高压液压缸受力变形研究
液压缸的常见故障及处理预防措施介绍
液压缸的常见故障及处理预防措施介绍液压缸的常见故障及处理预防措施介绍液压缸的常见故障及处理预防措施液压缸广泛应用于各种液压系统中，它将液体压力转换为机械运动，是机械自动化中不可缺少的一部分。
液压缸一旦出现故障，会影响整个机械设备的安全运行，下面分析一些液压缸的常见故障及处理预防措施。
1 液压缸不工作由于液压缸内活塞杆停止的位置不准确、活塞杆的推力不够、活塞杆运动速度过低、工作不稳等故障表现，造成液压缸不能带动负载运动。
具体引起原因分析及处理措施如下：1.1 液压缸内部漏油液压缸内部漏油主要有两种：液压缸活塞杆与活塞内孔，活塞密封磨损过量造成漏油。
活塞杆与活塞内孔漏油的原因是密封件老化磨损变形，及时更换密封件可解决这个问题。
活塞密封磨损过量的原因主要有：①速度控制阀失调造成背压过高；②安装密封件时出现失误造成液压油污染；③在安装液压缸过程中有杂物进入和低质的密封材料。
活塞密封磨损过量造成液压缸工作无力，还会导致缸筒磨损，出现拉缸现象。
解决方法是及时调整速度控制阀，更换清洗滤油器滤芯，更换液压油。
1.2 液压回路漏油液压回路漏油主要指阀件和液压管路的漏油。
处理方法是通过换向阀来判断各管路和阀件的漏油状况，及时维修更换漏油的阀件和管路。
1.3 液压油通过溢流阀直接返回油箱如果杂物卡死溢流阀的阀芯，溢流阀就变成常开状态，液压油直接返回油箱，液压缸内得不到足够压力的液压油，无法执行连续带负荷的动作，外部表现为动力不足，无法带动负载工作。
遇到这种情况时，应检查调整溢流阀。
2 液压缸工作不灵敏、有阻滞液压缸的不灵敏指液压缸在收到动作指令后，可以执行动作，但必须经过短暂的时间等待才可以执行动作，或者有时候执行动作有时候不执行动作。
液压缸不灵敏的故障分析及处理措施如下：（1）液压缸内进入空气。
液压缸中进入空气的主要原因是活塞杆往复运动部位的密封损坏，吸入空气。
解决措施：更换损坏的密封圈，打开液压缸的排气阀，排出空气。
高压液压缸受力变形研究
底 部 ：￣ ｌ１０ ５ ｍ 缸 体 四周 ：３ ０ ｈ ｓ ．＝９７ ． ｍ ， － ｓ ５ ｓ １３． ＝１ ４ （ｍ） 中 ｈ ｍ 。其 为液压缸 工作过程 中活塞 的位 移， 单位 ｍ 。 ｍ ２传 统高压 液压缸 的受力变形分析 高压液压缸安装时缸体 固定 ， 在下腔 中通 入 高压 液压油 ，由活塞带动拉杆 向上移动从 而 实 现核 电现场的工作要求 ，并且在高压作用 下 需要保 压一段时间 。由于该种辅具应用场 合的 特殊性 ， 以对液压缸的设计结构及制造精度 所 具有很 高的要求 。 ２ ． １高压液压缸的受力分 析 液 压缸工作 时在下腔 中通入 高压液压 油 ， 工作压力 可达 ９Ｍ ａ ２ Ｐ 。下腔活塞 的主要受 力面 为 １０ ２ 尺寸面得下端面 ，缸体受力面为缸 体底 部 以及缸 体 四周与液压油 的接触 面。在 整个液 压缸 的受力 面上各部位压强相 同。 图 １ 示： 所 活塞下端面受力 ：ｌ ｓ １５． Ｎ Ｆ Ｐ Ｆ ４ Ｋ ＿ ７ ９ 缸体受力 ： 缸体底面受力 ： １ ７ ４ Ｋ ； Ｆ Ｆ ｌ５． Ｎ ＝ ９ 缸体周边受力 ：Ｆ Ｆ ００ Ｋ Ｆ ｌ １４ｈ Ｎ Ｓ 由以上分析可知 ，液压缸在工作过程 中高 压 腔的受 力均 比较大 ， 在如此大 的压力作 用下 ， 活塞 、 缸体必 然产生 弹性变形 ， 从而导 致活 塞 、 缸体 的 八 结构发生变化 。 何 ２ 高压液压缸主体部件的变形 分析 ２ 在压力作用下 ， 由弹性变形 而引起 的活塞 、 缸体 的几何结构变化是一定 的，即活塞 向被压 侧 弯 曲 ， 变大 ； 体外 圆面 向外 扩张 ， 直径 缸 直径 图 １液压缸主体结构 变 大； 缸体底面 向外弯 曲。 对如 图 Ｉ 现 所示 的液 其结构 主要 由三部分组成 ： 压 缸在受力状态下 的变形进行模 拟分析 ，模拟 （） 。 为 ３ ＣＮＭ ８ ， １活塞 材料 ０ ｒｉ ｏＶ 力学性能如 压 力为 ９Ｍ ａ ２ Ｐ ，以确定液压缸各组 件的变形情 下： 抗拉强度 Ｒ ４－ ４Ｎｍ ￣ 服强 度 Ｒ ≥ 况 。 ｍ８０９０ ／ｍ ； 屈 ｅ ６０ Ｎｍ ４ ／ｍ；断后伸长率 Ａ ≥１％；冲击功 ５ ２ 活塞的变形如 图 ２图 ３ 示 ， 的变形 、 所 缸体 ＫＶ￣４ Ｊ硬 度 ２ ８ ２ ８ ＨＢ ０ ＞ ５； ４－７ ３ 如图 ４ 所示 。 活塞 ｑ３０ 部分在径 向的变形位 ｂ ６ｔ ７ （） 。材料为 ４Ｃ Ｍ ， ２缸体 ２ ｒ ｏ力学性 能如下 ： 移 为 ０ ０ ｍ， ． ｍ 其数值 已接 近两者配合 的最大间 １ 抗拉强度 Ｒ ５０７０ ／ｍ； ｍ ６－６ Ｎｍ ２ 屈服强度 Ｒ ￣３０ 隙 ０１ｍ ｉ ｋ ３０ ７ ｅ ６ ＞ ． ｍ； ｌ ￣ 中 ６ Ｈ 尺寸面在径 向变形位 Ｎｍ ／ｍ ； 断后伸 长率 Ａ ≥１％； ５ ２ 冲击功 Ｋ ￣４Ｊ 移为 ０ ８ ｍ 在 高压 腔 以外 的部分 ， 变形 Ｖ ５； ＞ ．