液壓油缸設(shè)計資料

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1、 液壓油缸主要幾何尺寸的計算： 上圖中各個主要符號的意義： — 液壓缸工作腔的壓力（Pa） — 液壓缸回油腔的壓力（Pa） —液壓缸無桿腔工作面積 —液壓缸有桿腔工作面積 D—液壓缸內(nèi)徑 d—活塞桿直徑 F — 液壓缸推力 （N） v—液壓缸活塞運動速度 液壓缸內(nèi)徑D的計算 根據(jù)載荷力的大小和選定的系工作統(tǒng)壓力來計算液壓缸內(nèi)徑D。液壓缸內(nèi)徑D和活塞桿直徑d可根據(jù)最大總負載和選取的工作壓力來定，對單桿缸而言，無桿腔進油并不考慮機械效率時： 有桿腔進油并不考慮機械效率時： 一般情況下，選取回油背壓 ，這時，上面兩式便可簡化，即無桿腔進油時

2、 有桿腔進油時： 設(shè)計調(diào)高油缸為無桿腔進油。 所以，，按照GB/T2348-2001對液壓缸內(nèi)徑進行圓整，取，即缸內(nèi)徑可以取為。 2.2活塞桿直徑d的計算 在液壓油缸的活塞往復(fù)運動速度有一定要求的情況下，活塞桿的直徑d通常根據(jù)液壓缸速度比的要求已經(jīng)缸內(nèi)徑D來確定。其中，活塞桿直徑與缸內(nèi)徑和速度比之間的關(guān)系為： 式中 D—液壓缸內(nèi)徑 d—活塞桿直徑 —往復(fù)速度比 液壓缸的往復(fù)運動速度比，一般有2、1.46、1.33、1

3、.25和1.15等幾種下表給出了不同往復(fù)速度比時活塞桿直徑d和液壓缸內(nèi)徑D的關(guān)系。 1.15 1.25 1.33 1.46 2 0.36D 0.45D 0.5D 0.56D 0.71D

4、 液壓缸往復(fù)速度比推薦值如下表所示： 液壓缸工作壓力P（MPa） ≤10 1.25~20 >>20 往復(fù)速度比 1.33 1.46~2 2 由于此采煤機的調(diào)高油缸的工作壓力為30MPa，因此選擇往復(fù)速度比，計算得：。計算所得的活塞桿直徑應(yīng)圓整為標(biāo)準(zhǔn)系列。按GB/T2348-2001標(biāo)準(zhǔn)進行圓整后，取 d = 160mm，即活塞桿直徑為160mm。 2.3液壓缸活塞行程s的確定 調(diào)高油箱位于牽引部底部，兩端分別與牽引部和截割部鉸接。通過活塞桿的伸縮，實現(xiàn)搖臂的擺動。液壓缸行程s ,直接影響采煤機搖臂的擺動范圍，進而影響采煤機的采高。 設(shè)計參數(shù)（搖臂擺角范圍）：上46.

5、06，下17.77 設(shè)計分析實例的已知數(shù)據(jù)如下： —搖臂長度 —搖臂回轉(zhuǎn)中心到調(diào)高油箱前鉸接點的距離 —搖臂回轉(zhuǎn)中心到調(diào)高油箱后鉸接點的距離 —搖臂上擺角度 —搖臂下擺角度 其中，，。 由上圖可求出液壓缸活塞近似行程： 液壓缸活塞行程s，主要依據(jù)機構(gòu)的運動要求而定。但為了簡化工業(yè)工藝成本，應(yīng)盡量采用標(biāo)準(zhǔn)值。按GB/T2349-2001選擇活塞行程系列的標(biāo)準(zhǔn)值，取，即活塞行程為800mm。 3液壓缸的結(jié)構(gòu)設(shè)計 3.1缸筒的結(jié)構(gòu)、材料的選取以及強度給定 3.1.1缸筒結(jié)構(gòu)的選擇 缸體端部與缸蓋的連接形式與工作壓力、缸

