寧XX 大學課 程 設 計 (論 文 )液壓缸設計所 在 學 院專 業(yè)班 級姓 名學 號指 導 老 師年 月 日I摘 要本液壓油缸以傳遞動力為主，保證足夠的動力是其基本要求。另外，還要考慮油缸的穩(wěn)定性、可靠性、可維護性、安全性及效率。其中穩(wěn)定是指系統(tǒng)工作時的運動平穩(wěn)性及系統(tǒng)性能的穩(wěn)定性(如環(huán)境溫度對油液的影響等因素)?？煽啃允侵赶到y(tǒng)不因意外的原因而無法工作(如油管破裂、無電等情況)。可維護性是指系統(tǒng)盡可能簡單，元件盡可能選標準件，結構上盡可能使維護方便．安全性是指不因液壓缸的故障導致后車廂蓋的其它事故．效率是指液壓缸的各種能量損失盡可能的小。上述要求中，除滿足系統(tǒng)的動力要求外，最重要的是保證系統(tǒng)的安全性和可靠性。關鍵詞：液壓缸，油缸IIAbstractThe hydraulic system to transfer power, ensure adequate power is its basic requirement. In addition, consider the system stability, reliability, maintainability, safety and efficiency. The stabilizing means when the system works steady motion and system performance stability (such as environmental temperature on the influence of oil etc). Reliability refers to the system is not due to accident reason to work ( such as tubing rupture without electricity, etc. ). Maintainability is referred to the system as simple as possible, element is chosen as far as possible standard parts, structure as much as possible so that the maintenance is convenient. Security is not due to the fault of the hydraulic system causes the antenna frame collapse or other accidents (such as the drop out of control, antenna due to gravity acceleration whereabouts ) . Efficiency refers to the hydraulic system of the various energy loss as small as possible. The above requirements, in addition to meet the power requirements, the most important thing is to ensure the safety and reliability of the system.Keywords: hydraulic system, III目 錄摘 要 .IAbstract II目 錄 .III1 設計的技術要求和設計參數(shù).52 工況分析.62.1 確定執(zhí)行元件 62.2 分析系統(tǒng)工況 62.3 負載循環(huán)圖和速度循環(huán)圖的繪制 73 油缸設計計算.93.1 油缸主參數(shù)的確定 .93.1.1 液壓缸的內(nèi)徑 .93.1.2 活塞桿的直徑 .103.1.3 液壓缸缸體厚度計算 133.1.4 液壓缸長度的確定 .143.1.5 缸筒的加工要求 .153.1.6 法蘭設計 153.1.7 (缸筒端部）法蘭連接螺栓的強度計算 163.2 活塞的設計 173.3 導向套的設計與計算 183.4 端蓋和缸底的設計與計算 203.5 缸體長度的確定 213.6 緩沖裝置的設計 213.7 排氣裝置 213.8 密封件的選用 233.9 防塵圈 243.10 液壓缸的安裝連接結構 24總 結.27致 謝.28參考文獻.2941 設計的技術要求和設計參數(shù)液壓系統(tǒng)在組合機床上主要是用于實現(xiàn)工作臺的直線運動和回轉(zhuǎn)運動，如圖1所示，如果動力滑臺要實現(xiàn)二次進給，則動力滑臺要完成的動作循環(huán)通常包括：原位停止?