ｍ ， １ 缸体 硬度 １６－ ５Ｈ ３ ６ －２ Ｂ ０ ２ 逐渐递 减。 活塞 ￣３０７ ６ｆ部分在竖直方 向上 的变 （） 。 ３缸盖 材质为 ４ ＣＭｏ材料力学 眭能如 形位移为 ０ ０ ｍ 缸体 在竖直方 向上 的变形位 ２ｒ ， ．ｍ ， ２ 下 ： 拉强度 Ｒ ８０ ９０ ／ｍ ； 强度 Ｒ ≥ 移 各 位 置 不 相 同 ，底 部 最 小 ，变 形 位 移 为 抗 ｍ ４－４ Ｎｍ Ｚ 屈服 ｅ ４ Ｎｍ ６０ ／ ｍ； 断后伸 长率 Ａ ≥１％； ５ ２ 冲击功 Ｋ ０ ５ｒ 向上逐渐 增大 ， 高压腔上 液面 处达 ｖ≥ ． ９ ｍ， ０ ａ 在 ４ Ｊ硬度 ２ ８ ２ ８ ＨＢ ０ ５； ４－７ ３ 到最大值０ ｍ， ．ｌ 以后逐渐递减。 １ｍ １ ＿ ２液压缸 的工况及 结构 分析 活塞 ｑ ６ ｆ部分 在径 向和轴 向的变 形直 ｂ ０ ３ ７ 液压缸的工作压力 Ｐ ９． Ｐ ，设计最大 接 影 响到活 塞与 缸 体 的配合 性质 ，由于缸 体 ＝２ Ｍ ａ ０ 压力为 Ｐ ａ＝０． ａ 在辅具的使用过程 中， ｑ３０ ７尺寸 面在高压 腔以上的部分径 向和轴 ｍ ｘ１０ ＭＰ。 ０ ｂ６Ｈ 液压缸工作频繁， 工作压力过大。 在高压状态下 向的变形位移很小 ， 而活塞 的变形 位移相 比缸 需要较长时间保压 。 图 １ 示的液压缸其主要配合 面为活塞与 所 缸体 的两个配合面，其配合均为间隙配合 ， ３０ ７７ ６ Ｈ ／ 配合的最大间隙 ： ｍ ｘＯ ｌ ， ｆ Ｘ ａ＝． ｍｍ 最 １ 小间隙 ：ｍ ｎ０ ５ ｍ ； ８ Ｈ ／ 配合 的最大 Ｘ ｉ ． ６ ｍ ￣１０ ７＇ ＝０ ｆ ／ 间隙 ：ｍ ｘ０ ９ｍ 最小 间隙 ：ｍｎ０ ５ ｍ。 Ｘ ａ＝． ３ ｍ， ０ Ｘ ｉ ．ｍ －０ 液压缸工 作时 ， 高压腔为下腔 ， 高压区 活塞 域面积 Ｓ １０５ ｍ 缸体高压 区域面积缸体 ￣ ９７． ｍ。 ＝ ５ 图 ２ 活 塞横 向 变形
液压缸系统基于ANSYS的有限元应力分析_蒋理剑
液压缸系统基于ＡＮＳＹＳ的有限元应力分析蒋理剑,张文辉（丽水学院工学院，浙江丽水３２３０００）摘要：液压缸在能源机械等工业领域有着重要用途，然而当前针对液压缸系统可供参考的有限元分析方法还较少．提出了基于ＡＮＳＹＳ的有限元系统分析方法．首先建立液压缸系统的有限元模型，进而通过设定边界条件及载荷分布对液压缸系统进行了力位移计算、全局应力分布及局部应力应变分布计算．计算结果能够为产品研发与分析提供重要参考，对于改进液压缸系统的性能与寿命具有重要意义．关键词：液压缸；有限元；静力分析；应变分析中图分类号：ＴＨ１１文献标志码：A 文章编号：１００８－７５１６（２０１４）０４－００６７－０3Hydraulic cylinder system modal stress force analysisbased on ANSYSJiang Lijian,Zhang Wenhui（ＩｎｓｔｉｔｕｔｅｏｆＴｅｃｈｎｏｌｏｇｙ，ＬｉｓｈｕｉＵｎｉｖｅｒｓｉｔｙ，Ｌｉｓｈｕｉ３２３０００，Ｃｈｉｎａ）Abstract:Hydraulic cylinder has important use in industrial sectors such as energy machinery,however the current system analysis methods still are lack,the system finite element analysis methods based on ANSYS was put forward in this paper.Firstly finite element model of the hydraulic cylinder system was established,and then through boundary conditions are set and load distribution on the hydraulic cylinder system has carried on the force displacement calculation,the stress distribution of global and local stress distribution were calculated to provide an important reference for product development and analysis,The proposed finite element analysis methods based on the ANSYS have important engineering values for the hydraulic cylinder system research.Key words:hydraulic cylinder ；finite element ；static force analysis ；stress analysis液压缸是将液压能转变为机械能的、做直线往复运动（或摆动运动）的液压元件．