钻床送料机构液压系统设计.doc

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1、南 昌 工 程 学 院毕 业 设 计 (论 文)机械与电气工程学系（院）机械设计制造及其自动化专业毕业设计（论文）题目 钻床送料机构液压系统设计 学生姓名 刘焘 班 级 07机械设计制造及其自动化（2）班 学 号 2007100575 指导教师 李志彪 完成日期 2011 年 6 月 5 日摘要本次毕业设计是关于钻床液压系统送料机构的设计。主要包括钻床液压系统方案的确定、元件计算选取、送料系统液压缸计算这三个方面的内容，根据实际情况进行负载分析, 设计一套钻床的液压回路, 对所需液压元件及电动机等进行分析计算选择。设计通过改进钻床液压系统，达到钻床能在范围内调速，平稳运行，并且具有良好的换向性

2、能，且能够实现自动工作循环，改进并且提高效率。 关键字: 钻床 液压系统 送料机构AbstractThe graduation design is about drilling machine hydraulic system of conveying mechanism design. Mainly include drilling the scheme determination of the hydraulic system, component selection, feeding system calculated the hydraulic cylinder calculation

3、 on the three aspects of content, according to real situation analysis, design a load of drilling machine, hydraulic loop the required hydraulic components and motor, etc for the analysis of choice. Design by improving the drilling machine, hydraulic system to drilling machine can in range speed, sm

4、ooth operation, and has good performance, and can realize directional control automatic work, so as to improve the efficiency of the cycle. Keyword：Drilling machine；hydraulic system；Conveying mechanism目录摘要IAbstractII目录III第一章 绪论1第二章 液压技术的概述32.1研究概况及发展趋势综述32.2液压技术产品的主要发展方向32.3现阶段急需发展的关键技术4第三章 方案分析及液压原

5、理图的拟定53.1已知原始数据和工作条件53.2动力滑台53.3液压系统的工作要求53.4计算液压缸外负载、绘制工作循环图63.5拟定液压系统方案、绘制液压系统原理图83.5.1选择液压回路83.5.2绘制液压系统图113.5.3该系统工作原理分析11第四章 液压元件参数计算与选择134.1确定液压缸的主要参数134.1.1初选液压缸的工作压力134.1.2确定液压缸的主要结构参数134.2 计算液压缸的工作压力、流量和功率144.2.1计算液压缸的工作压力144.2.2计算液压缸的输入功率154.3 选择液压泵164.4选择液压阀174.5液压阀调整参数的确定194.5.1流量阀的调整194

6、.5.2压力阀的调整194.5.3对其它阀的压力调整204.5.4选择辅助元件21第五章 送料机构液压油缸的结构设计235.1 引言235.2送料缸的主要尺寸的设计计算245.2.1液压缸主要尺寸的确定245.2.2液压缸壁厚和外径的计算245.2.3液压缸工作行程的确定265.2.4缸盖厚度的确定265.2.5最小导向长度的确定275.2.6缸体长度的确定285.3液压缸的结构设计285.3.1缸筒与缸盖的连接形式295.3.2活塞295.3.3缸筒315.3.4排气装置325.3.5缓冲装置325.3.6活塞杆32结 论35参考文献36附 录37致 谢40第一章 绪论液压技术是现代机械工程

7、的基本技术构成和现代控制工程的基本技术要素，是一门新的技术。上个世纪60年代以后，随着原子能科学、空间技术、计算机技术的发展，液压技术也得到了很大的发展，渗透到国民经济的各个领域之中，在工程机械、冶金、军工、农机、汽车、轻纺、船舶、石油、航空、和机床工业中，液压技术也得到了普遍的应用。当前液压技术正向高压、高速、大功率、高效率、低噪声、低消耗、经久耐用、高度集成化等方向发展；同时，新型液压元件的应用，液压系统的计算机辅助设计、计算机仿真和优化、微机控制等工作，也取得日益取得了显著的成果。应用液压技术的程度已成为衡量一个国家工业化水平的重要标志之一。正确合理地设计与使用液压系统，对于提高各类液压