快進? I工進 ?II工進?死擋鐵停留?快退? 原位停止。圖 1 組合機床動力滑臺工作循環(huán)工作循環(huán)：快進?工進?快退?停止；系統(tǒng)設計參數(shù)如表 1 所示，動力滑臺采用平面導軌，其靜、動摩擦系數(shù)分別為 fs = 0.2、 fd = 0.1。表 1 設計參數(shù)參 數(shù) 數(shù) 值工作阻力（N） 67750運動部件自重 (N) 8576快進、快退速度(m/s) 0.15工進速度(10 -3m/s) 0.82快進行程 L1(mm) 170工進行程 L2 (mm) 80加速時間（s） 0.2假設液壓缸機械效率 m?0.952 工況分析2.1 確定執(zhí)行元件金屬切削機床的工作特點要求液壓系統(tǒng)完成的主要是直線運動，因此液壓系統(tǒng)的執(zhí)行元件確定為液壓缸。2.2 分析系統(tǒng)工況在對液壓系統(tǒng)進行工況分析時，本設計實例只考慮組合機床動力滑臺所受到的工作負載、慣性負載和機械摩擦阻力負載，其他負載可忽略。（1）工作負載 FW工作負載是在工作過程中由于機器特定的工作情況而產(chǎn)生的負載，對于金屬切削機床液壓系統(tǒng)來說，沿液壓缸軸線方向的切削力即為工作負載，即FW=67750N（2）慣性負載最大慣性負載取決于移動部件的質(zhì)量和最大加速度，其中最大加速度可通過工作臺最大移動速度和加速時間進行計算。已知啟動換向時間為 0.2s，工作臺最大移動速度，即快進、快退速度為 0.15m/s，因此慣性負載可表示為 85760.156.329mvFNt????（3）阻力負載阻力負載主要是工作臺的機械摩擦阻力，分為靜摩擦阻力和動摩擦阻力兩部分。靜摩擦阻力 Ffj = fj×N= N0.285761fs??動摩擦阻力 Ffd= fd×N = Nfd根據(jù)上述負載力計算結果，可得出液壓缸在各個工況下所受到的負載力和液壓缸所需推力情況，如表 2 所示。表 2 液壓缸在各工作階段的負載（單位：N）工況 負載組成 負載值 F液壓缸推力 =F/'m?6注： 此處未考 慮滑臺上 的顛覆力 矩的影響。2.3 負 載循環(huán)圖 和速度循 環(huán)圖的繪 制根據(jù)表 2 中計算結果，繪制組合機床動力滑臺液壓系統(tǒng)的負載循環(huán)圖如圖 2 所示。圖 2 組合機床動力滑臺液壓系統(tǒng)負載循環(huán)圖圖 2 表明，當組合機床動力滑臺處于工作進給狀態(tài)時，負載力最大為 76231N，其他工況下負載力相對較小。根據(jù)上述已知數(shù)據(jù)繪制組合機床動力滑臺液壓系統(tǒng)的速度循環(huán)圖如圖 3 所示。起動 =Ffs1715 N 1905.56N加速 = +fdm1514 N 1682.22 N快進 = f 858 N 953.33N工進 = +Ffdw68608N 76231N反向起動 = fs1715N 1905.56N加速 = +fdm1514N 1682.22 N快退 =Ff 858 N 953.33N7圖 3 組合機床液壓系統(tǒng)速度循環(huán)圖83 油缸設計計算基本技術數(shù)據(jù)，是根據(jù)用途及結構類型來確定的，它反映了工作能力及特點，也基本上上確定了輪廓尺寸及本體總質(zhì)量等。3.1 油缸主參數(shù)的確定3.1.1 液壓缸的內(nèi)徑表 3-1 液壓缸的公稱壓力系列（GB/T 7937-1987）0.63 1.0 1.6 2.5 4.0 6.3 10.0 18.0 25.0 40.0 63.0表 3-2 按負載選擇工作壓力 [1]負載/ KN 50工作壓力/MPa 0.8~1 1.5~2 2.5~3 3~4 4~5 ≥5表 3-3 各種機械常用的系統(tǒng)工作壓力 [1]機 床機械類型 一般機床 一般冶金設備農(nóng)業(yè)、小型工程機械液壓機、重型機械、軋機壓下、起重運輸機械工作壓力/MPa1~6.3 6.3~16 10~16 20~32① 初選系統(tǒng)壓力 P=6.3Mpa② 由負載圖知最大負載工進 F 為 76231N，③ 設活塞面積 A1 活塞桿面積 A2快進速度為 V1=Q/(A2)快退速度為 V2=Q/(A1-A2)工進速度為 V3=Q/A1若 V1=V2則 A1-A2=A2 即 A1=2A2若 V1=V2=2V39則 A2=0.5A1 即由快進速度與快退速度相等 或則他們的速度等于工進速度的 2 倍 都可以得出 A1=2A2 的結論也即 A1:A2=2:1取 d/D=0.707m-2167231=.0.FAP??D= =0.124m=124mm?4查得油缸的液壓缸的內(nèi)徑為 125mm,3.1.2 活塞桿的直徑取 