它结构简单，工作可靠．用它来实现往复运动时，可免去减速装置并且没有传动间隙，运动平稳，因此在能源、机械等各种工业领域的有着重要用途，然而液压缸的刚度、强度、稳定性特性等因素将直接影响到液压缸的使用寿命和工作性能，因此对其进行深入研究具有重要意义［１－２］．目前国内外学者液压缸也进行了比较深入的研究，取得了具有一定指导意义和工程价值的成果．文献［３］针对液压支架结合力学原理进行了分析计算，利用ＡＮＳＹＳ对应力和稳定性进行了研究．文献［４］针对车用液压缸进行静态、动态和压杆稳定性分析，获得了结构稳定性条件．文献［５］针对液压缸承受径向载荷力，对其进行非线性分析，获得了最大载荷计算办法．文献［６］针对翻卷机液压缸各部件承受轴向力进行静力分析，分析了刚度等指标．上述分析方法具有一定借鉴意义，然而考虑到针对液压缸的有限元分析方面的研究结果还较少，本文提出了基于ＡＮＳＹＳ的有限元系统分析方法．首先建立液压缸系统的有限元模型，进而通过设定边界收稿日期：2014-05-23基金项目：国家自然科学基金项目（61171189）；国家科技支撑计划项目（2013BAC16B02）；浙江省自然科学基金项目（LY14F030005）；浙江省公益技术项目（2013C3110）；浙江省教育厅项目（Y201330000）作者简介：蒋理剑（1977-）,男,浙江丽水人,硕士,助理讲师.主要从事液压传动与有限元分析研究.doi:10.3969/j.issn.1008-7516.2014.04.016第42卷第4期424Vol.No.河南科技学院学报Journal of Henan Institute of Science and Technology 2014年8月2014Aug.67图１液压缸有限元模型Ｆｉｇ．１Ｆｉｎｉｔｅｅｌｅｍｅｎｔｍｏｄｅｌｏｆｈｙｄｒａｕｌｉｃｃｙｌｉｎｄｅｒ条件及载荷分布对液压缸系统进行了力位移计算、全局应力分布及局部应力应变分布计算．计算结果能够为产品研发与分析提供重要参考，对于改进液压缸系统的性能与寿命具有重要意义．1基于ＡＮＳＹＳ的应力分析1.1液压缸有限元模型建立ＨＳＧ型工程液压缸主要用于各种工程机械、起重机、运输机械及工程车辆的液压传动系统中，具有典型意义．本文以ＨＳＧ型工程液压缸为例，进行有限元方法的详细分析．定义内径６３ｍｍ，外径８３ｍｍ，活塞杆直径３２ｍｍ，行程５００ｍｍ，最小安装距７９５ｍｍ，工作压力１６ＭＰａ，试验压力２０ＭＰａ．为减少有限元分析计算量，同时保证计算精度，考虑到液压缸的结构和载荷具有中间对称性，这里沿对称面建立了右半部有限元模型．利用三维建模软件Ｓｏｌｉｄｗｏｒｋｓ建立系统模型并导入ＡＮＳＹＳ中，如图１所示．1.2液压缸系统载荷施加在力的作用下计算液压缸的力位移、全局应力分布及局部应力分布对于分析系统受力情况具有重要意义．具体分析步骤如下．1.2.1定义材料属性和网格划分ＨＳＧ型工程液压缸材料为４５号钢，其弹性模量为２２０ＧＰａ，泊松比为０．３．采用Ｓｏｌｉｄ９５号高阶三维实体单元，其中Ｓｏｌｉｄ９５单元是２０节点六面体单元，仿真精度高．采用自由网格（ｆｒｅｅ）划分，得到模型节点数２４６０２，单元数１２７９８．其网格模型如图２所示．1.2.2添加接触单元为了方便建立接触对，本文利用接触向导对话框对活塞杆与导向套之间和活塞与缸筒之间建立接触对来模拟活塞杆与缸筒之间的运动情况．设定接触刚度比例因子为１．1.2.3施加约束和载荷在模型上施加接近实际载荷，是获得结构应力云图的关键．在ＨＳＧ工程用型液压缸中，所要得到的主要有液压缸的应力分布及位移变化．所以要将外载荷转为内载荷，将工作液的压强转为缸体内部载荷的方式．根据液压缸的实际工作压力为１６ＭＰａ，根据国家规定的试验加载方式，对液压缸进行１．２５倍载荷的施加，即对液压缸施加２０ＭＰａ的力，分别对缸体内表面、下表面及活塞底端施加载荷，其中Ｓ处为施加部位．其约束和载荷的加载情况如图３所示．1.3液压缸系统应力分析基于ＡＮＳＹＳ的有限元求解器计算液压缸系统的位移云图，全局应力云图及局部应力云图．1.3.1液压缸位移计算云图图４所示为液压缸位移云图．图４液压缸位移云图Ｆｉｇ．４Ｔｈｅｄｉｓｐｌａｃｅｍｅｎｔｎｅｐｈｏｇｒａｍｏｆｈｙｄｒａｕｌｉｃｃｙｌｉｎｄｅｒ图２液压缸的网格划分Ｆｉｇ．２Ｔｈｅｍｅｓｈｍｏｄｅｌｏｆｈｙｄｒａｕｌｉｃｃｙｌｉｎｄｅｒ图３液压缸的约束和载荷Ｆｉｇ．３Ｔｈｅｃｏｎｓｔｒａｉｎｔａｎｄｌｏａｄｏｆｈｙｄｒａｕｌｉｃｃｙｌｉｎｄｅｒ2014年河南科技学院学报（自然科学版）68由图４可知，活塞杆头部变形量最大，最大值位于Ｍａｘ处，最小值位于Ｍｉｎ处．