2023年全國(guó)碩士研究生考試考研英語(yǔ)一試題真題(含答案詳解+作文范文)_第1頁(yè)
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文檔簡(jiǎn)介

1、<p><b>  目錄</b></p><p>  一 設(shè)計(jì)要求及工況分析- 1 -</p><p>  1.設(shè)計(jì)要求- 1 -</p><p>  2.負(fù)載與運(yùn)動(dòng)分析- 1 -</p><p>  二  確定液壓系統(tǒng)主要參數(shù)- 2 -</p><p>  1.初選液

2、壓缸工作壓力- 2 -</p><p>  2.計(jì)算液壓缸主要尺寸- 3 -</p><p>  三 擬定液壓系統(tǒng)原理圖- 5 -</p><p>  1.選擇基本回路- 5 -</p><p>  2.組成液壓系統(tǒng)- 6 -</p><p>  四 計(jì)算和選擇液壓件- 7 -</p><

3、;p>  1.確定液壓泵的規(guī)格和電動(dòng)機(jī)功率- 7 -</p><p>  2.確定其它元件及輔件- 8 -</p><p>  五  驗(yàn)算液壓系統(tǒng)性能- 10 -</p><p>  1.驗(yàn)算系統(tǒng)壓力損失- 10 -</p><p>  2.驗(yàn)算系統(tǒng)發(fā)熱與溫升- 12 -</p><p>  

4、六、液壓缸主要尺寸的確定- 13 -</p><p>  1.由上述計(jì)算液壓缸得:- 13 -</p><p>  2.液壓缸壁厚和外徑計(jì)算:- 13 -</p><p>  3.液壓缸工作行程的確定- 14 -</p><p>  4.缸蓋厚度的確定- 14 -</p><p>  5.最小尋向長(zhǎng)度的確定

5、- 14 -</p><p>  6.缸體長(zhǎng)度的確定- 14 -</p><p>  七 參考文獻(xiàn)- 15 -</p><p>  一 設(shè)計(jì)要求及工況分析</p><p><b>  1.設(shè)計(jì)要求</b></p><p>  要求設(shè)計(jì)的動(dòng)力滑臺(tái)實(shí)現(xiàn)的工作循環(huán)是:快進(jìn)__工進(jìn)__快退__停止。主

6、要性能參數(shù)與性能要求如下:軸向切削力為F=20000N,移動(dòng)部件總重力為G=10000N,快進(jìn)行程為L(zhǎng)1=200mm,快進(jìn)與快退速度為v1=v3=4m/min,工進(jìn)行程為L(zhǎng)2=50mm,工進(jìn)速度為v2=30-120mm/min,加速、減速時(shí)間均為=0.2s,利用平導(dǎo)軌,靜摩擦系數(shù)為=0.2,動(dòng)摩擦系數(shù)為=0.1。要求活塞桿固定,油缸與工作臺(tái)連接。</p><p><b>  2.負(fù)載與運(yùn)動(dòng)分析</

7、b></p><p>  (1) 工作負(fù)載 工作負(fù)載即為切削力FL=20000N。</p><p>  (2) 摩擦負(fù)載 摩擦負(fù)載即為導(dǎo)軌的摩擦阻力:</p><p>  靜摩擦阻力      Ffs=G=0.2×10000=2000N </p><p>  動(dòng)摩擦阻力

8、 Ffd=G=0.1×10000=1000N</p><p>  (3) 慣性負(fù)載 Fi ===340N</p><p><b>  (4) 運(yùn)動(dòng)時(shí)間 </b></p><p>  快進(jìn)            

9、;  t1=</p><p>  工進(jìn)              t2=</p><p>  快退            &

10、#160; t3=</p><p>  設(shè)液壓缸的機(jī)械效率ηcm=0.9,得出液壓缸在各工作階段的負(fù)載和推力,如表1所列。</p><p>  表1液壓缸各階段的負(fù)載和推力 </p><p>  根據(jù)液壓缸在上述各階段的負(fù)載和運(yùn)動(dòng)時(shí)間,就可繪制出負(fù)載循環(huán)圖 F-t和速度循環(huán)圖v-t,如圖1所示。</p><p>  二

