HSG拉杆式液压缸结构的设计(附CAD图纸)doc

  需全套CAD图纸 联系各专业都有 摘 要 本设计对液压系统结构中的液压缸进行了详细的设计，首先确定了液压元件的执行方式和各个结构功能参数，然后针对这种液压缸的功能、机构特征，初步确定液压缸的系统原理图 ，接着对液压系统的各个元件进行详细的标准件计算、选择，最后将整个液压系统中各个元件优化组合并进行各项校核。 本设计共六章，第一章为液压传动概述，简单的介绍了液压缸的概述，应用领域、传动原理、主要组成、表达符号、现状及展望等，对其液压系统有一个简单的认识。第二章为液压缸的计算依据，对液压缸的各种液压件的主要参数及常用计算公式进行了比较详尽的计算。第三章为液压缸的典型结构，对各种液压缸的典型结构可以进行了比较详尽的介绍。第四章为液压缸主要零部件设计，本章为本设计的重要章节，对液压缸主要零部件进行了详细的计算，校核。第五章为液压缸典型产品的介绍，本章为介绍章节，简单的介绍了各种液压缸在实际生活中的应用。第六章为设计主要尺寸图纸，对本设计展示的图纸加以介绍。 本设计注重“少而精”的原则，突出重点；以应用为导向，重视理论与实践相结合；适当反映出国内外液压系统的科技成果和发展的新趋势。 关键词 液压缸； 活塞； 缓冲； 连接方式 Abstract It is about a detailed design of the hydraulic cylinder in the hydraulic pressure system structure. Firstly, confirm the method how the hydraulic component implement and the functional parameter of every structure. And then, in relation to the function and mechanism feature of this kind of hydraulic cylinder, make a preliminary illustrative diagram. Following is to make a detailed standard parts calculation and selection about all components in the hydraulic pressure system. At last, implement the optimization grouping and all kinds of checking towards each component in the hydraulic pressure system. This design consists of six chapters. The first is the summarization of the hydraulic transmission, simply introducing the summarization of the hydraulic cylinder and the application fields, principle of transmission, main component, symbolic instruction, current situation and expectation and so on, then, we can have a simple recognition of the hydraulic pressure system; the second is the determination of the calculation basis of the hydraulic cylinder, implementing comparatively detailed calculation about main parameter and computational formula of each hydraulic part in the hydraulic cylinder; the third is the typical structure of the hydraulic cylinder, making a comparatively detailed introduction of the typical structure of the hydraulic cylinder; the forth is the major