平面磨床液压系统设计说明书

1 引言

磨床工作台的运动是一种连续往复直线运动,它对调速、运动平稳性、换向精 度、换向频率都有较高的要求,因广泛采用液压传动。磨床是一种精密加工机床， 对液压系统有着较高的要求。磨床中的平面磨床为精加工机床，磨削力及变化量不 大，工作台往复速度较高，调速范围较广，要求换向灵敏迅速，冲击小，但对换向 精度要求不高.

液压技术作为一门新兴应用学科，虽然历史较短,发展的速度却非常惊人。液压设备能传递很大的力或力矩，单位功率重量轻，结构尺寸小,在同等功率下，其重量的尺寸仅为直流电机的10％～20%左右;反应速度快、准、稳；又能在大范围内方便地实现无级变速；易实现功率放大；易进行过载保护；能自动润滑，寿命长，制造成本较低。因此，世界各国均已广泛地应用在锻压机械、工程机械、机床工业、汽车工业、冶金工业、农业机械、船舶交通、铁道车辆和飞机、坦克、导弹、火箭、雷达等国防工业中。

液压传动设备一般由四大元件组成，即动力元件-—液压泵;执行元件——液压缸和液压马达;控制元件—-各种液压阀；辅助元件—-油箱、蓄能器等。

液压阀的功用是控制液压传动系统的油流方向,压力和流量；实现执行元件的设计动作以控制、实施整个液压系统及设备的全部工作功能. 1。1 液压系统的发展历史

液压传动理论和液压技术发展的历史可追溯17世纪，当时的荷兰人史蒂文斯（Strvinus）研究指出，液体静压力随液体的深度变化，与容器的形状无关.之后托里塞勒（Torricelli）也对流体的运动进行研究。17世纪末，牛顿对液体的粘度以及浸入运动流动体中的物体所受的阻力进行了研究。18世纪中叶，伯努利提出的流束传递能量理论及帕斯卡提出的静压传递原理，使液压理论有了关键性的进展。1795年英国伦敦的约瑟夫。布拉默（Joseph Bramah 1749～1814）创造了世界上第一台水压机—-棉花、羊毛液压打包机。1905年，詹尼(Janney)设计了一台带轴向柱塞泵的油压传动与控制装置，并于1906年成功地应用在弗吉尼亚号战舰的炮塔俯仰、转动机构中.1936年，哈里。威克斯（Harry Vikers）提出了包括先

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导式溢流阀在内的些液压控制元件有力地推动了液压技术的进步.1958年美国麻萨诸塞州理工学院的布莱克本（Blackburn）、李诗颖创造了电液伺服阀,并于1960年发表了对液压技术有杰出贡献的论著-—《流体动力控制》。

现在由于微型计算机与液压技术日益密切的结合，对液压控制阀提出了更高、更新的要求，液压控制已开始形成了一个分支学科,继续不断不断地向高、精、尖的方向发展。

1．2 液压系统的发展现状

液压传动技术发展到今天已经拥有较为完善的理论和实践基础.虽然液压传动还存在一些缺陷,但总体上优点还是盖过了缺点。正因为液压传动具有很多机械传动所不具备的优点，液压传动技术在机械工业的各个领域得到了广泛的应用,如:矿山机械、工程机械、冶金机械、建筑机械、起重机械等。液压技术的应用实现了从手动到半自动化、自动化的逐步发展，从而也推动了机械工业的向前发展.在整个机械传动工程中，液压传动技术扮演了举足轻重的角色。 1。3 现今液压系统的优缺点

液压传动的特点:液压传动技术与传统的机械传动相比，液压传动操作方便简单，调速范围广，很容易实现直线运动，具有自动过载保护功能。液压传动容易实现自动化操作，采用电液联合控制后,可以实现更高程度的自动控制以及远程遥控.液压传动系统可以灵活布置各个元件，由于工作介质为矿物油，良好的润滑条件延长了元件的使用寿命。由于液压传动的工作介质是流体矿物油，因而沿程、局部阻力损失和泄漏较大，泄漏的矿物油将直接对环境造成污染,有时候还容易引发各种安全事故。液压油受温度的影响很大,因而不能在很高或很低的温度条件下工作.因为液压油存在一定的压缩性，所以液压传动的传动比不恒定,不能保证很高的传动精度.密封状况的好坏对液压传动影响很大，因而液压元件必须具有较高的制造精度。液压传动的故障排除不如机械传动、电气传动那样容易，因此对维护人员有较高的技术水平要求。