11、0; 確定液壓系統(tǒng)主要參數(shù)</p><p>  1.初選液壓缸工作壓力</p><p>  所設(shè)計(jì)的動(dòng)力滑臺(tái)在工進(jìn)時(shí)負(fù)載最大,在其它工況負(fù)載都不太高,參考表2和表3,初選液壓缸的工作壓力p1=4MPa。</p><p>  2.計(jì)算液壓缸主要尺寸</p><p>  鑒于動(dòng)力滑臺(tái)快進(jìn)和快退速度相等,這里的液壓缸可選用單活塞桿式差動(dòng)液壓缸(A1

12、=2A2),快進(jìn)時(shí)液壓缸差動(dòng)連接。工進(jìn)時(shí)為防止孔鉆通時(shí)負(fù)載突然消失發(fā)生前沖現(xiàn)象,液壓缸的回油腔應(yīng)有背壓,參考表4選此背壓為p2=0.6MPa。</p><p>  表2 按負(fù)載選擇工作壓力 </p><p>  表3 各種機(jī)械常用的系統(tǒng)工作壓力 </p><p>  表4 執(zhí)行元件背壓力 </p><p>  表5 按工作壓力選取d/D &l

13、t;/p><p>  表6 按速比要求確定d/D </p><p>  注: v1—無(wú)桿腔進(jìn)油時(shí)活塞運(yùn)動(dòng)速度;</p><p>  v2—有桿腔進(jìn)油時(shí)活塞運(yùn)動(dòng)速度。</p><p>  由式 p1A1-p2A2=</p><p>  得 A1==m2=6.310-3</p><p> 

14、 則活塞直徑         D=m=0.09m=90mm</p><p>  參考表5及表6,得d 0.71D =64mm,圓整后取標(biāo)準(zhǔn)數(shù)值得 D=90mm, d=60mm。</p><p>  由此求得液壓缸兩腔的實(shí)際有效面積為</p><p><b>  A1=

15、=</b></p><p>  A2==3.5310-3m2</p><p>  根據(jù)計(jì)算出的液壓缸的尺寸,可估算出液壓缸在工作循環(huán)中各階段的壓力、流量和功率,如表7所列,由此繪制的液壓缸工況圖如圖2所示。</p><p>  表7液壓缸在各階段的壓力、流量和功率值 </p><p>  注:1.  Δp為液壓缸差動(dòng)連接

16、時(shí),回油口到進(jìn)油口之間的壓力損失,取Δp=0.5MPa。</p><p>  2.快退時(shí),液壓缸有桿腔進(jìn)油,壓力為p1,無(wú)桿腔回油,壓力為p2。</p><p>  三 擬定液壓系統(tǒng)原理圖</p><p><b>  1.選擇基本回路</b></p><p>  (1) 選擇調(diào)速回路 由圖2可知,這臺(tái)機(jī)床液壓系統(tǒng)功率較小

17、,滑臺(tái)運(yùn)動(dòng)速度低,工作負(fù)載為阻力負(fù)載且工作中變化小,故可選用進(jìn)口節(jié)流調(diào)速回路。為防止孔鉆通時(shí)負(fù)載突然消失引起運(yùn)動(dòng)部件前沖,在回油路上加背壓閥。由于系統(tǒng)選用節(jié)流調(diào)速方式,系統(tǒng)必然為開(kāi)式循環(huán)系統(tǒng)。</p><p>  (2) 選擇油源形式 從工況圖可以清楚看出,在工作循環(huán)內(nèi),液壓缸要求油源提供快進(jìn)、快退行程的低壓大流量和工進(jìn)行程的高壓小流量的油液。最大流量與最小流量之比qmax/qmin=0.5/(6.3×

