摘 要
本次设计题目是刨床液压系统改造设计。即用液压系统代替机械结构来实现刨床的主运动和横向进给运动。该液压系统设计包括：液压系统方案的拟定，液压油箱设计，液压缸设计，液压站设计。设计思路是从刨床的性能和动作要求入手，并参照国内刨床或和液压系统的设计规范，查阅相关技术文现和资料，提出了刨床液压系统改造方案。图纸采用Auto CAD 绘制。并经过认真地设计计算, 查找资料撰写设计说明书。
液压刨床的优点是：传动平稳，由于采用液压传动，滑枕的运动速度均匀，且可实现无级调速；负荷能力比一般机械传动的牛头刨床大；滑枕可以在任何位置上立刻停止或起动；工作台的横向进给运动也采用液压传动，进给量可以在一定范围内任意调整；机床由液压安全阀做保护，过载时不容易损坏机床的零部件；零件在油里工作不易磨损，因而机床使用寿命长；操纵简单，使用方便。改造出来的刨床液压系统具有尺寸精确、生产效率高，劳动强度低，产品质量好的优点。
关键词：液压牛头刨床 液压系统 液压缸
写 作 提 纲
一、绪 论
（一）本课题研究的目的意义
（二）本课题国内外发展概况及存在的问题 （三）本课题解决的主要问题 二、牛头刨床系统分析与设计
（一）设计思想 （二）牛头刨床系统分析 三、液压系统的计算
（一）牛头刨床液压系统设计 （二）液压系统的计算和选择液压元件 （三）液压系统性能验算 四、液压缸的设计
（一）选择液压缸类型安装方式
（二）液压缸的主要性能参数和主要尺寸 （三）液压缸的参数计算 （四）活塞的设计 （五）活塞杆
（六）活塞杆的导向套、密封和防尘 （七）液压缸缓冲装置的设计 五、液压站的设计
（一）确定液压站的结构类型方案 （二）液压控制装置（液压阀站的集成） （三）液压动力源装置（液压泵站）的设计 （四）液压泵组的结构设计 （五）液压站的结构总成
（六）液压站总图的设计与绘制 六、结 论 参 考 文 献
一、绪 论
（一）本课题研究的目的意义
机械式牛头刨床是一种由机械传动来实现平面、台阶、曲面及各种沟槽等表面加工的机床。随着技术水平的提高，这些机械式牛头刨床已越来越难以满足生产的需要，然而国内还有许多工厂拥有大量的机械式牛头刨床，对牛头刨床进行技术改造升级势在必行，而液压传动的牛头刨床有许多优点，能满足社会生产的需要。而且用液压传动来实现对牛头刨床运动的控制，在现有的技术条件和经济条件下是可行的，也是经济的。
（二）本课题国内外发展概况及存在的问题
目前，机械式牛头刨床已非常落后，按驱动形式来分，牛头刨床大体分为两种方式：一、采用机械驱动。它是由机械传动来实现机床的各种运动，采用机械传动形式的牛头刨床叫机械式牛头刨床，使用较为普遍。二、采用液压驱动。它是由液压传动来实现机床的各种运动，这类牛头刨床叫做液压牛头刨床，它是一种新型的牛头刨床。而现在国内使用机械式牛头刨床来加工的占了大多数，使用液压的相对较少。
在总结目前国内外牛头刨床的发展现状以及今后的发展趋势的情况下，当前牛头刨床还有着以下的几点不足：1、生产率较低。现在有的牛头刨床不论是机械式的还是液压式的，由于其主运动都是直线往复运动，在一次往复行程中只刨削一次。而且，机械方式的噪音较大，对工人及周边的损害也严重，不人性化。2、机械式牛头刨床在刨削中的冲击较大，因而限制了加工精度、表面质量和切削速度的提高。3、牛头刨床只用于单件小批量生产和机修车间。
（三）本课题解决的主要问题
由机械式的牛头刨床改造出的液压式牛头刨床能满足当前市场的需要，有效地规避了当前机械式牛头刨床的不足。采用液压传动来代替机械传动，能有效地克服上述不足，并且传动平稳，出力较大，从整体来看单位体积的出力比机械传动方式大得多。改造后的液压系统具有尺寸精确，劳动强度低，产品质量好的优点。
二、牛头刨床系统分析与设计
（一）设计思想
本课题是以机器使用功能多样、经济性好、可靠性高、寿命长、结构简单、可维修性好为设计思想。 （二）牛头刨床系统分析
1. 本机床设计要求及具体的技术参数
在现有的机械式牛头刨床的基础上进行改造。根据机械式牛头刨床的原理，设计相应的液压系统来代替机械传动系统，实现液压式牛头刨床的要求。
目前市场上常用的牛头刨床可分为大、中、小三种类型。小型刨削长度在400mm 以内；中型刨削长度为400—600mm ；刨削长度超过600mm 的为大型牛头刨床。B 665型牛头刨床的技术参数如下：最大刨削长度为650mm ，滑枕行程为95—650mm ，往复行程次数为12.5—73次/分，底面到工作台距离为65—370mm ；工作台上工作面尺寸（长⨯宽）为650⨯450mm ，上工作面中央T 形槽宽度为18mm ，最大行程，水平为605mm ，垂直为305mm ；外形尺寸为（长⨯宽⨯高）2320⨯1450⨯1750mm 。
2 .牛头刨床的液压系统
牛头刨床是一种由机械传动来实现平面、台阶、曲面及各种沟槽等表面加工的机床。通过分析机械式牛头刨床，当用液压来代替时，需要实现滑枕的往复直线运动。即用液压能来驱动输出主运动。
3. 牛头刨床系统方案的比较与选用
用液压能够实现往复直线运动的有很多种方式，其中有:1.液压缸；2. 液压马达，都是能够实现往复直线运动的方式。在此比较第一种和第二种这两种情况。因为这两种在工业上用的比较多，市场上有标准系列产品，且实现起来相对容易些。 用液压马达与液压缸方案的比较： ⑴从执行元件性能方面来比较
用液压马达来实现，它的所能输出转矩较小，起始负载转矩也不能太大。且有泄漏；液压缸能输出较大的推力（通过改变活塞的有效面积来实现），无泄漏，效率高于液压马达，无噪声。液压缸优于液压马达。
⑵从经济性方面比较
一般来说，液压马达的价格比液压缸的高，但它的寿命不如液压缸长，且液压马达的可维修性不如液压缸，使用成本也较高。
⑶从空间的占用方面比较
液压缸的占用的空间较液压马达的小，液压马达可选用双速马达，分别实现工进与快退。
⑷从整体系统性能方面比较通过以上分析与比较，我们可以确定采用液压缸来实现这一功能比较适合本题要求，初步拟定的液压系统原理图如下图1：
p
图1 刨床液压系统原理图
机械方面在此采用棘轮机构，只是进给运动由液压和机械传动配合传动，因此进给量可以在一定的范围内实现无级调速；主运动的往复直线运动由以前的曲柄摆杆机构该为由液压缸来实现，由于采用液压传动，所以滑枕运动速度的变化较均匀，不像机械传动的牛头刨床那样切削速度变化较大，且由于液压传动具有缓冲吸振的作用，故滑枕在换向过程中冲击和振动也较小；同时，机床的工作压力由安全阀控制，如遇有机床过载时，也不易损坏部件；另外，机床的操纵也变得方便、省力、加工精度高。
三、液压系统的计算
要进行液压系统计算，先应计算工件刨削时所需的刨削力，即牛头刨床刨刀所遇到的刨削阻力，这对后面计算与设计有着重要的意义。这也是决定牛头刨床功率的依据。但牛头刨床刨削工件的过程是一个较为复杂的过程，在这个过程中，主要是工作阻力，还有摩擦力，惯性负载，重力负载，背压阻力，并且在每一工况（启动、加速、快进、工进、制动、快退、制动）时的力是不同的。必须把这个过程的力分析清楚，并将每一工况下的力计算出来。为了便于计算，应估算出一个在启动或制动时间，一般机床的主运动取0.2～0.5s 、进给运动取0.1～0.5s 、磨床取0.01～0.05s ，工作部件较轻或运动速度较低时取小值。做这样的估算，在这种类型的机床上是可行的，工业上也是允许的。 （一）牛头刨床液压系统设计
液压系统要实现加工的目的，完成的工作循环是：启动——加速——快进——工进——制动——快退——制动。运动部件的重力为6517N ，工进时，液压缸负载为8720N ；快退时, 液压缸负载为665N 。初选系统工作压力。
1. 负载分析 ⑴计算外负载
当机床上的液压缸作直线往复运动时，液压缸必须克服的外负载F 为：
F =F t +F f +F m +F g +F b （ 式3-1）
其中；F t ——工作负载； F f ——摩擦负载； F m ——惯性负载； F g ——重力负载；
F b ——背压负载。
⑵工作负载的计算
工作负载与机床的工作性质有关，它可能是定值，也可能是变值。一般工作负载是时间的函数，即
F t =f (t ) ，需根据具体情况分析决定。若负载方向与进给方向相同称正值负载，若负载方向与进给方向相
反称负值负载。滑枕所受的工作负载与进给方向相同，其刨削阻力由切削力公式计算如下： 据公式：Fz =C F Z ∙a P 其中： a p =3mm ，
X F Z
∙f
y F Z
∙K F Z （ 式3-2）
f =1. 8-1. 6mm ⋅dst -1， C FZ =1875， X FZ =1. 0， y FZ =0. 75，
K FZ =1。
故Fz =C F Z ∙a P
X F Z
∙f
y F Z
∙K F Z =1875⨯31⨯1. 60. 75⨯1=8055N
所以：F t =F Z =8055N 。
⑶摩擦力的计算
液压缸驱动工作部件工作时要克服机床导轨处的摩擦力，它与导轨形状、安放位置及工作台的运动状态有关。一般机床上常见的有两种导轨形式，其摩擦阻力的估算公式如下：
平导轨 F f =f (F g +F n ) （ 式3-3） V形导轨 F f =f
F g +F n sin
2
（ 式3-4）
其中： F g ——移动部件的重力：
F n ——切削力垂直于导轨上的正压力： α——V 形导轨的夹角； 下表1：
表1 导轨摩擦系数表
导轨种类 滑动导轨
导轨材料 铸铁对铸铁
工作状态 启动时
摩擦系数
f ——导轨摩擦系数，启动时按静摩擦系数f s 计算，其余按动摩擦系数f d 计算，参考如
f s =0. 15-0. 20
低速（v
滚动导轨 静压导轨
铸铁导轨对滚柱（珠） 启动时或运动时 铸铁对铸铁
启动时或运动时
f s =f d =0. 25-0. 05 f s =f d =0. 05
本课题导轨摩擦阻力由滑枕和颠覆力矩产生，若忽略颠覆力矩的影响，则 静摩擦阻力 F fs =f s ⋅F g =0. 2⨯665⨯10=1310N 动摩擦阻力 F fd =f d ⋅F g =0. 1⨯665⨯10=655N
⑷惯性负载的计算
工作部件在启动时和制动过程中产生惯性力，可按牛顿第二定律求出，即： F m =m ⋅a =m
∆v ∆t
式中 m ——工作部件总重量；
∆v ——加（减）速度时的变化量；
∆t ——启动或制动时间，一般机床的主运动取 0.2～0.5ｓ、进给运动取0.1～0.5s 、磨床取0.01～0.05ｓ，工作部件较轻或运动速度较低时取小值。惯性阻力包括以下两部分⑸、⑹。
⑸滑枕快进时惯性阻力F m 滑枕启动加速、反向启动加速和快退减速制动的加速度相等，选取∆v =0. 1m /s ，由于滑枕启动加速、
2l 2⨯25⨯10-3
==0. 5s ，故惯性阻力反向启动加速和快退减速制动这一阶段为匀加速运动，所以∆t =v 0. 1
为：
F m =m ⋅a =m
∆v 0. 1
=665⨯=133N ∆t 0. 5
⑹滑枕工进时惯性阻力F m
-3
滑枕由工进转换到制动是减速，取∆v =20⨯10m /s ，∆t =0. 5s ，故惯性阻力为：
/
∆v 20⨯10-3
'=m ⋅a =m F m =665⨯=27N
∆t 0. 5
⑺重力负载的计算
当工作部件垂直运动或倾斜放置时，它的自重也是一种负载，向上移动时为正负载，向下运动时为负负载。当工作部件水平放置时，F g =0。
由于刨床滑枕为水平放置，所以负载不考虑重力。
以上为液压缸所克服的外负载，实际上，液压缸工作时还必须克服其内部密封装置产生的摩擦阻力F s ，它包括活塞及活塞杆处的摩擦力，其值与密封装置的类型、液压缸制造质量和油液工作压力有关，计算比较复杂。
此外，液压缸还必须克服回油路上的阻力，称为背压阻力F b ，其值为：
F b =p b ⋅A （ 式3-5）
其中： A ——回油腔工作面积
p b ——液压缸背压，在系统方案、结构尚未确定之前，一般按经验数据估算一个数值，如进油节流调速时取p b =(2~5) ⨯105p a ；回油路上有背压阀或调速阀时取p b =(5~15) ⨯105p a ；对于闭式回路p b =(8~15) ⨯105p a 。
根据以上分析，计算各工况负载，该刨床滑枕所受负载也为液压缸所受负载，详见下表2。
表2 液压缸驱动力和负载
液压缸驱动力F 0=
工况 计算公式 液压缸负载F （N ）
F
ηm
（N ）
启动 加速 快进 工进 制动 快退 制动