design of the hydraulic cylinder, and this chapter is the primary one of this design, implementing detailed calculation and checking of main spare parts in the hydraulic cylinder; the fifth is the introduction of typical products about the hydraulic cylinder, and this chapter is mainly about introduction, simply introducing the actual applications of various hydraulic cylinder in the life; the last is the drawing about the major dimension of this design, introducing the drawing that this design displays. This design focus on the principle“ short and sweet”, and gives prominence to emphasis; Make the application as the guide, and pay attention to the combine of concept and practice; Reflect the scientific fruit and improvement trend of hydraulic pressure system between home and abroad. Keywords; hydraulic cylinder； piston； buffering; contact...by目 录 摘 要 I Abstract II 第1章引言 1 第2章 液压缸的概述 2 1.1液压缸的分类 2 1.2 主要参数及常用计算公式 4 1.2.1压力 4 1.2.2主要尺寸及面积比 4 1.2.3液压缸活塞的理论推理和拉力 5 1.2.4效率 7 1.2.5液压缸负载率 8 1.2.6活塞瞬间线.2.9活塞加（减）速时间（） 11 1.2.10活塞加（减）速行程（） 11 1.2.11液压缸流量 11 1.2.12液压缸功率P 11 第3章液压缸的典型结构 11 3.1端盖与缸筒连接方式 11 3.1.1拉杆型液压缸 11 3.1.2螺纹盖型液压缸 11 3.1.3法兰型液压缸。 11 3.2专用液压缸典型结构 11 3.2.1特殊结构液压缸 11 3.2.2电液伺服液压缸 11 3.2.3特殊工质液压缸 11 3.2.4组合液压缸 11 3.2.5多级液压缸 11 第4章 液压缸主要零部件设计 11 4.1缸筒的设计计算 11 4.1.1主要技术方面的要求 11 4.1.2缸筒结构 11 4.1.3缸筒计算 11 4.1.4缸筒厚度计算： 11 4.1.5缸筒厚度验算 11 4.1.6缸筒底部厚度计算 11 4.1.7缸筒螺纹连接部分强度计算 11 4.1.8缸筒材料 11 4.2活塞件的设计计算 11 4.2.1活塞结构型式 11 3.2.2密封件沟槽尺寸，公差及粗糙度 11 4.2.3材料 11 4.2.4活塞尺寸及公差 11 4.3.1结构 11 4.3.2活塞杆直径计算 11 4.4导向环的设计计算 11 4.4.1导向环主要优点 11 4.4.2导向环的型式 11 4.4.3导向环的尺寸不同。 11 4.5活塞杆导向套 11 4.5.1结构式 11 4.5.2材料 11 4.5.3尺寸配置 11 4.5.4加工要求 11 4.6中隔圈的设计计算（限位圈） 11 4.6.1结构（图12） 11 4.6.2中隔圈长度的确定方法 11 4.7缓冲机构设计计算 11 4.7.1一般技术方面的要求 11 4.7.2结构型式 11 4.7.3缓冲计算 11 4.7.4调整缓冲机构尺寸 11 4.8液压缸辅件说明 11 4.8.1耳环 11 当耳环不带球铰时，R=1.4d 11 4.8.2耳环轴套 11 4.8.3耳环支座国际标准安装尺寸 11 4.8.4耳轴支座国际标准安装尺寸 11 4.8.5防护套 11 第5章 结论 11 参 考 文 献 11 致 谢 11 20世纪70年代后期，德、美等国相继研制成功负载敏感泵及低功率电磁铁等。