8、机械及装置的工作品质和经济性能具有重要意义。我国的液压工业开始于上个世纪50年代，其产品最初应用于机床和锻压设备，后来又用于拖拉机和工程机械。自1964年开始从国外引进液压元件生产技术，同时自行设计液压产品以来，我国的液压件生产已形成系列，并在各种机械设备上得到了广泛的使用。目前，我国机械工业在认真消化、推广从国外引进的先进液压技术的同时，大力研制开发国产液压件新产品（如中高压齿轮泵、比例阀、叠加阀及新系列中高压阀等），加强产品质量的可靠性和新技术应用的研究，积极采用国际标准和执行新的国家标准，合理调整产品结构，对一些性能差的不符合国家标准的液压件产品采取逐步淘汰的措施。可以看出，液压传动技术

9、在我国的应用与发展已经进入了一个崭新的历史阶段。钻床的液压系统就是利用液压技术来控制动力滑台，并完成工件的定位、夹紧等。采用液压技术后，组合机床可以在较大的范围内进行无级调速，具有良好的换向性能，且能够实现自动工作循环，从而提高效率。随着液压技术的发展，它在机床上的应用必将不断地得到扩大和完善。液压气动技术具有独特的优点，如:液压技术具有功率重量比大，体积小，频响高，压力、流量可控性好，可柔性传送动力，易实现直线运动等优点；气动传动具有节能、无污染、低成本、安全可靠、结构简单等优点，并易与微电子、电气技术相结合，形成自动控制系统。因此，液压气动技术广泛用于国民经济各部门。特别是在机械加工制造中

10、，液压气动技术得到了越来越广泛的应用，也取得了很好的效果。钻床是具有广泛用途的通用性机床，可对零件进行钻孔、扩孔、铰孔、锪平面和攻螺纹等加工。在钻床上配有工艺装备时，还可以进行镗孔,在钻床上配万能工作台还能进行分割钻孔、扩孔、铰孔。由此钻床液压系统的良好设计可以有效提高钻床的自动化程度，可靠性和安全性，提高产品质量和生产效率。第二章 液压技术的概述2.1研究概况及发展趋势综述液压技术是实现现代化传动与控制的关键技术之一，世界各国对液压工业的发展都给予很大重视。世界液压元件的总销售额为350亿美元。据统计，世界各主要国家液压工业销售额占机械工业产值的2%3.5%，而我国只占1%左右，这充分说明我

11、国液压技术使用率较低，努力扩大其应用领域，将有广阔的发展前景。液压气动技术具有独特的优点，如:液压技术具有功率重量比大，体积小，频响高，压力、流量可控性好，可柔性传送动力，易实现直线运动等优点；气动传动具有节能、无污染、低成本、安全可靠、结构简单等优点，并易与微电子、电气技术相结合，形成自动控制系统。因此，液压气动技术广泛用于国民经济各部门。走向21世纪的液压技术不可能有惊人的技术突破，应当主要靠现有技术的改进和扩展，不断扩大其应用领域以满足未来的要求。2.2液压技术产品的主要发展方向(1) 节省能耗，提高效率(2) 用AC电机或变频电机驱动定量泵。(3) 发展机电一体化元件和系统。(4) 发

12、展具有比例阀的耐污染和伺服阀高精度、高频响的直动型电液控制阀。(5) 发展内置电子系统的电液伺服比例元件、液压定位油缸等。(6)重视环保。环保型产品将具竞争优势，随着人们环境意识的加强，开发保护型液压产品，将成为今后国内液压技术的主流。(7) 适应主机机电一体化的需要。(8) 应用现代控制技术，提高电液压自动控制系统的性能(9) 大力发展水压系统和元件，扩大其应用领域。2.3现阶段急需发展的关键技术(1) 液压传动与控制系统的节能技术，如负荷传感技术、新型节能系统和元件。(2) 机电一体化技术及IT技术的应用高精度、高频响电液、电气伺服比例系统和元件，液粘调速器速度控制技术。数字液压、气动系统