F =f s F G F =f d F G +F M F =f d F G
1310 798 665 8720 638 665 522
1456 887 739 9689 7XX 739 580
F =f d F G +F L ' F =f d F G -F M F =f d F G F =f d F G -F M
注：取液压机械效率ηm =0.9。 ⑻绘制负载图和速度图
根据已给的快进、快退、工进的行程和速度，配合表2中相应负载的数值，可绘制液压缸的F —t 与v —t 图，以及近似计算快进、快退、工进的时间如下：
l 125⨯10-3
①快进 t 1===0. 25s
v 10. 1l 2600⨯10-3
②工进所需时间 t 2===30s
v 220⨯10-3l 3650⨯10-3
③快退 t 3==6. 5s
v 30. 1
④绘制负载图和速度图
其中：t 1=0. 25s t 21=30s t 3=6. 5s
图2 F
-t 图
图3 v -t 图
2. 初选液压系统工作压力
液压缸工作压力的选择是否合理，直接影响到整个系统设计的合理性，确定时不能只考虑满足负载要求，应全面考虑液压装置的性能要求和经济性。如果液压缸的工作压力选定较高，则泵、缸、阀和管道尺寸可选得小些，这样结构较为紧凑、轻巧，加速时惯性负载也小，易于实现高速运动的要求。但工作压力太高，对系统的密封性能要求也相应提高了，制造较困难，同时缩短了液压装置的使用寿命。此外，高压会使构件弹性变形增大，运动部件容易产生振动。对于各类机床的液压系统，由于各自特点和使用场合不同，其液压缸的工作压力亦不同，一般常用类比法。参考如下两表（表3、表4）：
表3 液压缸负载工作压力对应表
50000
负载F (N )
液压缸工作压力
＜8～10 15～20 25～30 30～40 40～50 ≥50～70
P ⨯105(pa )
机床类型
磨床
表4 液压缸机床类型工作压力对应表 车镗铣床 珩磨机 组合机床 齿轮加工机
床
20～40 20～50 30～50 ﹤63
拉床、龙门刨
床 ﹥100
液压缸工作压力 ≤20
P ⨯105(pa )
由于液压技术的发展，当前国内外许多人认为，就目前材质情况和生产水平，取液压系统压力为
350⨯105pa 左右为最经济，并有资料论证低压系统的价格比高压系统的价格高0.5～2倍。为此，国内液
压行业正在研制高压系列的泵、阀，以供各种液压系统使用。为此刨床液压系统的工作压力，一般为 (15～20) ×10Pa （参照上表3）本课题初选液压缸工作压力p 1=20×10Pa 。为防止刨削时滑枕发生前冲，液压缸回油腔应有背压，背压p 2=10×10Pa 。假定快进、快退回油压力损失∆p 2=3⨯10pa 。
5
5
5
5
3. 液压缸的类型及安装方式
液压缸类型选双作用差动液压缸，活塞行程终了时减速制动，减速值不变。安装方式选择底座安装
MS 2型。
4. 液压缸的主要结构尺寸
⑴按最大负载初选液压缸的结构尺寸
计算液压缸的有效面积时，还要考虑往返行程的速比λv ，活塞杆受拉或受压的情况以及背压力p b 的数值（在系统方案尚未拟定，回油路结构尚未确定之前，背压力是无法估算的。这里只能参考背压力p b 的经验数据暂选一个）。利用液压相关知识和公式求出液压缸左右有效工作面积A 1及A 2、直径D 和活塞杆直径d 等的值。
⑵按液压缸最低运动速度验算其有效工作面积
有效工作面积决定于负载和速度两个因素。用负载和初选压力计算出来的有效工作面积，还必须按下式进行检验：
A ≥
Q min
νmin
（ 式3-6）
式中： v min ——液压缸的最低工进速度：
A ——液压缸的有效工作面积：
Q min ——液压缸最小的稳定流量。在节流调速系统中，Q min 决定于调速阀或节流阀的最小稳定
流量，其值可在产品样本性能表上查到。在容积调速系统中，液压缸的最小稳定流量决定于变量泵的最小稳定流量。
如果有效工作面积A 不能满足上式，则应适当加大液压缸直径。将确定的液压缸直径和活塞杆直径圆整化为规定的标准值（见如下表5，表6），以便采用标准的密封件和标准的工艺装备。
由于本题取液压缸前、后腔有效面积之比2：1，因此得液压缸无杆腔有效面积A 1为：
A F 01=
=9689
≈55. 4⨯10-4(P -12P 1
m 2 12) (20-2
⨯5) ⨯105
表5 液压缸内径系列表
20 25 32 40 50 55 63 (65) 70 (75) 80 (95) 100 (105) 110 125 130 140
(150)
160
180 200 (280)
320
360
400
450
500
560 630 710 820
900
表6 活塞杆外径系列表 10
12 14 16 18 20 22 25 28 30 32 45 50 55 60 63 65 70 75 80 85 90 105 110 120 125 130 140 150 160 180 200 220 280 320 360 380
400 420 450 500
注：括号内的尺寸尽可能不用。 取 A -4
2
1=55⨯10m 故液压缸内径D 为：
D =
4A 1
⨯55⨯10-4
π
=
4π
≈8. 37⨯10-2m
按上表取标准值D =8⨯10-2
m 所以根据公式计算活塞杆直径：
d =0. 7D ≈5. 5⨯10-2m （标准直径）；
液压缸尺寸取标准值之后的有效工作面积为 无杆腔面积
A π⋅D 2
3. 14⨯(8⨯10-2) 2
1=
4=4
≈50. 2⨯10-4m 2
有杆腔面积
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(85) 90 250 1000
35 40 95 100 250 260
(220)
A 2=
活塞杆面积
π(D 2-d 2)
43. 14⨯(82-5. 52) =⨯10-4≈26. 5⨯10-4m 2
4
A 3=A 1-A 2=(50. 2-26. 5) ⨯10-4=23. 7⨯10-4m 2
根据资料[3]中表20-2-28, 液压缸活塞行程取l =800mm ，因行程与活塞杆直径比故不需要做压杆稳定性验算。
5. 按最低速度要求验算液压缸尺寸
因工作速度低，需验算液压缸尺寸，即要满足如下式子，（参照资料[6]）
l 800
=
A ≥
其中，式中
Q min
（ 式3-7） V min
v min ——液压缸的最低工进速度：
A ——液压缸的有效工作面积：
Q min ——液压缸最小的稳定流量。在节流调速系统中，Q min 决定于调速阀或节流阀的最小稳定流量，
其值可在产品样本性能表上查到。在容积调速系统中，液压缸的最小稳定流量决定于变量泵的最小稳定流量。
本设计中为0.02m/s,而在本设计中，节流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实际面积，即：A 1=
F 09689
=≈55. 4⨯10-4m 2 11
(P 1-P 2) (20-⨯5) ⨯105
22
-4
2
比较可知： A =55. 4⨯10m >6. 计算液压缸所需流量
0. 1004
=50. 2⨯10-4m 2，满足要求，液压缸能达到所需低速。 0. 02
q V
；V 为活塞与缸体相对速度（m/s）。 q V =Av , 其中，A 为液压缸有效作用面积（m 2）
快进时的流量：q 工进=A 1v 1=23. 7⨯10-4⨯0. 1=0. 237⨯10-3m 3 快退时的流量：q 快退=A 2v 1=26. 5⨯10-4⨯0. 1=2. 65⨯10-3m 3 有效作用面积：A 2=26. 5⨯10m 7. 绘制液压系统工况图
绘制液压缸工况图如下，工况图包括压力图，流量循环图，和功率循环图。它们是调整系统参数，选择液压泵，阀等元件的依据。工作循环中工作阶段的液压缸压力和功率如表7所示。
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-4
3
表7 工作过程中的各参数表
工况
计算公式
液压缸 F 0（N ）
液压缸工作压力
流量
功率
p 1⨯105（p a ） p 2⨯105（p a ）
6.14 6.74 6.12
Q ⨯10-3
2
P ⨯103
0.145
快 进
F 0
+∆P 2 A 3
启动 Q =A 3⋅v 1 1456
（m /s） (W) 0.237
P 1=
∆p 2=0 ∆p 2=3 ∆p 2=3
加速 快进
P =p 1⋅Q
887 739
工进
F 0p 2
+
A 12
Q =Av 12 p 1=
5
21.7
0.1004
0.219
P =p 1Q
9689
快 退
启动 加速 快退 制动
F 0
+2p 2 1456 A 2
Q =A 2v 1 p 1=
P2=0 3 3 3
5.49 9.35 8.79 7.97
0.265
0.233
P =p 1Q
887 739 522
注：取工进时的最大速度v 2=20⨯10-3m /s 。 以上在算反向压力时，取背压为0.5MPa ，由公式：p 1=
F 0
+∆p 2来计算；计算正向压力时，背压取A 3
为0，由p 1=
F 0
来计算。 A 3
工况图的作用是：通过工况图找出最大压力、最大流量点和最大功率点，将各工作阶段中压力、流量变化的规律，作为选择液压泵和控制阀的依据。其中：
t 1=0. 25s t 2=30s t 3=6. 5s
由上表绘制出液压缸工况图如下所示：
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图4 液压缸工况图
8. 制定基本方案确定液压系统原理图
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⑴制定基本方案 ①调速方式的选择
刨床工作时，要求低速运动平稳性好，速度负载特性好。由图可知，液压缸快速和工进时功率都较小，负载变化也较小，因此采用调速阀的进油节流调速回路。为防止工作负载突然消失引起的前冲现象，在回油路上加背压阀。
②油路循环方式：
本课题以选用差动缸（A 1 2A 2）实现“快、慢、快”的回路，即采用快进和快退速度相等的差动回路作为快退回路。工进快退利用压力继电器来实现。由工况图可以清晰的看出，其系统特点是快速时低压大流量时间短，工进时高压小流量时间长。显然选用定量泵效率底，系统发热量大，故应采用变量叶片泵或限压式变量泵，两者比较见下表8。本机床要求系统压力平稳，工作可靠，为此采用变量叶片泵。
表8 变量叶片泵的比较表
变量叶片泵
1、流量突变时，液压冲击取决于溢流阀的性能，一般冲击较小
2、内部径向力平衡，压力平衡，噪声小，工作性能好
3、须配有溢流阀一卸荷阀组，系统较复杂 4、有溢流损失，系统效率较低，温升较高
③液压系统的组合
在所选择基本回路的基础上，再综合考虑其它因素的影响和要求，便可组成完整的系统图。在液压系统图中为了使液压缸快退实现差动连接，在系统中增设一个单向阀8及液控顺序阀6；在液压泵1和电磁换向阀2的出口处，分别增设单向阀7和8，以免当液压系统较长时间不工作时，在“油柱”的压力下油液流回油箱，形成局部真空，由于系统不可能绝对密封，使空气渗入系统，影响系统工作平稳性。单向阀7的另一个作用是防止液压系统在电机停转时反转。为了过载保护或行程终了利用压力控制来实现切换油路，在系统中还装有压力继电器9，为观察和调整系统压力，应在系统图所示3处设置测压点，为减少压力表，设置一个多点压力表开关10。
④换向回路：
综上所述，本系统的主要液压回路为进油节流调速回路与差动回路。为实现这两种回路的要求，可以有多种不同形式的进油节流调速回路与差动回路的组合。本题拟采用两个三位四通电磁换向阀来实现换向功能。
⑤压力控制回路：
在泵出口并联一溢流阀，实现系统的定压溢流同时在该溢流阀的远程控制口连接一个三位四通电磁换向阀，以便于通过电信号来控制刨床的进给运动。
⑵确定液压系统原理图
根据前面初步拟定的液压系统原理图。经过修改和更正后，使之更符合本设计的要求，再由上述计算结果
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限压式变量叶片泵
1、流量突变时，定子反应滞后，液压冲击较大
2、内部径向力不平衡，轴承负载较大，压力波动及噪声较大，工作性能差 3、系统较简单
4、没溢流损失，系统效率较高，温升较低