6、體材料以及工作條件有關(guān)。主要連接形式有法蘭連接、內(nèi)螺紋連接、外螺紋連接、外半環(huán)連接、內(nèi)半環(huán)連接、拉桿連接、焊接以及鋼絲連接。 a、法蘭連接： 優(yōu)點：結(jié)構(gòu)比較簡單，易加工，易裝卸； 缺點：重量比螺紋連接的大，但比拉桿連接的小，外徑較大。 b、螺紋連接: 優(yōu)點：重量較輕，外徑較?。? 缺點：端部結(jié)構(gòu)比較復(fù)雜，裝卸需要專門的工具，擰端部時，有可能把密封圈擰扭。 c、外半環(huán)連接： 優(yōu)點：重量比拉桿連接的輕； 缺點：缸體外徑要加工，半環(huán)槽削弱了缸體，相應(yīng)的要加大缸體厚度。 d、內(nèi)半環(huán)連接： 優(yōu)點：結(jié)構(gòu)緊湊，重量輕； 缺點：安裝時，端部進入缸體較深，密封圈有可能比進油孔邊緣處擦傷。

7、 e、拉桿連接： 優(yōu)點：缸體最易加工，最易裝卸，結(jié)構(gòu)通用性大； 缺點：重量較重，外形尺寸較大。 f、焊接： 優(yōu)點：結(jié)構(gòu)簡單，尺寸?。? 缺點：缸體有可能變形。 g、鋼絲連接： 優(yōu)點：結(jié)構(gòu)簡單，重量輕，尺寸小。 比較各種連接形式，采用法蘭連接 3.1.2缸筒主要技術(shù)要求： 1）有足夠的強度，能長期承受最高工作壓力及短期動態(tài)實驗壓力而不致產(chǎn)生永久性變形； 2）有足夠的剛度，能承受活塞閥向力和安裝的反作用力而不致于產(chǎn)生彎曲； 3）內(nèi)表面與活塞密封件及導(dǎo)向環(huán)的摩擦力作用下，能長期工作而磨損少，有高的幾何精度，足以保證活塞密封件的密封性； 4）有幾種結(jié)構(gòu)的鋼筒還要求有良好的可焊性

8、，以便在焊上法蘭或管接頭后不致于產(chǎn)生裂紋或過大的變形。 3.1.3缸筒材料的選取及強度給定 1）缸筒的材料 ⑴ 無縫鋼管 若能滿足要求，可以采用無縫鋼管作缸筒毛坯。一般常用調(diào)質(zhì)的45號鋼。需要焊接時，常用焊接性能較好的20－35號鋼，機械粗加工后再調(diào)質(zhì)。 ⑵ 鑄件 對于形狀復(fù)雜的缸筒毛坯，可以采用鑄件?；诣T鐵鑄件常用HT200至HT350之間的幾個牌號，要求較高者，可采用球墨鑄鐵QT450-10、QT500-7、QT600-3等。此外還可以采用鑄鋼ZG230-450、ZG270-500、ZG310-570等。 ⑶ 鍛件 對于特殊要求的缸筒，應(yīng)采用鍛鋼。 此處選取無縫

9、鋼管，由于調(diào)高油缸處的工作壓力較大，因此采用，材料的屈服強度；缸筒材料的抗拉強度；缸筒材料的許用應(yīng)力。 2）缸筒的加工要求 缸筒內(nèi)徑D采用H7級配合，表面粗糙度為0.16，需要進行研磨；熱處理：調(diào)制，；缸筒內(nèi)徑D的圓度、錐度、圓柱度不大于內(nèi)徑公差的一半；缸筒直線度不大于0.03mm；油口的孔口及排氣口必須有倒角，不能有飛邊、毛刺；在缸內(nèi)表面鍍鉻，外表面刷防腐油漆。 缸蓋的材料、技術(shù)要求 缸蓋與缸底常用45號鋼鍛造或鑄造毛坯。需要焊接結(jié)構(gòu)的，采用焊接性能較好的35號鋼。中低壓缸可用HT200、HT250、HT300等灰口鑄鐵材料。此處選擇缸蓋和缸底的材料為。 缸蓋內(nèi)孔一