d/D=0.707，那么則取 d=88.75表 3.4 活塞桿直徑系列4 5 6 8 10 12 14 16 18 2022 25 28 32 36 40 45 50 56 6370 80 90 100 110 125 140 160 180 200220 250 280 320 360 400活塞桿直徑為 90mm,有效行程為 250mm表 3.5 缸內(nèi)徑及活塞桿外徑尺寸系列（GB/T 2348-1993）內(nèi)徑尺寸系列 活塞桿外徑尺寸系列8 40 125 （280） 4 16 36 90 22010 50 （140） 320 5 18 45 110 28012 63 160 （360） 6 20 50 125 32016 80 （180） 400 8 22 56 140 35020 （90） 200 （450） 10 25 63 16025 100 （220） 500 12 28 70 18032 （110） 250 14 32 80 2002.活塞桿強度計算：10A.活塞桿強度計算活塞桿的直徑 按下式進行校核d][4??Fd?式中， 為活塞桿上的作用力；F式中 ——許用應力；（45 鋼的抗拉強度為 598MPa， ][?= ,n 一般取][? /bn1.4。即活塞桿的強度適中） 647231905.5980/.dmm????滿足要求B.液壓缸穩(wěn)定性計算活塞桿受軸向壓縮負載時，它所承受的力 F不能超過使它保持穩(wěn)定工作所允許的臨界負載 kF，以免發(fā)生縱向彎曲，破壞液壓缸的正常工作。 k的值與活塞桿材料性質(zhì)、截面形狀、直徑和長度以及液壓缸的安裝方式等因素有關。若活塞桿的長徑比且桿件承受壓負載時，則必須進行液壓缸穩(wěn)定性校核。活塞桿穩(wěn)定性的校核依/10ld?下式進行 knF?式中， kn為安全系數(shù)，一般取 k=2~4。a.當活塞桿的細長比 時/lrmi?2kiEJFl??b.當活塞桿的細長比 時/klri?21()kkfAalir?式中， l為安裝長度，其值與安裝方式有關，見表 1； k為活塞桿橫截面最小回轉(zhuǎn)半徑， AJrk/?； 為柔性系數(shù)，其值見表 3.6； 為由液壓缸支撐方式?jīng)Q定的末端mi11系數(shù)，其值見表 1； E為活塞桿材料的彈性模量，對鋼取 21/06.2mNE??；為活塞桿橫截面慣性矩； A為活塞桿橫截面積； f為由材料強度決定的實驗值， ?為系數(shù)，具體數(shù)值見表 3.7。表 3.6 液壓缸支承方式和末端系數(shù) 的值i支承方式 支承說明末端系數(shù)i一端自由一端固定 1/4兩端鉸接 1一端鉸接一端固定 2兩端固定 4表 3.7 f、 ?、 的值m材料 28/10Nf?鑄鐵 5.6 1/1600 80鍛鐵 2.5 1/9000 110鋼 4.9 1/5000 85c.當 時,缸已經(jīng)足夠穩(wěn)定，不需要進行校核。20lk?此設計安裝方式中間固定的方式，此缸已經(jīng)足夠穩(wěn)定，不需要進行穩(wěn)定性校核。3．活塞桿的結構設計活塞桿的外端頭部與負載的拖動電機機構相連接，為了避免活塞桿在工作生產(chǎn)中偏心負載力，適應液壓缸的安裝要求，提高其作用效率，應根據(jù)負載的具體情況，選擇適當?shù)幕钊麠U端部結構。4.活塞桿的密封與防塵12活塞桿的密封形式有 Y 形密封圈、U 形夾織物密封圈、O 形密封圈、V 形密封圈等[6]。采用薄鋼片組合防塵圈時，防塵圈與活塞桿的配合可按 H9/f9 選取。薄鋼片厚度為 0.5mm。為方便設計和維護，本方案選擇 O 型密封圈。3.1.3 液壓缸缸體厚度計算缸體是液壓缸中最重要的零件，當液壓缸的工作壓力較高和缸體內(nèi)經(jīng)較大時，必須進行強度校核。缸體的常用材料為 20、25、35、45 號鋼的無縫鋼管。在這幾種材料中 45 號鋼的性能最為優(yōu)良，所以這里選用 45 號鋼作為缸體的材料。][2??DPy?式中， ——實驗壓力，MPa。當液壓缸額定壓力 Pn 5.1MPa 時，Py=1.5Pn，當Py ?Pn 16MPa 時，Py=1.25Pn。?[ ]——缸筒材料許用應力，N/mm 。[ ]= ， 為材料的抗拉強度。?2?nb注：1.額定壓力 Pn額定壓力又稱公稱壓力即系統(tǒng)壓力，Pn=6.3MPa2.最高允許壓力 PmaxPmax 1.5Pn=1.25 6.3=7.875MPa??液壓缸缸筒材料采用 45 鋼，則抗拉強度： σb=600MPa安全系數(shù) n 按《液壓傳動與控制手冊》P243 表 2—10，取 n=5。則許用應力[ ]= =120MPa?bσ ][2??DPy?= 7.8510?