和技术要求，在主回路初步选定基础上，只要再增加一些必要的辅助回路便可组成较完整的液压系统了。所拟定拟定的系统工作循环表（表9）及液压系统原理图如图5所示。
表9 系统工作循环表
电磁铁动作循环 快进 工作进给 快退 停止（中途停止） 工作台横向进给
返回
1DT 2DT 3DT 4DT
+ + - - - -
- - + - - -
- - - - + -
- - - - - +
p
图5 刨床液压系统原理图
（二）液压系统的计算和选择液压元件 1. 确定液压泵的流量、压力和选择泵的规格 ⑴泵的最大工作压力p p
液压泵的最大工作压力与执行元件的工作性质有关。若执行元件在工作行程终点运动停止时才需要最大压力，如液压机的压制、成形、校准，机床的定位夹紧等。液压泵的最大工作压力等于执行元件的最大工作压力。
对于执行元件运动过程中需要最大压力，液压缸的工作压力为：
P p =P 1+∑∆P （ 式3-8）
其中P 1——执行元件在稳定工况下的最高工作压力；
∑∆P ——进油路上的沿程和局部损失。初算时按经验数据选取，如管路简单的节流调速系统取
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∑∆P =(2～5) ×10Pa ，管路复杂，进油路采用调速阀系统，取∑∆P =(5～15) ×10Pa ，亦可参照同类系
5
5
统选取。
由工况图和刨床液压系统图可知，液压缸在整个工作循环中的最大工作压力为24. 3⨯10p a 。本系统采用调速阀进油节流调速，选取进油管路压力损失为8×10p a ，由于采用压力继电器，溢流阀的调整压力一般应比系统最高压力大5×10p a ，故泵的最高工作压力为
5
5
5
P p 1=(24.3+8+5) ⨯105=37.3⨯105pa
这是泵的最高工作压力（稳态），即溢流阀的调整压力。
前面计算的液压泵压力p p 是系统的稳态压力。系统工作时还存在有动态超压力，其值总是超过稳态压力。所以选择液压泵规格时，其公称压力应比计算的最大压力高25%～60%，液压泵的公称工作压力p n 为：
p n =1.25⨯p p 1=1.25⨯37.3⨯105≈46.6⨯105pa
泵在快速时向液压缸输油，由前面分析可知，液压缸快退时的工作压力比快进时小，这时压力油不通过调速阀，进油路较简单，但是流经管道和阀的油流量较大，取进油压力损失为5×10p a ，故快退时，泵的最高工作压力为
5
P p 2=(8. 79+5) ⨯105=13. 79⨯105pa
这是泵的最高工作压力，其值是液控顺序阀6调整时的参考数据。 ⑵泵的流量
单液压泵供给多个执行元件同时工作时，泵的流量要大于液压执行元件所需要最大流量的总和，并考虑系统泄露和液压泵磨损后的容积效率下降等因素，即
Q p ≥K (∑Q ) max （ 式3-9）
其中：
K ——系统泄露的修正系数，一般取1.1～1.3。
(∑Q ) max ——多个执行元件同时工作时所需最大流量。对动作复杂的系统，将同时工作的执行元件
的流量循环图组合在一起，从中求(
∑Q )
max ，其中
∆Q 为系统总泄漏量。
对于工作过程中采用节流调速的系统，确定液压泵的流量时，还需要加溢流阀稳定工作所需的最小溢流量Q min ，即
Q p ≥K (∑Q ) m zx +Q min （ 式3-10）
采用差动连接液压缸时，液压泵流量为
Q p ≥K (A 1-A 2) ⋅V max （ 式3-11）
式中：
A 1, A 2——分别为液压缸无杆腔和有杆腔的有效工作面积；
V max ——活塞或液压缸的最大移动速度。
当系统采用蓄能器存储压力油时，液压泵的流量按系统在一个周期中的平均流量选择
Q p ≥K ∑
式中；T ——主机工作周期；
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V i
（ 式3-12） i =1T
n
V i ——各执行元件在工作周期内的耗油量；
n ——执行元件的个数；
泵的公称流量与系统计算的Q p 相当。
由图 (a)可知，最大流量在快进时，其值为0. 237⨯10m /s 。按上式可求的泵的最大流量，取
-3
3
K =1. 15, 所以：
Q p =1. 15⨯0. 237⨯10-3=0. 27⨯10-3m 3/s （16. 2L /min ）
最小流量在工进时，其值为0. 1004⨯10m /s ，为保证工进时系统压力较稳定，应考虑溢流阀有一定的最小溢流量，取最小溢流量为0. 017⨯10m /s 。
⑶选择泵的规格
根根据以上数值，选用叶片泵型号为YBX -25。 ⑷确定液压泵的驱动功率
在工作循环中，当泵的压力和功率比较恒定时，驱动泵的电动机功率P p 为：
3
3-3
3
P p =
P p ⋅Q p
ηp
（ 式3-13）
式中： p p ——液压泵的最高工作压力；
Q p ——液压泵的流量；
ηp ——液压泵的总效率。各种泵在公称压力下的总效率可参考下表10，液压泵规格大时取大值，
小时取小值。
表10 各种泵在公称压力下的总效率对应表
液压泵名称 总效率
应该指出，当液压泵的工作压力只有公称直径的10%--15%时，泵的总效率将显著下降，有时只达0.5或更低。此外，当变量泵的流量为公称流量的1/4或1/3以下时，容积效率和总效率都要下降很多，因此，设计时必须注意。
限量式变量叶片泵的驱动功率，可按流量特性曲线拐点处的流量、压力值计算，一般拐点流量的压力在泵最大压力80%处，即：
齿轮泵 0.65～0.8
叶片泵 0.75～0.9
径向柱塞泵 0.08～0.92
轴向柱塞泵 0.85～0.95
p p =
式中Q pn 为泵的公称流量。
p p ⨯Q p
ηp
=
0. 8⨯p max ⨯Q pn
ηp
（ 式3-14）
通常，限量式变量叶片泵在工作时，流量很小，效率很低。可按下式粗略估算驱动功率，即
P p =p p ⨯Q p +∆p （ 式3-15）
式中：p p , Q p ——泵的实际工作压力和流量；
∆p ——般机床常用的限量式变量叶片泵在压力p p 下的功率损耗，可按下表11选取限量式变量叶片泵
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表11 限量式变量叶片泵压力功率对应表
液压泵压力
15
20
25
30
35
40
p p ⨯10pa
功率损耗
5
∆p ⨯10W
3
0.17 0.21 0.24
0.30 0.35 0.40
在工作循环过程中，液压泵的工作压力和流量变化较大时，液压泵的驱动功率应按各工作阶段的功率进行计算，然后取平均值p av ，即：
p av =
p 1t 1+p 2t 2+ +p n t n
（ 式3-16）
t 1+t 2+ t n
2
式中： t 1, t , , t n ——在整个工作循环中各阶段对应的时间；
p 1, p 2, , p n ——在整个工作循环中各阶段对应的功率。
按上式算得的功率和液压泵要求的工作转速，可以从产品样本中选取标准电动机，然后必须检查每一阶段电动机的超载量是否都在允许范围内。一般规定电动机在短时间内可超载25%，否则就按最大功率选取电动机。
由液压缸工况图（c ）可知，最大功率出现在快退阶段，其数值按上式计算，
P p =
P p 2(Q 1+Q 2)
ηp
13. 79⨯105(1. 035+0. 45) ⨯10-3==2730W
0. 75
-3
3
其中：Q 1为大泵流量，Q 1=1. 035⨯10m /s ； Q 2为小泵流量，Q 2=0. 45⨯10m /s ； ηp 为液压泵总效率，取0.8。
按样品本选用4KW ，转速为1440r/min的标准型号电机Y 112M -4。
根据所选择的液压泵规格及系统工作情况，可算出液压缸在各阶段的实际进出流量，运动速度和持续时间，从而为其他液压元件的选择及系统的性能计算奠定基础。
2. 液压阀的选择和部分液压辅助元件选择 ⑴液压阀的选择
主要依据是根据阀在系统工作的最大工作压力和通过该阀的实际流量，其它还需考虑阀的动作方式、安装固定方式、压力损失数值、工作性能参数和工作寿命等条件来选择标准阀类的规格。
⑵选择控制阀应注意以下几个问题
①应尽量选择标准定型产品，要求非标准元件尽量少，不得已时才自行设计制造专用阀或其它液压元件。
②选择溢流阀时，按泵的最大流量选取，使泵的全部流量能回油箱，选择节流阀和调速阀时，要考虑其最小稳定流量满足机床执行机构第素性能的要求。
③一般选择控制阀的公称流量比管路系统实际通过的流量大一些。必要时允许通过阀的流量超过公称
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-3
3
流量的20%。
④应注意差动液压缸由于面积差形成不同回油量对控制阀的影响。
根据液压泵的工作压力和通过阀的实际流量，选择各种液压元件和辅助元件的规格。由于当前液压行业正在更新各种液压元件，即将生产新型高压规格的元件，以取代中、低液压元件，现根据工作压力及流经各元件的实际流量逐一选定，列于下表12中
表12 液压元件规格及型号 编号 1 2 3 4 5
元件名称 叶片泵 三位四通电磁换向阀 行程流量控制阀
溢流阀 被压阀
技术数据P ⨯10p a ，Q ×10-3/60(m 3/s
p=63 p=63；Q=25
p=63；Q=25；Q min =0. 03；∆p =1 P=63；p min ≤4；Q=10；卸荷压力p
6 7 8 9 10 11 12 13 14 15 16 17
顺序阀 单向阀 单向阀 压力继电器 压力表开关 过滤器 液压缸 油箱
三位四通电磁换向阀
溢流阀 安全阀 液压缸
P=3 63；Q=25；卸荷压力p
双作用单活塞杆差动液压缸 带支撑脚的矩形油箱
p=63；Q=25
P=63； p min ≤4；Q=10；卸荷压力p
双作用单活塞杆差动液压缸
-35
规格及型号 YBX-25 WE5 UF1G-03 Y-D6B Y-D6B
XF3 Z2S Z2S EXY25-4 KY2-6 WU-100×180
WE5 DG02-22 DG02-22
注：以上元件除液压泵、滤油器外，均为叠加阀式连接。
⑶管道的确定 ①管道的设计
油管尺寸一般可根据选定元件的连接口尺寸来确定。如需要计算，则先按通过管路的最大流量和管内允许的流速选择油管内径，然后按工作压力确定油管的 壁厚或外径。
当通过管路的油液Q 一定时，油管内径d 决定于管中油液的平均流速v 即：
d =4. Q
（ 式3-17） v
式中： Q ——通过管路的液体流量；
v ——管内允许流速，其值按表13选取。
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表13 允许流速推荐值
油液流经的管路
装有过滤器的吸油管 无过滤器的吸油管 回油管
允许流速 0.5～1.5 1.5～3 2～3 3 4 5 7 4.5～10
25⨯105pa 50⨯105pa 100⨯105pa >150⨯105pa
短管及局部收缩处
由于本系统液压缸差动连接时，油管内通油量较大，其实际流量
v =4m /s ，因此主压力油管d 用下式计算，即：
Q ≈1. 485⨯10-3m 3/s (22. 75L /m i ，取允许流速n
d ===21.8mm ； 整取d=22mm.
油管壁厚一般不需计算，根据选用的管材和管内径查液压传动手册的有关表格得管的壁厚δ。 ②油管的选择
油管常称为管道，它在液压系统中将各个液压元件连接起来，以保证液压系统的能量传递。因此要求油液通过管道的压力损失要小，承受系统油压要高，管路自身强度要高，池漏量了也要小。
根据油管的用途和系统压力的不同，液压系统中常用的油管有钢管、铜管、塑料管、尼龙管、橡胶软管等。各种管材及应用场合见表14。
表14 管材及应用场合表
种类 钢管
用途
常在装配方便处作压力管道（中、高压用无缝钢管，低压时用焊接管）
紫铜管
优缺点
能承受高压，油液不易氧化，价格低廉，但装配弯曲较困难
在中、低压系统中采用，机床中应用较多，装配时弯曲方便，抗震能力较弱，易使液压油常配以扩口管接头
氧化
能代替部分紫铜管，价格低廉，弯曲方便，但寿命短
装配方便，能减轻液压系统的冲击、价格贵、寿命短
尼龙管 中、低压系统中使用、耐压可达2.5--8MPa
橡胶软管 适用于中、高压的动连接
查手册可选择M27×2，10号精密无缝钢管.