10、般尺寸公差采用H7、H8的精度等級、表面粗糙度通常取為。 缸蓋內(nèi)孔與凸緣止口外徑的圓度、圓柱度誤差不大于直徑尺寸公差的一半。 內(nèi)孔和凸緣止口的同軸度允差不大于0.03mm，相關(guān)端面對內(nèi)孔軸線的圓跳動在直徑100mm上不大于 0.04mm。 缸蓋和缸底采用法蘭連接的方式與缸筒相連接，所選螺栓為，材料為30CrMo，材料的屈服強度，抗拉強度。 3.7活塞桿 3.7.1活塞桿結(jié)構(gòu) 活塞桿有實心桿和空心桿兩種。一般情況下多用實心桿，空心桿多用于一下幾種情況： 1、缸筒運動的液壓缸，用來導(dǎo)通油路； 2、大型液壓缸的活塞桿（或柱塞桿）為了減輕重量； 3、為了增

11、加活塞桿的抗彎能力； 4、d/D比值較大或桿心需安裝如位置傳感器等機構(gòu)的情況。 此處選擇活塞桿的結(jié)構(gòu)為實心桿。由于調(diào)高油缸工作時軸線擺動，桿外端采用光桿耳環(huán)，其基本尺寸設(shè)計如下圖： 3.7.2常用材料 活塞桿一般用優(yōu)質(zhì)碳素結(jié)構(gòu)鋼制成。對于有腐蝕性氣體場合采用不銹鋼制造。活塞桿一般用棒料，現(xiàn)在大部采用冷拉棒材。為了提高硬度、耐磨性和耐腐蝕性，活塞桿的材料通常要求表面淬火處理，淬火深度為0.5～1mm，硬度通常為 HRC50～60，然后表面再鍍硬鉻，鍍層厚度為 0.03～0.05mm。此處活塞桿的材料選用45號鋼。 3.7.3 技術(shù)要求 ⑴ 活塞桿外徑尺寸公差多為f8，也有采用f

12、7、f9的。 ⑵ 每100mm直線度≤0.02。 ⑶ 圓度等幾何精度誤差一般不大于外徑公差的一半。 ⑷ 與活塞內(nèi)孔配合的軸頸與外圓的同軸度允差不能大于0.01~0.02mm；安裝活塞的軸肩與活塞桿軸線的垂直度允差每100mm不大于 0.04mm。 ⑸ 活塞桿端部的卡鍵槽、螺紋及緩沖柱塞與桿徑同軸度允差不大于0.01～0.02mm。緩沖柱塞最好采用活塞桿本身的端頭部。 ⑹ 表面粗糙度一般為，精度要求高時，取為。 3.8活塞 3.2.1 活塞的材料 無導(dǎo)向環(huán)（支承環(huán)）的活塞選用高強度鑄鐵，有導(dǎo)向環(huán)（支承環(huán)）的活塞選用碳素鋼20號、35號及45號。 3.2.2 活塞的技術(shù)要求

13、 采用無密封件的間隙密封式活塞常取為f6； 采用活塞環(huán)密封時常取為f6或f7； 采用橡膠、塑料密封件時，常取為f7、f8及f9； 與活塞桿配合的活塞內(nèi)孔公差等級一般取為H7； 活塞外圓的表面粗糙度要不差于 ，內(nèi)孔的表面粗糙度要不差于。 活塞外徑、內(nèi)孔的圓度，圓柱度誤差不大于尺寸公差的一半。 活塞外徑對內(nèi)孔及密封溝槽的同軸度允差不大0.02mm。 端面對軸線的垂直度允差每100mm不大于 0.04mm。 2)活塞與活塞桿的連接結(jié)構(gòu) 活塞與活塞桿的連接結(jié)構(gòu)可分為整體式和裝配式，裝配式又有螺紋連接、半環(huán)連接、彈簧擋圈連接和錐銷連接等類型。