近年来，国内的平面磨床制造水平虽然有了明显的提高，但不可否认的是无论是高档的多轴联动数控、强力成形磨床、磨削加工中心和中档的数控平磨还是普通平磨或传统的手动平磨，与国外先进水平相比仍有不小的差距。

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1.4 平面磨床液压系统发展潮流

平面磨床相对于车床、铣床等采用数控技术较晚，是因为它对数控系统的特殊要求。近十几年来，借助CNC技术磨床上砂轮的连续休整,自动补偿，自动交换砂轮，多工作台等操作功能得以实现。数控磨床行业独特需求，机床生产厂也积极开发机械部分,提出独特控制要求：斜轴控制、主轴摆动、强化拱顶磨削方法。同时液压元件也在将向高性能、高质量、高可靠性、系统成套法向发展，向低能耗、低噪声、无污染法向发展。

21世纪是一个高度自动化的社会，随着科技的发展和人类的新需要，大型智能型行走机器人将应运而生。资料表明，液压技术作为能量传递或做功环节是其中必不可少的一部分。故无论现在还是将来，液压技术在国民经济中都占有重要的一席之地，发挥着无法替代的作用。现代液压技术与微电子技术、计算机控制技术、传感技术等为代表的新技术紧密结合,形成一个完善高效的控制中枢，成为包括传动、控制、检测、显示乃至校正、预报在内的综合自动化技术.它是中大功率机械设备实现自动化不可缺少的基础技术,应用面极其广泛. 1。5 本课题的目的及研究范围

该课题从分析研究平面磨床液压系统的角度入手，深度剖析了当代液压系统的优缺点。旨在有针对性的提出对当代液压系统进行逐步完善的方法。

要求通过对各种机床液压系统的分析，设计出初步的MK7120A平面磨床的动作循环，并根据动作循环图了解了磨床液压系统的原理特点，对当代液压系统有清楚明了的认识。

2 液压系统分析与设计

平面磨床是磨床的一种.主要用砂轮旋转研磨工件以使其可达到要求的平整度,根据工作台形状可分为矩形工作台和圆形工作台两种，矩形工作台平面磨床的主参数为工作台宽度及长度,圆台平面磨床的主参数为工作台面直径.根据轴类的不同可分为卧轴及立轴磨床之分。 2.1 MK7120A平面磨床主参数的确定

MK7120A型平面磨床设计为卧轴矩台平面磨床，加工工件最大尺寸630mm×

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200mm×320mm,砂轮主轴中心到工作台距离：100~445mm.工作台液动速度：1～18m/min 工作台纵向移动最大距离:780mm. 2。2 平面磨床动作循环分析

一般的立式卧轴平面磨床，轴的线性运动具有：

1、工作台的左右运动； 2、砂轮座的上下运动； 3、砂轮座得前后运动。

由于平面磨床的工作台左右移动一般要求高速运动以及平稳，因此大部分平面磨床此轴通常采用液压系统控制。此处设计为MK7120A型平面磨床工作台采用液压系统传动,砂轮及砂轮座采用电动机带动丝杠传动，本设计中只研究平面磨床的液压系统，对后者不做研究。因此，设计中只分析设计液压泵带动液压缸的左右运动.