13、和元件，直动型电液控制元件。(3) 液压系统及污染控制技术。(4) 无泄漏液压系统和元件。(5) 水压传动与控制技术。(6) 高速重载齿轮传动设计与制造技术。(7) 高速铁路轴承设计制造技术。(8) 高速、高精度机床主轴轴承设计与制造技术。(9) 各种传动系统降噪和增寿技术。(10) 特种传动技术(谐波传动、机械无级变速等)。(11) 大型传动系统的故障诊断技术。(12)现代制造技术的应用研究，如表面处理技术，计算机辅助制造技术、润滑技术。第三章 方案分析及液压原理图的拟定3.1已知原始数据和工作条件钻床滑台实现快进工进死档铁停留快退原位停止的工作循环，并完成工件的定位与夹紧。机床快进的速度为

14、5m/min,快退与快进速度相等。工进要求：10-90mm/min范围内无级调速。最大行程600mm，工进行程400mm。最大切削力12000N。运动部件自重20000N。工件所需夹紧力不得超过7000N，最小不低于4000N。夹紧缸行程为50mm，由松开到夹紧的时间为1s，启动转换时间0.2s。3.2动力滑台动力滑台是组合机床用来实现进给运动的通用部件，配置动力头和主轴箱后可以对工件完成各种孔加工、端面加工等工序。液压动力滑台用液压缸驱动，可实现多种进给工作循环。对液压动力滑台液压系统的性能的主要要求是速度换接平稳，进给速度稳定，功率利用合理，系统效率高，发热少。3.3液压系统的工作要求为了

15、能够使机床工作平稳，便于实现自动化和简化设计制造过程，可采用标准液压动力滑台。根据切削力与工作行程等情况，左右滑台均选用HY40A-1型液压动力滑台，左右滑台（包括主轴动力箱等部件在内）重约20103N，滑台的动作循环为：快速前进接近工件，然后按工作进给速度钻孔，由于被加工上有不通孔，故加工到位碰挡铁，以保证行程终点的精度，接着快速退回到原位，最后自动停止，左右滑台的动作循环如图3.1所示。图3.1 液压滑台动作循环图为了便于机床自动化和产生足够的夹紧力，工件的定位夹紧也用液压实现。而工件的定位夹紧和动力滑台的运动三者之间必须按照一定的顺序进行，也就是说，应先定位，然后在夹紧，然后两动力滑台作

16、自动循环，最后松开工件和退出定位销，以便运输带装入第二个工件。为了提高生产率，左右滑台同时实现工作循环，这就要求系统能防止相互干扰。3.4计算液压缸外负载、绘制工作循环图液压缸在工作过程各阶段的负载为：1工作负载 (3.1)2惯性负载 (3.2)3阻力负载静摩擦力 (3.3)动摩擦力 (3.4)液压缸的机械效率取，由此得出液压缸在各个工作阶段的负载如负载启动阶段： (3.5)加速阶段：(3.6)快进阶段： (3.7)工进阶段：总负载=工作负载+切削力，所以 (3.8)快退阶段：= (3.9)液压缸在各运动阶段的负载情况如表3.1所示表3.1 液压缸负载工况滑台液压缸负载推力启动40004444

17、加速28503167快进20002222工进1400015555快退28503167注: 液压缸的机械效率取=0.9，由此得出液压缸在各个工作阶段的负载绘制液压缸负载、速度循环图（左滑台），如图3.2所示。图3.2 液压缸负载、速度循环图3.5拟定液压系统方案、绘制液压系统原理图3.5.1选择液压回路（1）调速与速度换接回路这台机床的液压滑台工作进给速度低，传递功率也较小，很适宜选用节流调速方式，由于钻孔时切削力变化小，而且是正负载，同时为了保证切削过程速度稳定，采用调速阀进口节流调速，为了增加液压缸运行的稳定性，在回油路设置背压阀，分析液压缸的V-L曲线可知，滑台由快进转工进时，速度变化较大

18、，选用行程阀换接速度，以减小压力冲击。如图3.3所示。考虑到该机床在工作进给时负载较大，速度较低，而在快进、快退时负载较小，速度较高，从节省能量，减少发热考虑，泵源系统宜选用双泵供油回路或变量泵供油回路。由于左右滑台在工作时要采用互不干扰回路，所以只能选用双泵供油回路。小流量泵提供高压油，供两滑台工作进给用（也供定位夹紧用），低压大流量泵以实现两滑台快速运动。为两系统（左滑台系统与右滑台系统）工作互不干扰，小泵高压油分别经一节流阀进入各自系统，大泵低压油分别经一单向阀进入各自系统。（2）换向回路此机床快进、快退速度基本相等。滑台在由停止转快进，工进完毕转快退等换向中，速度变化较大，为了保证换向