其它进油、回油和吸油管，按元件连接口尺寸决定油管尺寸，测压管选用4×3mm 紫钢管或铝管。管接头选用卡套式管接头，其规格按油管通径选取。
其他油管，可直接按所连接的液压无、辅件的接口尺寸决定其管径大小。
③管接头的确定
管接头是油管与油管，油管与液压元件间的连接件。它应满足连接牢固、密封可靠、外形尺寸小、通油能力大、压力损失小、拆装方便及工艺性好等要求。
管接头的种类很多，按管接头的通路数量和油流方向分为直通、直角、三通和四通等型式；按油管和管接头的连接方式不同可分为扩口式接头、焊接式接头、卡套式接头、可拆式接头等。现选用扩口式管接头。查资料[3]中表20-8-35，选扩口式端直通管接头，选用M27×2。
3. 油箱容量的初步确定及油液的选择 ⑴按资料[1]表（23-4-31）油箱体积：
V =aq (式3-18)
其中: a——为经验系数，由资料[1]表23-4-11，a 取6；
q v ——液压泵每分钟排出压力油的容积，在本设计中q v =17. 25L /min ;
V ——为油箱容量；
则：V =6⨯17. 25=103. 5L ，查资料[3]表4-5中，标准油箱的外形尺寸。现在暂时取为125L ，在后面的系统温升验算时将进行核算。
⑵液压油液：
根据所选用液压泵类型和[1]中的表1-17，选用牌号为L-HL32的油液。 （三）液压系统性能验算 1. 压力损失及调定压力的确定
在快退时系统压力相对工进时的要低很多，所以不必验算，因而必须以工进为依据来计算卸荷阀和溢流阀的调定压力。
已知该液压系统中进回油管的内径为65mm ，各段管道的长度分别为：进油管长为1.5m ，回油管长为1.2m, 选用L-HL32液压油，室温油的温度为15℃，查得此温度时的液压油的运动粘度为u=1.5㎝/s，油的密度为920Kg /m 3。
⑴沿程压力损失
首先要判断管中的流态。运动部件工作时的速度为1.2m /min ，进给时的最大流量为17.25L/min，则液压油在管内的流速为v 1为：
2
4q 4⨯1. 035⨯10-3
v 1=2==0. 312m /s
πd 3. 14⨯652⨯10-6
管道流动雷诺数为R e 1：
v 1d 3. 12⨯10-1⨯0. 065R e 1===135
u 1. 5⨯10-4
可见液流在管道内的流态为层流，其沿程阻力系数为l 1=损失为：
7575
==0. 56，则进油路上的沿程压力R e 1135
∆p λ1=λ
l ρ21. 5920
v =0. 56⨯⨯⨯0. 3122=579pa d 20. 0652
⑵局部压力损失：
局部压力损失包括管道安装和管接头的压力损失和通过液压阀的局部压力损失，前者视管道具体安装结构而定，一般取沿程压力损失的10%，而后者则与通过阀的流量大小有关，若阀的额定流量和额定压力损失为q n 和∆p n ，则当通过阀的流量为q 的压力损失∆q v 为：
∆q v =∆p n (
q 2
) （式3-19） q n
17. 252
) =0. 12Mpa 25
在进油路上有一个三位四通电磁阀，一个节流调速阀，一个单向阀。由前面的液压阀名细表可得： 三位四通电磁阀的压力损失：∆q v 1=0. 25⨯(节流阀的压力损失：∆q v 2=0. 2⨯(
17. 252
) =0. 06Mpa 2517. 252
) =0. 04Mpa 单向阀的压力损失：∆q v 3=0. 3⨯(25
管路的局部局部压力损失：∆p 3=∆p λ1⨯10%=579⨯0. 1=57. 9pa 工进时回油路上的流量q =7. 5L /min ，则回油路中的流速为：
v 2=
4q
πd 管2
=
4⨯7. 5⨯60-3
⨯10=0. 135m /s ； 2
3. 14⨯0. 065
v 2d 1. 35⨯10-1⨯0. 065
==58. 5
则沿程阻力系数：l 2=
7575==1. 28。则：回油路上的沿程压力损失为： R e 258. 5
∆p λ2=λ
l 2ρ21. 5920
v =1. 28⨯⨯⨯0. 1352=247pa d 20. 0652
⑶总的压力损失
∑∆p
A 2
∆p 2 (式3-20) A 1
∑∆p =∆p 1+
其中，∆p 1——为总的进油压力损失；
∆p 2——为总回油压力损失；
∆p 1=∆p λ1+∆p v +∆p λ2=579+(0. 12+0. 06+0. 04) +247=0. 216Mpa
在回油路上可忽略其压力损失，只考虑回油路上的沿程压力。 则：由式（3-20）：总的压力损失:
∑∆p =0. 216+50. 2⨯24. 7⨯10
26. 5
-6
≈0. 216Mpa
在工进过程中总载荷F 有如下的关系：(
F
) =1. 93Mpa ； A 1
则：(
F
) +∑∆p =1. 93+0. 216=2. 146Mpa ，可知： A 1
P p =6.3Mpa >2.146Mpa =(
F
) +∑∆p A 1
综上，上述验算表明，系统在工进时，没有超过泵能达到的最高压力，无需修改原来的设计。 ⑷压力阀的调定值
根据上述计算可知，液压泵溢流阀的调整压力应为工进阶段的系统工作压力和压力损失之和；
P p =1. 93+0. 216=2. 146Mpa
即可以把溢流阀的调定压力值定为2.146MP a 。
系统中的压力继电器作为系统的过载保护装置。当系统中的压力大于了继电器的调定压力时，它使系统的电器控制部分复位。压力继电器调定压力应大于溢流阀调定压力0.3~0.5MP a ，所以，取压力继电器调定压力为2.146MP a 。
2. 系统温升验算
从液压缸负载图和速度图可知，本机床的工作时间主要是工进工况。为简化计算，主要考虑工进是的发热，故按工进工况验算系统温升。
⑴液压泵的输入功率
5
工进进油时，泵的压力P p 1=34. 7⨯10pa ，流量为Q p 1=0. 45⨯10-3m -3/s ，泵的功率为
P p 1=
p p 1⋅Q p 1
ηp
34. 7⨯105⨯0. 45⨯10-3==2082W ；
0. 75
其中ηp 为液压泵的总功率。
工进回油时，顺序阀的压力损失∆p =1. 5⨯105pa ，即泵的工作压力P p 2=1. 5⨯105pa ，流量
Q p 2=1. 035⨯10-3m 3/s ，则泵的功率P 2为：
P p 2=
P p 2⋅Q p 2
ηp
1. 5⨯105⨯1. 035⨯10-3==207W
0. 75
故变量泵的合计输入功率p i 为：
P i =P W 1+P 2=2082+207=2289
⑵有效功率
-3
工进时，液压缸的负载F =9689N （见表2），取工进速度v =20⨯10m /s ，输出功率p 0为：
P 0=Fv =9689⨯20⨯10-3=193. 8W
⑶系统发热功率p h 为：
p h =P i -P 0≈2095. 2W
⑷散热面积
油箱容积； V =B 1⨯H 1⨯L 1=510⨯600⨯760=232. 6⨯10-3m 3 油箱近似散热面积A 为：
A =0. 2=0. 232. 62=2. 345m 2
⑸油液温升△T
假定采用风冷，取油箱面积的散热系数C T =23W /(m 2/︒C ) ，所以油液温升∆T 为：
∆T =
P h 2095. 2
==38. 8︒C
C T A 23⨯2. 345
设夏天的室温为30C ，则油温为30+38.8=68.8C ，没有超过最高允许油温（80～100C ）。
︒
四、液压缸的设计
（一）选择液压缸类型安装方式
根据主机的要求，按资料[3]表20-61选择液压缸类型为：双作用单活塞杆差动液压缸；根据机构的结构要求，按资料[3]中表20-２-28，选择液压缸的安装方式为：侧底座安装型代号为MS 2。
（二）液压缸的主要性能参数和主要尺寸
液压缸的主要性能参数和主要尺寸前面已确定, 在此不再赘述。 （三）液压缸的参数计算 1. 缸筒壁厚的计算
由于该系统为中低压系统，按公式计算所得的液压缸厚度往往很小，使缸体的刚度往往很不够，如在刨削过程中变形、安装变形等引起液压缸工作过程卡死或漏油。因此一般不作公式计算，按经验选取，然后按下式进行校核：
缸筒壁厚δ≥
p y D 2σ （式4-1）
其中：p y 为缸筒实验压力，当缸额定压力Pn ≤16Mpa, 取Py=1.5Pn。
由[1]中表17-6-7选缸筒材料HT250可知，当δ=2.5～10mm 时，它的许用应力为：σ=270Mpa
n 为安全系数，取n =5，[σ]=
p y D
σb
n
1. 5⨯10. 79⨯106⨯80
所以δ≥=≈12mm 。
2σ2⨯54⨯106
当D /σ
⎤8054+0. 4⨯10. 79D ⎡σ+0. 4p y
σ≥⎢-1⎥=-1=19. 7mm
2⎢σ-1. 3p 254-1. 3⨯10. 79⎥y ⎣⎦
1. 5⨯10. 79⨯106⨯80
因δ≥=≈12mm ，而已取的壁厚为19.7mm>12mm，故，满足要求。 6
2σ2⨯54⨯10
2. 液压缸活塞行程
查[1]表23-6-35液压缸活塞第一行程系列选取活塞行程为800mm 。 3. 液压缸油口直径计算
根据油缸的整体设计，将液压缸进、出油口分别设计在缸底和缸头上，同时进、出口连接形式采用螺孔联接。
液压缸油口直径应根据活塞最高运动速度u 和油口最高液流速度u 0而定。参照资料[1]中，由下式来计算：
p y D
d 0=0. 13D
u
（式4-2） u 0
其中：d 0——液压缸油口直径（m ）；D ——液压缸内径（m ）；
u ——液压缸最大输出速度，u =1. 2m /min ； u 0——油口液流速度(3.75m /s ) 。
则；
d 0=0.13=24mm 查[3]表7-12，以及考虑到后面的油管所用的管接头, 选取油口安装尺寸为M 27⨯2。4.3.4缸底厚度计算
一般液压缸为平形缸底，在本设计中缸底有油孔，按[1]23.6-28公式来计算缸底盖的厚度h ：
h =0. 442D
式中, h ——缸底厚度（m ）
(D -d 0) s p y D
（式4-3）
D ——液压缸内径（m ）
p y ——试验压力，由前面计算得6.5MP a ； d 0——缸底油孔直径（m ），在此为0.024m 。
[s ]—— 缸体的许用应力（Mpa ）。为270MP a ，缸底与缸筒的材料是相同的。代入数据，则：
h =0.442=0.442⨯80⨯10
-3
=10.4⨯10-3=10.4mm
4. 缸头厚度计算
由于在液压缸缸头上有活塞杆导向孔，因此其厚度的计算方法与缸底有所不同。但考虑到缸头端容腔所受的压力比缸底端容腔的小得多，（在工进时缸头在液压缸的回油腔）故在此为了简化计算，取缸头的厚度与缸底相同H=10.4mm。
5. 最小导向长度的计算
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，见下图。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，影响液压缸的的稳定性。因此，设计时必须保证有一定的最小导向长度。
图6 液压缸示意图
对一般的液压缸，最小导向长度H 应满足以下要求
H≥L/20+D/2 （式4-4）
式中， L ——液压缸的最大行程为800mm 。
D ——液压缸的内径为80mm 。 所以： H ≥
L D 80080+=+=80mm ， 202202
活塞宽度B 一般取，Ｂ=（0.6～1.0）Ｄ=（0.6～1.0）×80=48～80, 根据活塞宽度范围, 适中取
B =60mm 。
缸盖滑动支承面的长度l 1，即导向套长度，根据液压缸内径D 而定（参考资料[6]），因D =80>60，取l 1=(0.6 1.0) d =0.8⨯55=44mm ，d 为活塞杆直径。
为保证最小导向长度H min ，若过分增大l 1和B 都是不适宜的。在此，用在活塞与导向导之间的缸头的厚度来保证。即缸头的轴向长度至少要达到c ：
11
c =H -(l 1+B ) =80-(44+60) =28mm
22
6. 缸体长度的确定
液压缸缸体的内部长度应等于活塞的行程和活塞宽度之和。缸体外形长度还要考虑到两端盖的厚度，同时液压缸缸体的长度不应大于内径的20～30倍。
缸筒长度S ：S =B +L =60+800=860mm ；
缸筒外形长度l 总=S +C +l 1+K 2+K 1=860+15+44+30+40=989mm ；（其中，K 1为缸底总长度30mm ；K 2为缸头总长度取40mm ，一般应小于20D ，即20⨯80=1600mm。因989
（四）活塞的设计
由于活塞在液体压力的作用下沿缸筒往复滑动，因此，它与缸筒的配合应适当，既不能过紧，也不能间隙过大。配合过紧，不仅使最低启动压力增大，降低机械效率，而且容易损坏缸筒和活塞的滑动配合表面；间隙过大，会引起液压缸内部泄漏，降低容积效率，使液压缸达不到要求的设计性能。
1. 活塞的结构形式
根据密封装置的形式来选用活塞的结构形式（密封装置则按工作条件选定）。通常分为整体活塞和组合活塞两类。整体活塞在活塞周围上下开沟槽，安装密封圈，结构简单，但给活塞的加工带来难度，密封圈安装时也容易拉伤和扭曲。组合式活塞结构多样，主要受密封型式决定。组合式活塞大多数可以多次拆装，密封件使用寿命长。随着耐磨的导向套环的大量使用，多数密封圈与导向套环联合使用，大大降低了活塞的加工成本。所以在该设计中选用组合式活塞。
2. 活塞与活塞杆的连接