=4.1015625mm表 3.8 標準缸的缸筒外徑系列缸筒內(nèi)徑 D產(chǎn)品系列代號額定壓力 40 50 63 80 100 125 140 160 180 200 220 250 280 材13料Pa/Mpa缸筒外徑徑 D150 60 76 95 121 146 168 194 219 24550 60 76 95 121 146 168 194 219 24550 60 83 102 121 152 168 194 219 245A 型 16202532 54 63.5 83 102 127 152 168 194 219 245S20S45S45S45注 A-工程液壓缸滿足 。取液壓缸厚度 10.5mm。10??D查標準取液壓缸缸體外徑為 146mm。3.1.4 液壓缸長度的確定液壓缸長度 L 根據(jù)工作部件的行程長度確定?？爝M行程 L1(mm) 170工進行程 L2 (mm) 80L=170+80=250mm 查題目參數(shù)得到的液壓缸工作行程長度可以根據(jù)執(zhí)行機構實際工作的最大行程確定，并參照表 4-4選取標準值。液壓缸活塞行程參數(shù)優(yōu)先次序按表 3-9 中的 a、b、c 選用。表 3-9（a）液壓缸行程系列（GB 2349-80） [6]25 50 80 100 125 160 200 250 320 400500 630 800 1000 1250 1600 2000 2500 3200 4000表 3-9（b） 液壓缸行程系列（GB 2349-80） [6]40 63 90 110 140 180220 280 360 450 550 700 900 1100 1400 18002200 2800 3600表 3-9（c） 液壓缸形成系列（GB 2349-80） [6]240 260 300 340 380 420 480 530 600 650750 850 950 1050 1200 1300 1500 1700 1900 2100142400 2600 3000 3400 3800查得標準 最終取值為 L=250mm3.1.5 缸筒的加工要求缸筒內(nèi)徑 采用 H7 級配合，表面粗糙度 為 0.16，需要進行研磨；DaR熱處理：調(diào)制，HB 240；?缸筒內(nèi)徑 的圓度、錐度、圓柱度不大于內(nèi)徑公差之半；剛通直線度不大于 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。3.1.6 法蘭設計液壓缸的端蓋形式有很多，較為常見的是法蘭式端蓋。本次設計選擇法蘭式端蓋（缸筒端部）法蘭厚度根據(jù)下式進行計算：式（3-8）??04(-) cpFDdh???式中， -法蘭厚度（m） ；—密封環(huán)內(nèi)經(jīng) d=40mm（ m） ；d密封環(huán)外徑（m） ； =50mmH?Hd系統(tǒng)工作壓力（pa） ； =7MPapp附加密封力（Pa） ； 值取其材料屈服點 353MPa；q?q螺釘孔分布圓直徑（m） ； =55mm0D0D密封環(huán)平均直徑（m） ； =45mmcpd?cpd法蘭材料的許用應力（Pa） ；[ ]= /n=353/5=70.6MPa????s15—法蘭受力總合力（ m）F22()98.564HFdpdqKN?????所以 =13.2mm??04(-) cpDdh???3689.5610.-7??為了安全取 =14mm3.1.7 (缸筒端部）法蘭連接螺栓的強度計算連接圖如下：圖 3-1 缸體端部法蘭用螺栓連接1-前端蓋；2-缸筒螺栓強度根據(jù)下式計算：螺紋處的拉應力:(MPa) 式（3-9）6max2104kFdZ?????螺紋處的剪應力(MPa) 式（3-10）61max03.2kdZ????合成應力(MPa) 式（3-11）??2n?????式中, —液壓缸的最大負載， =A ，單桿時 ，雙桿是maxFmaxFap2/4AD??2()/4ADd???16—螺紋預緊系數(shù)，不變載荷 =1.25~1.5，變載荷 =2.5~4；kkk—液壓缸內(nèi)徑；D—缸體螺紋外徑；0d—螺紋內(nèi)經(jīng)；1—螺紋內(nèi)摩擦因數(shù)，一般取 =0.12;變載荷取 =2.5~4；k1k1k—材料許用應力， , 為材料的屈服極限， n 為安全系數(shù)，一般?????/sn??s取 n=1.2~1.5；Z—螺栓個數(shù)。最大推力為： 41.50FApXN?使用 4 個螺栓緊固缸蓋，即： =4Z螺紋外徑和底徑的選擇：=10mm =8mm0d1d系數(shù)選擇：選取 =1.3 =0.12K根據(jù)式（3-9）得到螺紋處的拉應力為：=6max2104kFdZ?????462.31501209.38MPa???