最近美国威克斯公司又研制成功用于功率匹配系统的CMX阀。 20世纪80年代以来，逐步完善和普及的计算机控制技术和集成传感技术为液压技术与电子技术相结合创造了条件。随微电子、计算机技术的发展，出现了各种数字阀和数字泵，并出现了把单片机直接装在液压组件上的具有位置或力反馈的闭环控制液压元件及装置。 由于有限元法在液压元件设计中的应用，可靠性实验、研究工作的广泛开展以及新材料、新工艺的发展等，使液压元件的寿命得到提高。由于对飞机、船舶、冶金等一些重要液压系统采用多裕度设计，并在系统中设置旁路净化回路及具有初级智能的自动故障检验测试仪表等，加强了油液的污染度控制。上述领域内的一些重要成果，使液压系统的可靠性逐年提高。 把叠加阀、集成块、插装阀以及各种控制阀集成于液压泵及液压执行元件上形成组合元件，有些还把单片机等集成在其控制机构上，达到了集机、电、液于一体的高度集成化。 高压、高转速、低噪声组件的研究，高效滤材的研究，环保型工作介质及其相应高压液压组件的研究等也是有必要注意一下的动向。 合理、正确的设计液压油缸是设计和制造液压设备的基础和保证，同时，也是很好的对整个学习期间专业相关知识的总结，提高对专业相关知识的综合利用能力为在实际的工作岗位上打下坚实的专业基础。 第2章 液压缸的概述 液压缸是将液压能转化成直线运动机械能的执行元件 1.1液压缸的分类 液压缸主要分单作用液压缸，双作用液压缸，缓冲式液压缸，多级液压缸，组合液压缸等，具体分类如表1 双 作 用 液 压 缸 双作用无缓冲式液压缸 活塞作双向运动，并产生推，拉力。活塞在行程终了时不减速 不可调单向缓冲式液压缸 活塞作双向运动，并产生推，拉力。活塞在一侧形成终了时减速制动，其减速值不可调。另一侧行程终了时不减速 不可调双向缓冲式液压缸 活塞作双向运动，并产生推，拉力，活塞在双侧行程终了时均减速制动，其减速值不可调 可调单向缓冲式液压缸 活塞作双向运动，并产生推，拉力。活塞在一侧形成终了时减速制动，其减速值可调。另一侧行程终了时不减速 可调双向缓冲式液压缸 活塞作双向运动，并产生推，拉力，活塞在双侧行程终了时均减速制动，其减速值可调 双活塞杆液压缸 活塞两端杆径相同，活塞作正，反运动时，其运动速度和推（拉）力均相等 双作用伸缩液压缸（双作用多级液压缸） 有多个双向依次运动的活塞，各活塞逐次运动时，其运动速度和推，拉力均是变化的 组 合 液 压 缸 串联式液压缸 由二个以上的活塞串联在同一轴线上的组合缸 在活塞直径受到限制，而长度不受限制时，用以获得较大的推。拉力 多工位式液压缸 同一缸筒内有多个分隔，分别进排油每个活塞有单独的活塞杆，能作多工位移动 双向式液压缸 两活塞同时向相反方向运动，其运动速度和力相等 以上列出的是常见的液压缸分类，未包括一些结构或用途特殊的液压缸。 表1-1 1.2 主要参数及常用计算公式 1.2.1压力 1.额定压力Pn，也称公称压力，是液压缸能用以长期工作的压力。国家标准GB2346-80规定了液压缸的公称压力系列如表2 表2 液压缸公称压力（MPa） 2.最高允许压力Pmax，也是动态试验压力，是液压缸在瞬间所能承受的极限压力。各国规范通常规定为： Pmax1.5Pn（MPn） （1.1.1） 3耐压试验压力Pt，是液压缸在检查质量时需承受的压力试验，在此压力下不出现变形或破裂。各国规范多数规定为： Pt=1.5Pn（MPn） （1.1.2） 4军品规范为： Pt=(2-2.5)Pn(MPa) （1.1.3） 1.2.2主要尺寸及面积比 1缸内径D 国家标准GB2348-80（等效于ISO3320）规定了液压缸内径系列如表3 表3缸内径D（mm） 2活塞杆内径d 国家标准GB2349-80规定了活塞杆直径的基本系列（见表4） 表4活塞杆直径d（mm） 3活塞行程S 国家标准GB2349-80规定了活塞行程S的基本系列（见表5） 表5活塞杆行程S 4面积比（即速度比） (1.1.4) =/4 =/4() 式中 ——活塞无杆侧有效面积（） ——活塞有杆侧有效面积（） ——活塞杆伸出速度（） ——活塞杆退出速度（） D——活塞直径（） d——活塞杆直径（） 值系列案ISO7181规定，如表6 1.2.3液压缸活塞的理论推理和拉力 以双作用单活塞液压缸为例，液压油作用在活塞上： （1.1.5） 当活塞杆退回时的理论拉力 （1.1.6） 表6面积比 当活塞杆差动前进时（即活塞的两侧同时进压力相同的液压油）的理论推力 （1.1.7） 以上三式中 D——活塞直径（即液压缸内径）（m） D——活塞杆直径（m） Pi——供油压力（） 1.2.4效率 1 机械效率，由各运动件摩擦损失所造成。