液压缸设计校核.doc

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1、【精品文档】如有侵权，请联系网站删除，仅供学习与交流液压缸设计校核.精品文档. 一、液压缸的分类 液压缸按其结构形式，可以分为活塞缸、柱塞缸和摆动缸三类。活塞缸和柱塞缸实现往复运动，输出推力和速度，摆动缸则能实现小于360度的往复摆动，输出转矩和角速度。液压缸除单个使用外，还可以几个组合起来或和其它机构组合起来，以完成特殊的功用。 （一）活塞式液压缸 活塞式液压缸分为双杆式和单杆式两种。 1、双杆式活塞缸 双杆式活塞缸的活塞两端都有一根直径相等的活塞杆伸出，它根据安装方式不同又可以分为缸筒固定式和活塞杆固定式两种。如图3-4a所示的为缸筒固定式的双杆活塞缸。它的进、出油口布置在缸筒两端，活塞通

2、过活塞杆带动工作台的移动，当活塞的有效行程为时，整个工作台的运动范围为，所以机床占地面积大，一般适用于小型机床。当工作台行程要求较长时，可采用图3-4b所示的活塞杆固定的形式，这时，缸体与工作台相敬如宾连，活塞杆通过支架固定的机床上，动力由缸体付出。这种安装形式中，工作台的移动范围只等于液压缸有效行程的两倍（），因此占地面积小。进出口可以设置在固定不动的空心的活塞杆的两端，使油液从活塞杆中进出，也可设置在缸体的两端，但必须使用软管连接。 如图3-4双杆式活塞缸 由于又杆活塞缸两端的活塞杆直径通常是相等的，因此它左、右两腔的有效面积也相等。当分别向左、右腔输入相同压力和相同流量的油液时，液压缸左

3、、右两个方向的推力和速度相等，当活塞的直径为，活塞杆的直径为 ，液压缸进、出油腔的压力为和，输入流量为 时，双杆活塞缸的推力 和速度 为 （ 3-7 ） （ 3-8 ） 式中 为活塞的有效工作面积。 对杆活塞缸在工作时，设计成一个活塞杆是受拉的，而另一个活塞杆不受力，因此这种液压缸的活塞杆可以做得细些。 2.单杆式活塞缸 如图35所示，活塞只有一端活塞杆，单杆液压缸也有固定和活塞杆固定两种形式，但它们的工作台移动范围都是活塞有效行程的两倍。 单杆活塞缸由于活塞两端有效面积不等。如果相同流量的压力油分别进入液压缸的左、右腔，活塞移动的速度与进油腔的有效面积成反比，即油液进入无杆腔时有效面积大，速

4、度慢，进入有杆腔时有效面积小，速度快；而活塞上产生的推力则进油腔的有效面积成正比。图35 单杆活塞缸 如图3-5a ，当输入液压缸的油液流量为q ，液压缸进出油口压力分别为和时，其活塞上所产生的推力和速度为 （39） （3-10） 当油液从如图3-5b所示的右腔（有杆腔）输入时，其活塞上所产生的推力和速度为 （3-11） （3-12） 由式（3-9）式（3-12）可知，由于 ，所以 ， 。若把两个方向上的输出速度和的比值称为速度比，记作 ，则 。因此，活塞杆直径越小，越接近于1，活塞两个方向的速度差值也就越小，如果活塞杆较粗，活塞两个方向运动的速度差值就较大。在已知 和 的情况下，也就可以较方

5、便地确定。 如果向单杆活塞缸的左右两腔同时通压力油，如图3-6所示，即所谓的差动连接，作差动连接的单出杆液压缸称为差动液压缸，开始工作时差动缸左右两腔的油液压压力相同，但是由于左右运动，同时使右腔中排出的油液（流量为）也进入左腔，加大了注入左腔的流量（） , 从而也加快了活塞移动的速度。实际上活塞在运动时，由于差动缸两腔间的管路中有压力损失，所以右腔中油液的压力稍大于左腔油液压力。而这个差值一般都较小可以忽略不计，则差动贡献力量活塞推力和运动速度为 （3-13） 即 （3-14） 由式（3-13）、式（3-14）可知，差动连接时液压缸的推力比非差动连接时小，速度比非差动连接时大，正好利用这一点