从其中液压缸的最大变形为０．２２４ｍｍ，位于活塞处．1.3.2液压缸应力计算云图图５为液压缸应力云图．图５液压缸应力云图Ｆｉｇ．５Ｔｈｅｓｔｒｅｓｓｎｅｐｈｏｇｒａｍｏｆｈｙｄｒａｕｌｉｃｃｙｌｉｎｄｅｒ由图５可知，最大应力为１７５ＭＰａ，位于耳环与活塞杆的连接处．图６为活塞杆与耳环连接处的应力分布．图６活塞杆与耳环连接处的应力分布Ｆｉｇ．６Ｔｈｅｓｔｒｅｓｓｄｉｓｔｒｉｂｕｔｉｏｎｉｎｔｈｅｐｉｓｔｏｎｏｆｒｏｄｃｏｎｎｅｃｔｉｏｎｗｉｔｈｅａｒｒｉｎｇｓ由图６可知，最大应力位于耳环与活塞杆的连接处，其应力值为１７５ＭＰａ．其中４５号钢的屈服强度为３６０ＭＰａ，抗拉强度为６１０ＭＰａ，则液压缸的安全系数，４５号钢的安全系数为１．２￣１．５，所以液压缸的设计满足强度要求．2结论本文基于ＡＮＳＹＳ对液压缸进行了较为系统有限元分析，建立了液压缸系统的有限元模型，并设计了边界条件及载荷施加原则；获得了液压缸系统的位移云图，其变形量及变形位置为产品改进提供依据；获得了液压缸系统的应力云图，其最大应力数据为强度计算提供了依据．所提的基于ＡＮＳＹＳ的有限元方法对于液压缸系统的研发与分析具有重要工程价值．参考文献：［１］刘相新，孟宪颐．ＡＮＳＹＳ基础与应用教程［Ｍ］．北京：科学出版社，２００６．［２］严海纲，黄泊戬，梅雪峰．采煤机摇臂壳体有限元分析［Ｊ］．煤矿机械，２０１１，３（１０）：４５－５０．［３］ＷａｎｇＨＦ，ＪｉａＫＫ，ＧｕｏＺＰ．ＲａｎｄｏｍｖｉｂｒａｔｉｏｎａｎａｌｙｓｉｓｆｏｒｔｈｅｃｈａｓｓｉｓｆｒａｍｅｏｆｈｙｄｒａｕｌｉｃｔｒｕｃｋｂａｓｅｄｏｎＡＮＳＹＳ［Ｊ］．ＪｏｕｒｎａｌｏｆＣｈｅｍｉｃａｌ＆ＰｈａｒｍａｃｅｕｔｉｃａｌＲｅｓｅａｒｃｈ，２０１４，６（３）：５３－５５．［４］陈敏；徐延金；涂能安．ＰＤＣ钻头单齿工作角度有限元仿真研究［Ｊ］．宜春学院学报，２００９（６）：３２－３５．［５］杨宏亮，彭岩．液压缸承受径向载荷的非线性有限元分析［Ｊ］．机械设计与制造，２００８，３（６）：２３－２６．［６］罗海萍，潘佐云，唐清春．基于ＡＮＳＹＳ的翻卷机液压缸的有限元分析［Ｊ］．广西工学院学报，２０１１，９（９）：４５－４９．（责任编辑：卢奇）蒋理剑等：液压缸系统基于ANSYS 的有限元应力分析第4期69。
重型液压支架歪架倒架机理
案例分析与实践经验分享
案例收集与整理
收集国内外重型液压支架歪架倒架的案例，整理并分析事故原因、处置过程及经验教训， 为预防和应对类似事故提供借鉴。
实践经验分享
通过组织专题研讨会、培训班等形式，分享行业内在预防和处理液压支架歪架倒架方面的 实践经验，共同提高行业安全水平。
技术创新与应用
鼓励企业、科研机构等进行技术创新，研发更加稳定可靠的重型液压支架，提升设备本质 安全，降低歪架倒架事故风险。
支架稳定性和平衡性分析
稳定性分析
• 地基承载力：支架的底座需与地层紧密接触，确保地 基承载力足够，防止支架下沉或失稳。
• 立柱平衡：支架的立柱在伸缩过程中需保持平衡， 避免因为受力不均导致支架扭曲或变形。
• 抗倾覆能力：支架的设计需考虑其抗倾覆能力，防 止在地下矿井不稳定岩层或受到外力时发生倾覆。
煤层厚度变化
煤层厚度的不均匀变化会对液压支架的稳定性产生影响，特别是在 薄煤层与厚煤层交替出现的情况下，支架容易失稳。
设备故障或操作不当导致的歪架倒架
1 2 3
液压系统故障
如液压泵、液压缸等部件发生故障，可能导致支 架无法正常升降或调整，进而引发歪架倒架事故 。
结构件疲劳断裂
液压支架在长时间高应力作用下，结构件可能发 生疲劳断裂，从而失去承载能力，导致歪架倒架 。
对制造工艺进行持续改进，采用先进的生产技术和设备，严格控制材料质量、热处理工艺、焊接质量等环节，提高支 架的制造精度和稳定性。
完善使用操作规程
制定更加完善的使用操作规程，加强对操作人员的培训和考核，确保在使用过程中能够正确、规范地操 作重型液压支架，减少因操作不当导致的歪架倒架事故。
推动行业安全标准与规范的提升
液压支架立柱以及千斤顶的故障原因与改善措施
机械管理开发MECHANICAL MANAGEMENT AND DEVELOPMENT 总第213期2021年第1期Total 213No. 1,2021经验交流DOI:10.16525/l4-1134/th.2021.()1.112液压支架立柱以及千斤顶的故障原因与改善措施宋昊妍（大同煤矿集团有限责任公司安全管理监察局，山西大同037003）摘要：基于液压支架立柱以及千斤顶在煤矿作业中的重要性，为了提高液压支架立柱以及千斤顶在生产工作中的效率，通过分析煤矿作业中殳柱和千斤顶可能会出现的损坏或者效果不佳等问题，对各千斤顶和立柱效果降低的原因进行探究，提出了相应的解决措施和提髙效率的方法，以改善殳柱以及千斤顶失效的情况，提高煤矿作业的安全生产效率。
关键词：千斤顶立柱影响因素密封件中图分类号:TD355-.3 文献标识码：A 文章编号:1003-773X （ 2021 ）01 -0264-02引言同煤集团某矿具备664台采煤工作面液压支 架。