MK7120A平面磨床工作台循环运动设计为:快进-工进—快退.其中快进与快退均设计为13m/min，加速时间为0。13秒。 2。3 负载的分析计算

2。3。1 导轨的选择与摩擦力的计算

主要性能参数与性能要求如下： 假设工件为45号钢： ρ=7。85g/cm³

m=ρ×v=7.85×(630×200×320)=316.512kg G=m·g=3101.82N

设工作台及夹具质量为500kg 导轨摩擦系数为μs=0。2 动摩擦系数μd=0.1

静摩擦力：Ffs=μs·（m1+m2)=0。2×（500+316。5）=1600N 动摩擦力：Ffd=μd·（m1+m2）=0.1×（500+316。5)=800N

惯性负载：Fi=（m1+m2）ΔV/Δt=（500+316。5）×13/0。13×60=1360。8N Ft=500N

F′=T/（De/2）=P/n/(πDe·n）=170.6N·m 2。3。2 循环阶段受力分析与计算

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a 快进阶段受力分析：

启动:F=Ffs 1600N 推力：1778N 加速:F=Ffd+Fi 2160.8N 推力：2400N 恒速：F=Fd 800N 推力:889N

b 工进：F=F′+Ffd 970N 推力：1078N c 快退阶段：

启动：F=Ffs 1600N 推力：1778N 加速：F=Ffd+Fi 2160.8N 推力：2400N 恒速：F=Fd 800N 推力：889N

根据液压缸在上述各阶段内的负载和运动时间，即可绘制出负载循环图F—L如图1所示.

图1

根据液压缸在上述各阶段内的负载和运动时间,即可绘制出负载循环图v—L如图2所示。

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图2

2.4 计算液压系统主要参数并编制工况图 2。4.1 预选系统设计压力

平面磨床也归属精加工机床，所设计的工作台在工进时负载最大，在其它工况负载都不太高,参考表2和表3，初选液压缸的工作压力p1=2MPa。 2.4。2 计算液压缸主要结构尺寸

由于设计要求工作台快速进退速度相等,故选用单杆差动连接液压缸,使缸的无杆腔与有杆腔的有效面积A1与A2保持关系A1=2A2，即杆d和缸径D满足d=0.707D。按设计手册取背压0。8MPa。

表1

负载/ KN 〈5 5～10 10～20 20~30 30~50 >50 工作压力/MPa <0。8～1 1。5~2 2。5～3 3~4 4~5 ≥5 第 6 页 共 29 页

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表2 各种机械常用的系统工作压力

机 床 农业机械 液压机 小型工程机大中型挖掘械 机 建筑机械 重型机械 液压凿岩机 起重运输机械 拉 床 8～10 10~18 20～32 机械类型 磨床 工作压力/MPa 0。8~2 组合机床 3～5 龙门刨床 2～8

表3 执行元件背压力

系统类型 简单系统或轻载节流调速系统 背压力/MPa 0。2～0。5 回油路带调速阀的系统 0.4~0。6 回油路设置有背压阀的系统 0.5～1。5 用补油泵的闭式回路 回油路较复杂的工程机械 0。8～1.5 1。2～3 回油路较短且直接回油 可忽略不计

从满足最大推力出发，可算得液压缸无杆腔的有效面积 A1=F/（p1—p2/2)=2400/（2-0.8/2）=17cm³ 液压缸内径：

D=4A141.746.53.141000

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中北大学2007届毕业设计说明书

圆整后取标准数值得D=50mm=5cm 按表4表5确定d

表4 按工作压力选取d/D 工作压力/MPa ≤5.0 0。5~0。55 5.0~7。0 0。62~0.70 ≥7.0 0。7 d/D

表5 按速比要求确定d/D

v1/v21 1。15 1。25 1。33 1.46 1。61 2 d/D 0.3 0。4 0.5 0.55 0.62 0。71 注：v1—无杆腔进油时活塞运动速度； v2—有杆腔进油时活塞运动速度。

由表4、表5得： d=0.71D=36mm=3.6cm

由此求得液压缸两腔的实际有效面积为： A1=πD²/4=3。14×50²÷4=1963mm²

A2=π（D²—d²)/4=3。14×﹙50²﹣36²）=946mm² A=A1-A2=1963—946=1017mm²

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：

a 快进阶段的液压缸压力:

启动时， p1=（F+A2ΔP)/A=1778÷1017=1。1MPa

加速时， p1=（F+A2ΔP)/A=（2400+946×0.5)／1017=2.8MPa 恒速时， p1=（F+A2ΔP)/A=（889+946×0。5）／1017=1.33MPa 工进阶段的液压缸压力：

工进时， p1=(F+A2ΔP）/A1=（1078+946×0。8)／1963=0.8MPa 快退阶段的液压缸压力:

启动时， p1=（F+A1ΔP)/A2=1778÷946=1.8MPa

加速时， p1=（F+A1ΔP）/A2=(2400+1963×0。5)／946=3。6Pa 恒速时, p1=（F+A1ΔP)/A2=(889+1963×0.5)／946=1。9MPa

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b 快进阶段的液压缸流量：

快进时, q=A·vk=1017×13／10³=13.2(L／min) 工进阶段的液压缸流量：

工进时， qmax=A1·vg=1963×6／10³=11.8(L／min) qmin=A1·vg=1963×1／10³=1。9（L／min) 快退阶段的液压缸流量：

快退时， q=A2·vk=946×13／10³=12。3（L／min) c 快进阶段液压缸功率：

快进时， P=P1·q=1。33×13.2×10³／60=292W 工进阶段液压缸功率：

工进时， P=P1·q=0.8×11.8×10³／60=157W 快退阶段的液压缸功率:

快退时， P=P1·q=1.9×4.7×10³／60=148W 由上述结果编制出的液压缸工况图：

液压缸的p-L图

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液压缸的q—L图

液压缸的P-L图

3 制定液压回路方案,拟定液压系统原理图

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3。1 制定液压回路方案 3。1.1 油源形式及压力控制

工况图表明，系统压力和流量均小，故可采用电动机驱动的单定量泵供油油源 和溢流阀调压方案，如图3-1所示.

图3—1 液压油泵

3.1。2 调速回路

磨床加工零件时，可以精加工和粗加工两种状态，故选用单向调速阀的回油节 流调速回路。由于已选用节流调速回路，故系统必然为开式循环。如图3—2

如图 3-2

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3.1.3 换向回路与快速运动回路及换接方式

换向回路选用三位四通电磁换向阀实现液压缸的进退和停止，采用二位三通电 磁换向阀实现液压缸快进时的差动连接。如图 3—3、3-4

如图 3-3

如图 3—4

由于本机床工作部件终点的定位精度无特殊要求，故采用行程控制方式即活

动挡块压下电气行程开关，控制换向阀电磁铁的通断电以及死挡铁即可实现自动换 向和素的换接。 3。1.4 辅助回路

在液压泵进口设置一过滤器以保证吸入液压泵的油液清洁;出口设一单向阀以

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保护液压泵，在该单向阀与液压泵之间设一压力表及开关,以便溢流阀调压和观测。 如图3—5。

如图 3—5

3.2 拟定液压系统图

在制定各液压回路方案的基础上，经整理所组成的液压系统原理图如图3—6所示.由电磁铁动作顺序表容易了解系统的工作原理及各工况下的油液流动路线。

系统的电磁铁动作顺序表

工况 1YA 电磁铁状态 2YA 3YA 快进 工进 快退 停止 + + + + 第 13 页 共 29 页

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图 3—6 MK7210A平面磨床液压系统原理图

1—过滤器； 2—单向定量泵； 3—电动机； 4—溢流阀； 5—压力表开关； 6-单向阀； 7—三位四通电磁换向阀； 8-单向调速阀; 9—二位三通电磁换向阀； 10-液压缸；

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4 计算与选择液压元件

4。1 液压泵及其驱动电机计算与选定 4。1。1 液压泵最高工作压力计算

由工况图可以看出液压缸最高工作压力出现在快退阶段,即p1=3.6MPa由于进油路元件较少，故泵至缸间的进油路压力损失估取为Δp=0.3MPa。则液压泵的最高工作压力为：