根據(jù)式（3-10）得到螺紋處的剪應力為： 4630510.298.428Pa??????根據(jù)式（3-11）得到合成應力為：= =367.6MPan?2??由以上運算結果知，應選擇螺栓等級為 12.9 級；查表的得：抗拉強度極限 =1220MP;屈服極限強度 =1100MP；b s?不妨取安全系數(shù) n=2可以得到許用應力值：[ ]= /n=1100/2=550MP?s證明選用螺栓等級合適。173.2 活塞的設計活塞的寬度 一般取 =（0.6-1.0）BD即 =（0.6-1.0）×125=（75-125）mm取 =80mm由于活塞在液壓力的作用下沿缸筒往復滑動，因此，它與缸筒的配合應適當，既不能過緊，也不能間隙過大。配合過緊，不僅使最低啟動壓力增大，降低機械效率，而且容易損壞缸筒和活塞的配合表面；間隙過大，會引起液壓缸內(nèi)部泄露，降低容積效率，使液壓缸達不到要求的設計性能?；钊c缸體的密封形式分為：間隙密封（用于低壓系統(tǒng)中的液壓缸活塞的密封） 、活塞環(huán)密封（適用于溫度變化范圍大、要求摩擦力小、壽命長的活塞密封） 、密封圈密封三大類。其中密封圈密封又包括 O 形密封圈（密封性能好，摩擦因數(shù)小，安裝空間小） 、Y 形密封圈（用在 20Mpa 壓力下、往復運動速度較高的液壓缸密封） 、 形密封xY圈（耐高壓，耐磨性好，低溫性能好，逐漸取代 Y 形密封圈） 、V 形密封圈（可用于50Mpa 壓力下，耐久性好，但摩擦阻力大） 。綜合以上因素，考慮選用 O 型密封圈。3.3 導向套的設計與計算1.最小導向長度 H 的確定當活塞桿全部伸出時，從活塞支承面中點到到導向套滑動面中點的距離稱為最小導向長度 [1]。如果導向長度過短，將使液壓缸因間隙引起的初始撓度增大，影響液壓缸工作性能和穩(wěn)定性。因此，在設計時必須保證液壓缸有一定的最小導向長度。根據(jù)經(jīng)驗,當液壓缸最大行程為 L,缸筒直徑為 D 時,最小導向長度為:（4-20LH??5）一般導向套滑動面的長度 A，在缸徑小于 80mm 時取 A=(0.6~1.0)D，當缸徑大于80mm 時取 A=(0.6~1.0)d.?；钊麑挾?B 取 B=(0.6~1.0)D。若導向長度 H 不夠時,可在活塞桿上增加一個導向套 K(見圖 4-1)來增加 H 值。隔套 K 的寬度 。)21BAC???（18圖 4-1 液壓缸最小導向長度 [1]因此:最小導向長度 ，取 H=9cm；7cm2104(20????DLH）導向套滑動面長度 A= c8.6.58?活塞寬度 B= 7m9.隔套 K 的寬度 3c.1)]2.74(19[)21???????BAC（2.導向套的結構導向套有普通導向套、易拆導向套、球面導向套和靜壓導向套等，可按工作情況適當選擇。1）普通導向套 這種導向套安裝在支承座或端蓋上，油槽內(nèi)的壓力油起潤滑作用和張開密封圈唇邊而起密封作用 [6]。2）易拆導向套 這種導向套用螺釘或螺紋固定在端蓋上。當導向套和密封圈磨損而需要更換時，不必拆卸端蓋和活塞桿就能進行，維修十分方便。它適用于工作條件惡劣，需經(jīng)常更換導向套和密封圈而又不允許拆卸液壓缸的情況下。3）球面導向套 這種導向套的外球面與端蓋接觸，當活塞桿受一偏心負載而引起方向傾斜時，導向套可以自動調(diào)位，使導向套軸線始終與運動方向一致，不產(chǎn)生“憋勁“現(xiàn)象。這樣，不僅保證了活塞桿的順利工作，而且導向套的內(nèi)孔磨損也比較均勻。4）靜壓導向套 活塞桿往復運動頻率高、速度快、振動大的液壓缸，可以采用靜壓導向套。由于活塞桿與導向套之間有壓力油膜，它們之間不存在直接接觸，而是在壓力油中浮動，所以摩擦因數(shù)小、無磨損、剛性好、能吸收振動、同軸度高，但制造19復雜，要有專用的靜壓系統(tǒng)。3.4 端蓋和缸底的設計與計算在單活塞液壓缸中，有活塞桿通過的端蓋叫端蓋，無活塞桿通過的缸蓋叫缸頭或缸底。端蓋、缸底與缸筒構成密封的壓力容腔，它不僅要有足夠的強度以承受液壓力，而且必須具有一定的連接強度。端蓋上有活塞桿導向孔（或裝導向套的孔）及防塵圈、密封圈槽，還有連接螺釘孔，受力情況比較復雜，設計的不好容易損壞。1.端蓋的設計計算端蓋厚 h 為： ][)-3p(1??cpdD?式中 D1——螺釘孔分布直徑，cm；P——液壓力， ；2kgf/m——密封環(huán)形端面平均直徑，cm；cpd——材料的許用應力， 。][?2f/c2.缸底的設計缸底分平底缸，橢圓缸底，半球形缸底。2.端蓋的結構端蓋在結構上除要解決與缸體的連接與密封外，還必須考慮活塞桿的導向，密封和防塵等問題 [6]。缸體端部的連接形式有以下幾種：A．焊接 特點是結構簡單，尺寸小，質(zhì)量小，使用廣泛。缸體焊接后可能變形，且內(nèi)缸不易加工。主要用于柱塞式液壓缸。B．