在各项条件中，该矿井的地质条件比较复杂，具 体而言地面标高的范围为-670—871 m,工作面的 倾斜长度为229 m,采高为7.2 m,工作面的平均倾 角度为28。
，走向长度的范围为600-1 211 m,并且具有较多的断层以及顶板具有破碎的情况。
除此之 外,工作面井下具备大量的腐蚀性介质,平均相对湿 度大约达到75%以上。
由于受腐蚀性介质的影响， 液压支架立柱以及千斤顶会有一定程度的磨损、侵 蚀以及偏载等，严重时导致设备失效,给现场的安全生产带来一定的危害。
基于这种情况和条件,本研究 经过对立柱和千斤顶的损坏情况进行详细研究分析,有针对性地寻找避免损坏的措施,并在现场进行 应用反馈取得了较好的成效。
1立柱和千斤顶的结构介绍1.1立柱的结构立柱是帮助液压支架实现承载以及支撑功能的重要构造，根据伸缩的级数，立柱可分为以下三种类型，分别是三伸缩（较少使用）、双伸缩以及单伸缩 （加长杆）。
从液压造成的高度看阿基米德原理和帕斯卡定律
阿基米德原理
浸在液体中的物体受到向上的浮力，浮力的大小等于物体 排开的液体所受的重力。
液体动力学基础
01
伯努利方程
在理想液体中作稳定流动时，具有压力能、位能和动能三种形式，它们
之间可以相互转化，且总和保持不变。
02
帕斯卡定律
加在被封闭液体上的压强能够大小不变地由液体向各个方向传递。
04
辅助装置
除上述三部分以外的其他装置， 例如油箱、滤油器、冷却器、加 热器、蓄能器、油管及管接头、 密封圈、快换接头、高压球阀、 胶管总成、测压接头、压力表、 油位油温计等。
液体静力学基础
静止液体中的压强分布规律 静止液体中任一点的压强，由液面上的压强（大气压强或 液面上的气体压强）和该点距液面的垂直高度所决定，而 与该点的方位无关。
帕斯卡定律
帕斯卡定律是流体静力学的基本原理，它指出在密闭容器内，施加于静止液体 上的压强可以等值传递至液体内部各个点和各个方向。帕斯卡定律为液压传动 提供了理论基础。
研究目的和意义
揭示液压传动基本原理
通过深入研究阿基米德原理和帕斯卡定律，可以更加深入地理解液压传动的基本原理和工作 机制，为液压传动系统的设计和优化提供理论指导。
02
阿基米德原理是流体力学的基础理 论之一，对于理解液体中物体的受 力情况和运动规律具有重要意义。
浮力产生原因及大小计算
浮力产生原因
物体在液体中受到向上的浮力，是因为物体排开了与其体积相 等的液体，使得液体对物体产生一个向上的压力差。
浮力大小计算
根据阿基米德原理，物体在液体中所受的浮力等于排开的液体 所受的重力，即F浮=ρ液gV排，其中ρ液为液体密度，g为重力 加速度，V排为物体排开液体的体积。
试析液压支架立柱外缸体的设计
试析液压支架立柱外缸体的设计引言立柱是支架的承載构件，它长期处于高压受力状态，它的工作性能直接影响整个支架的工作状态。
因此在设计立柱时除应具有合理的工作阻力和可靠的工作特性外，还必须有足够的抗压、抗弯强度，良好的密封性能，结构要简单，并能适应支架的工作要求。
在生产实际中，外缸体的变形主要有缸体胀缸、人为破坏、密封失效等几方面，其中液压支架立柱胀缸问题越来越突出，大修液压支架立柱的胀缸比例约占20%，给生产维检带来很大压力，对安全生产与优质高效造成影响。
因此，研究分析研究立柱外缸体的变形、探讨有效防范及处置处理措施，对于煤矿企业综合机械化采煤降耗提效、促进安全生产、提升企业科技管理水平等方面，都具有重要意义。
本文主要将以ZY10000/28/62D中的立柱外缸体为例，运用SolidWorks Simulation 有限元分析软件对外缸筒进行分析，提出具体的设计改进措施，避免出现由于缸体变形而影响工作的现象发生。
一、建模ZY10000/28/62D型支架立柱的结构如图1所示，为双伸缩柱塞式结构，主要由外缸体、中缸体、活柱等构成。
从二维零件图可以获得尺寸，其中主尺寸如下：立柱总长L=5860mm，外缸体L1=2278mm，中缸体L2=2168mm，活柱L3=2220mm，外缸体内径D1=400mm，中缸体外径D2=380mm，活柱直径D3=260mm。
二、缸体的强度校核双伸缩立柱的外缸、中缸多数用27SiMn无缝钢管制作，液压支架立柱的壁厚（mm）一般为，即中等壁厚，按（1-1）式计算：（1-1）式中p—液压缸的最大工作压力，MPa；C—考虑关闭公差及侵蚀的附加厚度，mm；一般取2mm。
—强度系数，无缝钢管的=1；[]—缸体材料许用应力，MPa。
已知D=400mm，p=31.5MPa，C=2，=1，查表取安全系数：n=5；选取缸体材料为27SiMn，经查表得σb=980 MPa ，[]=σb/n=196 MPa。
基于Creo的液压缸设计及优化
Ｃ ｒ ｅ ｏ 软 件 对液压 缸进 行三 维建模 和 受力分析 ， 得 出缸 体 的应 力和应 变分 布 图。利 用 Ｃ ｒ ｅ ｏ软件