18、10-3) 80;其相應(yīng)的時(shí)間之比(t1+t3)/t2=(3+3.75)/50=0.135。這表明在一個(gè)工作循環(huán)中的大部分時(shí)間都處于高壓小流量工作。從提高系統(tǒng)效率、節(jié)省能量角度來(lái)看,選用單定量泵油源顯然是不合理的,為此可選用限壓式變量泵或雙聯(lián)葉片泵作為油源。考慮到前者流量突變時(shí)液壓沖擊較大,工作平穩(wěn)性差,且后者可雙泵同時(shí)向液壓缸供油實(shí)現(xiàn)快速運(yùn)動(dòng),最后確定選用雙聯(lián)葉片泵方案,如圖2a所示。</p><p>  (3

19、) 選擇快速運(yùn)動(dòng)和換向回路 本系統(tǒng)已選定液壓缸差動(dòng)連接和雙泵供油兩種快速運(yùn)動(dòng)回路實(shí)現(xiàn)快速運(yùn)動(dòng)??紤]到從工進(jìn)轉(zhuǎn)快退時(shí)回油路流量較大,故選用換向時(shí)間可調(diào)的電液換向閥式換向回路,以減小液壓沖擊。由于要實(shí)現(xiàn)液壓缸差動(dòng)連接,所以選用三位五通電液換向閥,如圖2b所示。</p><p>  (4) 選擇速度換接回路 由于本系統(tǒng)滑臺(tái)由快進(jìn)轉(zhuǎn)為工進(jìn)時(shí),速度變化大(v1/ v2=0.067/10-3=67),為減少速度換接時(shí)的液壓沖

20、擊,選用行程閥控制的換接回路,如圖2c所示。</p><p>  (5) 選擇調(diào)壓和卸荷回路 在雙泵供油的油源形式確定后,調(diào)壓和卸荷問(wèn)題都已基本解決。即滑臺(tái)工進(jìn)時(shí),高壓小流量泵的出口壓力由油源中的溢流閥調(diào)定,無(wú)需另設(shè)調(diào)壓回路。在滑臺(tái)工進(jìn)和停止時(shí),低壓大流量泵通過(guò)液控順序閥卸荷,高壓小流量泵在滑臺(tái)停止時(shí)雖未卸荷,但功率損失較小,故可不需再設(shè)卸荷回路。</p><p><b>  2

21、.組成液壓系統(tǒng)</b></p><p>  將上面選出的液壓基本回路組合在一起,并經(jīng)修改和完善,就可得到完整的液壓系統(tǒng)工作原理圖,如圖3所示。</p><p>  在圖3中,為了解決滑臺(tái)工進(jìn)時(shí)進(jìn)、回油路串通使系統(tǒng)壓力無(wú)法建立的問(wèn)題,增設(shè)了單向閥6。為了避免機(jī)床停止工作時(shí)回路中的油液流 回油箱,導(dǎo)致空氣進(jìn)入系統(tǒng),影響滑臺(tái)運(yùn)動(dòng)的平穩(wěn)性,圖中添置了一個(gè)單向閥13??紤]到這臺(tái)機(jī)床用于鉆

22、孔(通孔與不通孔)加工,對(duì)位置定位精度要求較高,圖中增設(shè)了一個(gè)壓力繼電器14。當(dāng)滑臺(tái)碰上死擋塊后,系統(tǒng)壓力升高,它發(fā)出快退信號(hào),操縱電液換向閥換向。</p><p>  四 計(jì)算和選擇液壓件</p><p>  1.確定液壓泵的規(guī)格和電動(dòng)機(jī)功率</p><p>  (1) 計(jì)算液壓泵的最大工作壓力</p><p>  小流量泵在快進(jìn)和工進(jìn)時(shí)都

23、向液壓缸供油,由表7可知,液壓缸在工進(jìn)時(shí)工作壓力最大,最大工作壓力為p1=4.04MPa,如在調(diào)速閥進(jìn)口節(jié)流調(diào)速回路中,選取進(jìn)油路上的總壓力損失=0.6MPa,考慮到壓力繼電器的可靠動(dòng)作要求壓差=0.5MPa,則小流量泵的最高工作壓力估算為</p><p>  Pp1=(4.04+0.6+0.5)MPa=5.14MPa</p><p>  大流量泵只在快進(jìn)和快退時(shí)向液壓缸供油,由表7可見(jiàn),