19、平稳，采用有电液换向阀的换向回路。快进时，进油路与回油路串通，且又不允许经背压阀流回油箱。转为工进后进油路与回油路则要隔开，回油则经背压阀流回油箱，故须在换向阀处、在进、回路连通的油路上增加一单向阀，在背压阀后增加一液控顺序阀，其控制油与进入换向阀的压力油连通，于是快进时液压缸的回油被液控顺序阀切断（快进空行程为低压，此阀打不开），只有经单向阀与进油汇合，转工进后（行程阀断路），由于调速阀的作用，系统压力升高，液控顺序阀打开，液压缸的回油可经背压阀回油箱，与此同时，单向阀将回油路切断，确保液压系统形成高压，以便液压缸正常工作。绘出该部分回路图。如图3.3所示。图3.3 调速与速度换接回路（3）

20、压力控制回路高压小流量泵与低压大流量泵各设一溢流阀调压，工进时只有小流量泵供油，大流量泵则可卸荷，而小流量泵只是在工件加工完毕，输送带即将装入第二个工件之瞬刻，才处于不工作状态，其间断时间甚短，故不必让其卸荷，绘出双泵油源及压力控制回路图。如图3.4所示。图3.4 换向回路（4）定位、夹紧系统的减压顺序回路定位、夹紧液压缸的工作面积，行程均不大，完全可由高压小流量泵对其单独供油。为了保证工件的定位夹紧安全可靠，其换向阀采用带定位装置的电磁阀。夹紧压力比系统低，且要求既稳定，又可调，故采用减压阀减压，减压阀后设置一单向阀，这可增加夹紧的可靠性与安全性。先定位后夹紧的顺序动作，由顺序阀完成。为了使

21、松开工件不受顺序阀影响，使单向阀的顺序阀并联。绘出定位、夹紧系统部分的回路图，如图3.5所示。图3.5 压力控制回路图图3.6 定位、夹紧系统部分的回路图（5）行程终点的控制由于机床需加工不通孔，工作部件对终点的位置精度有一定的要求，因此采用死挡铁停留，并可通过压力继电器发出换向信号。3.5.2绘制液压系统图将各回路图合成，整个机床液压系统原理图就初步绘制了，再检查并加以补充完善，可绘制出正式的液压系统原理图，见附图。系统图中各电磁铁及行程阀的动作顺序见表3.2所示（电磁铁通电、行程阀压下时，表中记“+”;反之，记“-”号）。表3-2 电磁铁及行程阀的动作顺序表电磁铁行程阀1YA2YA3YA1

22、623定位-夹紧-快进+-工进- +- +快退-+-+ -+ -松开工件-原位停止-3.5.3该系统工作原理分析（1）快进进油：液压泵3-方向控制阀5中二通阀b的阀口-行程调速阀6中的二位二通阀右位-进给压力缸无杆腔；回油：进给压力缸有杆腔-二位三通换向阀8的右位-交替单向阀9-进给压力缸无杆腔。（2）工进进油：液压泵3-方向控制阀5中的二通阀b的阀口-行程调速阀6中的调速阀-进给液压缸无杆腔；退油：进给液压缸有杆腔-二位三通换向阀8左位-二通阀d的阀口-背压阀11-油箱。（3）快退进油：液压泵3-方向控制阀5中的二通阀c的阀口-交替单向阀9-液控二位三通阀8的右位-进给液压缸有杆腔；退油：进

23、给液压缸无杆腔-行程调速阀6中的单向阀-方向控制阀5中的二通阀a的阀口-油箱。（4）原位停止夹紧松开图3.7 液压系统图第四章 液压元件参数计算与选择4.1确定液压缸的主要参数4.1.1初选液压缸的工作压力已知液压缸负载值最大为14000N,查表4-1并参考同类型组合机床，取液压缸工作压力为2，为中低压液压系统。表4.1 负载与工作压力之间的关系负载F/KN50工作压力P/MPa0.81.21.52.53.04.04.05.05.04.1.2确定液压缸的主要结构参数由第1分析章可知液压缸最大推力为工进阶段时且为14000N，则D=m （4.1）查表4-2液压缸内径尺寸系列（GB/T2348-8

