顶出缸

一序言
液压设计综合运用了我们大学里的基础课程及专业课程，技术基础和大部分专业课程的知识，是对我们大学所学的知识进行一次综合性的贯通和考验。

这次设计是大学学习生活中重要地位，也是我们步入社会的一次适应性的训练。

从中锻炼自己的发现问题、分析问题、解决问题的能力，为今后从事的工作打下了一个良好的基础。

二液压机系统的设计思想
液压机是锻压、冲压、冷挤、校直、弯曲、塑料制品的压制成型等工艺广泛应用的压力加工机械。

首先它要满足主机动作和性能方面的规定要求（液压系统的动作：快进---快退---停止和性能要求回程、卸压、换向平衡、保压限时自动快退、到位自动停止、活动横梁停车后不下滑）还需符合体积小、重量轻、成本低、效率高、结构简单、工作可靠、使用和维修方面等设计原则，于是简单、使用变成本次设计的理念，是我们设计开展的一个关键因素和设计目标。

在设计过程中努力朝这个方向发展。

七喜M 集团和中兴通信公司（移动通信实习
三液压系统的设计参数和工况分析
1、顶出缸设计参数如下：
公称压力 1250KN
工作压力 25MPa
快进速度 30mm∕s
回程速度 42mm∕s
工作行程 150mm
2、中心缸设计参数如下：
公称压力 125KN
工作压力 25MPa
快进速度 75mm∕s
回程速度 130mm∕s
工作行程 150mm
3、工况分析
从设计任务书中，系统的运动速度，公称压力和工作压力都可知，在对液压系统元件设计过程中，流量成为了解决问题的关键。

通过液压执行元件的的运动速度和结构尺寸可得出流量，又通过流量和工作压力选用所需的其他元件，诸如液压马达、电动机等。

四液压缸的设计
一、设计依据
1、液压缸是液压系统中常用的执行元件，是吧液体的压力能转
变为机械能的装置，主要用于实现机构的直线往复运动，也可以实现摆动。

它与主机和主机上的机构有着直接的联系，对于不同的机种和机构，液压缸具有不同的机构和工作要求。

因此在设计前要作好调查研究；备齐必要的原始资料和设计依据，其中只要包括：
（1）主机的用途和工作条件
（2）工作机构的结构特点、负载情况、行程大小和动作要求（3）液压系统所选定的工作压力和流量
（4）有关国家标准和技术规范
液压缸的额定工作压力，往复运动速比，以及缸体内径、外径、活塞直径和进出口连接的尺寸等基本参数，在JB2183-77现行的标准有规定
2、液压缸的设计步骤如下：
（1）液压缸类型和各部件的选择
（2）基本参数的确定---基本参数主要包括液压缸的工作负载，工作速度和速比，工作行程和导向长度，缸筒内径及活塞
杆直径等。

（3）结构强度设计计算和验算---其中包括缸筒壁厚、外径和缸底得强度计算、活塞杆的强度计算和稳定性验算以及各
部分连接结构的强度计算。

（4）导向、密封、防尘、排气和缓冲装置的设计
应当指出对于不同类型和结构的液压缸，其设计内容必然有所不同，而且各参数之间往往具有各种内在联系，须综合考虑和反复验算才能获得比较满意的结果。