24、快退時(shí)液壓缸的工作壓力為p1=1.31MPa,比快進(jìn)時(shí)大??紤]到快退時(shí)進(jìn)油不通過(guò)調(diào)速閥,故其進(jìn)油路壓力損失比前者小,現(xiàn)取進(jìn)油路上的總壓力損失=0.3MPa,則大流量泵的最高工作壓力估算為</p><p>  Pp2=1.31+0.3=1.61MPa</p><p>  (2) 計(jì)算液壓泵的流量</p><p>  由表7可知,油源向液壓缸輸入的最大流量為0.5

25、15;10-3 m3/s ,若取回路泄漏系數(shù)K=1.1,則兩個(gè)泵的總流量為</p><p>  qpKq1=1.1/s=33L/min</p><p>  考慮到溢流閥的最小穩(wěn)定流量為3L/min,工進(jìn)時(shí)的流量為6.3×10-6 m3/s =0.378L/min,則小流量泵的流量最少應(yīng)為3.378L/min。</p><p>  (3) 確定液壓泵的規(guī)格和

26、電動(dòng)機(jī)功率</p><p>  根據(jù)以上壓力和流量數(shù)值查閱產(chǎn)品樣本,并考慮液壓泵存在容積損失,最后確定選取PV2R12-6/33型雙聯(lián)葉片泵。其小流量泵和大流量泵的排量分別為6mL/r和33mL/r,當(dāng)液壓泵的轉(zhuǎn)速np=940r/min時(shí),其理論流量分別為5.6 L/min和31L/min,若取液壓泵容積效率ηv=0.9,則液壓泵的實(shí)際輸出流量為</p><p>  qp=qp1+qp2&

27、lt;/p><p><b>  =(6L/min</b></p><p><b>  =33L/min</b></p><p>  由于液壓缸在快退時(shí)輸入功率最大,若取液壓泵總效率ηp=0.8,這時(shí)液壓泵的驅(qū)動(dòng)電動(dòng)機(jī)功率為</p><p>  pKW=1.11KW</p><p>

28、;  根據(jù)此數(shù)值查閱產(chǎn)品樣本,選用規(guī)格相近的Y100L—6型電動(dòng)機(jī),其額定功率為1.5KW,額定轉(zhuǎn)速為940r/min。</p><p>  2.確定其它元件及輔件</p><p>  (1) 確定閥類(lèi)元件及輔件</p><p>  根據(jù)系統(tǒng)的最高工作壓力和通過(guò)各閥類(lèi)元件及輔件的實(shí)際流量,查閱產(chǎn)品樣本,選出的閥類(lèi)元件和輔件規(guī)格如表8所列。其中,溢流閥9按小流量泵的額

29、定流量選取,調(diào)速閥4選用Q—6B型,其最小穩(wěn)定流量為0.03 L/min,小于本系統(tǒng)工進(jìn)時(shí)的流量0.5L/min。</p><p>  表8液壓元件規(guī)格及型號(hào) </p><p>  *注:此為電動(dòng)機(jī)額定轉(zhuǎn)速為940r/min時(shí)的流量。</p><p><b>  (2) 確定油管</b></p><p>  在選定了液壓

30、泵后,液壓缸在實(shí)際快進(jìn)、工進(jìn)和快退運(yùn)動(dòng)階段的運(yùn)動(dòng)速度、時(shí)間以及進(jìn)入和流出液壓缸的流量,與原定數(shù)值不同,重新計(jì)算的結(jié)果如表9所列。</p><p>  表9各工況實(shí)際運(yùn)動(dòng)速度、時(shí)間和流量 </p><p>  表10允許流速推薦值 </p><p>  由表9可以看出,液壓缸在各階段的實(shí)際運(yùn)動(dòng)速度符合設(shè)計(jì)要求。</p><p>  根據(jù)表9數(shù)值

31、,按表10推薦的管道內(nèi)允許速度取 v=4 m/s,由式 d=計(jì)算得與液壓缸無(wú)桿腔和有桿腔相連的油管內(nèi)徑分別為</p><p>  d==mm=19.9mm</p><p>  d==mm=17.68mm</p><p>  為了統(tǒng)一規(guī)格,按產(chǎn)品樣本選取所有管子均為內(nèi)徑20mm、外徑28mm的10號(hào)冷拔鋼管。</p><p><b>