螺紋連接（外螺紋、內(nèi)螺紋） 特點是徑向尺寸小，質(zhì)量較小，使用廣泛。缸體外徑需加工，且應與內(nèi)徑同軸；裝卸徐專用工具；安裝時應防止密封圈扭曲。C．法蘭連接 特點是結構較簡單，易加工、易裝卸，使用廣泛。徑向尺寸較大，質(zhì)量比螺紋連接的大。非焊接式法蘭的端部應燉粗。D．拉桿連接 特點是結構通用性好。缸體加工容易，裝卸方便，使用較廣。外形尺寸大，質(zhì)量大。用于載荷較大的雙作用缸。E．半球連接，它又分為外半環(huán)和內(nèi)半環(huán)兩種。外半環(huán)連接的特點是質(zhì)量比拉桿連接小，缸體外徑需加工。半環(huán)槽消弱了缸體，為此缸體壁厚應加厚。內(nèi)半環(huán)連接的特20點是結構緊湊，質(zhì)量小。安裝時端部進入缸體較深，密封圈有可能被進油口邊緣擦傷。F．鋼絲連接 特點是結構簡單，尺寸小，質(zhì)量小。3.5 缸體長度的確定液壓缸缸體內(nèi)部長度應等于活塞的行程與活塞的寬度之和。缸體外形長度還需要考慮到兩端端蓋的厚度 [1]。一般液壓缸缸體長度不應大于缸體內(nèi)經(jīng)的 20~30 倍。取系數(shù)為 5,則液壓缸缸體長度：L=5*10cm=50cm。3.6 緩沖裝置的設計液壓缸的活塞桿（或柱塞桿）具有一定的質(zhì)量，在液壓力的驅(qū)動下運動時具有很大的動量。在它們的行程終端，當桿頭進入液壓缸的端蓋和缸底部分時，會引起機械碰撞，產(chǎn)生很大的沖擊和噪聲。采用緩沖裝置，就是為了避免這種機械撞擊，但沖擊壓力仍然存在，大約是額定工作壓力的兩倍，這就必然會嚴重影響液壓缸和整個液壓缸的強度及正常工作。緩沖裝置可以防止和減少液壓缸活塞及活塞桿等運動部件在運動時對缸底或端蓋的沖擊，在它們的行程終端能實現(xiàn)速度的遞減，直至為零。當液壓缸中活塞活塞運動速度在 6m/min 以下時，一般不設緩沖裝置，而運動速度在 12m/min 以上時，不需設置緩沖裝置。在該組合機床液壓缸中，動力滑臺的最大速度為 4m/min,因此沒有必要設計緩沖裝置。3.7 排氣裝置如果排氣裝置設置不當或者沒有設置排氣裝置，壓力油進入液壓缸后，缸內(nèi)仍會存在空氣 [6]。由于空氣具有壓縮性和滯后擴張性,會造成液壓缸和整個液壓缸在工作中的顫振和爬行,影響液壓缸的正常工作。比如液壓導軌磨床在加工過程中，這不僅會影響被加工表面的光潔程度和精度，而且會損壞砂輪和磨頭等機構。為了避免這種現(xiàn)象的發(fā)生，除了防止空氣進入液壓缸外，還必須在液壓缸上設置排氣裝置。配氣裝置的位置要合理，由于空氣比壓力油輕，總是向上浮動，因此水平安裝的液壓缸，其位置應設在缸體兩腔端部的上方；垂直安裝的液壓缸，應設在端蓋的上方。一般有整體排氣塞和組合排氣塞兩種。整體排氣塞如圖 4-2（a）所示。表 4-5 排氣閥（塞）尺寸 [6]21閥座 閥桿 孔d c 12dD 1l23l1Ls4dl52L3d4M16 6 11 6 19.2 9 3 2 31 17 10 8.5 3 48 4~6 23M20x2 8 14 7 25.4 11 4 3 39 22 13 11 4 59 4~8 28圖 4-2 (a) 整體排氣孔 圖 4-2（b） 組合排氣孔圖 4-2（c） 整體排氣閥零件結構尺寸由于螺紋與缸筒或端面連接，靠頭部錐面起密封作用。排氣時，擰松螺紋，缸內(nèi)空氣從錐面空隙中擠出來并經(jīng)過斜孔排除缸外。這種排氣裝置簡單、方便，但螺紋與錐面密封處同軸度要求較高，否則擰緊排氣塞后不能密封，造成外泄漏。組合排氣塞如圖 4-2（b）所示，一般由絡螺塞和錐閥組成。螺塞擰松后，錐閥在壓力的推動下脫離密封面排出空氣。排氣裝置的零件圖及尺寸圖見 4-2（c）以及表 4-2（d） 。22圖 4-2（d） 組合排氣閥零件結構尺寸3.8 密封件的選用1.對密封件的要求液壓缸工作中要求達到零泄漏、摩擦小和耐磨損的要求。在設計時，正確地選擇密封件、導向套（支承環(huán)）和防塵圈的結構形式和材料是很重要的。從現(xiàn)在密封技術來分析，液壓缸的活塞和活塞桿及密封、導向套和防塵等應作為一個綜合的密封系統(tǒng)來考慮，具有可靠的密封系統(tǒng)，才能式液壓缸具有良好的工作狀態(tài)和理想的使用壽命。在液壓元件中，對液壓缸的密封要求是比較高的，特別是一些特殊材料液壓缸，如擺動液壓缸等。液壓缸中不僅有靜密封，更多的部位是動密封，而且工作壓力高，這就要求密封件的密封性能要好，耐磨損，對溫度適應范圍大，要求彈性好，永久變形小，有適當?shù)臋C械強度，摩擦阻力小，容易制造和裝卸，能隨壓力的升高而提高密封能力和利于自動補償磨損。密封件一般以斷面形狀分類。有 O 形、U 形、V 形、J 形、L 形和 Y 形等。除 O 形外，其他都屬于唇形密封件。