Pp=3.6+0.3=3.9MPa 4.1。2 液压泵流量计算

泵的供油流量qp按液压缸的快进阶段的流量q=13。2L/min进行估算。由于系统流量较小，故取泄露系数K=1。3，则液压泵供油流量qp应为：

qp≥qv=Kq1max=1.3×13.2=17。16L/min 4.1。3 确定液压泵规格

根据系统所需流量,拟初选液压泵的转速为n1=1450r/min，泵的容积效率 ηv=0。8,则可算得泵的排量参考值为：

Vg=1000qv/(n1·ηv）=1000×17.16÷﹙1450×0。8﹚=14。8L/min 根据以上计算结果查阅产品样本,选用规格相近的YB1—16型叶片泵，泵的额定压力为pn=6.3MPa，泵排量为V=16L/min，泵的额定转速为n=1450r/min，容积效率ηp=0.8，倒推算得泵的额定流量为：

qp=Vnηv=16×1450×0。8=18.56L/min 比系统所需的流量稍大。

4.1。4 确定液压泵驱动功率及电机的规格、型号

由功率计算结果得,最大功率出现在快退阶段，已知泵的总效率为ηp=0.8,则泵的快退所需的驱动功率为：

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Pp=pp·qp/ηp=(p1+Δp1）qp/ηp=0.78KW

查表得,选用规格最相近的YB90S-4卧式三相异步电动机，其额定功率为1.1KW,转速为1400r/min。用此转速驱动液压泵时,泵的实际输出流量为18L/min，仍能满足系统各工况对流量的要求。 4。2 其他辅助元件的确定 4.2.1 确定阀类元件及辅件

首先根据所选择的液压泵规格及系统工作情况,算出液压缸在各阶段的实际进出流量，以便为其他液压控制阀，及辅件的选择及系统的性能计算奠定基础。如表 4-1.

表 4-1 液压缸在各阶段的实际进出流量

工作阶段 无杆腔 流量 有杆腔 快进 q进=A1qp/A =35.8 q出=q进A2/A1 =17。25 q出=q进A2/A1 =6。4 工进 q进=13。2 快退 q出=q进A1/A2 =38。5 q进=qp=18。56

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4-2所列。其中，溢流阀9按最小流量泵的额定流量选取，调速阀4选用AQF3—6aB型,其最小稳定流量为6。3 L/min，小于本系统

工进时的流量13.2L/min。

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表 4—2 MK7120A平面磨床液压系统中控制阀和部分辅助元件的型号规格

序号 名称 通过流量 额定流量 额定压力 型号 1 过滤器 18 20 6.3 XU-B20×100 2 定量叶片泵 18 6.3 YB1—16 3 交流异步电动机 YB90S-4 4 溢流阀 18 63 6.3 YF3—10B 5 压力表开关 6。3 AF6EP30/Y63 6 单向阀 18 40 16 YAF3 7 三位四通电磁换向阀 13.2 73 16 34DF3-E4B 8 单向调速阀 13。2 16 6。3 QF3-E10B 9 二位三通电磁换向阀 13。2 20 6。3 23D-20B 10 液压缸 自行设计 4.2。2 确定油箱

油箱容量计算：本系统属于中低压系统，取经验系数α=5，得油箱容量为：

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V=αqp=5×9.6L=48L 4.2.3 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4—3所列

表 4—3 各工况实际运动速度、时间和流量

快进 工进 q1=13。2 快退 q1=q2A1/A2 =38。5 q1=A1qp/（A1—A2）=35。8 q出=q进A2/A1=17。25 q1=q1A2/A1=6.4 q2=qp=18.56 v1=qp/（A1—A2）=0。003 v2=q1/A2=0.0023 v3=q1/A2=0。0067

表 4-4 允许流速推荐值

管道 吸油管道 压油管道 回油管道

推荐流速/(m/s） 0. 5～1。5，一般取1以下 3～6,压力高，管道短，粘度小取大值 1。 5～3 由表 4—4 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9数值，按表10推荐的管道内允许速度取1m/s.

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4q41810mm3.141内径：d≧v

6 验算液压系统性能

6。1 验算系统压力损失

按选定的液压元件接口尺寸确定管道直径为d=10mm，进、回油管道长度均取为 l=2m;取油液运动粘度v=0。0001m²/s，油液密度ρ=0.9174×10³kg/m³。查得工作 循环中的进回油管道中通过的最大流量q=12.3L/min发生在快退阶段，由此计算得 液流雷诺数:

Re=vd/v=4q/πdv=4×12。3×10³×10/﹙60×π×10）=261.14

由于小于临界雷诺数2300，故可推论出，各工况下的进回油路中的液流均 为层流.