自身的优 化设计 功 能对液 压缸进 行 了优化 设 计。通 过 实践证 明 ， 优 化设 计合理 。
关键 词 ： 液压缸 ； 设计 ； Ｃ ｒ ｅ ｏ ； 优 化 中图分 类号 ： Ｔ Ｈ１ ３ ７ ． ５ １ 文 献标识 码 ： Ａ 文章 编号 ： １ ０ ０ ９— ５ ４ ６ ２ （ ２ ０ １ ６ ） ０ ３— ０ ０ ４ ９— ０ ３
刚度 校核 等分 析还不 成熟 。新设 计 的液压 缸采 用样 品 和人工 校 核 的方 法 费时 费力 ， 不 能 提升 设计 效 率 。 而 采用数 字化 仿真技 术 ， 不 但 可 以省 时省 力 ， 还 能对 产 品进 行 仿 真 ， 及 时进 行 优 化设 计 。Ｃ ｒ ｅ ｏ软件 在 众
在 本设 计 中 ， 缸壁、 缸底 和进 油 口受到 高压 油 的作用 ， 故 对 这 三个 区域进 行 网格 细分 。在 Ａ ｕ ｔ ｏ Ｇ Ｅ Ｍ 选 项 中， 类 型选 择 “ 最大 元素 尺寸 ” ， 参 照 曲面选择 缸 壁 、 缸底 和进 油孑 Ｌ ， 元 素 尺 寸定 义 为 ｌ Ｏ ｍ ｍ。进 行 网格 创 建， 创建了 ３ ２ ０个 元 素和 １ ０ ０ ０ ５个 节点 ， 计算 机 用时 ５ ． １ ８分钟 。而将 元 素尺寸 定义 为 ２ ０ ｍ ｍ 时则创 建 了
利用 Ｃ ｒ ｅ ｏ软件 进行 三维建 模 。建模 过程 中用 拉伸 、 凸 台 和旋 转 等一 系列命 令 可 建 立液 压 缸 的实 体
模型， 如图 １ 所示 。考 虑到 模型 的对 称性 ， 在 进 行 分析 时 可 以 简化 成 半 个模 型进 行 析计 算 ， 缩 短计算 时 间 。简化后 的模 型 如图 ２所示 。
深层平板载荷试验检测报告
深层平板载荷试验检测报告一、试验目的本试验旨在研究深层平板在不同载荷下的受力状况，以评估其承载能力和安全性。
二、试验方法1.装载试验：采用液压油缸施加不同程度的垂直压力，记录油缸输出压力和产生的平板挠度。
2.图像分析：使用高分辨率摄像机记录平板形变过程，并通过图像分析软件提取平板的挠度数据。
三、试验装置1.液压油缸：具有可调节输出压力的液压缸装置。
2.平板支撑架：用于支撑试验平板的钢制支架。
3.摄像机：高分辨率摄像机用于记录平板形变过程。
4.图像分析软件：用于提取平板挠度数据和分析结果。
四、试验过程1.安装平板：将试验平板放置在支撑架上，并校正水平度。
2.调节油缸压力：设置液压油缸输出压力，并记录压力数值。
3.开始试验：开始施加垂直压力，并记录油缸输出压力和平板挠度数据。
4.停止试验：根据试验要求，逐渐增加或减小压力，并记录相应的油缸输出压力和平板挠度数据。
5.图像记录：使用摄像机记录平板形变过程，并保存成视频文件。
6.数据分析：使用图像分析软件，提取平板挠度数据，并绘制载荷-挠度曲线。
五、试验结果与分析经过试验，得到了不同载荷下平板的挠度数据，并绘制出载荷-挠度曲线如下：载荷（N）挠度（mm）10000.520000.830001.240001.550001.8根据实验结果可以发现，在增加载荷的情况下，平板的挠度呈线性增加，且挠度与载荷之间存在明显的正相关关系。
六、试验结论通过本次试验可以得出以下结论：1.深层平板在不同载荷下具有一定的承载能力，但随着载荷的增加，挠度也随之增加，表明平板的变形程度随着载荷的增大而增加。
2.根据试验数据，可以绘制载荷-挠度曲线，进一步评估平板的变形情况，并确定其安全工作范围。
七、改进措施根据试验结果和分析，可以采取以下改进措施：1.增加平板的厚度，提高其承载能力，减小挠度。
2.在平板的设计中考虑加入加强筋或承重骨架，增加其结构强度和稳定性。
3.进一步优化平板的材料选择和结构设计，以获得更好的承载和变形性能。
连铸机中间罐倾翻装置优化设计
连铸机中间罐倾翻装置优化设计陈中凯① 戴本俊 尹平 徐林林 毛庆云 郭君（马钢股份有限公司特钢公司 安徽马鞍山２４３０００）摘 要 介绍了用于配套连铸机的中间罐倾翻装置的基本原理和设备参数，详细阐述了中间罐倾翻装置翻转不到位和顶出液压缸活塞杆弯曲的问题，结合现场观察和分析计算，找到了产生上述问题的原因，对顶出中间罐倾翻装置进行了改进，彻底解决了中间罐倾翻装置的翻转不到位和顶出液压缸活塞杆弯曲的故障。