2.O 形密封圈的選用液壓缸的靜密封部位主要是活塞內(nèi)孔與活塞桿、支承座外圓與缸筒內(nèi)孔、缸蓋與缸體端面等處 [6]。這些部位雖然是靜密封，但因工作由液壓力大，稍有意外，就會引起過量的內(nèi)漏和外漏。靜密封部位使用的密封件基本上都是 O 形密封圈。O 形密封圈雖小，確實一種精密的橡膠制品，在復雜使用條件下，具有較好的尺寸穩(wěn)定性和保持自身的性能。在設計23選用時，根據(jù)使用條件選擇適宜的材料和尺寸，并采取合理的安裝維護措施，才能達到較滿意的密封效果。安裝 O 形圈的溝槽有多種形式，如矩形、三角形、V 形、燕尾形、半圓形、斜底形等，可根據(jù)不同使用條件選擇，不能一概而論。使用最多的溝槽是矩形，其加工簡便，但容易引起密封圈咬邊、扭轉(zhuǎn)等現(xiàn)象。2.動密封部位密封圈的選用液壓缸動密封部位主要有活塞與缸筒內(nèi)孔的密封、活塞桿與支承座（導向套）的密封等。形密封圈是我國液壓缸行業(yè)使用極其廣泛的往復運動密封圈。它是一種軸、孔xY互不通用的密封圈。一般，使用壓力低于 16MPa 時，可不用擋圈而單獨使用。當超過16MPa 并用于活塞動密封裝置時，應使用擋圈，以防止間隙“擠出” 。3.9 防塵圈防塵圈設置與活塞桿或柱塞密封外側，用于防止外界塵埃、沙粒等異物侵入液壓缸，從而可以防止液壓油被污染導致元件磨損。1.防塵圈A 型防塵圈 是一種單唇無骨架橡膠密封圈，適于在 A 型密封結構形式內(nèi)安裝，起防塵作用。B 型防塵密封圈 是一種單唇帶骨架橡膠密封圈，適于在 B 型密封結構形式內(nèi)安裝，起防塵作用。C 型防塵圈 是一種雙唇密封橡膠圈，適于在 C 型結構形式內(nèi)安裝，起防塵和輔助密封的作用。2.防塵罩防塵罩采用橡膠或尼龍、帆布等材料制作。在高溫工作時，可用氯丁橡膠，可在130℃以下工作。如果溫度再高時，可用耐火石棉材料。當選用防塵伸縮套時，要注意在高頻率動作時的耐久性，同時注意在高速運動時伸縮套透氣孔是否能及時導入足夠的空氣。但是，安裝伸縮套給液壓缸的裝配調(diào)整會帶來一些困難。3.10 液壓缸的安裝連接結構液壓缸的安裝連接結構包括液壓缸的安裝結構、液壓缸近處有口的連接等。1.液24壓缸的安裝形式液壓缸的安裝形式很多，但大致可以分為以下兩類。1）軸線固定類 這類安裝形式的液壓缸在工作時，軸線位置固定不變。機床上的液壓缸絕大多數(shù)是采用這種安裝形式。A 通用拉桿式。在兩端缸蓋上鉆出通孔，用雙頭螺釘將缸和安裝座連接拉緊。一般短行程、壓力低的液壓缸。B 法蘭式。用液壓缸上的法蘭將其固定在機器上。C 支座式。將液壓缸頭尾兩端的凸緣與支座固定在一起。支座可置于液壓缸左右的徑向、切向，也可置于軸向底部的前后端。2）周線擺動類 液壓缸在往復運動時，由于機構的相互作用使其軸線產(chǎn)生擺動，達到調(diào)整位置和方向的要求。安裝這類液壓缸，安裝形式也只能采用使其能擺動的鉸接方式。工程機械、農(nóng)用機械、翻斗汽車和船舶甲板機械等所用的液壓缸多用這類安裝形式。A 耳軸式。將固定在液壓缸上的鉸軸安裝在機械的軸座內(nèi)，使液壓缸軸線能在某個平面內(nèi)自由擺動。B 耳環(huán)式。將液壓缸的耳環(huán)與機械上的耳環(huán)用銷軸連接在一起，使液壓缸能在某個平面內(nèi)自由擺動。耳環(huán)在液壓缸的尾部，可以是單耳環(huán)，也可以是雙耳環(huán)，還可以做成帶關節(jié)軸承的單耳環(huán)或雙耳環(huán)。C 球頭式。將液壓缸尾部的球頭與機械上的球座連接在一起，使液壓缸能在一定的空間錐角范圍內(nèi)任意擺動。2.液壓缸油口設計油口孔是壓力油進入液壓缸的直接通道，雖然只是一個孔，但不能輕視其作用 [6]。如果孔小了，不僅造成進油時流量供不應求，影響液壓缸的活塞運動速度，而且會造成回油時受阻，形成背壓，影響活塞的退回速度，減少液壓缸的負載能力。對液壓缸往復速度要求較嚴的設計，一定要計算孔徑的大小。液壓缸的進出油口，可以布置在缸筒和前后端蓋上。對于活塞桿固定的液壓缸，進出油口可以設在活塞桿端部。如果液壓缸無專用排氣裝置，進出油口應設在液壓缸的最高處，以便空氣能首先從液壓缸排出。液壓缸進出油口的鏈接形式有螺紋、方形法蘭和矩形法蘭等。25B. O 形密封圈的選用液壓缸的靜密封部位主要有活塞內(nèi)孔與活塞桿、支撐座外圓與缸筒內(nèi)孔、端蓋與缸體端面等處。靜密封部位使用的密封件基本上都是 O 形密封圈。C.動密封部位密封圈的選用由于 O 型密封圈用于往復運動存在起動阻力大的缺點，所以用于往復運動的密封件一般不用 O 形圈，而使用唇形密封圈或金屬密封圈。液壓缸動密封部位主要有活塞與缸筒內(nèi)孔的密封、活塞桿與支撐座（或?qū)蛱祝┑拿芊獾?。活塞環(huán)是具有彈性的金屬密封圈，摩擦阻力小，耐高溫，使用壽命長，但密封性能差，內(nèi)泄漏量大，而且工藝復雜，造價高。