将适用于层流的沿程阻力系数λ=75/Re和管道中液体流苏v=4q/（πd²）带 入沿程压力损失计算公式得：

Δpλ=4×75ρνlq/（2πd³·d)=1.503×10q

在管道具体结构尚未确定情况下，管道局部压力损失Δpn按一下经验公式计算得： Δpζ=0.1Δpλ

各工况下的阀类元件的局部压力损失按下式计算得： Δpv=Δpn（q/qn)²

根据以上三式计算出的各工况下的进回油管道的沿程、局部和阀类元件的压力损失，如表 6-1 所列。

将回油路上的压力损失折算到进油路上，可求得总的压力损失，例如快进工况下的总的压 力损失为:∑Δp=（3.241×10³×10²＋1.197×10³×10²×44.7/95﹚Pa'=0.3804MPa

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管道 压力损失 /MPa 工况 快进 工进 快退 进油管道 Δpλ 0。1029 0。00069 0.0545 Δpζ 0。0111 0.000069 0。0545 Δpv Δp 0。2101 0.5 0.0460 0。3241 0.5 0。1059 表 6—1 各工况下进油管道的沿程、局部和阀类元件的压力损失

管道 压力损失 /MPa 工况 快进 工进 快退 回油管道 Δpλ 0.0484 0。000348 0。1158 Δpζ 0.00484 0.0000348 0.01158 Δpv 0。0665 0。6 0.485 Δp 0.1197 0。6 0。61242 表6—2 各工况下回油管道的沿程、局部和阀类元件的压力损失

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6.2 液压泵工作压力的估算

液压泵在系统快退时的工作压力等于液压缸工作腔压力p1加上进油路上的 压力损失Δp1及回油路上的压力损失Δp2 Pp1=0.8+0.1059+0.61242=1。5MPa 6.3 估算系统发热、效率和温升

由平面磨床的工作循环可以看出，本液压系统的进给缸在其工作循环中快速进 退相对工进来说所占时间比例很小，所以系统效率、发热和温升可概略用工进时的 数值来代表。 6.3.1 计算系统效率

根据下式可算得工进阶段的回路效率 ηc =p1q1/（pp1qp1+pp2qp2) =0.067

其中前面已取液压泵的总效率ηp=0.8，现取液压缸的总效率ηcm=0。95，这 可算得本系统的总液压系统效率; Η=0。067×0.8×0。95=0.051

足见工进时液压系统效率极低，这主要是由于溢流损失造成的。 工进工况液压泵的输入功率为

Ppi=pp1qp1/η=﹙0.8×11。8×10³／60﹚/0。8=196。7W 6。3。2 计算系统发热功率

根据系统发热功率公式可算得工进阶段的发热功率: Ph=Ppi(1—η）=196。7×（1-0。051)=96.3W

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6.3。3 计算系统散热功率

前已经初步求得油箱有效容积为48L,按下式求的油箱各边之积为 abh=V/0.8=48/(0.8×1000)=0.06m³ 则可算得油箱a=0。6m b=0.35m c=0。3m 按下式可算得油箱散热面积为:

A=1.8(a+b）h+1.5ab=1。8×﹙0.6+0.35﹚＋1。5×0.6×0.35 =2。025m³

由下式知道油箱的散热功率得： Pho=KAΔt

取油箱散热系数K=15W/(m·℃），油温与环境温度之差Δt=25℃。 算得：Pho=KAΔt=15×2.025×25=759。375W≧Ph

可见油箱散热能够满足液压系统的散热要求，不需加设其他冷却装置.

6 液压缸结构的计算

6.1 液压缸的主要尺寸计算

由前面可知液压缸的内径为50mm，根据机械设计手册液压传动控制,查取液 压缸的参数尺寸如装配图所示。 由手册得液压缸的外径60mm.