关键词 中间罐 倾翻装置 液压缸 活塞杆 顶渣头Ｄｏｉ：１０ ３９６９／ｊ ｉｓｓｎ １００１－１２６９ ２０２２ Ｚ１ ０１７ＦａｕｌｔＡｎａｌｙｓｉｓａｎｄＩｍｐｒｏｖｅｍｅｎｔｏｆＴｕｎｄｉｓｈＴｉｐｐｉｎｇＤｅｖｉｃｅｏｆＣｏｎｔｉｎｕｏｕｓＣａｓｔｅｒＣｈｅｎＺｈｏｎｇｋａｉ ＤａｉＢｅｎｊｕｎ ＹｉｎＰｉｎｇ ＸｕＬｉｎｌｉｎＭａｏＱｉｎｇｙｕｎ ＧｕｏＪｕｎ（ＭａａｎｓｈａｎＩｒｏｎａｎｄＳｔｅｅｌＣｏ．，Ｌｔｄ．，ＳｐｅｃｉａｌＳｔｅｅｌＣｏｍｐａｎｙ Ｍａ‘ａｎｓｈａｎ２４３０００）ＡＢＳＴＲＡＣＴ Ｔｈｉｓｐａｐｅｒｉｎｔｒｏｄｕｃｅｓｔｈｅｂａｓｉｃｐｒｉｎｃｉｐｌｅａｎｄｅｑｕｉｐｍｅｎｔｐａｒａｍｅｔｅｒｓｏｆｔｕｎｄｉｓｈｔｉｐｐｉｎｇｄｅｖｉｃｅｕｓｅｄｆｏｒｓｕｐｐｏｒｔｉｎｇｃｏｎｔｉｎｕｏｕｓｃａｓｔｅｒ，ａｎｄｅｘｐｏｕｎｄｓｉｎｄｅｔａｉｌｔｈｅｐｒｏｂｌｅｍｓｏｆｉｎａｄｅｑｕａｔｅｔｉｐｐｉｎｇｏｆｔｕｎｄｉｓｈｔｉｐｐｉｎｇｄｅｖｉｃｅａｎｄｂｅｎｄｉｎｇｏｆｐｉｓｔｏｎｒｏｄｏｆｅｊｅｃｔｏｒｈｙｄｒａｕｌｉｃｃｙｌｉｎｄｅｒ．Ｃｏｍｂｉｎｅｄｗｉｔｈｆａｕｌｔｐｈｅｎｏｍｅｎｏｎａｎｄｔｈｅｏｒｅｔｉｃａｌｃａｌｃｕｌａｔｉｏｎ，ｔｈｅｃａｕｓｅｓｏｆｔｈｅａｂｏｖｅｐｒｏｂｌｅｍｓａｒｅｆｏｕｎｄ，ａｎｄｔｈｅｅｊｅｃｔｏｒｔｕｎｄｉｓｈｔｉｐｐｉｎｇｄｅｖｉｃｅｉｓｉｍｐｒｏｖｅｄ．Ｔｈｅｆａｕｌｔｓｏｆｉｍｐｒｏｐｅｒｔｕｒｎｏｖｅｒｏｆｔｕｎｄｉｓｈｔｉｌｔｉｎｇｄｅｖｉｃｅａｎｄｂｅｎｄｉｎｇｏｆｐｉｓｔｏｎｒｏｄｏｆｅｊｅｃｔｏｒｈｙｄｒａｕｌｉｃｃｙｌｉｎｄｅｒａｒｅｃｏｍｐｌｅｔｅｌｙｓｏｌｖｅｄ．ＫＥＹＷＯＲＤＳ Ｔｕｎｄｉｓｈ Ｔｉｐｐｉｎｇｄｅｖｉｃｅ Ｈｙｄｒａｕｌｉｃｃｙｌｉｎｄｅｒ Ｐｉｓｔｏｎｒｏｄ Ｓｌａｇｊａｃｋｉｎｇｈｅａｄ１ 前言连铸中间包倾翻装置是连铸机的重要配套设备［１］，某公司五机五流大圆坯连铸机项目为了顺利地倒出圆坯中包的铸余钢渣，该生产线配置了一台连铸机中间罐倾翻装置，方便重新对中间罐耐材进行修补，以便下次使用。
张拉液压千斤顶的校验
171中国设备工程C h i n a P l a n t E n g i n e e r i ng中国设备工程 2021.01 （上）依据武陵山片区区域发展与扶贫攻坚规划，作为武陵山核心区域的湖南湘西州迎来了发展的大好机遇。
湘西州内大量国家、省重点工程相继开工建设。
作为桥梁建设重要工具的张拉液压千斤顶，其性能优劣直接影响桥梁质量。
作为四省边区开展多年千斤顶校验的法定检定机构的检定人员就张拉液压千斤顶校验，进行简单的探究，供同行探讨。
1 张拉用液压千斤顶的校验1.1 对液压千斤顶进行校验的原因在前面我们简单的说明液压千斤顶的原理，知道液压千斤顶作为一个液压系统由多个部件组成。
各部件在加工过程中，实际尺寸和表面粗糙程度不同及在安装过程中密封圈和防尘圈松紧程度不同，造成液压千斤顶内摩擦阻力不同，内摩擦阻力随着液压油温度和液压油压强的高低而变化，从而造成液压千斤顶负载与理论值的偏差。
我们就液压千斤顶中液压油缸的工作面受力情况，做一个受力分析。
图1我们知道，就单个液压顶而言，在加工完成后，油缸的工作面的面积S 是一定的。
液压油的作用力随液压油的压强变化而变化。
油缸的工作面在液压油压强的推动下，向上运动。
油缸工作面负载达到力平衡时，其受力情况如图1所示。
我们可以得出：液压油的作用力P·S=负载力F ＋内摩擦力f可见：负载力F ＜液压油的作用力P·S 。
换而言之，从理论上得到的负载力P·S ＞工作实际中的负载力F 。
根据铁路桥涵施工规范——张拉液压千斤顶在张拉前必须经过校正，校正系数不得大于1.05。
1.2 什么情况下对液压千斤顶进行校验（1）新购的液压千斤顶。
（2）指示装置不能回零，对其维修，合格后。
（3）更换指示装置。
（4）液压千斤顶在使用工程中，出现其他不正常现象。
（5）根据铁路桥涵施张拉液压千斤顶的校验杨超（湖南省湘西土家族苗族自治州质量检验及计量检定中心，湖南 湘西 416000）摘要：为了更好地服务湘西州基础建设，本文就基础建设中重要的工具张拉液压千斤顶校验等一系列问题结合工作实践进行了探讨。
超高压缸自紧增强实验研究
佳， 袁其 源
６０ ３ ） １０ ９
摘
要 ： 对超高压缸的内应力进行 了理论分析 ， 采用液压机 直压 的方 法对超高压 缸进行 了疲劳实验 。实验结果 表明 ，
在试验条件下 ， 采用外 内径 的比值为 ２ ２ 材料为 ４ Ｃ 、 ．５、 ０ ｒ经过 自紧处理的超高压缸在承受相 同压力条件下 缸体的壁厚最
Ｙ Ｎ ｈ— ｎ ， Ｅ ｕｙｎ ， Ｉ Ｎ ｉ， Ｕ Ｎ Ｑ — ａ Ａ ＧＺ ｉｅｇ Ｌ Ｉ — ｇ Ｘ Ｏ ＧＪ Ｙ Ａ ｉ ｕ ｎ ｆ Ｙ ｏ ａ ｙ
（ ｉｕ ｎｖｒｔ， ｈ ｎｄ １０ ９，ｈｎ ） Ｘｈ ａＵ ｉｅ ｉ Ｃ ｅｇｕ６ ０ ３ Ｃ ｉ ｓｙ ａ