24、0），将以上计算值圆整为标准直径，取D=100mm为了实现快进速度与快退速度相等，采用差动连接，则d=0.7D。所以 d=0.7D=0.710070mm。同样按表4-2活塞杆直径系列（GB/T2348-80）圆整成标准系列活塞杆直径。取d=70mm。由D=100mm,d=70mm算出液压缸无杆腔有效作用面积为A1=78.5mm2,有杆腔有效作用面积为A2=40.1mm2。 （4.2） （4.3）工进时采用调速阀，查产品样本，调速阀最小稳定流量=0.05,因最小工进速度=0.025,则。 （4.4）故能满足低速稳定性要求。表4.2 活塞杆直径系列（GB/T2348-8） (mm)45681012

25、14161820222528323640455056637080901001101251401601802002202502803203604004.2 计算液压缸的工作压力、流量和功率4.2.1计算液压缸的工作压力根据表4-3执行元件背压的估计值，本系统的背压值估计可在0.50.8范围内选取，故暂定：工进时，0.8，快速运动时，0.5，液压缸在工作循环各阶段的工作压力。差动快进阶段: （4.5） （4.6）工作进给阶段： （4.7）快速退回阶段： （4.8）表4.3 执行元件背压的估计值系统类型背压Pb/MPa中低压系统（08MPa）简单系统，一般轻载节流调速系统0.20.5回油路带调速阀的

26、系统0.50.8回油路带背压阀0.51.5带补油泵的闭式回路0.81.5中高压系统（816MPa）同上比中低压系统高40%50%高压系统（1632MPa）如锻压机械等初算时背压可忽略不计4.2.2计算液压缸的输入功率快进阶段： （4.9）工进阶段： （4.10）快退阶段： （4.11）将以上计算的压力、流量和功率值列成表4.4。表4.4液压缸在各阶段的压力、流量和功率工作阶段工作压力（）输入流量（）输入功率（）快速前进1.119.20.352工作进给3.750.7850.05快速退回1.7720.050.594.3 选择液压泵由上表可知工作进给阶段液压缸最大工作压力为3.75106,进油路上的

27、压力损失一般为,现取进油路总压力损失为,则小流量泵最高工作压力为: （4.12）因此,小泵的额定压力可取(4.25+4.2525%)=5.3125。确定液压泵的最大供油量： （4.13）K-系统的泄漏修正系数,一般取快退时泵的流量为: 工进时泵的流量为: 考虑到节流调速系统中溢流阀的性能特点,尚须加上溢流阀稳定工作的最小溢流量,一般取3.所以小流量泵的流量为:=(0.8635+3)=3.8635查产品样本,选用小泵排量为V=6的YB1型双联叶片泵,额定转速为n=960,则小泵的额定流量为:因此大流量泵的流量为:查产品样本,选用大泵排量为V=20的YB1型双联叶片泵,额定转速为n=960,则大泵

28、的额定流量为:所以,满足要求.故本系统采用一台YB1-20/6型双联叶片泵。由前面分析可知,快退阶段的功率最大,故按快退阶段估算电动机功率.若快退时进油路的压力损失,液压泵的总效率=0.7,则电动机的功率为: （4.14）查电动机产品样本,选用Y90L-6型异步电动机P=1.1kw,n=910。4.4选择液压阀根据所拟定的液压系统原理图,计算分析通过各液压阀的最高压力和最大流量,选择个液压阀的型号规格，下面列出各控制阀通过的实际流量，见表4.5。表4.5 各阀通过的实际流量及型号规格序号元件名称通过流量型号规格1双联叶片泵22.46YB1-20/62溢流阀5.18EAZ63-253减压阀5.1

