液压缸主要尺寸的确定.docx

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液压缸主要尺寸的确定

之巴公井开创作

液压缸主要尺寸的确定

液压缸是液压传动的执行元件，它和主机工作机构有直接的联系，对于分歧的机种和机构，液压缸具有分歧的用途和工作要求。

因此，在设计液压缸之前，必须对整个液压系统进行工况分析，编制负载图，选定系统的工作压力（详见第九章），然后根据使用要求选择结构类型，按负载情况、运动要求、最大行程等确定其主要工作尺寸，进行强度、稳定性和缓冲验算，最后再进行结构设计。

1.液压缸的设计内容和步调

（1）选择液压缸的类型和各部分结构形式。

（2）确定液压缸的工作参数和结构尺寸。

（3）结构强度、刚度的计算和校核。

（4）导向、密封、防尘、排气和缓冲等装置的设计。

（5）绘制装配图、零件图、编写设计说明书。

下面只着重介绍几项设计工作。

2.计算液压缸的结构尺寸液压缸的结构尺寸主要有三个：

缸筒内径D、活塞杆外径d和缸筒长度L。

（1）缸筒内径D。

液压缸的缸筒内径D是根据负载的大小来选定工作压力或往返运动速度比，求得液压缸的有效工作面积，从而得到缸筒内径D，再从GB2348—80尺度中选取最近的尺度值作为所设计的缸筒内径。

根据负载和工作压力的大小确定D：

①以无杆腔作工作腔时?

            （432）

②以有杆腔作工作腔时?

           （433）

式中：

pI为缸工作腔的工作压力，可根据机床类型或负载的大小来确定；Fmax为最大作用负载。

（2）活塞杆外径d。

活塞杆外径d通常先从满足速度或速度比的要求来选择，然后再校核其结构强度和稳定性。

若速度比为λv，则该处应有一个带根号的式子：

               （434）

也可根据活塞杆受力状况来确定，一般为受拉力作用时，d=0.3～0.5D。

受压力作用时：

pI＜5MPa时，d=0.5～0.55D

5MPa＜pI＜7MPa时，d=0.6～0.7D

pI＞7MPa时,d=0.7D

（3）缸筒长度L。

缸筒长度L由最大工作行程长度加上各种结构需要来确定，即：

L=l+B+A+M+C

式中：

l为活塞的最大工作行程；B为活塞宽度，一般为（0.61）D;A为活塞杆导向长度，取（0.61.5）D;M为活塞杆密封长度，由密封方式定；C为其他长度。

一般缸筒的长度最好不超出内径的20倍。

另外，液压缸的结构尺寸还有最小导向长度H。

（4）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导向套滑动面中点的距离称为最小导向长度H（如图419所示）。

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，影响液压缸的稳定性，因此设计时必须包管有一最小导向长度。

图419油缸的导向长度

K—隔套

对于一般的液压缸，其最小导向长度应满足下式：

H≥L/20+D/2              （435）

式中：

L为液压缸最大工作行程（m）;D为缸筒内径（m）。

一般导向套滑动面的长度A，在D＜80mm时取A=（0.61.0）D,在D＞80mm时取A=（0.61.0）d；活塞的宽度B则取B=（0.61.0）D。

为包管最小导向长度，过分增大A和B都是不适宜的，最好在导向套与活塞之间装一隔套K，隔套宽度C由所需的最小导向长度决定，即：

C=H               （436）

采取隔套不但能包管最小导向长度，还可以改善导向套及活塞的通用性。

3.强度校核 对液压缸的缸筒壁厚δ、活塞杆直径d和缸盖固定螺栓的直径，在高压系统中必须进行强度校核。

（1）缸筒壁厚校核。

缸筒壁厚校核时分薄壁和厚壁两种情况，当D/δ≥10时为薄壁，壁厚按下式进行校核：

δ＞=ptD/2［σ］             （437）

式中：

D为缸筒内径；pt为缸筒试验压力，当缸的额定压力pn≤16MPa时，取pt=1.5pn，pn为缸生产时的试验压力;当pn＞16MPa时，取

pv=1.25pn;［σ］为缸筒资料的许用应力，［σ］=σb/n,σb为资料的抗拉强度，n为平安系数，一般取n=5。

当D/σ＜10时为厚壁，壁厚按下式进行校核：

δ≥          （438）

在使用式（437）、式（438）进行校核时，若液压缸缸筒与缸盖采取半环连接，δ应取缸筒壁厚最小处的值。

?