6、，可使在不加大油源流量的情况下得到较快的运动速度，这种连接方式被广泛应用于组合机床的液压动力滑台和工春它机械设备的快速运动中。 如果要求快速运动和快速既定回速度相等，即使 ， 则由式（3-12）、式（3-14）可得。（二）柱塞缸 柱塞缸是一种单作用液压缸 , 其工作原理如图3 -7a所示 ：图3 -7 柱塞缸 柱塞与工作部件连接,缸筒固定在机体上,当压力油进入缸筒时 , 推动柱塞带动运动部件向右运动,但反向退回时必须靠其它外力或自重驱动。柱塞缸通常成对反向布置使用 , 如图3-7b所示。当柱塞的直径为，输入液压油的流量为 ，压力为时，其柱塞上所产生的推力和速度为 （3-15） （3-16） 柱

7、塞式液压缸的主要特点柱塞与缸筒无配合要求，缸筒内孔不需精加工工业，甚至可以不加工。运动时由缸盖上的导向套来导向，所以它特别适用在行程较长的场合。 （三）摆动缸 摆动式液压缸也称摆动液压马达。当它通入压力油时，它的主轴能输出小于 的摆动运动，常用于工夹紧装置、送料装置、转位装置以及需要周期性进给的系统中。 图3-8a 所示为单叶片式摆动缸，它的摆动角度较大，可达。当摆动缸进出油口压力为和，输入流量为时，它的输出转矩 和角度 各为 （3-17） （3-18） 式中 为叶片的宽度，、为叶片底部、顶部的回转半径。 图3-18b示为双叶片式摆动缸，它的摆动角度较小，可达，它的输出转矩是单叶片式的两倍，而

8、角速度则是单叶片式的一半（四）其它液压缸 1.增压缸 增压液压缸又称增压器。在某些短时或局部需要高压液体的液压系统中，常用增压缸与低压流量泵配合作用，单作用增压缸的工作原理如图3-8a所法，它有单作用和双作用两种型式，当低压为的油液推动增压缸的大活塞时，大活塞推动与其连成一体的小活塞输出压力为的高压液体，当大活塞直径为，小活塞直径为时 （3-19） 式中 ，称为增压比，它代表其增压能力。显然增压能力是在降低有效流量的基础上得到的，也就是说增压缸仅仅是增大输出的压力，并不能增大输出的能量。图3-9增压缸 单作用增压缸在小活塞运动到终点时，不能再输出高压液体，需要将活塞退回到左端位轩，再向右行时才

9、又输出高压液体，即只能在一次行程中输出高压液体，为了克服这一缺点，可采用双作用增压缸，如图3-8b所示，由一两个高压端连续向系统供油。 2.伸缩缸 伸缩式液压缸由两个或多个活塞式液压缸套装而成，前一级活塞缸的活塞是后一级活塞缸的缸筒。伸出时可耻下场获得很长的工作行程，缩回时可保持很小的结构尺寸，伸缩缸被广泛用于超重运输车辆上。 图3-9是套筒式伸缩缸的原理图，外伸动作是逐级进行的。首先是最大的刚筒以最低的油液压力开始外伸，当到达行程终点后，稍小直径的缸筒开始外伸，直径最小的末级最后伸出。随着工作级数增多，外伸缸筒直径越来越小，工作油液压力随之升高，工作速度变快。伸缩缸可以是图3-9a所示的单作

10、用式，也可以是图 3-9b 所示的双作用式，前者靠外力回程，而后者靠液压回程。图 3-10伸缩缸 3.齿轮缸 齿轮式液压缸又称无杆式活塞缸，它上两个柱塞和一套齿轮条传动装置组成，如图3-11所示，当压力油推动活塞左右往复运动时，齿条就推动齿轮件私利旋转，从而齿轮驱动工作部件（如组合机床中的旋转工作台）作周期性的确良往复旋转运动。 液压缸的设计和计算 液压缸的设计是整个液压系统设计的重要内容之一，由于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,对于不同的机械设备及其机械机构,液压缸具有不同的用途和工作要求 ,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

11、的工作压力(祥见第八章)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.液压缸设计中应注意的问题 不同的液压缸有不同的内容和要求，一般在设计液压缸的结构时应注意以下几个问题： (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纵向稳定性。 (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，但是并非所有的液压缸都要考虑这些问题。 (3)根据主机的工作要求和结构设计要求，正确确定液压缸的安装、固定方式。但液压缸只能一端定位。 (4