29、8EJX63-254单向阀5.18AF3-Ea10B5顺序阀5.18ECZ25-256单向阀5.18AF3-Ea10B7压力继电器5.18EYX63-68节流阀2ELB-169液控顺序阀0.5ECZ25-2510溢流阀17.28DBD-611二位三通电磁阀1F22DH-2512行程阀19.2E22JH-6313单向阀20.05AF3-Ea10B14调速阀1EQL-315单向阀8.64AF3-Ea10B16背压阀0.5EFZ10-2517电液换向阀20.05E35ZD-6318单向阀19.2AF3-EA10B4.5液压阀调整参数的确定4.5.1流量阀的调整(1)节流阀流量的调整节流阀在滑台快速运

30、动时通过的流量调整为2左右较为合适.当一滑台在作快速运动时，另一滑台正在作进给运动，不会出现压力突然下降和波动以至影响加工质量的现象，另外，在滑台快速运动时，有可增加2的流量使速度加快，从而提高工效。(2)调速阀流量的调整将调速阀旋钮拧到0.2，可消除负载变化对流量的影响，满足工进要求。4.5.2压力阀的调整溢流阀5的压力调整值显然的系统压力最高值，。对溢流阀4的压力调整值需作如下计算：快进 快退， （4.15）， （4.16）， （4.17）式中为液压缸无杆腔的压力，F为液压缸有杆腔压力，为液压缸回油流经电液换向阀时的压力损失，F为左滑台快速运动时的推力（4444N）。查产品样中可查出这些阀

31、在额定流量下的压力损失如表4.6所示。再考虑到管道内及通道体内的压力损失，溢流阀的损失可调为：=1.5 表4-6 阀的额定压力损失A1=2A2=/4D2=25快进快退P=9.5 105PaP=10.5105Pa7节流阀型号额定流量下的压力损失12单向阀ELB-162105Pa13换向阀AF3-EA10B2105Pa15单向阀E35ZD-631.5105Pa16二位三通行程阀AF3-Ea10B2105Pa4.5.3对其它阀的压力调整(1)减压阀减压阀的压力值由夹紧力及夹紧缸的工作面积决定，取Pj=2.5106。(2)顺序阀顺序阀的压力值应大于定位液压缸动作时的压力而小于减压阀的压力，由计算可得定

32、位液压缸动作其对应的压力值为4105，则有425为减小压力损失，可取=8105。(3)压力继电器其压力值应大于夹紧液压缸动作时的压力值，小于减压阀的压力值，由于继电器工作时无功率损失，为了可靠起见，取偏大值=8105.。(4)压力继电器其压力值应大于工作进给时的压力值，小于溢流阀5压力值，基于上述原因取=3.9105。(5)液控顺序阀其压力值应大于快进时节流阀之后的压力值，而小于溢流阀5的压力值，同样，此阀工作时不会增加系统的功率损失，为使工作可靠，保证液压缸差动连接正常工作，可取调整值可为:=3.0106。背压阀的压力前面已确定为=。至此整个系统调整完毕，各测压点的布局可参看集成块单元回路图

33、。说明：此系统定位夹紧部分均采用标准单元回路块，测压点位置也已确定。尽管已有的两处测压点均用到，但仍无法测到顺序阀的压力。实际上，只要在减压阀后布一测压点，则四阀的压力均可测得。4.5.4选择辅助元件本系统为中压系统，按经验，油箱的容积一般取泵流量的57倍。查油箱容量按下式确定： （4.18）取油箱容量 4.6 液压系统性能的验算4.6.1液压系统的效率 （4.19）4.6.2液压系统发热核算因为油箱的容量，所以散热面积A为 （4.20）又因由上面计算知，工作进给时泵的输入功率为ppi=0.05kW，=0.07。油箱的散热数K = 1510-2 kW/（m），环境温度按夏季室温30考虑，用计算

34、出油箱中油液的温度为 （4.21）此值低于允许最高温度，满足使用要求。根据以上各项计算，综合判断液压系统设计合格。第五章 送料机构液压油缸的结构设计5.1 引言送料机构的设计采用液压动力。如图5.1。钻床液压系统的良好设计可以有效提高钻床的自动化程度，可靠性和安全性，提高产品质量和生产效率。液压技术具有功率重量比大，体积小，频响高，压力、流量可控性好，可柔性传送动力，易实现直线运动等优点；气动传动具有节能、无污染、低成本、安全可靠、结构简单等优点，并易与微电子、电气技术相结合，形成自动控制系统。液压缸结合传动滚筒，可柔性传送动力，易实现直线运动等优点。如图5.2。一进一退提高了钻床的效率。自动