所以设计步骤也不是固定不变的。

二、液压缸类型的确定
在各种液压缸规格品种比较少。

主要是各种机械对液压缸的要求差别太大。

比如对液压缸的内径、活塞杆直径、液压缸的行程和连接方式等要求不一样。

由于本液压系统主要是作直线运动，选双作用单活塞式液压缸即可。

三、液压缸的结构设计
1、缸体与缸的连接
缸体与缸的连接形式较多，有拉杆连接、法兰连接、内半环连接、焊接连接、内螺纹连接等。

在此选用法兰连接，如下图所示：这种连接结构简单，装拆方便。

3、活塞与活塞杆的连接
活塞与活塞杆的连接大多采用螺纹连接结构和卡键连接结构。

螺纹连接结构形式简单实用，应用较为普遍；卡键连接机构
适用于工作压力较大，工作机械振动较大的油缸。

因此从多方面的因素考虑选择螺纹连接结构。

如下图所示：
六、液压缸缸筒的设计计算 （一）安全系数
对缸筒来说，液压力、机械力和安全系数有关的因素都对缸筒有影响。

液压缸因压力过高丧失正常工作能力而破坏，往往是强度问题、刚度和定性问题三种形式给表现出来，其中最重要的还是强度问题。

材料的抗拉强度和许用应力之比称为安全系数，即： N=
b
σσ=5
要保证缸筒的强度，一定要考虑适当的安全系数 （二）缸筒内径的计算
设计过程中，根据已经给出的工作压力、公称压力计算缸筒的内径，对于双作用单活塞杆液压缸的计算如下：
F=PA= 2
4
D πP 试中：
F ---液压缸的公称压力； P ---液压缸的工作压力；
∴ 1D
根据（GB/T2348—1993）圆整后取1D =250mm (三)缸筒外径的计算
此液压缸选用的材料为45号钢属于塑性材料，用第四强度理论来计算缸筒的外径，用相应的公式来计算缸筒的壁厚，再进行校核 D=1
D
根据（GB/T2348—1993）圆整后取D=320mm (四)缸筒壁厚的计算与验算 1、缸筒壁厚的计算
由公式δ=
1
2
D D -即可求出液压缸的壁厚 即，δ=12D D -=320250
2
-=35mm
2、缸筒壁厚的验算
计算求得的缸筒的壁厚δ值后应作以下四个方面的验算以保证液压缸安全的工作。

2.1液压缸的确定压力n p 值应低于一定的极限值,保证工作安全。

n p ≤0.352212
1
()
s D D D
σ-(MPa) 或
n p ≤
22(MPa)
式中: D---液压缸外径(mm)
1D ---液压缸的内径（mm)
s δ---缸筒材料的屈服强度（MPa ） n p ---液压缸的额定压力.(MPa)
查有关资料得: S σ =500∽550MPa,此处取500MPa,液压缸的额定功压力即为液压缸的工作压力等于25 MPa.
n p ≤0.35
2212
1()
s D D D σ-=0.35222
500(0.320.25)
0.32
- =68(MPa) n p ≤
22
22
=53MPa
25 MPa ≤68(MPa), 25 MPa ≤53MPa 液压缸的壁厚是符合要求的。

2.2 为了避免缸筒在工作是发生塑性变形,液压缸的额定压力n p 值应与塑性变形压力有一定的比例范围。

n p ≤（0.35∽0.42）X cl p (MPa)
cl p ≤2.31
log
s D D δ(MPa)
式中D —液压缸外径 1D —液压缸的内径
cl p —缸筒发生完全塑性变形的压力（MPa ） n p —液压缸的额定压力(MPa) s δ—缸筒材料的屈服强度(MPa)
cl p ≤2.3X500X 0.32
log
0.25
=123.29(MPa) n p ≤（0.35∽0.42）X123.29=43.15∽51.7818(MPa)
因25(MPa) ≤43.15∽51.7818(MPa),所以液压缸的壁厚符合要求。

2．3缸筒的径向变形D ∆值应在允许的范围之内，而不应超过密封件所允许的范围。

D ∆=22
12
2
1()T DP D D
V E D D
++-（m ） 式中: 1D —液压缸的外径(mm)
D —液压缸的内径(mm)
T p —液压缸耐压试验压力, (MPa)
E —液压缸缸筒材料的弹性模数, (MPa) V--缸筒材料的泊桑系数,钢材:V=0.3 查液压工程手册得:E=2.06X 510 (MPa)
D ∆=22122
1()T
DP D D V E D D
++-=250.2531.252.0610x x X (
22
22
0.320.250.30.320.25++-) =38.868(mm)=3.8868x 510-(m)
2.4为了确保液压缸安全的使用,缸筒的爆裂压力E P 值应大于耐压试验压力T p E P =2.3b σ1log
D D
(MPa)
式中: 1D --液压缸的外径(mm) D--液压缸的内径(mm)
E P --液压缸缸筒发生爆裂时压力(MPa) b σ--液压缸缸筒材料的抗拉强度(MPa) 查机械手册可得: b σ=600 MPa
同样,也可以用费帕尔(Faupel)公式来计算爆裂压力E P 值: E P =2.3b σ(2-b σσ)1log D D (MPa)=2.3X600X 0.32log 0.25
(MPa) =147.9(MPa)
y P =31.25 MPa ≤E P =147.9 MPa
缸筒的爆裂压力E P 值应大于耐
压试验压力y p ,故液压缸壁厚符合要求。