12、)液压缸各部分的结构需根据推荐的结构形式和设计标准进行设计，尽可能做到结构简单、紧凑、加工、装配和维修方便。 2.液压缸主要尺寸的确定 缸筒内径D液压缸的缸筒内径D,是根据负载的大小和选定的工作压力，或运动速度和输入阻抗的流量，依式（3-7）式（3-19）有关节公式计算之后。再从GB2348-80标准中选取最近的输入值而得出的。 (1)活塞杆直径d液压缸活塞杆直径d通常先满足液压缸速度或速比的要求来选择，然后校核其结构强度和稳定性，若速比为，则 （3-20） (2)液压缸缸筒长度L液压缸的缸筒长度决定，缸筒的长度一般最好不起过其内径的20倍。 (3)最小导向长度 当活塞杆全部外伸时，从活塞支承

13、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3-17）。如果导向长度过小，将使液压缸的初始挠度过（间隙引起的挠度）增大，影响液压缸的稳定性，因此设计时必须保证有一最小导向长度。对于一般的液压缸，当液压缸的最大行程为 L ，缸筒直径为 D 时，最小导向长度为 （3-21） 活塞的宽度，一般取 ；导向套滑动面的长度，在时取,在时取 。为保证最小导向长度，过分增大和都是不适宜的，必要时可以导向套与活塞这间装一隔套（图中零件K），隔套的长度C由需要的最小导向长度H决定，即 （3-223.强度校核 液压缸的缸筒壁厚、活塞杆直径d和缸盖处固定螺栓的直径，在高压系统中必须进行强度校核。 （1）缸筒壁

14、厚校核 液压缸缸筒壁厚校核时分薄壁和厚壁两种情况。当时为薄壁，壁厚按下式进行校核 （323） 式中D为缸筒内径；为缸筒试验压力，当缸的额定压力时取当时取 ； ， 为材料抗拉强度，为安全系统，一般取 。 当时，壁厚按下式进行校核 （324） 在使用式（3-23）、式（3-24）进行校核时，若液压缸缸筒与缸盖采用半环连接，应取缸筒壁厚最小处的值。 (2)活塞杆直径校核 活塞植直径的校核按下式进行 （325） 式中 F 为淤塞杆上的作用力；为活塞杆材料的许用应力， 。 （3）液压缸盖固定螺栓直径校核 液压缸缸盖固定螺栓在工作过程中同时承受拉应力和扭应力，其螺栓直径可按下式校核 （326） 式中为液压

15、缸负载，固定螺栓个数； 为螺纹拧紧， ； ， 为材料的屈服点。 4. 缓冲计算 液压缸的缓冲计算主要是估计缓冲时液压缸内出现在最大冲击压力，以便用来校核缸筒强度、制动距离是还条例要求。缓冲计算中如发现工作腔中的液压能和工作部件的支能不能全部被缓冲腔所吸收时，制动中就可能产生活塞和缸盖相碰现象。 液压缸在缓冲时，缓冲腔内产生的液压能和工作部件产生的机械能分别为 （327） （328） 式中 为缓冲长度；为缓冲腔中的平均缓冲压力；为高压腔中油液压力；、为缓冲腔、高压腔的有效工作面积；为工作部件总质量；为工作部件运动速度；为摩擦力 。式(3-28)中右边第一项为高压腔中的液压能 , 第二项为工作部件

16、的动能 , 第三项为摩擦能。 当时 , 工作部件的机械能全部被缓冲液体所吸收 , 由上两式得 (329) 若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, 则最大的缓冲压力即冲击压力 。 (330) 若缓冲装置为节流口变化式缓冲装置，则由于缓冲压力Pc始终不变，最大缓冲力的值即如式（3-29）所示。 5、缸稳定性校核 对受压的活塞杆来说,一般其直径应不小于长度的。当时，须进行稳定性校核，应使活塞杆所承受的负载力小于使其保持稳定的临界负载力，的值与活塞杆的材料，截面形状、直径和长度，以及液压缸的安装方式等因素有关。验算可按材料力学有关公式进行，此处不再撰述。