對內(nèi)泄漏量要求不嚴而要求耐高溫的液壓缸，使用這種密封圈較合適。V 形圈的密封效果一般，密封壓力通過壓圈可以調(diào)節(jié)，但摩擦阻力大，溫升嚴重。因其是成組使用，模具多，也不經(jīng)濟。對于運動速度不高、出力大的大直徑液壓缸，用這種密封圈較好。U 形圈雖是唇形密封圈，但安裝時需用支撐環(huán)壓住，否則就容易卷唇，而且只能在工作壓力低于 10MPa 時使用，對壓力高的液壓缸不適用。比較而言，能保證密封效果，摩擦阻力小，安裝方便，制造簡單經(jīng)濟的密封圈就屬Yx 型密封圈了。它屬于不等高雙唇自封壓緊式密封圈 ，分軸用和孔用兩種。綜上，所以本設計選用 Yx 型圈，聚氨酯和聚四氟乙烯密封材料組合使用，可以顯著提高密封性能：a.降低摩擦阻力，無爬行現(xiàn)象；b.具有良好的動態(tài)和靜態(tài)密封性，耐磨損，使用壽命長；c.安裝溝槽簡單，拆裝簡便。這種組合的特別之處就是允許活塞外園和缸筒內(nèi)壁有較大間隙，因為組合式密封的密封圈能防止擠入間隙內(nèi)，降低了活塞與缸筒的加工要求，密封方式圖如下：26圖 3-2 密封方式圖總 結在這不到一周的設計中，能學到的東西真的很有限，但是不能說一點收獲都沒有，我想我知道了一般機床液壓缸的設計框架而且我也掌握了設計一個液壓缸的步驟，我想本次課程設計是我們對所學知識運用的一次嘗試，是我們在液壓知識學習方面的一次有意義的實踐。在本次設計中，我獨立完成了自己的設計任務，通過這次設計，弄懂了一些以前書本中難以理解的內(nèi)容，加深了對以前所學知識的鞏固。在設計中，通過老師的指導，使自己在設計思想、設計方法和設計技能等方面都得到了一次良好的訓練。27致 謝這次課程設計可以圓滿的完成，離不開導師 XXX 的悉心指導。從課題的提出和論證到論文完成，X 導師淵博的學識、先進的學術思想、對待研究的嚴謹態(tài)度和無私的奉獻精神都是學生的楷模，使我受益匪淺，在論文完成之際，謹向尊敬的 X 導師致以崇高的敬意和由衷的感謝。在進行課程設計的過程中 ，我的感激之情無以言表，僅以此文獻給他們，感謝我的朋友們，大家這四年來無論深處何地，距離多遠，我始終感受的到與你們大家在一起；感謝我的老師，四年來對我的關心幫助讓我在學校的生活和學習中都能有親人般的感覺；感謝我的同學們，大家雖然來自不同的地方，但是大家始終相親相愛，團結一致。我很慶幸能有了你們大家陪我一路走過艱難的歷程?；厥状髮W四年，往事歷歷在目，心緒難以平復，如此多的關心和幫助讓我感到莫大的幸運，感覺充滿力量，無論是身邊的同學老師還是遠方的親人朋友們，他們的支持是我可以努力和堅持的最大動力，有了他們才真正讓我感受到這個世界是無與倫比的美麗，這些都將支持我走向新的崗位，為社會為他人貢獻我的綿薄之力。28參考文獻[1] 李碩衛(wèi),張國賢.現(xiàn)代液壓技術的發(fā)展現(xiàn)狀[J]. 機械工程師，2009(2):54～57[2] 郭麗穎.液壓自動換向回路及其應用[J]. 煤礦機械，2005(3):90～91[3] 董傳軍,楊延水,劉艷霞.一種液壓增壓缸的應用[J]. 制造技術與基礎，2009(7):108～109[4] 王建軍.一種液壓增壓缸的介紹[J]. 液壓與氣動，1992(4):36[5] 周曉君,袁輝.單井增注液壓增壓系統(tǒng)設計[J]. 液壓與氣動，2003(7):12～14[6] 隋文臣.自控式雙作用增壓器的研究[J]. 煤礦機械，2004(9):106～108[7] 許福玲,陳堯明.液壓與氣壓傳動（第 3 版）[M].北京：機械工業(yè)出版社，2007.143～144[8] 李振軍，劉建英.液壓傳動與控制.北京：機械工業(yè)出版社，2009.101[9]Y.He,P.5.K.Chua,G.H.Lim.Fault Diagnosisof Loaded Water hydraulie Aetuators by Online Testing with LABVIEW[J]. Journal of Testing and Evaluation,2003,31(5):378～387[10]Bill Savela.Digital Control Aids hydraulie-Press Produetivity[J]. Metal Forming,2005,39(2):20～22[11]K.Heister，P.J.Kleingeld，U.5.Keijzer.A new laboratory set-up for measurements of electrical，hydraulic and osmotic fluxes in clays.Engineering Geology，2005，77（3/4）：295～303