总上所述：液压缸壁厚符合设计要求，此液压缸可以安全使 （五）缸体的强度计算
已知：1D --液压缸的外径(mm)，1D =320(mm) D--液压缸的内径(mm)，D=250(mm) 1d --活塞杆直径(mm), 1d =140(mm) 主压力:P=0.7852D =0.785X 2250=49.0625KN 回程压力: p 回=0.785(22D d -)P =0.785(220.250.14-)X25 =0.84KN
式中, P —缸体的工作压力/kgf(c 2m ) P=250/ kgf(c 2m )
P=0.785x 225x250=122656kgf/c 2m p 回=0.785(22
D d -)P=0.785X(
22
2514-)X250=74191.25
kgf/c 2m
5.1中段强度的计算
缸体材料选用QT500-7,应用第四强度理论进行计算
1P σ= []σ≤
2
2
2
1.732323225x σ=-X250=1111.258(MPa)
查有关资料得:[σ]=1000∽1200 取[σ]=1200
∴σ≤[σ
] 此处满足要求.
5.2支承台肩处强度计算 5,2,1支承台肩接触挤压力
σ=
22
23[]0.785[(2)(2)]
p
D S D S σ≤--+ 支承台肩处的尺寸为:
P=122656.25kgf 2D =37.8cm 3D =36cm s=0.02cm [σ]---材料的许用挤压应力kgf/c 2m [σ]≤1200 kgf/c 2m
σ=2
22
122656
966/0.785[(37.820.02)(3620.02)][]
kgf cm x x σ=---≤
5.2.2支承台肩端面: 台肩断面上的合成应力为弯曲应力的与拉伸应力
2222
311
6[]1200/0.785()p Ma
kgf cm D D h σσ=
+≤=- 式中,P=122656 kgf 3D =36 cm 1D =37.8 cm
Ma=T 2132111
1
(
)[]221()ln 2D D D Bh h BD h D -++
其中:T=
1122656
1085/3.1436
P kgf cm D X π==
h=18.9
1311
()2
1
(37.836)36.9 3.692
h D D cm =-=
+==
β
μ---材料的泊松比系数
钢μ=0.3 铸铁: μ=0.25 得: β
=
0.09179=
代入Ma 式内: M a=303.8(
37.6362-)31
[]0.0917918.9218.937.81()ln
20.0917936 3.6936
x x ++
=41.9 kgf 222
12265660.785(37.836) 3.69Ma
x σ=+
-=1176 MPa ≤[σ]=1200 kgf/c 2m
(六)缸体的材料 6.1缸体的材料
选择依据:主要考虑材料的机械性能,其次是工艺性能和经济性能。

焊接型液压缸的额定压力n p ≤25 MPa 缸筒内径D ≤320 mm 在活塞杆和缸筒的加工条件许可下，允许最大行程S=10∽15 m 。

七、活塞杆的设计与计算
活塞杆是液压缸传递力的主要元件，它必须具有足够的强度
和缸度，以便能承受拉力、压力、弯曲力、振动和冲击等载荷的作用，同时还要注意到它多活塞有效工作面积的影响，保证液压缸达到所要求的作用力和运动速度。

活塞杆应具有一定的耐磨性。

它的端部要选择适当的连接形式，并有较好的连接强度，此外还应具有较高的尺寸精度、几何精度和表面光洁度。

（一） 活塞杆的结构尺寸 1、 活塞杆的结构
活塞杆的杆体分为实心杆和空心杆，由于实心杆加工简单故选用实心杆，但活塞头为空心。

2、 活塞杆直径的计算
对由于双作用单活塞杆液压缸，活塞杆直径d 可按其往复运动的速比来确定。

即：
d=(mm)
式中：ϕ=1.46 则
140.32=(mm) 根据(GB/T2348-1993)圆整后取d=140(mm) 3、 活塞杆外端连接结构及尺寸
活塞杆外端与活动横梁之间的连接方式：螺纹连接 活塞杆外端螺纹连接结构和尺寸可根据（GB2350—80） (二)活塞杆应力计算
液压缸在满载荷状态下工作时,活塞产生的应力按下式计算:
2
2122250
25140
A P D P x A d σ====11.16 MPa ≤[σ
]
式中 σ--活塞杆产生的应力MPa P —液压力MPa D —活塞直径cm d--活塞杆直径cm 1A --活塞截面积c 2m
2A --活塞杆截面积c 2m [σ]--活塞杆材料的许用应力MPa 查有关资料可知: [σ]=110MPa (三)活塞杆与活塞螺纹连接强度计算
活塞杆与活塞采用螺纹连接,需要验算连接强度,保证有足够的强度,如强度不够,必须加以改正。