缸筒壁厚验算：选取液压缸的材料为45号钢，由机械设计手册第五卷表21-6-7 查得45号钢的屈服极限为360MPa,取安全系数为1。5，可得许用压力为： ［σ]＝σs/n=360/1.5=240MPa 然后由表21—6-8中的公式： Pn≦0.35σz（D1²-D2²)/D1²

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验算额定压力Pn

所以 Pn≦0。35×360×（60²-50²）/60²=38。5MPa 由于Pn的额定压力为21MPa小于38.5MPa，所以符合要求。

根据机械设计手册（单行本）液压传动与控制整体螺纹连接法兰厚度计算公

3F(Dod)式:h=(D1d2dn)

式中： D--—-—-—法兰的外径 mm Dn——----—螺栓孔间的距离 mm d------———-螺纹中径 mm do-———--——-—螺栓孔直径 mm

3F(Dod) 所以： h=(D1d2dn)=58mm

缸底厚度计算：根据机械设计手册（单行本）液压传动与控制，由式子（23-6—27）：

h0.433D

p 式中： h—---——-缸底的厚度 mm D——--—--液压缸内径 mm Pγ-——-—试验压力 MPa ［σ]—--—--缸底材料的许用压力 MPa 所以： h=32。02mm

6.2 活塞的选取

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

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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露， 降低容积效率,使液压缸达不到要求的设计性能。

活塞根据压力、速度、温度等工作条件来选用密封件的形式，而选用的密封件 的形式决定了活塞的结构形式.

常用的活塞结构形式分为整体式和组合式活塞两类。根据本设计的情况，选 用整体式活塞，材料为45号钢。 6。3 活塞杆的强度计算

在活塞杆的强度计算中，通常以液压缸的活塞杆端部和缸筒盖均为螺纹式连接 安装方式作为基本情况来考虑.并令活塞杆全部伸出时，活塞杆端部与负载连接点 与液压缸支撑点间的距离为L. 根据机械设计手册得：

Fnd2



式中： F----—-—液压缸的最大推力 N σ-—-—-材料的屈服强度 MPa Ns—---安全系数 一般为2-4 d-——-活塞缸的直径 mm

d 所以：

24002360106=20.4mm 由于20。4小于36mm，可知活塞杆直径符合强度要求。

6。4 液压缸的结构设计 缸体端部与缸盖的连接形式:

缸体端部与缸盖的连接形式与工作压力、缸体材料以及工作条件有关.常见的 缸盖连接形式有以下几种：

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法兰连接：其优点有：结构简单、成本低、容易加工、便于装拆、强度较大、 能承受高压。其缺点是径向尺寸较大，重量比螺纹连接的大，缸体全为钢管，用拉 杆连接的重量也较大，用钢管焊接上法兰，工艺过程复杂些。

螺纹连接：优点是外形尺寸小，重量较轻.缺点是端部结构复杂、工艺要求较 高，装拆需用专用工具,拧盖时易损坏密封圈。

外半径连接:优点是结构简单，加工装配方便，缺点是外形尺寸大，缸筒开槽， 削弱了强度，需增加缸筒壁厚.

内半径连接:优点是外形尺寸较小,结构紧凑，重量较轻。缺点是缸筒开槽削 弱了轻度，端部进入缸体内较长，安装时密封圈易被槽口擦伤. 活塞杆与活塞连接结构： 常见的连接形式有以下几种：

整体式结构：其特点是结构简单,适用于缸径较小的液压缸.

螺纹连接：其特点是结构简单，在震动的工作条件下容易松动，必须用锁紧装 置。应用较多,如组合机床与工程机械上的液压缸。

锥销连接：其特点是结构可靠，用锥销连接，销孔必须配合，销钉连接后必须 锁紧，多用于负载较小的场合。 6.5 活塞杆导向部分的结构

活塞杆导向部分的结构，包括活塞杆一端盖、导向套的结构，以及密封、防尘 和锁紧装置。导向套的结构可以做成端盖整体式直接导向,亦可以做成鱼端盖分开 的导向套结构。后者导向套磨损后便于更换,所以应用较普遍。导向套的位置可以 安装在密封圈内侧，也可以安装在外侧。机床和工程机械中一般采用在内侧的安装 结构，有利于导向套的润滑：而油压机常用在外侧结构,在高压下工作时，是密封

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圈有足够的油压将唇张开,以提高密封性能.