14、液壓缸在一般工作條件下，活塞與活塞桿采用螺紋連接。但當(dāng)工作壓力較高或載荷較大、活塞桿直徑又較小的情況下，活塞桿的螺紋可能過載。另外工作機械振動較大時，固定活塞的螺母有可能振動，因此需要采用非螺紋連接，采用半環(huán)連接。 3)活塞與缸體的密封結(jié)構(gòu) 活塞與缸體之間既有相對運動，又需要使液壓缸兩腔之間不漏油，因此在結(jié)構(gòu)之上應(yīng)慎重考慮，選擇密封圈密封。 3.2活塞桿導(dǎo)向部分的結(jié)構(gòu)及密封 活塞桿導(dǎo)向部分的結(jié)構(gòu)，包括活塞桿與端蓋或?qū)蛱椎慕Y(jié)構(gòu)，以及密封、防塵和鎖緊裝置等。導(dǎo)向套的結(jié)構(gòu)可以做成端蓋整體式直接導(dǎo)向，也可做成與端蓋分開的導(dǎo)向套結(jié)構(gòu)，后者導(dǎo)向套磨損后便于更換，所以應(yīng)用較普遍。導(dǎo)向套的位置可安裝

15、在密封圈的內(nèi)側(cè)，也可以裝在外側(cè)，工程機械中一般采用裝在內(nèi)側(cè)的結(jié)構(gòu)，有利于導(dǎo)向套的潤滑；而油壓機常采用裝在外側(cè)的結(jié)構(gòu)，在高壓下工作時，使密封圈有足夠的油壓將唇邊張開，以提高密封性能。 a、端蓋直接導(dǎo)向：端蓋與活塞桿直接接觸導(dǎo)向，結(jié)構(gòu)簡單，但磨損后只能更換整個缸蓋；端蓋與活塞桿的密封常用O型，Y型等密封圈，防塵圈用無骨架的防塵圈。 b、導(dǎo)向套導(dǎo)向： 導(dǎo)向套與活塞桿接觸支承導(dǎo)向，磨損后便于更換，導(dǎo)向套也可用耐磨材料；端蓋與活塞桿的密封常用Y型等密封裝置，密封可靠，適用于中高壓液壓缸；防塵方式常用J型或三角形防塵裝置。 利用導(dǎo)向套導(dǎo)向，在導(dǎo)向套磨損后便于更換，因此選用與端蓋分開的導(dǎo)向套結(jié)構(gòu)

16、。 活塞桿與端蓋之間通過密封圈和防塵圈來防止油的泄露和防塵的。缸內(nèi)泄漏會引起容積效率下降，達不到所需的工作壓力；缸外泄露則造成工作介質(zhì)的浪費和環(huán)境的污染。因此活塞桿與端蓋之間的密封通過格來圈來實現(xiàn)。對于活塞桿外伸部分來說，它容易把臟物帶入液壓缸，使油液受污染，密封件被磨損，因此活塞桿和缸蓋之間采用Z形Turcon防塵圈。 3.3活塞及活塞桿處密封圈的選用 活塞及活塞桿處的密封圈的選用，根據(jù)密封的部位、使用的壓力、溫度、運動速度的范圍不同而選擇不同類型的密封圈。常用的密封圈類型有O形圈、Y形圈、V型和活塞環(huán)。 O形圈的結(jié)構(gòu)簡單，密封性好，安裝空間小，摩擦力小，易于制造，所以應(yīng)

17、用較廣，但運動速度不能太大。 Y形圈適用于壓力在20MPa以下、往返速度較高的液壓缸，密封性能可靠。 V形圈耐高壓性能好，耐久性也好，缺點是安裝空間大，調(diào)整困難，摩擦阻力大，只適用于運動速度較低的液壓缸。 活塞環(huán)壽命長，不容易損壞，常常用在不便于拆卸的液壓缸中，缺點是泄漏較大，必須成組使用，加工工藝比較復(fù)雜，所以成本較高。 采煤機搖臂在調(diào)高過程中，調(diào)高油缸的工作壓力為30MPa，速度<0.5m/s，因此選用活塞與活塞桿的的密封形式為O形圈的密封形式。 3.4液壓缸的緩沖裝置 緩沖裝置是利用活塞或缸筒移動到接近終點時，將活塞和缸蓋之間的一部分油液封住，迫使油液從小孔或縫隙中擠出，從而