32、  (3) 確定油箱</b></p><p>  油箱的容量按式V= 估算,其中α為經(jīng)驗(yàn)系數(shù),低壓系統(tǒng),α=2~4;中壓系統(tǒng),α=5~7;高壓系統(tǒng),α=6~12?,F(xiàn)取α=6,得</p><p><b>  V==6=220L</b></p><p>  五  驗(yàn)算液壓系統(tǒng)性能</p><p>  1

33、.驗(yàn)算系統(tǒng)壓力損失</p><p>  由于系統(tǒng)管路布置尚未確定,所以只能估算系統(tǒng)壓力損失。估算時(shí),首先確定管道內(nèi)液體的流動(dòng)狀態(tài),然后計(jì)算各種工況下總的壓力損失。現(xiàn)取進(jìn)、回油管道長(zhǎng)為l=2m,油液的運(yùn)動(dòng)粘度取 =,油液的密度取</p><p>  (1) 判斷流動(dòng)狀態(tài)</p><p>  在快進(jìn)、工進(jìn)和快退三種工況下,進(jìn)、回油管路中所通過(guò)的流量以快退時(shí)回油流量q2=

34、70L/min為最大,此時(shí),油液流動(dòng)的雷諾數(shù):</p><p><b>  =625</b></p><p>  也為最大。因?yàn)樽畲蟮睦字Z數(shù)小于臨界雷諾數(shù)(2000),故可推出:各工況下的進(jìn)、回油路中的油液的流動(dòng)狀態(tài)全為層流。</p><p>  (2) 計(jì)算系統(tǒng)壓力損失</p><p>  將層流流動(dòng)狀態(tài)沿程阻力系數(shù)&

35、lt;/p><p><b>  和油液在管道內(nèi)流速</b></p><p>  同時(shí)代入沿程壓力損失計(jì)算公式 ,并將已知數(shù)據(jù)代入后,得</p><p><b>  = =0.5478</b></p><p>  可見(jiàn),沿程壓力損失的大小與流量成正比,這是由層流流動(dòng)所決定的。</p><

36、;p>  在管道結(jié)構(gòu)尚未確定的情況下,管道的局部壓力損失常按下式作經(jīng)驗(yàn)計(jì)算</p><p>  各工況下的閥類(lèi)元件的局部壓力損失可根據(jù)下式計(jì)算</p><p>  其中的由產(chǎn)品樣本查出,qn和q數(shù)值由表8和表9列出?;_(tái)在快進(jìn)、工進(jìn)和快退工況下的壓力損失計(jì)算如下:</p><p><b>  1.快進(jìn)</b></p><

37、;p>  滑臺(tái)快進(jìn)時(shí),液壓缸通過(guò)電液換向閥差動(dòng)連接。在進(jìn)油路上,油液通過(guò)單向閥10、電液換向閥2,然后與液壓缸有桿腔的回油匯合通過(guò)行程閥3進(jìn)入無(wú)桿腔。</p><p>  在進(jìn)油路上,壓力損失為</p><p>  在回油路上,壓力損失分別為</p><p>  將回油路上的壓力損失折算到進(jìn)油路上去,便得出差動(dòng)快速運(yùn)動(dòng)時(shí)的總的壓力損失 </p>

38、<p><b>  2.工進(jìn)</b></p><p>  滑臺(tái)工進(jìn)時(shí),在進(jìn)油路上,油液通過(guò)電液換向閥2、調(diào)速閥4進(jìn)入液壓缸無(wú)桿腔,在調(diào)速閥4處的壓力損失為0.5MPa。在回油路上,油液通過(guò)電液換向閥2、背壓閥8和大流量泵的卸荷油液一起經(jīng)液控順序閥7返回油箱,在背壓閥8處的壓力損失為0.6MPa。若忽略管路的沿程壓力損失和局部壓力損失,則在進(jìn)油路上總的壓力損失為</p>