则采用螺纹连接其危险截面（螺纹的退刀槽）处拉应力螺纹的拉应力为：612
1104
KF x d σπ
-=
MPa
螺纹的切应力为：6110
3
1
100.2K KF d t x d -=
MPa 合成应力为
：n σ= MPa
此处选取的螺纹为M68X2 式中 1F --液压缸的输出拉力（N ）
1F =
22()4
D d p
π-
P---液压系统压力MPa D---液压缸内径cm d---活塞杆直径cm
0d ---螺纹外径cm
1d ---螺纹内径
cm T---螺距cm
普通螺纹1d =0d --1.0825T= K---螺纹的拧紧系数 静载荷时,K=1.25∽1.5 动载荷时K=2.5∽4
1K ---螺纹摩檫系数,一般取1K =0.12
[σ]---螺纹材料的许用应力, [σ]=b σ/n 注:此处K=3 [σ]= 用上述的数值代入四式:
1F =
22663.14(0.250.1)25
104104x x x -==103031.25N σ
=623103031.25
103,14
0.065824
x x x -=90.887 MPa
T=
60.1893103031.250.068
100.360.06583
x x x x x - MPa=38.7 MPa
n σ== MPa=112.9 MPa ≤[σ]=120 MPa
四、活塞杆强度的计算与校核 ４．１活塞杆强度的计算
４．１．１活塞杆在稳定的工况下，如只受轴向压力，以近似地用直杆承受拉压负载的简单强度计算公式进行计算
6
2
10[]4
Fx d σ
σπ
-=
≤ 式中
2p ---活塞杆拉力Ｎ
2d ---危险截面的直径
cm
[σ]---材料的许用应力，对于中碳钢（调质） [σ]＝60KN/cm 则: 103031.25
2.5 6.82
n x
σ≈=55.76KN/ c 2m ≤[σ
]
4.1.2活塞杆直径的校核
活塞杆直径可以按下式进行强度校核:
d ≥
式中 F ---活塞杆的作用力(N) d---活塞杆的直径(m)
[σ]---活塞杆材料的许用应力(Pa)
则d ≥
0.1(m)≥0.0067(m) 活塞杆的直径d 符合要求。

五、活塞杆的材料及技术要求 5．1活塞杆的材料
活塞杆通常选用实心棒料，但一般选用35、45号钢，此处选用45号钢。

5．2活塞杆的技术要求
5．2．1粗加工调质HB229—285；
5．2．2可频淬火HRC45—55。

八、活塞的设计
活塞式将液压能转换为机械能的主要条件，它的有效工作面积直接影响液压缸的作用力和运动速度。

活塞往复运动与缸筒内壁摩檫，应采用精度较高的间隙配合。

如果配合间隙过大不仅会引起内部泄漏，降低溶积效率，而且会加速密封件的破坏。

在设计活塞时应注意磨损问题。

磨损后，密封件容易在液压力的作用下被挤入间隙而遭致破坏，因此要尽量提高活塞的耐磨性。

8．1活塞的结构
活塞的结构形式有普通式、整体式、装配式、耐磨环式、焊接铜合金等多种。

普通式的活塞可坼卸，密封件使用寿命长，其应用较为广泛，必要时可以与耐磨的导向环的配合使用，以降低活塞加工成本。

综合考虑：这里选用普通式的活塞结构。

九、缸盖的设计计算
缸盖装在液压缸两端，与缸筒构成紧密的油腔。

缸盖、缸底和他们的连接部分都有足够的强度。

9．1缸盖的结构
缸底与缸筒的形式连接：焊接形式连接
缸头与缸体的连接形式：螺纹连接
9．2缸盖厚度的计算
9．2．1缸筒底部厚度计算
缸筒底部为平面时，其厚度h的计算公式:
60(mm)
式中 h---缸筒底部厚度
D---缸筒外径(mm)
y
p---液压缸的试验压力(MPa)
[σ]---缸筒底部材料的许用应力(MPa)
y
p=25X1.25=31.25(MPa)
9.2.2缸盖的厚度计算
缸盖上有导向孔和螺钉孔,所以缸盖的计算方法不同,常用的螺纹连接,计算公式如下:
式中
h---螺纹厚度(m)
F---螺纹受力总和(N)
F=22
2()
44
H
d d q
d pπ
π-
+
d---密封环的内径; d=1.5cm
H
d---密封环的内径; H d=1.8cm
P---系统工作压力; P=25X 6
10Pa
q---附加密封力; q=25X 6
10Pa
[
D]---螺孔分布圆直径; 0D=2cm
[
cp
d]---密封环的的平均值; cp d =1.65 cm
则: F=
2
22()4
4
H
d d q d p ππ-+
=
26226
3.14152510 3.14(1815)251044
x x x x x -+
=6.34X 910N=6.34X 610KN
=108mm
9.3缸盖的材料
本次设计的液压缸选用的材料为:QT500-7,它属于塑性材料,具有良好的焊接性能,缸筒与缸头为螺纹连接。

