸入、輸出的最大流量計算，由于液壓泵具體選定之后，液壓缸在各個階段的進、出流量以與原定數(shù)值不同，所以要重新計算。管路內(nèi)徑的選擇是以降低流動造成的壓力損失為前提的，液壓管路中流體的流動多為層流，壓力損失正比于油液在管路中的平均流速，因此根據(jù)流速確定管徑是常用的簡便方法。管路內(nèi)徑d按下式計算：d= （mm） （1-14）式中：q通過油管的流速； v油管中允許的流速，一般對吸油管取0.51.5m/s，壓油

22、管取2.55m/s，（壓力高時取大值，壓力低時取小值），回油管取1.52m/s。由上式計算出的管徑應按JB827-66，將其圓整到標準管徑，參見液壓手冊。油管管壁一般不需計算，根據(jù)選用的管材和管內(nèi)徑查液壓傳動手冊確定。各元件間連接管路的規(guī)格按元件接口尺寸確定。4 液壓油箱容積的確定油箱的有效容積（油面高度為油箱高度的80%的容積）應根據(jù)液壓系統(tǒng)發(fā)熱、散熱平衡的原則來計算，但這只是在系統(tǒng)負載較大、長期連續(xù)工作時采用必要進行，一般只需按液壓泵的額定流量qn估算即可。低壓系統(tǒng)中（p2.5MPa）：V=（24）qn中壓系統(tǒng)中（p6.3MPa）：V=（57）qn （1-15）高壓系統(tǒng)中（p6.3MPa）

23、：V=（612）qn液壓油箱的有效容積確定后，需設計液壓油箱的外形尺寸，一般尺寸比（長、寬、高）為1：1：11：2：3。為提高冷卻效率，在安裝位置不受限制時，可將油箱的容量予以增大。六、 液壓系統(tǒng)的性能驗算必要時，對液壓系統(tǒng)的壓力損失和發(fā)熱溫升要進行驗算，如果有經(jīng)過生產(chǎn)實踐考驗的同類設備可供類比參考，或有可靠的實驗結果，那么液壓可以不再進行驗算。1. 壓力損失的驗算在前面確定液壓泵的最高工作壓力時，關于壓力損失是進行估算的。現(xiàn)在系統(tǒng)的元件、管道直徑、管接頭等都確定下來了，所以需要驗算一下管路系統(tǒng)的壓力損失，看其是否在假設范圍內(nèi)，借此可以較準確地確定液壓泵的工作壓力，并可確定各種壓力閥的調(diào)定壓力

24、值，保證系統(tǒng)的工作性能。液壓泵應用一定的壓力儲備量，如果計算出的系統(tǒng)調(diào)整壓力大于液壓泵的額定壓力的75%，則應該重新選擇元件規(guī)格和管道尺寸，以減小壓力損失，或者另選額定壓力較高的液壓泵。液壓系統(tǒng)的的壓力損失包括管道內(nèi)的沿程損失和局部損失以及閥類元件的局部損失三項。計算系統(tǒng)壓力損失時，不同的工作階段要分開來計算?；赜吐飞系膲毫p失要折算到進油路上。因此，某一工作階段液壓系統(tǒng)的總的壓力損失為 （1-16）式中 系統(tǒng)進油路的總壓力損失； （1-17）進油路總的沿程壓力損失進油路總的局部損失進油路上閥的總損失 （1-18） 閥的額定壓力損失，由產(chǎn)品樣本中查到； 閥的額定流量； 通過閥的實際流量；系統(tǒng)回

25、油路的總壓力損失； （1-19） 回油路總的沿程損失；回油路總的局部損傷；回油路上閥的總損失，計算方法同進油路；液壓缸進油腔的面積；液壓缸回油腔的面積。 （1-20）式中 液壓缸工作腔的壓力。2.系統(tǒng)溫升的驗算液流經(jīng)液壓泵、執(zhí)行元件、溢流閥或其它閥及管道的功率損失都將轉化為熱能，使系統(tǒng)發(fā)熱，油溫升高。油溫升高過多，會造成系統(tǒng)的泄漏增加，運動件動作失靈，油液變質，縮短橡膠圈的壽命等不良后果，所以，為了使液壓缸保持正常工作，應使油溫保持在許可的范圍之內(nèi)。（1）系統(tǒng)發(fā)熱量計算在單位時間內(nèi)液壓系統(tǒng)的發(fā)熱量（即損失功率）可由下式計算。=Pp-Pe （1-21） 式中 液壓系統(tǒng)的發(fā)熱量（W）；Pp液壓泵的

26、輸入功率（W），Pp =pq/；Pe執(zhí)行元件的有效功率（W），P=Fv。（2）散熱面積計算當油箱的三個邊長之比為1：1：1到1：2：3范圍內(nèi)，且油位是油箱高度的0.8時，其散熱面積可用下式計算。A= (m2) （1-22）（3）系統(tǒng)的溫升 (1-23)系統(tǒng)的散熱功率，KW；油液的溫升，；油箱散熱系數(shù)，見表油箱散熱面積，m2。 表5 油箱散熱系數(shù)散熱條件散熱系統(tǒng)散熱條件散熱系數(shù)通風很差89風扇冷卻23通風良好1517.5循環(huán)水冷卻110175 在液壓系統(tǒng)中，工作介質溫度一般不應超過70，因此在進行發(fā)熱計算時，工作介質溫度不應超過65，如果計算溫度過高，就必須采取增大油箱散熱面積或增加冷卻器等措施