39、<p><b>  此值略小于估計(jì)值。</b></p><p>  在回油路上總的壓力損失為</p><p><b>  =0.66Mpa</b></p><p>  該值即為液壓缸的回油腔壓力p2=0.66MPa,可見(jiàn)此值與初算時(shí)參考表4選取的背壓值基本相符。</p><p>  按表

40、7的公式重新計(jì)算液壓缸的工作壓力為</p><p><b>  =3.99MPa</b></p><p><b>  此略高于表7數(shù)值。</b></p><p>  考慮到壓力繼電器的可靠動(dòng)作要求壓差Dpe=0.5MPa,則小流量泵的工作壓力為</p><p>  此值與估算值基本相符,是調(diào)整溢流閥

41、10的調(diào)整壓力的主要參考數(shù)據(jù)。</p><p><b>  3.快退</b></p><p>  滑臺(tái)快退時(shí),在進(jìn)油路上,油液通過(guò)單向閥10、電液換向閥2進(jìn)入液壓缸有桿腔。在回油路上,油液通過(guò)單向閥5、電液換向閥2和單向閥13返回油箱。在進(jìn)油路上總的壓力損失為</p><p>  此值遠(yuǎn)小于估計(jì)值,因此液壓泵的驅(qū)動(dòng)電動(dòng)機(jī)的功率是足夠的。<

42、/p><p>  在回油路上總的壓力損失為</p><p>  此值與表7的數(shù)值基本相符,故不必重算。</p><p>  大流量泵的工作壓力為</p><p>  Pp2=p1+=1.43+0.048=1.48mpa</p><p>  此值是調(diào)整液控順序閥7的調(diào)整壓力的主要參考數(shù)據(jù)。</p><p&

43、gt;  2.驗(yàn)算系統(tǒng)發(fā)熱與溫升</p><p>  由于工進(jìn)在整個(gè)工作循環(huán)中占96%,所以系統(tǒng)的發(fā)熱與溫升可按工進(jìn)工況來(lái)計(jì)算。在工進(jìn)時(shí),大流量泵經(jīng)液控順序閥7卸荷,其出口壓力即為油液通過(guò)液控順序閥的壓力損失</p><p>  pp2==0.3=0.0588mpa</p><p>  液壓系統(tǒng)的總輸入功率即為液壓泵的輸入功率</p><p>

44、;<b>  ==534.4W</b></p><p>  液壓系統(tǒng)輸出的有效功率即為液壓缸輸出的有效功率</p><p>  Pc=Fv2=21000w=21w</p><p>  由此可計(jì)算出系統(tǒng)的發(fā)熱功率為</p><p>  H=pr-pc=(534.4-21)w=513.4w</p><p&

45、gt;  按式 計(jì)算工進(jìn)時(shí)系統(tǒng)中的油液溫升,即</p><p><b>  °C</b></p><p>  其中傳熱系數(shù)K=15 W/(m2·°C)。</p><p>  設(shè)環(huán)境溫T2=25°C,則熱平衡溫度為</p><p><b>  °C &l

46、t;/b></p><p>  油溫在允許范圍內(nèi),油箱散熱面積符合要求,不必設(shè)置冷卻器。</p><p>  六、液壓缸主要尺寸的確定</p><p>  1.由上述計(jì)算液壓缸得:</p><p>  液壓缸工作壓力:P=4MPa</p><p>  液壓缸內(nèi)徑: D=90mm</p><

47、;p>  活塞桿直徑: d=60mm</p><p>  2.液壓缸壁厚和外徑計(jì)算:</p><p>  在工程機(jī)械中,液壓缸的壁厚由液壓缸的強(qiáng)度條件來(lái)計(jì)算,液壓缸的壁厚一般是指缸筒結(jié)構(gòu)中最薄處的厚度。從材料力學(xué)可知,承受內(nèi)壓力的圓筒,其內(nèi)應(yīng)力分布規(guī)律因壁厚的不同而各異。一般計(jì)算時(shí)可分為薄壁圓筒。</p><p>  液壓缸的內(nèi)徑D與其壁厚δ的比值D/δ

48、≥10的圓筒成為薄壁圓筒,此系統(tǒng)的液壓缸用無(wú)縫鋼管材料,大多屬于薄壁圓筒結(jié)構(gòu),其壁厚按薄壁圓筒公式計(jì)算:</p><p><b>  δ≥PD/2[δ]</b></p><p>  式中δ——液壓缸壁厚</p><p><b>  D——液壓缸內(nèi)徑</b></p><p>  P——試驗(yàn)壓力,為1.