在额定压力下，通常可取. 2容积效率，由各密封件泄露所造成，通常容积效率为： 图1 液压缸活塞受力示意图 装弹性体密封圈时：1 装活塞环时： 0.98 3作用力效率：由排出口背压所产生的反向作用力而造成。 活塞外推时： （1.1.8） 活塞向内拉时： （1.1.9） 式中 ——当活塞外推时，为进油压力；当活塞向内拉时,为排油压力（MPa）； ——当活塞杆外推时，为排油压力；当活塞环内拉时，为进油压力（MPa）； ——同前。 当排油直接回油箱时： 1. 4总效率 = 1.2.5液压缸负载率 为实际使用推力（或拉力）与理论额定推力（或拉力）的比值 =实际使用推力（或拉力）/理论额定推力（或拉力） 这值是用以衡量液压缸在工作时的负载，一般会用0.5～0.45～ 1 活塞瞬间线速度 = （m/s） (1.1.12) 式中----液压缸瞬时体积流量（） A-----活塞的有效作用面积 当 =常数时，v=常数。但实际上，活塞在行程两端各有一个加速阶段或一个减速阶段，见图2 图2 活塞线活塞最高时线速度 当流量保持不变时，活塞在行程的中间大部分保持恒速，在活塞杆外推时，活塞的最高线） 式中 ——杆外推时的体积流量 活塞杆内拉时 （1.1.14） 式中 ——杆内拉时的体积流量 3活塞平均线） 式中 S——活塞行程（m） T——活塞在单一方向的全行程时间（s） 活塞最高线速度与平均线速度可按下式计算 = （） （1.1.16） 式中 ——活塞线速度系数 活塞最高线速度 受活塞和活塞杆密封圈以及行程末端缓冲机构所能承受的动能所限制。 过低的最大线速度会造成爬行，不利于正常工作，故应大于0.1～ 1.2.7活塞作用力F 液压缸在工作适，活塞的作用力F，必须克服各项阻力，F的大小为； F （N） （1.1.17） 式中 ——外负载阻力（包括外摩擦阻力在内） （Ｎ） ——回油阻力（N），当油流会邮箱时，可以近似取=0，如果回油存在背压，则当杆外推时，可按式（1.1.6），计算当杆内拉时，可按式（1.1.5）计算；当活塞差动前进时，在推力中已考虑了在内，故此不必计算。 ——密封圈摩擦阻力 （N）； ——活塞在启动、制动或换向时的惯性力（N） 在加速时，取+，在减速时，取－，在恒速时，取=0. 密封圈摩擦阻力为活塞密封和活塞杆密封摩擦阻力之和，即 （N） （1.1.18） 式中 ——密封圈摩擦系数，按不同润滑条件，可以取～——密封圈两侧压力差 （Mpa）; ——分别为活塞及活塞杆密封圈宽度 (m); ——分别为活塞和活塞杆密封圈摩擦修正系数， “O”型密封圈；0.15 压紧型密封圈；0.2 唇型密封圈；0.25 1.2.8活塞加速度a 活塞加速度或减速度a为 （1.1.19） 式中 m——为活塞及负载重量（kg） ——为活塞及负载惯性力（N） 活塞加速度a的符号为“+”，减速度为“-”。 1.2.9活塞加（减）速时间（） 如图2作为活塞简化运动规律，则活塞的加速度和减速度时间分别为 （s） （1.1.20） （s） （1.1.21） 1.2.10活塞加（减）速行程（） 如仍以图2作为活塞简化运动规律，活塞的加速及减速行程分别为 （m） (1.1.22) (m) （1.1.23） 装有缓冲装置的液压缸的活塞加速或减速行程与缓冲装置节流行程有关（见1.1.23） 1.2.11液压缸流量 当活塞杆外推时； (1.1.24) 当活塞杆内拉时 （1.1.25） 对于弹性物密封圈； 对于金属活塞坏； 1.2.12液压缸功率P 当活塞杆外推时； （w） （1.1.26） 当活塞杆内拉时； （w） (1.1.27) 以上各式中凡未加说明的代号，其意义和单位均与前相同。 第3章液压缸的典型结构 通用液压缸用途较广，适用用与机床，车辆，重型机械，自动控制等用途。已有国家标准和国际标准规定其安装尺寸。此类液压缸的结构可从端盖与缸筒的连接方式和安装方法叙述。 3.1端盖与缸筒连接方式 3.1.1拉杆型液压缸 两端盖和缸筒用多根长拉杆来连接，通常两端盖均为正方形或长方形，用四根拉杆拉紧（图3） 1—活塞杆；2—导向套；3—法兰；—4前端盖；5—缸筒；6—拉杆；7—导向环（支承环）；8—活塞密封件；9—后端盖；10—活塞；11—缓冲套筒；12—活塞杆密封件；13—防尘圈 图3拉杆式液压缸 3.1.2螺纹盖型液压缸 活塞杆侧的前端盖制有螺纹以旋入相应的缸筒螺纹内，后端盖则多数是焊接在缸桶后端 这类液压缸暴露在外面的零件较少，外表光洁，外观尺寸较小，能承受一定的冲击负载和严酷的外界环境条件。