液压缸的活塞与活塞杆的连接方式很多种型式，所有型式均需要锁紧措施，以防止工作时由于往复运动而松开，同时在活塞与活塞杆之间需要设置静密封。油缸在一般的工作条件下，活塞与活塞杆的连接采用螺纹连接，但当油缸工作压力较大、工作机械振动较大时，采用半环连接。根据具体情况，也有把活塞与活塞杆做成一个整体。所以根据系统工作条件在本设计中选用螺纹连接。活塞多采用此种结构，该结构不仅应用在机床上，工程机械也广泛采用。 连接方式分为 ⑴卡环型
图7 卡环型图
两半环卡入环槽后回松脱，需要套上卡环帽，再装上弹性挡圈。装拆方便，低速时使用广泛。 ⑵螺母型
图8 螺母型图
⑶焊接型
图9 焊接型图
根据设计要求，选用螺母型连接方式，最适用本设计要求。 3. 活塞的密封
液压缸是依靠密封的工作容积变化来传递动力和运动的。因此要求两个有相对运动的零件之间形成的空间应是密封的。不使油液从进油腔泄漏至回油腔，更不允许泄漏到缸体外面，若密封不良不仅使液压缸的性能和效率降低，甚致失去工作能力，因此，对液压缸的密封提出以下要求：
在额定工作压力下，保证良好的密封，使其减少泄漏。
相对运动的零部件间，密封装置引起的摩擦力要小，不允许有卡死或爬行现象。
密封元件的加工工艺和装配简单。即制造容易，成本低，适于组织集中生产和标准化生产。 耐磨性好，工作寿命长，磨损后在一定程度上能自动补偿。
这些要求往往是有矛盾的，选择哪一种密封装置，要根据液压缸的工作压力、运动特点、使用条件而定，液压缸中的密封装置类型很多主要有以下几种:
⑴间隙密封
间隙密封是依靠相对运动的零件的配合表面间的微小缝隙来防止泄漏，活塞上一般做出环槽，如下图10所示。其目的是为了使径向压力平衡，并改善密封性，环形槽的形状主要有矩形，V 形和半圆形。
间隙密封应用较广，特别在各种阀类中得到广泛的应用，其密封性能与间隙大小、压力差、配合表面的长度和直径尺寸以及加工质量等有关，其中间隙大小及均匀与否影响最大。这种间隙密封装置结构简单，摩擦力小，但它不能随压力的增大而提高其密封性能。对于圆柱形表面，制造精度较易保证，但摩损后无法补偿。对平面配合，制造较困难，但摩损后可以采取自动压紧等措施进行补偿。
对尺寸较大的液压缸，由于配合尺寸较大，要达到间隙密封所要求的加工精度比较困难，而且也不经济。因此，间隙密封仅用于尺寸较小，压力较低，运动速度较高的液压缸。当采用间隙密封时，应考虑零件材料的耐磨性，通常采用耐磨铸铁制造活塞。
图10 间隙密封图
⑵Ｏ形密封圈密封
图11 Ｏ型密封圈
上图11所示是一种断面形状为圆形的Ｏ形密封圈。Ｏ形密封圈通常安装在矩形的沟槽中，用于固定件或往复运动件间的密封。为了使密封圈保持良好的密封性能而又不致产生过大的摩擦力，Ｏ形密封圈安装在槽中应当有适当的预压量。预压量的大小，对密封性能影响很大。过小，密封性能不好，易泄漏；过大，则压缩形密封圈力增加，摩擦力增大，使密封圈容易在沟槽中产生扭曲，加快磨损，缩短寿命。 Ｏ形密封圈的预压缩量大小及压力分布，如下图12所示。
图12 Ｏ型密封圈预压缩量及压力分布图
摘 要
本次设计题目是刨床液压系统改造设计。即用液压系统代替机械结构来实现刨床的主运动和横向进给运动。该液压系统设计包括：液压系统方案的拟定，液压油箱设计，液压缸设计，液压站设计。设计思路是从刨床的性能和动作要求入手，并参照国内刨床或和液压系统的设计规范，查阅相关技术文现和资料，提出了刨床液压系统改造方案。图纸采用Auto CAD 绘制。并经过认真地设计计算, 查找资料撰写设计说明书。
液压刨床的优点是：传动平稳，由于采用液压传动，滑枕的运动速度均匀，且可实现无级调速；负荷能力比一般机械传动的牛头刨床大；滑枕可以在任何位置上立刻停止或起动；工作台的横向进给运动也采用液压传动，进给量可以在一定范围内任意调整；机床由液压安全阀做保护，过载时不容易损坏机床的零部件；零件在油里工作不易磨损，因而机床使用寿命长；操纵简单，使用方便。改造出来的刨床液压系统具有尺寸精确、生产效率高，劳动强度低，产品质量好的优点。
关键词：液压牛头刨床 液压系统 液压缸
写 作 提 纲
一、绪 论
（一）本课题研究的目的意义
（二）本课题国内外发展概况及存在的问题 （三）本课题解决的主要问题 二、牛头刨床系统分析与设计
（一）设计思想 （二）牛头刨床系统分析 三、液压系统的计算
（一）牛头刨床液压系统设计 （二）液压系统的计算和选择液压元件 （三）液压系统性能验算 四、液压缸的设计
（一）选择液压缸类型安装方式
（二）液压缸的主要性能参数和主要尺寸 （三）液压缸的参数计算 （四）活塞的设计 （五）活塞杆
（六）活塞杆的导向套、密封和防尘 （七）液压缸缓冲装置的设计 五、液压站的设计
（一）确定液压站的结构类型方案 （二）液压控制装置（液压阀站的集成） （三）液压动力源装置（液压泵站）的设计 （四）液压泵组的结构设计 （五）液压站的结构总成
（六）液压站总图的设计与绘制 六、结 论 参 考 文 献
一、绪 论
（一）本课题研究的目的意义
机械式牛头刨床是一种由机械传动来实现平面、台阶、曲面及各种沟槽等表面加工的机床。随着技术水平的提高，这些机械式牛头刨床已越来越难以满足生产的需要，然而国内还有许多工厂拥有大量的机械式牛头刨床，对牛头刨床进行技术改造升级势在必行，而液压传动的牛头刨床有许多优点，能满足社会生产的需要。而且用液压传动来实现对牛头刨床运动的控制，在现有的技术条件和经济条件下是可行的，也是经济的。
（二）本课题国内外发展概况及存在的问题
目前，机械式牛头刨床已非常落后，按驱动形式来分，牛头刨床大体分为两种方式：一、采用机械驱动。它是由机械传动来实现机床的各种运动，采用机械传动形式的牛头刨床叫机械式牛头刨床，使用较为普遍。二、采用液压驱动。它是由液压传动来实现机床的各种运动，这类牛头刨床叫做液压牛头刨床，它是一种新型的牛头刨床。而现在国内使用机械式牛头刨床来加工的占了大多数，使用液压的相对较少。
在总结目前国内外牛头刨床的发展现状以及今后的发展趋势的情况下，当前牛头刨床还有着以下的几点不足：1、生产率较低。现在有的牛头刨床不论是机械式的还是液压式的，由于其主运动都是直线往复运动，在一次往复行程中只刨削一次。而且，机械方式的噪音较大，对工人及周边的损害也严重，不人性化。2、机械式牛头刨床在刨削中的冲击较大，因而限制了加工精度、表面质量和切削速度的提高。3、牛头刨床只用于单件小批量生产和机修车间。
（三）本课题解决的主要问题
由机械式的牛头刨床改造出的液压式牛头刨床能满足当前市场的需要，有效地规避了当前机械式牛头刨床的不足。采用液压传动来代替机械传动，能有效地克服上述不足，并且传动平稳，出力较大，从整体来看单位体积的出力比机械传动方式大得多。改造后的液压系统具有尺寸精确，劳动强度低，产品质量好的优点。
二、牛头刨床系统分析与设计
（一）设计思想
本课题是以机器使用功能多样、经济性好、可靠性高、寿命长、结构简单、可维修性好为设计思想。 （二）牛头刨床系统分析
1. 本机床设计要求及具体的技术参数
在现有的机械式牛头刨床的基础上进行改造。根据机械式牛头刨床的原理，设计相应的液压系统来代替机械传动系统，实现液压式牛头刨床的要求。
目前市场上常用的牛头刨床可分为大、中、小三种类型。小型刨削长度在400mm 以内；中型刨削长度为400—600mm ；刨削长度超过600mm 的为大型牛头刨床。B 665型牛头刨床的技术参数如下：最大刨削长度为650mm ，滑枕行程为95—650mm ，往复行程次数为12.5—73次/分，底面到工作台距离为65—370mm ；工作台上工作面尺寸（长⨯宽）为650⨯450mm ，上工作面中央T 形槽宽度为18mm ，最大行程，水平为605mm ，垂直为305mm ；外形尺寸为（长⨯宽⨯高）2320⨯1450⨯1750mm 。
2 .牛头刨床的液压系统
牛头刨床是一种由机械传动来实现平面、台阶、曲面及各种沟槽等表面加工的机床。通过分析机械式牛头刨床，当用液压来代替时，需要实现滑枕的往复直线运动。即用液压能来驱动输出主运动。
3. 牛头刨床系统方案的比较与选用
用液压能够实现往复直线运动的有很多种方式，其中有:1.液压缸；2. 液压马达，都是能够实现往复直线运动的方式。在此比较第一种和第二种这两种情况。因为这两种在工业上用的比较多，市场上有标准系列产品，且实现起来相对容易些。 用液压马达与液压缸方案的比较： ⑴从执行元件性能方面来比较
用液压马达来实现，它的所能输出转矩较小，起始负载转矩也不能太大。且有泄漏；液压缸能输出较大的推力（通过改变活塞的有效面积来实现），无泄漏，效率高于液压马达，无噪声。液压缸优于液压马达。
⑵从经济性方面比较
一般来说，液压马达的价格比液压缸的高，但它的寿命不如液压缸长，且液压马达的可维修性不如液压缸，使用成本也较高。
⑶从空间的占用方面比较
液压缸的占用的空间较液压马达的小，液压马达可选用双速马达，分别实现工进与快退。
⑷从整体系统性能方面比较通过以上分析与比较，我们可以确定采用液压缸来实现这一功能比较适合本题要求，初步拟定的液压系统原理图如下图1：
p
图1 刨床液压系统原理图
机械方面在此采用棘轮机构，只是进给运动由液压和机械传动配合传动，因此进给量可以在一定的范围内实现无级调速；主运动的往复直线运动由以前的曲柄摆杆机构该为由液压缸来实现，由于采用液压传动，所以滑枕运动速度的变化较均匀，不像机械传动的牛头刨床那样切削速度变化较大，且由于液压传动具有缓冲吸振的作用，故滑枕在换向过程中冲击和振动也较小；同时，机床的工作压力由安全阀控制，如遇有机床过载时，也不易损坏部件；另外，机床的操纵也变得方便、省力、加工精度高。
三、液压系统的计算
要进行液压系统计算，先应计算工件刨削时所需的刨削力，即牛头刨床刨刀所遇到的刨削阻力，这对后面计算与设计有着重要的意义。这也是决定牛头刨床功率的依据。但牛头刨床刨削工件的过程是一个较为复杂的过程，在这个过程中，主要是工作阻力，还有摩擦力，惯性负载，重力负载，背压阻力，并且在每一工况（启动、加速、快进、工进、制动、快退、制动）时的力是不同的。必须把这个过程的力分析清楚，并将每一工况下的力计算出来。为了便于计算，应估算出一个在启动或制动时间，一般机床的主运动取0.2～0.5s 、进给运动取0.1～0.5s 、磨床取0.01～0.05s ，工作部件较轻或运动速度较低时取小值。做这样的估算，在这种类型的机床上是可行的，工业上也是允许的。 （一）牛头刨床液压系统设计
液压系统要实现加工的目的，完成的工作循环是：启动——加速——快进——工进——制动——快退——制动。运动部件的重力为6517N ，工进时，液压缸负载为8720N ；快退时, 液压缸负载为665N 。初选系统工作压力。
1. 负载分析 ⑴计算外负载
当机床上的液压缸作直线往复运动时，液压缸必须克服的外负载F 为：
F =F t +F f +F m +F g +F b （ 式3-1）
其中；F t ——工作负载； F f ——摩擦负载； F m ——惯性负载； F g ——重力负载；
F b ——背压负载。
⑵工作负载的计算
工作负载与机床的工作性质有关，它可能是定值，也可能是变值。一般工作负载是时间的函数，即
F t =f (t ) ，需根据具体情况分析决定。若负载方向与进给方向相同称正值负载，若负载方向与进给方向相
反称负值负载。滑枕所受的工作负载与进给方向相同，其刨削阻力由切削力公式计算如下： 据公式：Fz =C F Z ∙a P 其中： a p =3mm ，
X F Z
∙f
y F Z
∙K F Z （ 式3-2）
f =1. 8-1. 6mm ⋅dst -1， C FZ =1875， X FZ =1. 0， y FZ =0. 75，
K FZ =1。
故Fz =C F Z ∙a P
X F Z
∙f
y F Z
∙K F Z =1875⨯31⨯1. 60. 75⨯1=8055N
所以：F t =F Z =8055N 。
⑶摩擦力的计算
液压缸驱动工作部件工作时要克服机床导轨处的摩擦力，它与导轨形状、安放位置及工作台的运动状态有关。一般机床上常见的有两种导轨形式，其摩擦阻力的估算公式如下：
平导轨 F f =f (F g +F n ) （ 式3-3） V形导轨 F f =f
F g +F n sin
2
（ 式3-4）
其中： F g ——移动部件的重力：
F n ——切削力垂直于导轨上的正压力： α——V 形导轨的夹角； 下表1：
表1 导轨摩擦系数表
导轨种类 滑动导轨
导轨材料 铸铁对铸铁
工作状态 启动时
摩擦系数
f ——导轨摩擦系数，启动时按静摩擦系数f s 计算，其余按动摩擦系数f d 计算，参考如
f s =0. 15-0. 20
低速（v
滚动导轨 静压导轨
铸铁导轨对滚柱（珠） 启动时或运动时 铸铁对铸铁
启动时或运动时
f s =f d =0. 25-0. 05 f s =f d =0. 05
本课题导轨摩擦阻力由滑枕和颠覆力矩产生，若忽略颠覆力矩的影响，则 静摩擦阻力 F fs =f s ⋅F g =0. 2⨯665⨯10=1310N 动摩擦阻力 F fd =f d ⋅F g =0. 1⨯665⨯10=655N
⑷惯性负载的计算
工作部件在启动时和制动过程中产生惯性力，可按牛顿第二定律求出，即： F m =m ⋅a =m
∆v ∆t
式中 m ——工作部件总重量；
∆v ——加（减）速度时的变化量；
∆t ——启动或制动时间，一般机床的主运动取 0.2～0.5ｓ、进给运动取0.1～0.5s 、磨床取0.01～0.05ｓ，工作部件较轻或运动速度较低时取小值。惯性阻力包括以下两部分⑸、⑹。