18、產(chǎn)生很大的阻力，使工作部件平穩(wěn)制動，并避免活塞和缸蓋的相互碰撞。 常用的緩沖裝置結(jié)構(gòu)有： 1）環(huán)狀間隙式節(jié)流緩沖裝置，它適用于運動慣性不大、運動速度不高的液壓系統(tǒng)。 2）三角槽式節(jié)流緩沖裝置，它是利用被封閉液體的節(jié)流產(chǎn)生的液壓阻力來緩沖的。 3）可調(diào)節(jié)流緩沖裝置，它調(diào)節(jié)針形節(jié)流閥的流通面積，就可改變緩沖作用的強弱和效果。 由于采煤機調(diào)高油缸運動慣性不大、速度也不高，因此選用圓柱形環(huán)狀間隙式節(jié)流緩沖裝置或者不使用緩沖裝置。 4液壓缸的參數(shù)設(shè)計 4.1液壓缸的效率 油缸的效率由以下兩種效率組成： a.機械效率，由各運動件摩擦損失所造成，在額定壓力下，通?？扇?0.95。 b

19、.容積效率，由各封密件泄露所造成，通常容積效率為： 裝彈性體密封圈時 =1 裝活塞環(huán)時 =0.98 所以?。? 所以總效率為。 4.2缸筒壁厚的計算 液壓缸的壁厚由液壓缸的強度條件來計算。液壓缸的壁厚一般指缸筒結(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。一般計算時可分為薄壁圓筒和厚壁圓筒。 工程機械的液壓缸，一般是用無縫鋼管材料，大多屬于薄壁圓筒結(jié)構(gòu)，其壁厚按薄壁圓筒公式計算：

20、 式中: —液壓缸壁厚(m)； —液壓缸內(nèi)徑(m)； —試驗壓力；當(dāng)缸的額定壓力時，取， 時，取； 此處取。 ——缸筒材料的許用應(yīng)力，無縫鋼管。 因此： 缸厚結(jié)果不滿足的條件，因此，此缸筒缸壁厚度滿足的條件，即按照厚壁圓筒公式進行計算： 通過計算得：，對缸筒壁厚進行圓整得：。即缸筒外徑為。 4.4缸底厚度計算 平形缸底，當(dāng)缸底無油孔時 式中: h — 缸底厚度（m） D — 液壓缸

21、內(nèi)徑（m） p—試驗壓力；當(dāng)缸的額定壓力時，取， 時，??； 此處取。 — 缸底材料15MnVn無縫鋼管的許用應(yīng)力（無縫鋼管：） 所以，由公式得 圓整為。 4.5最小導(dǎo)向長度的確定 當(dāng)活塞桿全部外伸時，從活塞支承面中點到缸蓋滑動支承面中點的距離H稱為最小導(dǎo)向長度。如果導(dǎo)向長度過小，將使液壓缸的初始撓度（間隙引起的撓度）增大，影響液壓缸的穩(wěn)定性，因此設(shè)計時必須保證有一定的最小導(dǎo)向長度。 對一般的液壓缸，最小導(dǎo)向長度H應(yīng)滿足以下要求： 式中 L—液壓缸的最

22、大行程； D—液壓缸的內(nèi)徑。 計算得： 活塞的寬度B一般??；此處取活塞的寬度為： 缸蓋滑動支承面的長度，根據(jù)液壓缸內(nèi)徑D而定； 當(dāng)時，?。? 當(dāng)時，取。 因此，缸蓋滑動支承面的長度：。 為保證最小導(dǎo)向長度H，若過分增大和B都是不適宜的，必要時可在缸蓋與活塞之間增加一隔套來增加最小導(dǎo)向長度H的值。隔套的長度C由需要的最小導(dǎo)向長度H決定，即 因此不需要隔套來保證最小導(dǎo)向長度。 液壓缸缸體內(nèi)部長度應(yīng)等于活塞的行程與活塞的寬度之和。缸體外形長度還要考慮到兩端端蓋的厚度。一般液壓缸缸體長度不應(yīng)大于內(nèi)徑的20~30倍。因此液壓缸內(nèi)部長度為：。 5