但由于前端盖螺纹强度和预紧端盖的操作的限制，因此不能用与过大的缸内直径和太高的额定工作所承受的压力，通常用与内径d 这类液压缸多用与车辆，船舶，矿业等室外作业机械上。 3.1.3法兰型液压缸。 两端盖均有法兰，用多个螺钉分别与钢筒相应的法兰连接 第二节安装方法 国际标准ISO6099—1985初步规定了51种安装方法，分为七类，并用字母和数字表示。字母为M，表示安装方法，后面为字母和数字。字母的定义如下： M——安装 R——螺栓端 D——双活塞杆 S——第脚 E——前端或后端 T——耳轴 F——法兰（可拆的） X——双头螺栓或拉杆 P——圆柱销 实用上多限于6-12种，如目前采用较广泛的三项国际标准分别规定7-12种安装方法（见表7） 国际标准 液压缸类型 工作所承受的压力 安装方法代号 安装方法数目 ISO6020/1 单活塞杆——中型系列 16 MF1。MF2，MF3，MF4，MP3，MP4，MP5，MP6，MT1，MT2，MT3 11 ISO6020/2 单活塞杆——小型系列 16 ME5，ME6，MP1，MP3，MP5，MS2，MT1，MT2，MT4，MX1，MX2，MX3 12 ISO6022 单活塞杆 25 MF3，MF4，MP3，MP4，MP5，MP6，MT4 7 表7中各种规定了7-12种安装方法代号所代表的意义如下： 端盖类：ME5——前端矩形端盖安装 ME6——后端矩形端盖安装 法兰类：MF1——前端矩形法兰安装 MF2——后端矩形法兰安装 MF3——前端圆形法兰安装 MF4——后端圆形法兰安装 耳环类：MP1——后端固定式双耳环安装 MP3——后端固定式单耳环安装 MP4——后端可拆式单耳环安装 MP5——后端固定式球铰耳环安装 MP3——后端可拆式球铰耳环安装 底座类：MS2——侧底座安装 耳轴类：MT1——前端整体式耳轴安装 MT2——后端整体式耳轴安装 MT3——中间固定或可移式耳轴安装 MT4——中间固定或可拆式耳轴安装 螺栓螺孔类： MX1——两端四双头螺栓式安装 MX2——后端四双头螺栓式安装 MX3——前端四双头螺栓式安装 上表中各种安装方法的安装尺寸，在设计标准液压缸时，可查阅表中有关标准。 3.2专用液压缸典型结构 专用液压缸指专门为某一用途而设计的液压缸，以满足该用途的特别的条件，为此在结构，材料，精度，组合型式方面均较为特殊。这些液压缸中有些已形成系列并投入批产。 3.2.1特殊结构液压缸 （1）重型液压缸 重型机械如轧钢机，冶炼电炉等用的液压必须在高温，多尘，蒸汽等恶劣环境下工作，须连续作业，并承受猛烈的冲击负载。 （2）控速液压缸 为适应活塞高速下工作，并能在行程末端进入缓冲区时避免压力冲击，须在加速和减速阶段控制活塞的速度和加，减速度，达到无级缓冲的效果。 （3）自锁液压缸 这类液压缸装有自锁机构，可按要求将活塞杆锁定在要求的位置上。 自锁机构分两种： 液压锁 优点：无级锁定，锁定位置可任意调定，锁定可靠，不会移位，可以遥控，只要操纵压力油压流向，即可锁定或松锁 机械锁 机械锁多用在行程方向上的锁定，包括液压缸自带机械锁和液压缸外部对活塞杆的机械锁。液压缸自带机械锁又可分为活塞机械锁和活塞杆机械锁，也可分为无级机械锁和端位机械锁。 （4）钢索液压缸 为节省液压缸的轴向空间，实现特长行程之用，所带动的负载是较轻的。这种缸也称无杆液压缸 结构特点：液压缸的两端盖外各装有一个钢索滑轮。活塞没有活塞杆，活塞的两侧面分别与钢索的一端相联。活塞移动时带动钢索作同方向挪动。 （5）浸水液压缸 用于浸在水中作业。液压缸不仅要防止工作油液泄露带外部，还要防止外部的水渗漏到缸内。 结构特点：除活塞杆的密封件外，另外还装有外向密封圈，在外面再加一防尘圈。内和外向密封圈之间有一个低压腔，用于回油管把低压腔与油箱连接，以防止油液向外泄露。外露零件用不锈钢制成。 （6）开关式限位液压缸 为限制行程末端位置，当活塞杆到达调定的极限位置时，由杆带动的滑块触动行程开并发出电信号，控制液压系统方向阀的电磁铁，使活塞停下来作反向运动 （7）位置传感液压缸 此种液压缸能传感活塞在行程中的任一位置，并发出相应的电信号。 结构特点：这种液压缸一般是差动式，活塞杆直径较大，内钻长孔，使位置传感器的探测杆能深入，目前采用的位移传感器多属非接触式 3.2.2电液伺服液压缸 为达到较高控制精度，缩短连接油管道长度以达到较的频率响应，在液压缸中集成了控制压力油的压力或流量的电液伺或比例阀和负载反馈传感器此种液压缸用于伺服控制操作系统，根据控制信号的类型，其结构型式可分为下列两类 模拟式电液伺服液压缸 负载反馈传感器是一个表示负载移动量的位移传感器，装在后端盖外，其探测杆伸入活塞杆中心孔内。 