27、。 第二部分 液壓缸主要零部件設計液壓缸的結構主要分為缸筒組件、活塞組件、密封組件、緩沖組件、排氣裝置及安裝方式。在設計液壓缸結構時，主要涉及各部分結構的選擇、強度計算和主要零件的材料及工藝要求。一、 液壓缸主要尺寸的確定1. 液壓缸內(nèi)徑DD=2. 活塞桿的直徑dd=0.707D（差動連接）3. 缸筒壁厚和外徑的計算液壓缸的壁厚一般是指缸筒結構中最薄處的厚度。其值由液壓缸的強度條件來確定。（1）對于薄壁缸筒（D/10）： （2-1）式中：D液壓缸直徑（mm）； py缸筒試驗壓力，當液壓缸額定工作壓力p16MPa時。取py =1.5p，當p16MPa時，取py =1.25p；缸筒材料的許用應力。

28、其值為：鍛鋼：=110120Mpa；鑄鐵：=100110Mpa；無縫鋼管：=110120Mpa，高強度鑄鐵：=60Mpa；灰鑄鐵：=25Mpa。在中低壓液壓系統(tǒng)中，按上式計算出的液壓缸的壁厚往往很小，使缸體的剛度往往不夠，如在切削加工過程的變形、安裝變形等引起液壓缸工作過程卡死或漏油。因此一般不作計算，按經(jīng)驗選取，必要時按上式進行驗算。（2）對于厚壁缸筒（D/10），應按材料力學中的厚壁圓筒公式進行壁厚的計算。對于脆性及塑性材料： （2-2）式中符號意義同前。液壓缸壁厚算出后，即可求出缸體的外徑D1為D1D+2 （2-3）式中D1應按無縫鋼管標準，或按有關標準圓整為標準值。4缸蓋厚度的確定一般

29、液壓缸多為平底缸蓋，其有效厚度t按強度要求可用下面兩式進行近似計算。無孔時： （2-4）有孔時： （2-5）式中：t缸蓋有效厚度（m） D2缸蓋止口內(nèi)徑（m） d2缸蓋孔的直徑（m）5 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軸承支承面中點的距離H稱為最小導向長度。見圖。如果導向長度過小，將使液壓缸的初始撓度（間隙引起的撓度）增大，影響液壓缸的穩(wěn)定性，因此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應滿足以下要求： （2-6）式中： L液壓缸的最大行程；D液壓缸的內(nèi)徑；活塞的寬度B：一般取B=（0.61.0）D；缸蓋滑動支承面的長度l，根據(jù)液壓缸內(nèi)

30、徑D而定；當D80mm時，取l1=（0.61.0）D；當D80mm時，取l1=（0.61.0）d；為保證最小導向長度H，若過分增大l1和B都是不適宜的，必要是可在缸蓋與活塞之間增加一隔套K來增加H的值。隔套的長度C由需要的最小導向長度H覺得，即 （2-7） 6.缸筒長度的確定缸筒的長度L0由最大工作行程及結構上的需要決定,一般不大于缸筒內(nèi)徑的2030倍?？砂聪率竭M行計算。 L0=L+B+H+S (mm) （2-8）式中 L活塞最大行程；B活塞寬度；H活塞桿導向長度；S其他長度，指一些特殊裝置所需的長度。7.密封件的溝槽尺寸確定二、強調(diào)計算1.缸筒端部連接強度計算因采用的鏈接方式不同，故連接強度

31、的計算內(nèi)容與公式不同，具體見機械設計手冊第四卷表19-6-12。給出液壓缸缸體與端蓋連接形式圖見表2-7。2.缸筒壁厚驗算計算求得缸筒壁厚的值后，應作強度驗算，即液壓缸額定壓力值應低于一定的極限值，以保證工作安全。 （MPa）式中 s=缸筒材料的屈服強度（MPa）3.活塞桿穩(wěn)定性的驗算液壓缸的支承長度LB是指活塞桿全部外伸時，液壓缸支承點與活塞桿前端連接之間的距離。當LB10d時，液壓缸為短行程型，主要須驗算活塞桿壓縮或拉伸強度，即 （m）式中 F液壓缸的最大推力（N）；s材料的屈服強度（）；ns安全系數(shù)，一般ns=24；d活塞桿直徑（m）。當液壓缸支承長度LB（1015）d時，需要考慮活塞桿的穩(wěn)定性并進行驗算?；钊麠U彎曲失穩(wěn)臨界負荷FK，可按下式計算，即 (N) 在彎曲失穩(wěn)臨界負荷FK時，活塞桿將縱向彎曲。因此，活塞桿最大工作負荷F應按下式驗算，即 (N)式中 E活塞桿材料的彈性模數(shù)（MPa），對于鋼材，=210×103（MPa）J活塞桿橫截慣性矩（m4）K安裝及導向系數(shù)nk安全系數(shù)，一般取nk =3.5；LB安裝距，（m）。三、液壓缸的結構設計 液壓缸主要尺寸確定以后，就要進行各部分的結構設計。主要包括：缸體與缸蓋的連接結構、活塞桿與活塞的連接結構、活塞桿導向部分結構、密封裝置、緩沖裝置、排氣裝置及液壓缸的安裝連接結構等。由于工作條件不同，結構形式也各不相同。