23、.關(guān)鍵部件校核 5.1活塞桿強度的校核 對于活塞桿強度的驗算主要取決于其直徑是否滿足要求，其計算公式如下： 式中 F—活塞桿上的作用力（選取最大值） —活塞桿材料的許用應(yīng)力，。 d —活塞桿直徑 活塞桿的材料選為45號鋼，材料的屈服強度；缸筒材料的抗拉強度；缸筒材料的許用應(yīng)力。經(jīng)計算得： 在上文中計算所得的活塞桿直徑，因此活塞桿直徑滿足強度要求。 5.2缸筒壁厚的驗算 額定工作壓力應(yīng)低于一定極限值以保證工作安全。 下面從以下三個方面進行缸筒壁厚的驗算： 1、液壓缸的工作油壓值應(yīng)低于一定的極限值，保證工作安全：

24、 式中：—液壓缸的工作油壓 —液壓缸的外徑 —液壓缸的內(nèi)徑 —的屈服強度 經(jīng)計算得： 顯然，工作油壓，滿足條件。 2、為了避免缸筒在工作時發(fā)生塑性變形，液壓缸的工作壓力值應(yīng)與塑性變形壓力有一定的比例范圍，其中塑性變形壓力： 經(jīng)計算得： 液壓缸的工作壓力值應(yīng)與塑性變形壓力之間的關(guān)系為： 計算得： 由于工作壓力,滿足條件。 3、為了確保液壓缸安全的使用，缸筒的爆裂壓力應(yīng)大于耐壓試驗壓力： 經(jīng)計算得： 至于耐壓試驗壓力應(yīng)為：

25、依據(jù)為： 耐壓試驗壓力，是液壓缸在檢查質(zhì)量時需承受的試驗壓力。在規(guī)定時間內(nèi)，液壓缸在此壓力下，全部零件不得有破壞或永久性變形等異?，F(xiàn)象。因為爆裂壓力遠大于耐壓試驗壓力，所以完全滿足條件。 綜上：缸筒壁厚滿足設(shè)計和強度要求。 5.3缸蓋固定螺栓的校核 缸蓋固定螺栓承受力的作用，需要進行強度校核： 式中：—液壓缸負載； —螺紋擰緊系數(shù)，，??； —固定螺栓的個數(shù)； —螺栓材料的許用應(yīng)力，，為材料屈服點。 經(jīng)計算得： 選擇螺栓符合強度要求。 5.3活塞桿彎矩穩(wěn)定性驗算 活塞桿受軸向壓縮負載時，其值超過某一臨界值，就會失去穩(wěn)定

26、?；钊麠U穩(wěn)定性按照下式進行校核。 式中： —安全系數(shù)，一般取。 當(dāng)活塞桿的細長比時 當(dāng)活塞桿的細長比，且時，則 式中：—安裝長度，氣質(zhì)與安裝方式有關(guān)； —活塞桿橫截面最小回轉(zhuǎn)半徑，； —柔性系數(shù)； —由液壓鋼支承方式?jīng)Q定的末端系數(shù)； —活塞桿材料的彈性模量，對鋼，可??； —活塞桿橫截面慣性矩； —活塞桿橫截面積； —由材料強度決定的實驗值； —系數(shù) —液壓缸安裝及導(dǎo)向系數(shù) 調(diào)高液壓缸的支撐方式為兩端鉸接，如下圖所示，經(jīng)查表，其末端系數(shù)的值取為：；調(diào)高液壓缸活塞桿的材料為45號鋼，屬中碳鋼，調(diào)高液壓缸利用前后兩個耳環(huán)分別于行走部和搖臂相連接，并且前耳環(huán)有導(dǎo)向。經(jīng)查表得：，，，。 經(jīng)計算得：；活塞桿橫截面慣性矩按下式計算： 式中：—活塞桿的直徑 經(jīng)計算得：，活塞桿橫截面最小回轉(zhuǎn)半徑： 此外，，則，所以臨界值應(yīng)按下式計算： 經(jīng)計算得： 安全系數(shù)取為，則，因此活塞桿在工作壓力條件下保持穩(wěn)定。