（2）活塞杆直径校核。

活塞杆的直径d按下式进行校核：

d≥               （439）

式中：

F为活塞杆上的作用力；［σ］为活塞杆资料的许用应力，［σ］=σb/1.4。

（3）液压缸盖固定螺栓直径校核。

 液压缸盖固定螺栓直径按下式计算：

d≥                  （440）

式中：

F为液压缸负载；Z为固定螺栓个数；k为螺纹拧紧系数，k=1.12～1.5,［σ］=

σs/（1.22.5）,σs为资料的屈服极限。

4.液压缸稳定性校核 活塞杆受轴向压缩负载时，其直径d一般不小于长度L的1/15。

当L/d≥15时，须进行稳定性校核，应使活塞杆承受的力F不克不及超出使它坚持稳定工作所允许的临界负载Fk,以免发生纵向弯曲，破坏液压缸的正常工作。

Fk的值与活塞杆资料性质、截面形状、直径和长度以及缸的装置方式等因素有关，验算可按资料力学有关公式进行。

5.缓冲计算 液压缸的缓冲计算主要是估计缓冲时缸中出现的最大冲击压力，以便用来校核缸筒强度、制动距离是否符合要求。

缓冲计算中如发现工作腔中的液压能和工作部件的动能不克不及全部被缓冲腔所吸收时，制动中就可能发生活塞和缸盖相碰现象。

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国际泵阀贸易网

液压缸在缓冲时，缓冲腔内发生的液压能E1和工作部件发生的机械能E2分别为：

E1=pcAclc                 （441）

E2=ppAplc+mV2Fflc               （442）

式中：

pc为缓冲腔中的平均缓冲压力；pp为高压腔中的油液压力；Ac、Ap为缓冲腔、高压腔的有效工作面积；Lc为缓冲行程长度；m为工作部件质量；v0为工作部件运动速度；Ff为摩擦力。

式（442）中等号右边第一项为高压腔中的液压能，第二项为工作部件的动能，第三项为摩擦能。

当E1=E2时，工作部件的机械能全部被缓冲腔液体所吸收，由上两式得：

Pc=E2/Aclc                （443）

如缓冲装置为节流口可调式缓冲装置，在缓冲过程中的缓冲压力逐渐降低，假定缓冲压力线性地降低，则最大缓冲压力即冲击压力为：

Pcmax=Pc+mυ02/2Aclc               （444）

如缓冲装置为节流口变更式缓冲装置，则由于缓冲压力Pc始终不变，最大缓冲压力的值如式（443）所示。

6.液压缸设计中应注意的问题 液压缸的设计和使用正确与否，直接影响到它的性能和易否发生故障。

在这方面，经常碰到的是液压缸装置不当、活塞杆承受偏载、液压缸或活塞下垂以及活塞杆的压杆失稳等问题。

所以，在设计液压缸时，必须注意以下几点：

（1）尽量使液压缸的活塞杆在受拉状态下承受最大负载，或在受压状态下具有良好的稳定性

（2）考虑液压缸行程终了处的制动问题和液压缸的排气问题。

缸内如无缓冲装置和排气装置，系统中需有相应的措施，但是并不是所有的液压缸都要考虑这些问题。

（3）正确确定液压缸的装置、固定方式。

如承受弯曲的活塞杆不克不及用螺纹连接，要用止口连接。

液压缸不克不及在两端用键或销定位。

只能在一端定位，为的是不致阻碍它在受热时的膨胀。

如冲击载荷使活塞杆压缩。

定位件须设置在活塞杆端，如为拉伸则设置在缸盖端。

（4）液压缸各部分的结构需根据推荐的结构形式和设计尺度进行设计，尽可能做到结构简单、紧凑、加工、装配和维修方便。

（5）在包管能满足运动行程和负载力的条件下，应尽可能地缩小液压缸的轮廓尺寸。

（6）要包管密封可靠，防尘良好。

液压缸可靠的密封是其正常工作的重要因素。

如泄漏严重，不但降低液压缸的工作效率，甚至会使其不克不及正常工作（如满足不了负载力和运动速度要求等）。

良好的防尘措施，有助于提高液压缸的工作寿命。

总之，液压缸的设计内容不是一成不变的，根据具体的情况有些设计内容可不做或少做，也可增大一些新的内容。

设计步调可能要经过多次反复修改，才干得到正确、合理的设计结果。

在设计液压缸时，正确选择液压缸的类型是所有设计计算的前提。

在选择液压缸的类型时，要从机器设备的动作特点、行程长短、运动性能等要求出发，同时还要考虑到主机的结构特征给液压缸提供的装置空间和具体位置。

如：

机器的往复直线运动直接采取液压缸来实现是最简单又方便的。

对于要求往返运动速度一致的场合，可采取双活塞杆式液压缸；若有快速返回的要求，则宜用单活塞杆式液压缸，并可考虑用差动连接。

行程较长时，可采取柱塞缸，以减少加工的困难；行程较长但负载不大时，也可考虑采取一些传动装置来扩大行程。

往复摆动运动既可用摆动式液压缸，也可用直线式液压缸加连杆机构或齿轮——齿条机构来实现。