⑸滑枕快进时惯性阻力F m 滑枕启动加速、反向启动加速和快退减速制动的加速度相等，选取∆v =0. 1m /s ，由于滑枕启动加速、
2l 2⨯25⨯10-3
==0. 5s ，故惯性阻力反向启动加速和快退减速制动这一阶段为匀加速运动，所以∆t =v 0. 1
为：
F m =m ⋅a =m
∆v 0. 1
=665⨯=133N ∆t 0. 5
⑹滑枕工进时惯性阻力F m
-3
滑枕由工进转换到制动是减速，取∆v =20⨯10m /s ，∆t =0. 5s ，故惯性阻力为：
/
∆v 20⨯10-3
'=m ⋅a =m F m =665⨯=27N
∆t 0. 5
⑺重力负载的计算
当工作部件垂直运动或倾斜放置时，它的自重也是一种负载，向上移动时为正负载，向下运动时为负负载。当工作部件水平放置时，F g =0。
由于刨床滑枕为水平放置，所以负载不考虑重力。
以上为液压缸所克服的外负载，实际上，液压缸工作时还必须克服其内部密封装置产生的摩擦阻力F s ，它包括活塞及活塞杆处的摩擦力，其值与密封装置的类型、液压缸制造质量和油液工作压力有关，计算比较复杂。
此外，液压缸还必须克服回油路上的阻力，称为背压阻力F b ，其值为：
F b =p b ⋅A （ 式3-5）
其中： A ——回油腔工作面积
p b ——液压缸背压，在系统方案、结构尚未确定之前，一般按经验数据估算一个数值，如进油节流调速时取p b =(2~5) ⨯105p a ；回油路上有背压阀或调速阀时取p b =(5~15) ⨯105p a ；对于闭式回路p b =(8~15) ⨯105p a 。
根据以上分析，计算各工况负载，该刨床滑枕所受负载也为液压缸所受负载，详见下表2。
表2 液压缸驱动力和负载
液压缸驱动力F 0=
工况 计算公式 液压缸负载F （N ）
F
ηm
（N ）
启动 加速 快进 工进 制动 快退 制动
F =f s F G F =f d F G +F M F =f d F G
1310 798 665 8720 638 665 522
1456 887 739 9689 7XX 739 580
F =f d F G +F L ' F =f d F G -F M F =f d F G F =f d F G -F M
注：取液压机械效率ηm =0.9。 ⑻绘制负载图和速度图
根据已给的快进、快退、工进的行程和速度，配合表2中相应负载的数值，可绘制液压缸的F —t 与v —t 图，以及近似计算快进、快退、工进的时间如下：
l 125⨯10-3
①快进 t 1===0. 25s
v 10. 1l 2600⨯10-3
②工进所需时间 t 2===30s
v 220⨯10-3l 3650⨯10-3
③快退 t 3==6. 5s
v 30. 1
④绘制负载图和速度图
其中：t 1=0. 25s t 21=30s t 3=6. 5s
图2 F
-t 图
图3 v -t 图
2. 初选液压系统工作压力
液压缸工作压力的选择是否合理，直接影响到整个系统设计的合理性，确定时不能只考虑满足负载要求，应全面考虑液压装置的性能要求和经济性。如果液压缸的工作压力选定较高，则泵、缸、阀和管道尺寸可选得小些，这样结构较为紧凑、轻巧，加速时惯性负载也小，易于实现高速运动的要求。但工作压力太高，对系统的密封性能要求也相应提高了，制造较困难，同时缩短了液压装置的使用寿命。此外，高压会使构件弹性变形增大，运动部件容易产生振动。对于各类机床的液压系统，由于各自特点和使用场合不同，其液压缸的工作压力亦不同，一般常用类比法。参考如下两表（表3、表4）：
表3 液压缸负载工作压力对应表
50000
负载F (N )
液压缸工作压力
＜8～10 15～20 25～30 30～40 40～50 ≥50～70
P ⨯105(pa )
机床类型
磨床
表4 液压缸机床类型工作压力对应表 车镗铣床 珩磨机 组合机床 齿轮加工机
床
20～40 20～50 30～50 ﹤63
拉床、龙门刨
床 ﹥100
液压缸工作压力 ≤20
P ⨯105(pa )
由于液压技术的发展，当前国内外许多人认为，就目前材质情况和生产水平，取液压系统压力为
350⨯105pa 左右为最经济，并有资料论证低压系统的价格比高压系统的价格高0.5～2倍。为此，国内液
压行业正在研制高压系列的泵、阀，以供各种液压系统使用。为此刨床液压系统的工作压力，一般为 (15～20) ×10Pa （参照上表3）本课题初选液压缸工作压力p 1=20×10Pa 。为防止刨削时滑枕发生前冲，液压缸回油腔应有背压，背压p 2=10×10Pa 。假定快进、快退回油压力损失∆p 2=3⨯10pa 。
5
5
5
5
3. 液压缸的类型及安装方式
液压缸类型选双作用差动液压缸，活塞行程终了时减速制动，减速值不变。安装方式选择底座安装
MS 2型。
4. 液压缸的主要结构尺寸
⑴按最大负载初选液压缸的结构尺寸
计算液压缸的有效面积时，还要考虑往返行程的速比λv ，活塞杆受拉或受压的情况以及背压力p b 的数值（在系统方案尚未拟定，回油路结构尚未确定之前，背压力是无法估算的。这里只能参考背压力p b 的经验数据暂选一个）。利用液压相关知识和公式求出液压缸左右有效工作面积A 1及A 2、直径D 和活塞杆直径d 等的值。
⑵按液压缸最低运动速度验算其有效工作面积
有效工作面积决定于负载和速度两个因素。用负载和初选压力计算出来的有效工作面积，还必须按下式进行检验：
A ≥
Q min
νmin
（ 式3-6）
式中： v min ——液压缸的最低工进速度：
A ——液压缸的有效工作面积：
Q min ——液压缸最小的稳定流量。在节流调速系统中，Q min 决定于调速阀或节流阀的最小稳定
流量，其值可在产品样本性能表上查到。在容积调速系统中，液压缸的最小稳定流量决定于变量泵的最小稳定流量。
如果有效工作面积A 不能满足上式，则应适当加大液压缸直径。将确定的液压缸直径和活塞杆直径圆整化为规定的标准值（见如下表5，表6），以便采用标准的密封件和标准的工艺装备。
由于本题取液压缸前、后腔有效面积之比2：1，因此得液压缸无杆腔有效面积A 1为：
A F 01=
=9689
≈55. 4⨯10-4(P -12P 1
m 2 12) (20-2
⨯5) ⨯105
表5 液压缸内径系列表
20 25 32 40 50 55 63 (65) 70 (75) 80 (95) 100 (105) 110 125 130 140
(150)
160
180 200 (280)
320
360
400
450
500
560 630 710 820
900
表6 活塞杆外径系列表 10
12 14 16 18 20 22 25 28 30 32 45 50 55 60 63 65 70 75 80 85 90 105 110 120 125 130 140 150 160 180 200 220 280 320 360 380
400 420 450 500
注：括号内的尺寸尽可能不用。 取 A -4
2
1=55⨯10m 故液压缸内径D 为：
D =
4A 1
⨯55⨯10-4
π
=
4π
≈8. 37⨯10-2m
按上表取标准值D =8⨯10-2
m 所以根据公式计算活塞杆直径：
d =0. 7D ≈5. 5⨯10-2m （标准直径）；
液压缸尺寸取标准值之后的有效工作面积为 无杆腔面积
A π⋅D 2
3. 14⨯(8⨯10-2) 2
1=
4=4
≈50. 2⨯10-4m 2
有杆腔面积
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(85) 90 250 1000
35 40 95 100 250 260
(220)
A 2=
活塞杆面积
π(D 2-d 2)
43. 14⨯(82-5. 52) =⨯10-4≈26. 5⨯10-4m 2
4
A 3=A 1-A 2=(50. 2-26. 5) ⨯10-4=23. 7⨯10-4m 2
根据资料[3]中表20-2-28, 液压缸活塞行程取l =800mm ，因行程与活塞杆直径比故不需要做压杆稳定性验算。
5. 按最低速度要求验算液压缸尺寸
因工作速度低，需验算液压缸尺寸，即要满足如下式子，（参照资料[6]）
l 800
=
A ≥
其中，式中
Q min
（ 式3-7） V min
v min ——液压缸的最低工进速度：
A ——液压缸的有效工作面积：
Q min ——液压缸最小的稳定流量。在节流调速系统中，Q min 决定于调速阀或节流阀的最小稳定流量，
其值可在产品样本性能表上查到。在容积调速系统中，液压缸的最小稳定流量决定于变量泵的最小稳定流量。
本设计中为0.02m/s,而在本设计中，节流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实际面积，即：A 1=
F 09689
=≈55. 4⨯10-4m 2 11
(P 1-P 2) (20-⨯5) ⨯105
22
-4
2
比较可知： A =55. 4⨯10m >6. 计算液压缸所需流量
0. 1004
=50. 2⨯10-4m 2，满足要求，液压缸能达到所需低速。 0. 02
q V
；V 为活塞与缸体相对速度（m/s）。 q V =Av , 其中，A 为液压缸有效作用面积（m 2）
快进时的流量：q 工进=A 1v 1=23. 7⨯10-4⨯0. 1=0. 237⨯10-3m 3 快退时的流量：q 快退=A 2v 1=26. 5⨯10-4⨯0. 1=2. 65⨯10-3m 3 有效作用面积：A 2=26. 5⨯10m 7. 绘制液压系统工况图
绘制液压缸工况图如下，工况图包括压力图，流量循环图，和功率循环图。它们是调整系统参数，选择液压泵，阀等元件的依据。工作循环中工作阶段的液压缸压力和功率如表7所示。
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-4
3
表7 工作过程中的各参数表
工况
计算公式
液压缸 F 0（N ）
液压缸工作压力
流量
功率
p 1⨯105（p a ） p 2⨯105（p a ）
6.14 6.74 6.12
Q ⨯10-3
2
P ⨯103
0.145
快 进
F 0
+∆P 2 A 3
启动 Q =A 3⋅v 1 1456
（m /s） (W) 0.237
P 1=
∆p 2=0 ∆p 2=3 ∆p 2=3
加速 快进
P =p 1⋅Q
887 739
工进
F 0p 2
+
A 12
Q =Av 12 p 1=
5
21.7
0.1004
0.219
P =p 1Q
9689
快 退
启动 加速 快退 制动
F 0
+2p 2 1456 A 2
Q =A 2v 1 p 1=
P2=0 3 3 3
5.49 9.35 8.79 7.97
0.265
0.233
P =p 1Q
887 739 522
注：取工进时的最大速度v 2=20⨯10-3m /s 。 以上在算反向压力时，取背压为0.5MPa ，由公式：p 1=
F 0
+∆p 2来计算；计算正向压力时，背压取A 3
为0，由p 1=
F 0
来计算。 A 3
工况图的作用是：通过工况图找出最大压力、最大流量点和最大功率点，将各工作阶段中压力、流量变化的规律，作为选择液压泵和控制阀的依据。其中：
t 1=0. 25s t 2=30s t 3=6. 5s
由上表绘制出液压缸工况图如下所示：
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图4 液压缸工况图
8. 制定基本方案确定液压系统原理图
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⑴制定基本方案 ①调速方式的选择
刨床工作时，要求低速运动平稳性好，速度负载特性好。由图可知，液压缸快速和工进时功率都较小，负载变化也较小，因此采用调速阀的进油节流调速回路。为防止工作负载突然消失引起的前冲现象，在回油路上加背压阀。
②油路循环方式：
本课题以选用差动缸（A 1 2A 2）实现“快、慢、快”的回路，即采用快进和快退速度相等的差动回路作为快退回路。工进快退利用压力继电器来实现。由工况图可以清晰的看出，其系统特点是快速时低压大流量时间短，工进时高压小流量时间长。显然选用定量泵效率底，系统发热量大，故应采用变量叶片泵或限压式变量泵，两者比较见下表8。本机床要求系统压力平稳，工作可靠，为此采用变量叶片泵。
表8 变量叶片泵的比较表
变量叶片泵
1、流量突变时，液压冲击取决于溢流阀的性能，一般冲击较小
2、内部径向力平衡，压力平衡，噪声小，工作性能好
3、须配有溢流阀一卸荷阀组，系统较复杂 4、有溢流损失，系统效率较低，温升较高
③液压系统的组合
在所选择基本回路的基础上，再综合考虑其它因素的影响和要求，便可组成完整的系统图。在液压系统图中为了使液压缸快退实现差动连接，在系统中增设一个单向阀8及液控顺序阀6；在液压泵1和电磁换向阀2的出口处，分别增设单向阀7和8，以免当液压系统较长时间不工作时，在“油柱”的压力下油液流回油箱，形成局部真空，由于系统不可能绝对密封，使空气渗入系统，影响系统工作平稳性。单向阀7的另一个作用是防止液压系统在电机停转时反转。为了过载保护或行程终了利用压力控制来实现切换油路，在系统中还装有压力继电器9，为观察和调整系统压力，应在系统图所示3处设置测压点，为减少压力表，设置一个多点压力表开关10。