技术方面的要求：低摩擦，无爬行，有较高的频率响应，低内外泄露。 通常对其摩擦副作特殊处理： 缸筒：内摩擦面镀硬铬后抛光 活塞密封：用玻璃微珠填充的聚四氟乙烯制的O形或唇形密封圈，也有外圆带很小圆锥度的活塞静动压密封 活塞杆密封：用丁腈橡胶制预加压唇形密封圈，也有内圆带很小圆锥度的导向套静动压密封 活塞杆导向套：用高耐磨和高硬度的QT铸铁 防尘圈：用双金属型，并预先磨成刃口形 油管：伺服阀与液压缸之间的油管用过度块内直接钻孔的通道和预装的厚壁刚性短管。 电液伺服液压缸用途较广：飞机的起落架，薄钢板轧机，材料疲劳实验机，模拟实验机，机械手等，作为力或位置速度伺服之用 数字式电液伺服液压缸 这种液压缸也称脉冲液压缸，能直接接收数字信号以转换为精确的线性机械运动。 优点： 频率响应高，起动频率高； 单位功率的成本低，容易达到很大输出力； 传动环节少，无游隙，精度高； 只需要小功率的脉冲电源， 动态流量计量液压缸 作为液压元件或系统实验时测量动态流量之用 这种液压岗的技术方面的要求是：能迅速对流量的变化作出反应，因此对内漏不必作过分严格的的控制而运动件的摩擦力应极小，无爬行，频响高，惯量极小。 这类液压缸的动态流量测量精度可达0.5%，频率响应达1000Hz 3.2.3特殊工质液压缸 高水基液压缸 这类缸用高水基液作为工作介质。高水基液在节流处易产生气蚀，其粘度很低以致泄露率比石油激液高5倍以上，液膜承载能力也很低，因而造成摩擦副剧烈磨损。因此这种液压缸的工作最高压力目前只限于7MPa。 水质液压缸 采用水作为介质。工作情况比高水基更恶劣，因此工作最高压力多限在3.5MPa以内。 3.2.4组合液压缸 由液压缸，电动机，液压泵，油箱，滤油器，蓄能器，控制液压阀组合的总成。 这类液压缸有较多优点：集成程度高，体积小，可以在车间全部装配好和调试好，不必在现场进行，来保证安装和调试质量，避免污染。同时省出常规液压系统的管系，能减少泄露和管道的压力损耗，提高响应频率，节省能源，使维修和保养工作作减到最少。 3.2.5多级液压缸 多级液压缸是用多个相套的不同直径的套筒作为活塞，最小一级的套筒则封底。 优点： 套筒全部内缩时，长度较小，当各级套筒全部外伸时，工作行程为单级行程乘级数的积，因此能节省较多地位。 缺点： 套筒由于空间布置关系而不能过大的壁厚，故工作所承受的压力一般不超过10MPa，行程短而级数少的缸则可用到25MPa的工作所承受的压力 举升多级液压缸 在供油时各级套筒外伸，不供油时，在负载或重力作用下，各级套筒内缩，因此可用但作用缸，也有最小一级用双作用以加速内缩速度。对这类缸，通常要求能提供恒定的举升功率，在全行程中均匀举升，在供油软管爆裂时各套筒的内缩速度不至于过大等。 起重机伸缩臂多级液压缸 起重机伸缩臂多级液压缸 起重机伸缩臂的多级液压缸工作方式要求在外伸和内缩时都能带动负载。此外，其行程特别长，故钢筒和套筒都应有足够的刚性，防止中间弯曲。 第4章 液压缸主要零部件设计 4.1缸筒的设计计算 4.1.1主要技术方面的要求 1）有足够的强度，能长期承受最高工作所承受的压力及短期动态实验压力而不致产生永久性变形； 2）有足够的刚度，能承受活塞侧向力和安装的反作用力而不致于产生弯曲 3）内表面与活塞密封件及导向环的摩擦力作用下，能长期工作而磨损少，有高的几何精度，足以保证活塞密封件的密封行； 4）有几种结构的缸筒还要求有良好的可焊性，以便在焊上法兰或管接头后不致于产生裂纹或过大的变形。 4.1.2缸筒结构 常用的缸筒结构有八类，表8列举21种采用较多的结构。通常根据缸筒与端盖的连续型式选用其结构，而连接型式又取决于额定工作所承受的压力，用途，使用环境等因素。 表8 常用的缸筒与缸盖的连接型式 4.1.3缸筒计算 缸筒内径计算 a当液压缸的理论作用力F及供油压力为以知时，则缸筒内径D按下式计算（无活塞杆测） 无活塞杆侧： (3.1.1) 有活塞杆侧： (3.1.2) 式中 d——活塞杆直径（m）； ——供油压力（MPa）； ，——分别为液压缸的理论推力和拉力（N） 液压缸的理论作用力F，按下式确定： （N） (3.1.3) 式中 ——活塞杆上的实际作用力（N）； ——负载率，一般取=0.5～——液压缸的总效率 b当活塞差动前进的理论推力： = (3.1.4) 我们大家都知道液压系统的最大推力为14650N，=5MPa，液压缸的无腔工作面积为有腔工作面积的两倍，即活塞杆直径d与缸筒直径D的关系为d=0.707D，背压=2.8MPa。 = = 得 =0.0451 D==0.2407m (3.1.5) 按GB/T2348—1980将直径圆整成标准值是得： D=0.24m=240mm 4.1.4缸筒厚度计算： 缸筒厚度为： =++ (3.1.6) 式中 ——为缸筒材料强度要求的最小值（m）； ——为缸筒外径公差余量（m） ——腐蚀余量（m） 式中 D——缸筒内径（m）： ——缸筒内最高工作所承受的压力（MPa）； ——缸筒材料的许用应力（MPa）； ——缸筒材料的抗拉强度（MPa）； n——安全系数，通常n=5 我们取=0.0384，这时候/D=0.16在0.08～（m） (3.1.7) 其中p1.5MPa，我们选用45号钢，它的许用应力=/n=600/2=300N/ =0.00174（m） 式中 D——缸筒内径（m） ——缸筒内最高工作所承受的压力 4.1.5缸筒厚度验算 对最终采用的缸筒厚度应作四方面的验算： 额定工作所承受的压力应低于一定极限值，以保证安全，我们已知道D=0.24m。所以查表可知道=0.299m额定工作所承受的压力应低于一个极限值以保证工作安全： =42.32MPa (3.1.8) 式中 ——缸筒材料屈服强度（MPa） 因为=5小于 =43.32所以缸筒厚度符合标准要求。 4.1.6缸筒底部厚度计算 缸筒底部为平面时，其厚度可根据四周嵌住的圆盘强度公式进行近似的计算： =0.4330=（m） (3.1.9) 式中 ——缸底厚（m）； D——缸筒内径（m）； P——筒内最大工作所承受的压力（MPa）； ——筒底材料许用应力（MPa）， 图4 缸筒平面底部 4.1.7缸筒螺纹连接部分强度计算 缸筒与端部用螺纹连接时，缸筒螺纹处的强度计算如下： 螺纹处的拉应力 ==0.291（MPa(3.1.10) 螺纹处的剪应力 （MPa） =（MPa） (3.1.11) 合成应力 （MPa） 1.42 (3.1.12) 许用应力 （MPa） (3.1.13) 式中 —— 缸筒端部承受的最大推力（N）； ——缸筒内径（m）； ——螺纹外径（m）； ——螺纹底径（m）； ——拧紧螺纹的系数。不变载荷取K=1.25～——螺纹连接的摩擦系数 ——缸筒材料的屈服极限（MPa）； ——安全系数，取1.2～按下式初步决定： d=D （m） (3.1.14) 式中D——缸筒内径（m），可按式3.1.14初步确定 ——速度比 如果没有速度比，可按照下式初步选取d的值： d=（～D=80mm=0.08m 计算活塞杆的强度和弯曲稳定性契合设计要求后，圆整到标准数值（表4） A活塞杆强度计算 通常以液压缸前后铰接作为基本基本情况考虑，并令=活塞杆全部伸出时，活塞杆顶端连接点与液压缸支承点之间的距离。当10d时，液压缸属短行程型，主要须验算活塞杆压缩或拉伸强度： D=0.082==0.0097 （m） (3.1.15) 所以活塞杆直径取0.08合理 式中 F——液压缸的最大推力（N）； ——材料的屈服极限（MPa）； ——屈服安全系数，一般=2～=（） /（ MPa） (3.1.16) 式中 ——活塞杆断面积（） W ——活塞断面模数（） M ——活塞所承受的弯曲力矩（Nm） b．活塞杆弯曲稳定性验算 当液压缸支承长度（10～完全在轴线上 主要按下式验证 (3.1.17) 式中 ——活塞杆弯曲失稳临界压缩力（N）； ——安全系数，通常取3.5～ (3.1.18) 式中 ——液压缸安装及导向系数， ——实际弹性模数， =（MP a） (3.1.19) a——材料组织缺陷系数，钢材一般取 b——活塞杆截面不均匀系数，一般取 E——材料的弹性模数， 钢材：E=210MPa ——活塞杆横截面惯性矩（） 圆截面： (3.1.20) 若受力偏心时 当推力与支承的反作用力不完全处在轴线上时，可用下式： （N） (3.1.21) 式中 ——活塞杆截面面积（）； ——受力偏心量（m）； ——活塞杆材料屈服极限（MPa）； c）实用验算法 活塞杆弯曲计算长度为： (3.1.22) 式中 ——液压缸安装及导向系数 ——行程（m）。 若以知作用力和活塞杆直径，可得 ，为弯曲临界长度。若，则活塞杆弯曲稳定性性良好。 （3）材料 液压缸用的是活塞杆材料通常要求淬火深度一般为0.5～～。防腐要求特别高的则要求先镀一层软铬，后镀硬铬，镀后抛光。 用于低负载和良好环境条件的液压缸，活塞杆可不作表面处理。 （5）加工要求 活塞杆外径公差～。 表面粗糙度：一般为～～斜开口。（图9） 嵌入型导向环(支承环) 1—活塞;2—导向环(支承环) 图9嵌入型导向环 浮动型导向环：用高强度塑料制的带，装在活塞外圆的矩形截面沟槽内，侧向保持有间隙，导向环可在沟槽内移动，并有一个斜开口。也可在沟槽底用粘合剂固定导向环。