49、25×4=5MPa</p><p> ?。郐模荨淄膊牧系脑S用應(yīng)力,取100MPa</p><p>  按經(jīng)驗(yàn)選擇壁厚δ=5mm≥PD/2[δ]=2.25mm</p><p><b>  故取δ=5mm</b></p><p>  液壓缸壁厚算出后,即可求出缸體的外徑D1為</p><p&

50、gt;  D1≥D+2δ=90+2×5=100mm</p><p><b>  取D1=100mm</b></p><p>  3.液壓缸工作行程的確定</p><p>  根據(jù)執(zhí)行機(jī)構(gòu)實(shí)際,作最大行程來(lái)確定,并參照表2-6中系列尺寸取標(biāo)準(zhǔn)值,則L=250mm</p><p><b>  4.缸蓋厚度

51、的確定</b></p><p>  一般液壓缸多為平底缸蓋,其有效厚度t按強(qiáng)度要求可用下面兩個(gè)公式進(jìn)行近似計(jì)算</p><p>  無(wú)孔時(shí):t≥0.433D2(P/[δ])½=0.433×90×(4/100)½=7.8mm</p><p>  有孔時(shí):t≥0.433D2{PD2/([δ](D-d))}½=

52、11.7mm</p><p>  式中,t——缸蓋有效厚度</p><p>  D——缸蓋止口內(nèi)直徑</p><p><b>  d——缸蓋孔的直徑</b></p><p>  5.最小尋向長(zhǎng)度的確定</p><p>  當(dāng)活塞桿全部外伸時(shí),從活塞支撐面中點(diǎn)到缸蓋滑動(dòng)支撐面中點(diǎn)的距離H稱為最小導(dǎo)向

53、長(zhǎng)度過(guò)小,將使液壓缸的初試撓度增大,影響液壓缸的穩(wěn)定性,因此,設(shè)計(jì)時(shí)必須保證有一定的最小導(dǎo)向長(zhǎng)度。</p><p>  對(duì)一般的液壓缸,最小導(dǎo)向長(zhǎng)度H應(yīng)滿足以下要求</p><p>  H≥L/20+D/2=250/20+90/2=57.5mm</p><p><b>  取H=58mm</b></p><p>  式中

54、L——液壓缸的最大行程</p><p><b>  D——液壓缸的內(nèi)徑</b></p><p>  活塞的寬度B一般取B=(0.6~1.0)D=54~90mm</p><p>  缸蓋滑動(dòng)支撐面的長(zhǎng)度L1根據(jù)液壓缸內(nèi)徑D而定</p><p>  ∵D≥90mm,故取L1=(0.6~1.0)d=36~60mm</p&

55、gt;<p>  隔套長(zhǎng)度C=H-1/2(A+B)= 58-1/2×(36+54)=13mm</p><p><b>  6.缸體長(zhǎng)度的確定</b></p><p>  液壓缸缸體內(nèi)部長(zhǎng)度應(yīng)等于活塞的行程與活塞的寬度之和,缸體外形長(zhǎng)度還要考慮到兩端端蓋的厚度,一般的液壓缸的缸體長(zhǎng)度不應(yīng)大于內(nèi)徑地20~30倍</p><p&g

56、t;<b>  七 參考文獻(xiàn)</b></p><p>  【1】宋學(xué)義,液壓氣動(dòng)手冊(cè),北京,機(jī)械工業(yè)出版社,1995</p><p>  【2】左建民,液壓與氣壓傳動(dòng),北京,機(jī)械工業(yè)出版社,2008</p><p>  【3】章宏甲,液壓與氣壓傳動(dòng),北京,機(jī)械工業(yè)出版社,2003</p><p>  【4】周士昌,液壓系

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