④换向回路：
综上所述，本系统的主要液压回路为进油节流调速回路与差动回路。为实现这两种回路的要求，可以有多种不同形式的进油节流调速回路与差动回路的组合。本题拟采用两个三位四通电磁换向阀来实现换向功能。
⑤压力控制回路：
在泵出口并联一溢流阀，实现系统的定压溢流同时在该溢流阀的远程控制口连接一个三位四通电磁换向阀，以便于通过电信号来控制刨床的进给运动。
⑵确定液压系统原理图
根据前面初步拟定的液压系统原理图。经过修改和更正后，使之更符合本设计的要求，再由上述计算结果
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限压式变量叶片泵
1、流量突变时，定子反应滞后，液压冲击较大
2、内部径向力不平衡，轴承负载较大，压力波动及噪声较大，工作性能差 3、系统较简单
4、没溢流损失，系统效率较高，温升较低
和技术要求，在主回路初步选定基础上，只要再增加一些必要的辅助回路便可组成较完整的液压系统了。所拟定拟定的系统工作循环表（表9）及液压系统原理图如图5所示。
表9 系统工作循环表
电磁铁动作循环 快进 工作进给 快退 停止（中途停止） 工作台横向进给
返回
1DT 2DT 3DT 4DT
+ + - - - -
- - + - - -
- - - - + -
- - - - - +
p
图5 刨床液压系统原理图
（二）液压系统的计算和选择液压元件 1. 确定液压泵的流量、压力和选择泵的规格 ⑴泵的最大工作压力p p
液压泵的最大工作压力与执行元件的工作性质有关。若执行元件在工作行程终点运动停止时才需要最大压力，如液压机的压制、成形、校准，机床的定位夹紧等。液压泵的最大工作压力等于执行元件的最大工作压力。
对于执行元件运动过程中需要最大压力，液压缸的工作压力为：
P p =P 1+∑∆P （ 式3-8）
其中P 1——执行元件在稳定工况下的最高工作压力；
∑∆P ——进油路上的沿程和局部损失。初算时按经验数据选取，如管路简单的节流调速系统取
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∑∆P =(2～5) ×10Pa ，管路复杂，进油路采用调速阀系统，取∑∆P =(5～15) ×10Pa ，亦可参照同类系
5
5
统选取。
由工况图和刨床液压系统图可知，液压缸在整个工作循环中的最大工作压力为24. 3⨯10p a 。本系统采用调速阀进油节流调速，选取进油管路压力损失为8×10p a ，由于采用压力继电器，溢流阀的调整压力一般应比系统最高压力大5×10p a ，故泵的最高工作压力为
5
5
5
P p 1=(24.3+8+5) ⨯105=37.3⨯105pa
这是泵的最高工作压力（稳态），即溢流阀的调整压力。
前面计算的液压泵压力p p 是系统的稳态压力。系统工作时还存在有动态超压力，其值总是超过稳态压力。所以选择液压泵规格时，其公称压力应比计算的最大压力高25%～60%，液压泵的公称工作压力p n 为：
p n =1.25⨯p p 1=1.25⨯37.3⨯105≈46.6⨯105pa
泵在快速时向液压缸输油，由前面分析可知，液压缸快退时的工作压力比快进时小，这时压力油不通过调速阀，进油路较简单，但是流经管道和阀的油流量较大，取进油压力损失为5×10p a ，故快退时，泵的最高工作压力为
5
P p 2=(8. 79+5) ⨯105=13. 79⨯105pa
这是泵的最高工作压力，其值是液控顺序阀6调整时的参考数据。 ⑵泵的流量
单液压泵供给多个执行元件同时工作时，泵的流量要大于液压执行元件所需要最大流量的总和，并考虑系统泄露和液压泵磨损后的容积效率下降等因素，即
Q p ≥K (∑Q ) max （ 式3-9）
其中：
K ——系统泄露的修正系数，一般取1.1～1.3。
(∑Q ) max ——多个执行元件同时工作时所需最大流量。对动作复杂的系统，将同时工作的执行元件
的流量循环图组合在一起，从中求(
∑Q )
max ，其中
∆Q 为系统总泄漏量。
对于工作过程中采用节流调速的系统，确定液压泵的流量时，还需要加溢流阀稳定工作所需的最小溢流量Q min ，即
Q p ≥K (∑Q ) m zx +Q min （ 式3-10）
采用差动连接液压缸时，液压泵流量为
Q p ≥K (A 1-A 2) ⋅V max （ 式3-11）
式中：
A 1, A 2——分别为液压缸无杆腔和有杆腔的有效工作面积；
V max ——活塞或液压缸的最大移动速度。
当系统采用蓄能器存储压力油时，液压泵的流量按系统在一个周期中的平均流量选择
Q p ≥K ∑
式中；T ——主机工作周期；
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V i
（ 式3-12） i =1T
n
V i ——各执行元件在工作周期内的耗油量；
n ——执行元件的个数；
泵的公称流量与系统计算的Q p 相当。
由图 (a)可知，最大流量在快进时，其值为0. 237⨯10m /s 。按上式可求的泵的最大流量，取
-3
3
K =1. 15, 所以：
Q p =1. 15⨯0. 237⨯10-3=0. 27⨯10-3m 3/s （16. 2L /min ）
最小流量在工进时，其值为0. 1004⨯10m /s ，为保证工进时系统压力较稳定，应考虑溢流阀有一定的最小溢流量，取最小溢流量为0. 017⨯10m /s 。
⑶选择泵的规格
根根据以上数值，选用叶片泵型号为YBX -25。 ⑷确定液压泵的驱动功率
在工作循环中，当泵的压力和功率比较恒定时，驱动泵的电动机功率P p 为：
3
3-3
3
P p =
P p ⋅Q p
ηp
（ 式3-13）
式中： p p ——液压泵的最高工作压力；
Q p ——液压泵的流量；
ηp ——液压泵的总效率。各种泵在公称压力下的总效率可参考下表10，液压泵规格大时取大值，
小时取小值。
表10 各种泵在公称压力下的总效率对应表
液压泵名称 总效率
应该指出，当液压泵的工作压力只有公称直径的10%--15%时，泵的总效率将显著下降，有时只达0.5或更低。此外，当变量泵的流量为公称流量的1/4或1/3以下时，容积效率和总效率都要下降很多，因此，设计时必须注意。
限量式变量叶片泵的驱动功率，可按流量特性曲线拐点处的流量、压力值计算，一般拐点流量的压力在泵最大压力80%处，即：
齿轮泵 0.65～0.8
叶片泵 0.75～0.9
径向柱塞泵 0.08～0.92
轴向柱塞泵 0.85～0.95
p p =
式中Q pn 为泵的公称流量。
p p ⨯Q p
ηp
=
0. 8⨯p max ⨯Q pn
ηp
（ 式3-14）
通常，限量式变量叶片泵在工作时，流量很小，效率很低。可按下式粗略估算驱动功率，即
P p =p p ⨯Q p +∆p （ 式3-15）
式中：p p , Q p ——泵的实际工作压力和流量；
∆p ——般机床常用的限量式变量叶片泵在压力p p 下的功率损耗，可按下表11选取限量式变量叶片泵
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表11 限量式变量叶片泵压力功率对应表
液压泵压力
15
20
25
30
35
40
p p ⨯10pa
功率损耗
5
∆p ⨯10W
3
0.17 0.21 0.24
0.30 0.35 0.40
在工作循环过程中，液压泵的工作压力和流量变化较大时，液压泵的驱动功率应按各工作阶段的功率进行计算，然后取平均值p av ，即：
p av =
p 1t 1+p 2t 2+ +p n t n
（ 式3-16）
t 1+t 2+ t n
2
式中： t 1, t , , t n ——在整个工作循环中各阶段对应的时间；
p 1, p 2, , p n ——在整个工作循环中各阶段对应的功率。
按上式算得的功率和液压泵要求的工作转速，可以从产品样本中选取标准电动机，然后必须检查每一阶段电动机的超载量是否都在允许范围内。一般规定电动机在短时间内可超载25%，否则就按最大功率选取电动机。
由液压缸工况图（c ）可知，最大功率出现在快退阶段，其数值按上式计算，
P p =
P p 2(Q 1+Q 2)
ηp
13. 79⨯105(1. 035+0. 45) ⨯10-3==2730W
0. 75
-3
3
其中：Q 1为大泵流量，Q 1=1. 035⨯10m /s ； Q 2为小泵流量，Q 2=0. 45⨯10m /s ； ηp 为液压泵总效率，取0.8。
按样品本选用4KW ，转速为1440r/min的标准型号电机Y 112M -4。
根据所选择的液压泵规格及系统工作情况，可算出液压缸在各阶段的实际进出流量，运动速度和持续时间，从而为其他液压元件的选择及系统的性能计算奠定基础。
2. 液压阀的选择和部分液压辅助元件选择 ⑴液压阀的选择
主要依据是根据阀在系统工作的最大工作压力和通过该阀的实际流量，其它还需考虑阀的动作方式、安装固定方式、压力损失数值、工作性能参数和工作寿命等条件来选择标准阀类的规格。
⑵选择控制阀应注意以下几个问题
①应尽量选择标准定型产品，要求非标准元件尽量少，不得已时才自行设计制造专用阀或其它液压元件。
②选择溢流阀时，按泵的最大流量选取，使泵的全部流量能回油箱，选择节流阀和调速阀时，要考虑其最小稳定流量满足机床执行机构第素性能的要求。
③一般选择控制阀的公称流量比管路系统实际通过的流量大一些。必要时允许通过阀的流量超过公称
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-3
3
流量的20%。
④应注意差动液压缸由于面积差形成不同回油量对控制阀的影响。
根据液压泵的工作压力和通过阀的实际流量，选择各种液压元件和辅助元件的规格。由于当前液压行业正在更新各种液压元件，即将生产新型高压规格的元件，以取代中、低液压元件，现根据工作压力及流经各元件的实际流量逐一选定，列于下表12中
表12 液压元件规格及型号 编号 1 2 3 4 5
元件名称 叶片泵 三位四通电磁换向阀 行程流量控制阀
溢流阀 被压阀
技术数据P ⨯10p a ，Q ×10-3/60(m 3/s
p=63 p=63；Q=25
p=63；Q=25；Q min =0. 03；∆p =1 P=63；p min ≤4；Q=10；卸荷压力p
6 7 8 9 10 11 12 13 14 15 16 17
顺序阀 单向阀 单向阀 压力继电器 压力表开关 过滤器 液压缸 油箱
三位四通电磁换向阀
溢流阀 安全阀 液压缸
P=3 63；Q=25；卸荷压力p
双作用单活塞杆差动液压缸 带支撑脚的矩形油箱
p=63；Q=25
P=63； p min ≤4；Q=10；卸荷压力p
双作用单活塞杆差动液压缸
-35
规格及型号 YBX-25 WE5 UF1G-03 Y-D6B Y-D6B
XF3 Z2S Z2S EXY25-4 KY2-6 WU-100×180
WE5 DG02-22 DG02-22
注：以上元件除液压泵、滤油器外，均为叠加阀式连接。
⑶管道的确定 ①管道的设计
油管尺寸一般可根据选定元件的连接口尺寸来确定。如需要计算，则先按通过管路的最大流量和管内允许的流速选择油管内径，然后按工作压力确定油管的 壁厚或外径。
当通过管路的油液Q 一定时，油管内径d 决定于管中油液的平均流速v 即：
d =4. Q
（ 式3-17） v
式中： Q ——通过管路的液体流量；
v ——管内允许流速，其值按表13选取。
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表13 允许流速推荐值
油液流经的管路
装有过滤器的吸油管 无过滤器的吸油管 回油管
允许流速 0.5～1.5 1.5～3 2～3 3 4 5 7 4.5～10
25⨯105pa 50⨯105pa 100⨯105pa >150⨯105pa
短管及局部收缩处
由于本系统液压缸差动连接时，油管内通油量较大，其实际流量
v =4m /s ，因此主压力油管d 用下式计算，即：
Q ≈1. 485⨯10-3m 3/s (22. 75L /m i ，取允许流速n
d ===21.8mm ； 整取d=22mm.
油管壁厚一般不需计算，根据选用的管材和管内径查液压传动手册的有关表格得管的壁厚δ。 ②油管的选择
油管常称为管道，它在液压系统中将各个液压元件连接起来，以保证液压系统的能量传递。因此要求油液通过管道的压力损失要小，承受系统油压要高，管路自身强度要高，池漏量了也要小。
根据油管的用途和系统压力的不同，液压系统中常用的油管有钢管、铜管、塑料管、尼龙管、橡胶软管等。各种管材及应用场合见表14。
表14 管材及应用场合表
种类 钢管
用途
常在装配方便处作压力管道（中、高压用无缝钢管，低压时用焊接管）
紫铜管
优缺点
能承受高压，油液不易氧化，价格低廉，但装配弯曲较困难
在中、低压系统中采用，机床中应用较多，装配时弯曲方便，抗震能力较弱，易使液压油常配以扩口管接头
氧化
能代替部分紫铜管，价格低廉，弯曲方便，但寿命短
装配方便，能减轻液压系统的冲击、价格贵、寿命短
尼龙管 中、低压系统中使用、耐压可达2.5--8MPa
橡胶软管 适用于中、高压的动连接
查手册可选择M27×2，10号精密无缝钢管.