35、化便捷的送料机构钻床对生产效率和产品质量的提高都有重大影响。图5.1送料缸夹紧缸钻削缸图5.2传动滚筒液压缸有多种类型。按结构特点可分为活塞式、柱塞式和组合式三大类；按作用方式又可分为单作用式和双作用式两种。在单作用式液压缸中，压力油只供入液压缸的一腔，使缸实现单方向运动，反方向运动则依靠外力（弹簧力、自重或外部载荷等）来实现。由于该系统自身的特点，液压缸采用单作用式。5.2送料缸的主要尺寸的设计计算5.2.1液压缸主要尺寸的确定由第四章元件参数计算与设计中液压缸的内径D=100mm，活塞杆直径d=70mm已确定。表5.1 液压缸工作压力与活塞杆直径液压缸工作压力推荐活塞杆直径表5.2活塞直径

36、系列20253240505563（65）70（75）80（85）90（95）100（105）110125（130）140（150）160180200（220）250（280）320（360）400（450）500（560）630（710）820（900）1000注：括号中尺寸尽量不用5.2.2液压缸壁厚和外径的计算液压缸的壁厚由液压缸的强度条件来计算。液压缸的壁厚一般指缸体结构中最薄处的厚度。承受内压力的圆筒，其内应力的圆筒，其内应力分布规律因壁厚的不同而各异，一般计算时可分为薄壁圆筒和厚壁圆筒。当缸体壁厚与内径之比小于0.1时，称为薄壁缸体，薄壁缸体的壁厚按材料力学中计算公式：(m) （5.

37、1）式中：缸体壁厚（m）P液压缸的最大工作压力（）D缸体内径（m）缸体材料的许用应力（）铸钢：=（10001100） 无缝钢管：=（10001100） 锻钢：=（10001200） 铸铁：=（600700） 选用铸钢作为缸体材料： （5.2）在中低压机床液压系统中，缸体壁厚的强度是次要的，缸体壁厚一般由结构，工艺上的需要而定，只有在压力较高和直径较大时，才由必要校核缸体最薄处的壁厚强度。当缸体壁厚与内径D之比值大于0.1时，称为厚壁缸体，通常按中第二强度理论计算厚壁缸体的壁厚： （5.3）因此缸体壁厚应不小于1.7mm，又因为该系统为中低压液压系统，所以不必对缸体最薄处壁厚强度进行校核。缸体的

38、外径为： （5.4）取缸体外径为： 5.2.3液压缸工作行程的确定液压缸的工作行程长度，可根据执行机构实际工作的最大行程来确定。以液压左滑台为例，因为左滑台的最大行程为600mm,由表5-1液压缸活塞参数（GB2349-80），选择液压缸的工作行程为630mm。表5.3 活塞杆直径系列（GB/T2348-80） (mm)2550801001251602002503204005006308001000125016002000250032004000406390110140180220280360450550700900110014001800220028003900240260300340380

39、420480530600650750850950105012001300150017001900210024002600300038005.2.4缸盖厚度的确定缸筒底部（即缸盖）有平面和拱形两种形式，由于该系统中液压缸工作场合的特点，缸盖宜选用平底形式，可得其有效厚度t按强度要求可用下面两式进行近似计算：缸盖有孔时： （5.5）缸盖无孔时： （5.6）式中：t缸盖有效厚度（m） P液压缸的最大工作压力（） 缸体材料的许用压力（） 缸底内径（m） 缸底孔的直径（m）缸盖的材料选用铸铁，所以：缸盖有孔时：缸盖无孔时：5.2.5最小导向长度的确定当活塞杆全部外伸时，从活塞支承面中点到缸盖滑动支撑面中点的距离H称为最小导向长度(图5.3) ，如果最小导向长度过小将使液压缸的初始挠度增大，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：图5-3液压缸的导向长度 （5.7）式中：L-液压缸的最大行程D-液压缸的内径 5.2.6缸体长度的确定液压缸的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大