（图10） 浮动型导向环(支承环) 1—活塞;2—导向环(支承环) 图10浮动型导向环 4.4.3导向环的尺寸不同。 浮动型导向环是用制造厂提供的带状半成品截制的。各厂均有为不同活塞或活塞杆直径匹配的厚度和宽度不同的带坯。 4.5活塞杆导向套 活塞杆导向套装在液压缸有杆侧端盖内，用以对活塞杆进行导向的，内装有密封装置以保证缸筒有杆侧腔的密封性，外侧装有防尘圈以防止活塞杆在内缩时把杂质，灰尘及水份带到密封装置区，以致损坏密封装置。当导向套不是用耐磨材料制造成时，其内圆还可装导向环，用以对活塞杆导向。（图11） 1—导向环;2—组合式密封圈;3—双唇防尘圈 图11活塞杆导向，密封和防尘 4.5.1结构式 端盖式和插件式两类。目前采用较多的插件式导向套是用耐磨材料制造成的，也有用钢制并内装装耐磨套或导向环。其优点是装拆方便，拆卸时不用拆端盖。端盖式导向套是用端盖直接导向的。 4.5.2材料 直接导向型的导向套用：灰铸铁，球墨铸铁，氧化铸铁，二乙醇树酯，聚四氟乙烯，夹布酚醛树酯等。 4.5.3尺寸配置 导向套的主要尺寸是支承长度，通常按活塞杆直径，导向套的型式，导向套材料的承压能力，可能遇到的最大侧向负载等因素考虑。通常可采用两段导向段，每段宽度一般约为d/3，2段中线 导向套的受力情况，应根据液压缸的安装方法，结构，有无负载导向装置，以及负载的作用情况等的不同而作具体分析。 4.5.4加工要求 导向环的沟槽尺寸，公差，粗糙度按导向环带材供应厂要求。 4.6中隔圈的设计计算（限位圈） 在长行程液压缸内，由于安装方法及负载的导向条件，可能使活塞杆导向套受到过大的侧向力而导致严重磨损，因此在长行程液压缸内须在活塞与有杆侧端盖之间安装一个中隔圈，使活塞杆在全部外伸时仍能有足够的支承长度。 4.6.1结构（图12） 1）a型用于无缓冲液压缸； 2）b型用于有缓冲液压缸； 3）c型用于特长行程液压缸。 1—中隔圈(限位圈);2—第二活塞 图12中隔圈的结构型式 4.6.2中隔圈长度的确定方法 各生产厂按各自生产的液压缸结构，间隙等因素和实验结果来确定中隔圈长度 4.7缓冲机构设计计算 液压缸的行程末端缓冲机构可使带动负载的活塞部件在到达行程末端时减速到零，目的是消除因活塞部件的惯性力和液压力所造成的活塞与端盖之间的机械撞击，同时也为了减小活塞在改变运动方向时液体发出的噪声。 缓冲机构的工作原理是使缸筒低压腔内油液通过节流器把动能转换为热能，热能则由循环的油液带出到液压缸外。 4.7.1一般技术方面的要求 a）缓冲机构应能以较短的缓冲行程吸收最大的动能。 b）缓冲过程中尽可能的避免出现压力脉冲及过高的缓冲腔压力峰值，使压力的变化为渐变过程。 c）缓冲腔内的峰值压力应为 d）动能转变为热能使油液温度上升时，油液的最高温度不应超过密封件的允许极限。 4.7.2结构型式 1）缓冲腔型式 油液从缸筒侧流出，端盖内有缓冲腔，当缓冲柱塞伸入该腔时，油液通过缓冲柱塞的间隙流出。 2）节流型式 根据节流孔的流通面积，在缓冲过程中能自动改变与否，节流机构的型式，通常可分为恒节流型，变节流型及自调节流型三类。 恒节流型：缓冲柱塞为圆柱型，当进入节流区时，油液被活塞挤压而通过缓冲柱塞周围的环形间隙或通过缓冲节流阀而流出，活塞A侧腔内的压力上升到高于侧腔内的工作所承受的压力，使活塞部件减速。（图13） 1—活塞杆；2—缓冲柱塞;3—油道;4—节流阀;5—后端盖;6—单向阀;7—缓冲腔 图13恒节流型节流阀式缓冲装置 变节流型：目前多使用变节流型，使节流面积随缓冲行程的增大而缩小，使动能的吸收更均匀（图14） (a)抛物线;(b)铣槽;(c)梯阶形(d)圆锥形;(e)双圆锥形;(f)两级缓冲;(g)多孔缸筒;(h)多孔缓冲柱塞 图14变节流型节流阀式缓冲装置 c）自调节流型：由于以上两种节流型式都存在一定的缺点如，缓冲机构吸收的能量随液压缸活塞速度和油液温度等外界条件的变化而改变，特别是黏度下降时吸收的能量下降较多。需要另外装回行程快速供油阀，以利于快速启动。所以，近年来，研制出能弥补以上缺点的缓冲机构，即自调节流型，它的特定是，端盖中装有浮动节流圈，能自动对中并作微量的纵向移动；浮动节流圈用特种合金钢制造，或用夹布橡胶或塑料，其外部用弹簧收紧。 4.7.3缓冲计算 1）假设： 油液是不可压缩的； 节流系数是恒定的； 流动是紊流； 缓冲过程中，供油压力不变； 密封件摩擦阻力相对于惯性力相当于惯性力很小，可略去不计。 2）缓冲压力一般计算公式 在缓冲制动情况下，液压缸活塞的运动方程式为：

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