其它进油、回油和吸油管，按元件连接口尺寸决定油管尺寸，测压管选用4×3mm 紫钢管或铝管。管接头选用卡套式管接头，其规格按油管通径选取。
其他油管，可直接按所连接的液压无、辅件的接口尺寸决定其管径大小。
③管接头的确定
管接头是油管与油管，油管与液压元件间的连接件。它应满足连接牢固、密封可靠、外形尺寸小、通油能力大、压力损失小、拆装方便及工艺性好等要求。
管接头的种类很多，按管接头的通路数量和油流方向分为直通、直角、三通和四通等型式；按油管和管接头的连接方式不同可分为扩口式接头、焊接式接头、卡套式接头、可拆式接头等。现选用扩口式管接头。查资料[3]中表20-8-35，选扩口式端直通管接头，选用M27×2。
3. 油箱容量的初步确定及油液的选择 ⑴按资料[1]表（23-4-31）油箱体积：
V =aq (式3-18)
其中: a——为经验系数，由资料[1]表23-4-11，a 取6；
q v ——液压泵每分钟排出压力油的容积，在本设计中q v =17. 25L /min ;
V ——为油箱容量；
则：V =6⨯17. 25=103. 5L ，查资料[3]表4-5中，标准油箱的外形尺寸。现在暂时取为125L ，在后面的系统温升验算时将进行核算。
⑵液压油液：
根据所选用液压泵类型和[1]中的表1-17，选用牌号为L-HL32的油液。 （三）液压系统性能验算 1. 压力损失及调定压力的确定
在快退时系统压力相对工进时的要低很多，所以不必验算，因而必须以工进为依据来计算卸荷阀和溢流阀的调定压力。
已知该液压系统中进回油管的内径为65mm ，各段管道的长度分别为：进油管长为1.5m ，回油管长为1.2m, 选用L-HL32液压油，室温油的温度为15℃，查得此温度时的液压油的运动粘度为u=1.5㎝/s，油的密度为920Kg /m 3。
⑴沿程压力损失
首先要判断管中的流态。运动部件工作时的速度为1.2m /min ，进给时的最大流量为17.25L/min，则液压油在管内的流速为v 1为：
2
4q 4⨯1. 035⨯10-3
v 1=2==0. 312m /s
πd 3. 14⨯652⨯10-6
管道流动雷诺数为R e 1：
v 1d 3. 12⨯10-1⨯0. 065R e 1===135
u 1. 5⨯10-4
可见液流在管道内的流态为层流，其沿程阻力系数为l 1=损失为：
7575
==0. 56，则进油路上的沿程压力R e 1135
∆p λ1=λ
l ρ21. 5920
v =0. 56⨯⨯⨯0. 3122=579pa d 20. 0652
⑵局部压力损失：
局部压力损失包括管道安装和管接头的压力损失和通过液压阀的局部压力损失，前者视管道具体安装结构而定，一般取沿程压力损失的10%，而后者则与通过阀的流量大小有关，若阀的额定流量和额定压力损失为q n 和∆p n ，则当通过阀的流量为q 的压力损失∆q v 为：
∆q v =∆p n (
q 2
) （式3-19） q n
17. 252
) =0. 12Mpa 25
在进油路上有一个三位四通电磁阀，一个节流调速阀，一个单向阀。由前面的液压阀名细表可得： 三位四通电磁阀的压力损失：∆q v 1=0. 25⨯(节流阀的压力损失：∆q v 2=0. 2⨯(
17. 252
) =0. 06Mpa 2517. 252
) =0. 04Mpa 单向阀的压力损失：∆q v 3=0. 3⨯(25
管路的局部局部压力损失：∆p 3=∆p λ1⨯10%=579⨯0. 1=57. 9pa 工进时回油路上的流量q =7. 5L /min ，则回油路中的流速为：
v 2=
4q
πd 管2
=
4⨯7. 5⨯60-3
⨯10=0. 135m /s ； 2
3. 14⨯0. 065
v 2d 1. 35⨯10-1⨯0. 065
==58. 5
则沿程阻力系数：l 2=
7575==1. 28。则：回油路上的沿程压力损失为： R e 258. 5
∆p λ2=λ
l 2ρ21. 5920
v =1. 28⨯⨯⨯0. 1352=247pa d 20. 0652
⑶总的压力损失
∑∆p
A 2
∆p 2 (式3-20) A 1
∑∆p =∆p 1+
其中，∆p 1——为总的进油压力损失；
∆p 2——为总回油压力损失；
∆p 1=∆p λ1+∆p v +∆p λ2=579+(0. 12+0. 06+0. 04) +247=0. 216Mpa
在回油路上可忽略其压力损失，只考虑回油路上的沿程压力。 则：由式（3-20）：总的压力损失:
∑∆p =0. 216+50. 2⨯24. 7⨯10
26. 5
-6
≈0. 216Mpa
在工进过程中总载荷F 有如下的关系：(
F
) =1. 93Mpa ； A 1
则：(
F
) +∑∆p =1. 93+0. 216=2. 146Mpa ，可知： A 1
P p =6.3Mpa >2.146Mpa =(
F
) +∑∆p A 1
综上，上述验算表明，系统在工进时，没有超过泵能达到的最高压力，无需修改原来的设计。 ⑷压力阀的调定值
根据上述计算可知，液压泵溢流阀的调整压力应为工进阶段的系统工作压力和压力损失之和；
P p =1. 93+0. 216=2. 146Mpa
即可以把溢流阀的调定压力值定为2.146MP a 。
系统中的压力继电器作为系统的过载保护装置。当系统中的压力大于了继电器的调定压力时，它使系统的电器控制部分复位。压力继电器调定压力应大于溢流阀调定压力0.3~0.5MP a ，所以，取压力继电器调定压力为2.146MP a 。
2. 系统温升验算
从液压缸负载图和速度图可知，本机床的工作时间主要是工进工况。为简化计算，主要考虑工进是的发热，故按工进工况验算系统温升。
⑴液压泵的输入功率
5
工进进油时，泵的压力P p 1=34. 7⨯10pa ，流量为Q p 1=0. 45⨯10-3m -3/s ，泵的功率为
P p 1=
p p 1⋅Q p 1
ηp
34. 7⨯105⨯0. 45⨯10-3==2082W ；
0. 75
其中ηp 为液压泵的总功率。
工进回油时，顺序阀的压力损失∆p =1. 5⨯105pa ，即泵的工作压力P p 2=1. 5⨯105pa ，流量
Q p 2=1. 035⨯10-3m 3/s ，则泵的功率P 2为：
P p 2=
P p 2⋅Q p 2
ηp
1. 5⨯105⨯1. 035⨯10-3==207W
0. 75
故变量泵的合计输入功率p i 为：
P i =P W 1+P 2=2082+207=2289
⑵有效功率
-3
工进时，液压缸的负载F =9689N （见表2），取工进速度v =20⨯10m /s ，输出功率p 0为：
P 0=Fv =9689⨯20⨯10-3=193. 8W
⑶系统发热功率p h 为：
p h =P i -P 0≈2095. 2W
⑷散热面积
油箱容积； V =B 1⨯H 1⨯L 1=510⨯600⨯760=232. 6⨯10-3m 3 油箱近似散热面积A 为：
A =0. 2=0. 232. 62=2. 345m 2
⑸油液温升△T
假定采用风冷，取油箱面积的散热系数C T =23W /(m 2/︒C ) ，所以油液温升∆T 为：
∆T =
P h 2095. 2
==38. 8︒C
C T A 23⨯2. 345
设夏天的室温为30C ，则油温为30+38.8=68.8C ，没有超过最高允许油温（80～100C ）。
︒
四、液压缸的设计
（一）选择液压缸类型安装方式
根据主机的要求，按资料[3]表20-61选择液压缸类型为：双作用单活塞杆差动液压缸；根据机构的结构要求，按资料[3]中表20-２-28，选择液压缸的安装方式为：侧底座安装型代号为MS 2。
（二）液压缸的主要性能参数和主要尺寸
液压缸的主要性能参数和主要尺寸前面已确定, 在此不再赘述。 （三）液压缸的参数计算 1. 缸筒壁厚的计算
由于该系统为中低压系统，按公式计算所得的液压缸厚度往往很小，使缸体的刚度往往很不够，如在刨削过程中变形、安装变形等引起液压缸工作过程卡死或漏油。因此一般不作公式计算，按经验选取，然后按下式进行校核：
缸筒壁厚δ≥
p y D 2σ （式4-1）
其中：p y 为缸筒实验压力，当缸额定压力Pn ≤16Mpa, 取Py=1.5Pn。
由[1]中表17-6-7选缸筒材料HT250可知，当δ=2.5～10mm 时，它的许用应力为：σ=270Mpa
n 为安全系数，取n =5，[σ]=
p y D
σb
n
1. 5⨯10. 79⨯106⨯80
所以δ≥=≈12mm 。
2σ2⨯54⨯106
当D /σ
⎤8054+0. 4⨯10. 79D ⎡σ+0. 4p y
σ≥⎢-1⎥=-1=19. 7mm
2⎢σ-1. 3p 254-1. 3⨯10. 79⎥y ⎣⎦
1. 5⨯10. 79⨯106⨯80
因δ≥=≈12mm ，而已取的壁厚为19.7mm>12mm，故，满足要求。 6
2σ2⨯54⨯10
2. 液压缸活塞行程
查[1]表23-6-35液压缸活塞第一行程系列选取活塞行程为800mm 。 3. 液压缸油口直径计算
根据油缸的整体设计，将液压缸进、出油口分别设计在缸底和缸头上，同时进、出口连接形式采用螺孔联接。
液压缸油口直径应根据活塞最高运动速度u 和油口最高液流速度u 0而定。参照资料[1]中，由下式来计算：
p y D
d 0=0. 13D
u
（式4-2） u 0
其中：d 0——液压缸油口直径（m ）；D ——液压缸内径（m ）；
u ——液压缸最大输出速度，u =1. 2m /min ； u 0——油口液流速度(3.75m /s ) 。
则；
d 0=0.13=24mm 查[3]表7-12，以及考虑到后面的油管所用的管接头, 选取油口安装尺寸为M 27⨯2。4.3.4缸底厚度计算
一般液压缸为平形缸底，在本设计中缸底有油孔，按[1]23.6-28公式来计算缸底盖的厚度h ：
h =0. 442D
式中, h ——缸底厚度（m ）
(D -d 0) s p y D
（式4-3）
D ——液压缸内径（m ）
p y ——试验压力，由前面计算得6.5MP a ； d 0——缸底油孔直径（m ），在此为0.024m 。
[s ]—— 缸体的许用应力（Mpa ）。为270MP a ，缸底与缸筒的材料是相同的。代入数据，则：
h =0.442=0.442⨯80⨯10
-3
=10.4⨯10-3=10.4mm
4. 缸头厚度计算
由于在液压缸缸头上有活塞杆导向孔，因此其厚度的计算方法与缸底有所不同。但考虑到缸头端容腔所受的压力比缸底端容腔的小得多，（在工进时缸头在液压缸的回油腔）故在此为了简化计算，取缸头的厚度与缸底相同H=10.4mm。
5. 最小导向长度的计算
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，见下图。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，影响液压缸的的稳定性。因此，设计时必须保证有一定的最小导向长度。
图6 液压缸示意图
对一般的液压缸，最小导向长度H 应满足以下要求
H≥L/20+D/2 （式4-4）
式中， L ——液压缸的最大行程为800mm 。
D ——液压缸的内径为80mm 。 所以： H ≥
L D 80080+=+=80mm ， 202202
活塞宽度B 一般取，Ｂ=（0.6～1.0）Ｄ=（0.6～1.0）×80=48～80, 根据活塞宽度范围, 适中取
B =60mm 。
缸盖滑动支承面的长度l 1，即导向套长度，根据液压缸内径D 而定（参考资料[6]），因D =80>60，取l 1=(0.6 1.0) d =0.8⨯55=44mm ，d 为活塞杆直径。
为保证最小导向长度H min ，若过分增大l 1和B 都是不适宜的。在此，用在活塞与导向导之间的缸头的厚度来保证。即缸头的轴向长度至少要达到c ：
11
c =H -(l 1+B ) =80-(44+60) =28mm
22
6. 缸体长度的确定
液压缸缸体的内部长度应等于活塞的行程和活塞宽度之和。缸体外形长度还要考虑到两端盖的厚度，同时液压缸缸体的长度不应大于内径的20～30倍。
缸筒长度S ：S =B +L =60+800=860mm ；
缸筒外形长度l 总=S +C +l 1+K 2+K 1=860+15+44+30+40=989mm ；（其中，K 1为缸底总长度30mm ；K 2为缸头总长度取40mm ，一般应小于20D ，即20⨯80=1600mm。因989
（四）活塞的设计
由于活塞在液体压力的作用下沿缸筒往复滑动，因此，它与缸筒的配合应适当，既不能过紧，也不能间隙过大。配合过紧，不仅使最低启动压力增大，降低机械效率，而且容易损坏缸筒和活塞的滑动配合表面；间隙过大，会引起液压缸内部泄漏，降低容积效率，使液压缸达不到要求的设计性能。
1. 活塞的结构形式
根据密封装置的形式来选用活塞的结构形式（密封装置则按工作条件选定）。通常分为整体活塞和组合活塞两类。整体活塞在活塞周围上下开沟槽，安装密封圈，结构简单，但给活塞的加工带来难度，密封圈安装时也容易拉伤和扭曲。组合式活塞结构多样，主要受密封型式决定。组合式活塞大多数可以多次拆装，密封件使用寿命长。随着耐磨的导向套环的大量使用，多数密封圈与导向套环联合使用，大大降低了活塞的加工成本。所以在该设计中选用组合式活塞。
2. 活塞与活塞杆的连接
液压缸的活塞与活塞杆的连接方式很多种型式，所有型式均需要锁紧措施，以防止工作时由于往复运动而松开，同时在活塞与活塞杆之间需要设置静密封。油缸在一般的工作条件下，活塞与活塞杆的连接采用螺纹连接，但当油缸工作压力较大、工作机械振动较大时，采用半环连接。根据具体情况，也有把活塞与活塞杆做成一个整体。所以根据系统工作条件在本设计中选用螺纹连接。活塞多采用此种结构，该结构不仅应用在机床上，工程机械也广泛采用。 连接方式分为 ⑴卡环型
图7 卡环型图
两半环卡入环槽后回松脱，需要套上卡环帽，再装上弹性挡圈。装拆方便，低速时使用广泛。 ⑵螺母型
图8 螺母型图
⑶焊接型
图9 焊接型图
根据设计要求，选用螺母型连接方式，最适用本设计要求。 3. 活塞的密封
液压缸是依靠密封的工作容积变化来传递动力和运动的。因此要求两个有相对运动的零件之间形成的空间应是密封的。不使油液从进油腔泄漏至回油腔，更不允许泄漏到缸体外面，若密封不良不仅使液压缸的性能和效率降低，甚致失去工作能力，因此，对液压缸的密封提出以下要求：
在额定工作压力下，保证良好的密封，使其减少泄漏。
相对运动的零部件间，密封装置引起的摩擦力要小，不允许有卡死或爬行现象。
密封元件的加工工艺和装配简单。即制造容易，成本低，适于组织集中生产和标准化生产。 耐磨性好，工作寿命长，磨损后在一定程度上能自动补偿。
这些要求往往是有矛盾的，选择哪一种密封装置，要根据液压缸的工作压力、运动特点、使用条件而定，液压缸中的密封装置类型很多主要有以下几种:
⑴间隙密封
间隙密封是依靠相对运动的零件的配合表面间的微小缝隙来防止泄漏，活塞上一般做出环槽，如下图10所示。其目的是为了使径向压力平衡，并改善密封性，环形槽的形状主要有矩形，V 形和半圆形。
间隙密封应用较广，特别在各种阀类中得到广泛的应用，其密封性能与间隙大小、压力差、配合表面的长度和直径尺寸以及加工质量等有关，其中间隙大小及均匀与否影响最大。这种间隙密封装置结构简单，摩擦力小，但它不能随压力的增大而提高其密封性能。对于圆柱形表面，制造精度较易保证，但摩损后无法补偿。对平面配合，制造较困难，但摩损后可以采取自动压紧等措施进行补偿。
对尺寸较大的液压缸，由于配合尺寸较大，要达到间隙密封所要求的加工精度比较困难，而且也不经济。因此，间隙密封仅用于尺寸较小，压力较低，运动速度较高的液压缸。当采用间隙密封时，应考虑零件材料的耐磨性，通常采用耐磨铸铁制造活塞。
图10 间隙密封图
⑵Ｏ形密封圈密封
图11 Ｏ型密封圈
上图11所示是一种断面形状为圆形的Ｏ形密封圈。Ｏ形密封圈通常安装在矩形的沟槽中，用于固定件或往复运动件间的密封。为了使密封圈保持良好的密封性能而又不致产生过大的摩擦力，Ｏ形密封圈安装在槽中应当有适当的预压量。预压量的大小，对密封性能影响很大。过小，密封性能不好，易泄漏；过大，则压缩形密封圈力增加，摩擦力增大，使密封圈容易在沟槽中产生扭曲，加快磨损，缩短寿命。 Ｏ形密封圈的预压缩量大小及压力分布，如下图12所示。
图12 Ｏ型密封圈预压缩量及压力分布图