活塞杆处得密封形式有O型、V型、Y型、和Yx密封圈.为了清除活塞杆处外 漏部分沾付的灰尘，保证油压清洁及减少磨损，在外端盖外侧增加防尘圈。常用的 有无骨架防尘圈和J型橡胶密封圈，亦可以用毛毡圈防尘. 6.6 液压缸的安装连接结构

液压缸常用的安装形式有:长螺栓安装、径向脚架安装、前后脚架安装、头部 外法兰安装、头部内法兰安装、尾部外法兰安装、头部轴销安装、尾部轴销安装、 中部轴销安装、尾部耳环安装和尾部球头安装等。

7 总结

通过这一次对毕业设计的分析与设计，使我对液压系统的认识有更深刻的了解,通过一步步的对平面磨床液压系统的分析和计算，能够对各个液压元件的性能和特点以及液压系统工作的原理有了进一步了解。并且能够初步的掌握平面磨床液压系统的构造。这其中所运用到的知识都是我们大学四年来所学的各门知识的总结，从而使我大学里所学的知识得到一遍系统的梳理。

毕业设计是实现培养目标的重要环节,是我们从在校学习到上岗工作前的一次重要的综合训练，是培养我们学生运用所学知识解决实际问题、培养创新精神、进一步提高综合素质的重要的实践性教学环节.

在这短短几个月的时间里，虽然在做毕业设计中遇到了许许多多的问题，但是在老师、同学以及查阅相关资料的帮助下，最终完成了这次的毕业设计.回头再看看，感觉毕业设计对于我们学生来说,尤其是我们学工科的，更应当好好的把握这次机会，无论是计算、设计还是画图,都锻炼了我们各个方面的能力.也使我们会很好的将自己大学四年来学到的知识跟实际相结合，在解决问题的同时验证书本上的知识，同时我们也能够把理论和实际相结合起来，让理论知识更好的去解决实际的问题。同时也使得我们对于即将面临的工作有了一个很清晰地认识，为我们以后的工作打下一个很好的基础。我想这对于我们以后的发展是很有意义的，因为我们大部分可能都从事相关的工作。所以作为我们学生也很感谢能够有这样的一次很好的

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毕业设计的机会。

参考文献

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届全国体传动与控制学术会议论文集，北京：中国高等科学技术中心，2006

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致谢

时间飞逝，光阴似箭。一转眼大学四年的时间以离我们远去！回想起大一到现在学习的点点滴滴，仿佛只是昨天，一切都是那么的清晰！毕业设计说明书马上就要完成了，我们也即将毕业，我内心深深感到了对大学四年时光的眷念，因为在这里我们度过了人生中最美好和最重要的时光,不仅丰富了我们的科学知识，同时也教会了我们许许多多的对事物的认识。在这里我得到了老师的关怀和同学的友情，在这里我拥有良好的学习环境和教学设施，在这里我也留下了自己的成长足迹。这里有我奋斗过的日日夜夜,还有一直关心、鼓励我的老师和朋友。正是因为这些而使我感到依依不舍，难以忘怀。

我要感谢在毕业设计这段时间以来，我的指导老师王老师，他在毕业设计这段时间里,不仅教会了我们很多的知识，同时也给予了我们很多的鼓励和指导，锻炼了我动手思考问题和解决问题的方法,使得我能够充满信心的去迎接工作岗位的人生新起点.在本文的撰写过程中，离不开他的教导.他所提倡的积极进取、勤于思考、严谨认真的作风则使得我受益良多.其次,我要对给了我很多关心的同学表示深深的谢意！在过去的3个月的学习生活中，大家在一起很长一段时间,相互之间提供了极大的关怀和帮助,为我们的学习提供了许多便利和条件,这种相互的关心使得我终身难忘。此时此刻，我虽然体会到了大家四年在一起的快乐，却没有想过即将面临离别的场景会是怎样的。我想无论今后我们会分散到祖国的任何地方，可能不经常地联系,但我想这四年里大家相互之间的感情和友谊会永远的留在我们的心理，即使是若干年之后的再聚首，大家依然会记得曾经的这些点点滴滴的往事！ 再次衷心感谢所有关心过我和帮助过我的，以及和我共同渡过这段岁月的老师、同学和朋友。我会牢牢地记住那句话:今天我以中北大学为荣,明天中北大学以我为荣！

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