9．3．1缸盖的材料
缸头：导向套选用HT200 缸底：选用45号钢
十、导向套的设计计算
导向套对活塞杆起导向和支撑作用，它要求配合精度高，摩檫阻力小，耐磨性好，能承受活塞杆的压力、弯曲力以冲击振动。

（一）导向套的结构
这里的导向套采用螺纹固定在缸盖上，当导向套和密封圈磨损而需要更换时，不必坼卸端盖和活塞杆几能进行。

维修十分方便。

它适用于工作条件恶劣，需经常更换导向套和密封圈而不允许坼卸液压缸的情况下。

（二） 最小导向长度的确定
当活塞杆全部伸出时，从活塞支撑面的中点到导向套滑动面中点的距离称为最小导向长度（H ），它应满足下式要求：
202
L D
H ≥
+ cm 式中 L---最大工作行程cm ；L=15cm D---液压缸内径cm ；D=25 cm
202L D H ≥
+=1525
22
+=20 cm 导向套滑动面的长度A 两种确定形式： 当缸径小于80时取：
A=（0.6∽1.0）D 当缸径大于80时取：
A=（0.6∽1.0）d 式中 d---活塞杆直径(cm) d=14 cm D---液压缸内径(cm) D=25 cm 活塞宽度B 取:
B=（0.6∽1.0）D
因为液压缸的缸径为250mm>80mm,则 A=0.6X14=8.4 cm B=0.6X25=15 cm
根据实际情况考虑: A=80 cm B=15 cm (三) 缸口导套的挤压计算
缸口导套材料采用HT200, 导套的挤压应力为: 122
12[]0.785()
p D D σ
σ=
≤-=1000kgf/c 2
m 式中尺寸为: 1D =36 cm 2D =35 cm 代入式中得:
22
343430.785(3635)
x σ=
-=60 kgf/c 2m ≤[σ]=1000 kgf/c 2
m (四) 导向套的材料
导向套一般采用摩檫系数小,耐磨性好的青铜材料制作,也可选用铸铁、球铁。

十一、其他零件的设计
（一） 油口
油口有油口孔和油口连接螺纹，油口孔是压力油进出的直接通道，虽然只是一个孔，但不能轻视其作用，如果孔小了不仅造成进油时流量供不应求，影响液压缸活塞的运动速度，而且会造成进油时受阻，形成背压，影响活塞的退回速度，减小液压缸的负载能力，对液压缸的往复速度要求较严格的设计，一定要计算孔径的大小。

根据（GB2878—81）选择液压缸的油口连接尺寸为：M30X2 （二） 螺栓预紧力=力矩的计算
端盖螺栓紧固或用拉杆紧固的液压缸，必须是几个螺栓同
承 受液压缸产生的液压力，仅靠其中的一部分螺栓是不行的，这样，就要求每个螺栓所承受的力基本一致，为了达到这个目的，需要计算螺栓的预紧固力矩。

以免有的螺栓拧得太紧，有的螺栓拧得太松。

螺栓的预紧力矩为：
j M ≈0000
[0.16
(0.6)]m R S
Q d d d μ++（Nm ） 式中 0Q ---螺栓承受的拉力, 0Q =214
k d π
σ（N ）
其中k σ为预紧应力, k σ=(0.5∽0.6) s σ（Pa ） 0d ---螺纹外径（m ）; 0d =0.02(m ）
1d ---螺纹内径（m ）; 1d =0.018(m ）
S---螺距（m ）; S=0.002(m ）
μ---螺纹间隙的摩檫系数; μ=0.15 m R ---螺纹接触面的平均半径(m ）; m R =0.0095 查相关资料可得: s σ=660 MPa
将上述数值代入式中: k σ=0.6X660X 610=3.96 810x Pa 0Q =214k d πσ=283.140.018 3.96104
x x x =1.007510x =100700（N ） j M ≈0000[0.16
(0.6)]m R S Q d d d μ++ =0.0020.00951007000.02[0.160.15(0.6)]0.020.02
x x x
++ =356.98 N m 十二、液压缸储油量的计算
液压缸储油量按下式计算：
V=
23()4D L m π 式中
V---储油量
D---液压缸直径（m ）；D=0.25（m ） L=行程; （m ）, L=0.15（m ）
将上述数值代入式中: V=23.140.250.154x x =0.0073m 十三、毕业设计心得体会。