Ａｂ ｔａ ｔ Ｔ ｅ ｉ ｔｒｏ ｔ ｓ ｆｓ ｐ ｒｈ ｇ ｒｓ ｕ ｅ ｃ ｌ ｄ ｒ ｗ ｓ ａ ａ ｙ ｅ ｈ ｏ ｅｉａｌ ． Ｔ ｅ ｅ ｐ ｒ ｎｓ ｏ ｙ ｉｄ ｒ ｆｔ ｕ ｓｒ ｃ ： ｈ ｎ ｅ ｒｓｒ ｓ ｏ ｕ ｅ — ｉｈ ｐ ｅ ｓ ｒ ｙｉ ｅ ａ ｎ ｌ ｚ ｄ ｔ ｅ ｒ ｔ ｌ ｉ ｅ ｎ ｃ ｙ ｈ ｘ ｅｉ ｍｅ ｔ ｎ ｃ ｌ ｅ ａｉ ｅ ｎ ｇ ｗ ｒ ａ ｒ ｄ ｏ ｔ ｎ ｈ ｄ ａ ｌ ｃ ｉ ｅ ｔ ｓ ｓ ｏ ａ ｎ ｔ ｅ ｅ ｐ ｒ ｎ ａ ｏ ｄ ｔ ｎ， ｅ ｈ ａｉ ｆ ｕｓｄ ｉｍｅｅ ｎ ｅ ｅ ｃ ｒｉ ｕ ｙ ｒ ｕ ｉ ｍａ ｈ ｎ ．Ｉ ｗａ ｈ ｗｓｔ ｔ ｘ ｅ ｍｅ ｔｌ ｎ ｉ ｏ ｗｈ ｎ ｔ ｅ ｒ ｔ ｏ ｔｉ ｅｄ ａ ｔｒｔ ｉ — ｅ ｏ ｃ ｈ ｏ ｈ ｉ ｃ ｉ ｏ ｏ ｏ ｓｄ ｉｍｅ ｅ Ｓ ． ５．ｃ ｌｎ ｅ ｔｒ ｌ Ｓ４ Ｃｒ ｎ ｅ ｃ ｌ ｄ ｒ ｓｍｅ ｈ ｎ ｃ ｌ ｕ ｏｒ ｔ ｇ ｄ．ｔ ｅ ｃ ｌ ｄ ｒｔ ｉｋ ｅ ｓｉ ｔ ｉｎ ｓ ｉ ｅ ｄ ａ ｔｒｉ ２ ２ ｙ ｉ ｄ ｒｍａｅ ｉ ｉ ０ ｄ ｔ ｙ ｉ ｅ ｃ ａ ｉａ ｔｆ ｔ ｅ ａ ａ ｈ ｎ ｗａ ａ ｅａ ｈ ｙｉ ｅ ｃ ｎ ｓ Ｓ ｈ ｎ ｅ ｔ ｎ ｈ
工程机械液压缸焊接性能研究
工程机械液压缸焊接性能研究摘要：作为我国国民经济发展的重要组成部分，工程机械的发展一直是国家重点关注的方面，而其中焊接技术作为重要的技术一直备受关注，机械加工技术的高低直接影响到一个国家的综合实力高低的重要指标。
伴随着我国经济水平的进一步提高，城市化进程的速度也在加快，我国机械行业中的焊接水平也在不断进步，本文对工程机械液压缸焊接性能研究进行分析，以供参考。
关键词：工程机械；液压缸；焊接性能引言目前，随着经济的发展、人工成本的增加和生产效率的提升，工业车辆以其转弯半径小、工作效率高等诸多优势而越来越多的在工厂、仓库、码头、货场等场所被应用，近二十年来，无论经济趋势如何变化，工业车辆一直保持着稳定的增长趋势，因此工业车辆行业也被称为“工业中的日不落行业”。
1工程机械焊接技术第一是激光焊接技术。
在企业应该激光焊接技术过程中，借助其中激光具有的辐射性能，然后不断对结构部件的表面实施加热处理，最终确保热量能够通过焊接件的表面，实现对内部构造加热的处理目标，保证整体构件能够融化，为接下来的特定熔池部分的操作打下良好的基础。
激光焊更广泛应用于薄板焊接，6mm以下是它擅长的领域。
对零部件的焊前准备要求较高，错边量、组对间隙、坡口需精加工。
但是根本上其焊接外观、效率、自动化程度应用较为突出。
第二是搅拌摩擦焊接工艺。
所谓的搅拌焊接工艺技术，在使用当中，就是工作人员将结构件放置到快速搅拌的工序当中，针对其中形成的摩擦力以及较强的温度，最终保证结构件达到融化的目的，最终确保不同类型的材料能够有效的结合使用。
2液压缸执行动作滞后2.1液压缸实际工作压力达到规定要求，但液压缸仍然不工作这就要从液压缸的结构上找问题。
比如，活塞在缸筒中移动到两端极限位置时与液压缸两端端盖，活塞遮挡住了进出油口，导致油液进不到液压缸工作腔而活塞不能动作；液压缸出现拉缸导致液压缸活塞烧死，此时虽然缸内压力达到规定压力值，但缸内活塞仍然动作不了。
基于Simulation的液压缸外缸筒变形分析
设备 操作 失 灵 和 人 身 事故 。２ ａ３级 液 压 缸 主 １ＭＰ
要用于钻井支架 的竖起 与放 落，由于压力较 大 ， 工作 时 容 易 出现 泄 漏 现 象 。本 文 运 用 Ｓｌ Ｗｏｋ ｏ ｄ ｒｓ ｉ Ｓｍ ｌ ｉ ｉ ｕａ ｏ ｔ ｎ有 限元分 析 软 件对 外 缸 筒 进 行 分 析 ，并 提 出改进 方法 ，有效 地解决 了其 泄漏 问题 。
基 于 Ｓｍｕａｉｎ的液压 缸外 缸 筒变 形 分析 ｉ ｌｔ ｏ
赵 玉奇 李瑞 珍 罗春 虎 １河南省化 学工业 学校
摘
郑 州 ４ ０ ４ ２郑 州大学机械 工程 学 院 ５０ ２
郑 州 ４ ０ ０ ５０ １
要 ：针对液压 系统 的重要执行部件多级液压缸 在工作 过程 中出现的外缸 筒变形 ，进 而导致 的液压油泄
泄 漏则 造 成 工作 介 质 浪 费 和 环境 污 染 ，甚 至 引 发 对环 形槽 的 轴 向 压 力 。 由于 开 有 环 形 槽 ，缸 筒 的 壁厚 被 削弱 。在 承 受 较 大 压 力 时 ，外 缸 筒 会 出现 “ 叭 口” 状 的变形 ，从 而导 致液 压 油 泄漏 ，影 响 喇
《 起重运输机械》 ２ １ （ ） ００ ９
３ 一 ２
分析 、设计 优化 、线 性 和 非线 性 分 析 等 。与 Ａ ｓｓ ｎｙ 等有 限元分 析 软 件 相 比，Ｓｍ ｌｉｎ以其 直 观性 和 ｉｕａｏ ｔ
ｔ ｅ ｉ ｏ ｔｎ ｘ ｃ ｔ ｅ ｃ ｍｐ ｎ ｎ ｌ －ｔｇ ｙ ｉ ｄ ｒｏ ｅ ｈ ｄ ａ ｌ ｙ ｔ ｍ ， ｎ ｐ ｃｆ ａ ｕ ｅ ｆｉ ｒｖ ｎ ｅｄ － ｈ ｍｐ ｒ ｔｅ ｅ ｕ ｉ ｏ ｏ ｅ ｔｍｕｔ ｓａ ｅ ｃ ｌ ｅ ｔ ｙ ｒ ｕ ｉ ｓ ｓｅ ａ ｖ ｉ ｎ ｆ ｈ ｃ ａ ｄ ｓ ｅ ｉ ｃｍｅ ｓ ｒ ｓｏ ｉ ｍｐ ｏ ｉ ｇ ｔ ｅ ｈ ｓ ｎ ａｅ ｐ ｏ ｏ ｅ ａ ｅ ｎ ａ ａｙ ｉ ｒｓ ｌ ｏ ａ ｏｄ ｌ ａ ａ ｅ ｉ ｒ ｒｐ ｓ ｄ ｂ ｓ ｄ ｏ ｎ ｌｓｓ ｅ ｕｔ ｔ ｖ ｉ ｅ ｋ ｇ ． ｇ ｓ Ｋｅ ｗｏ ｄ ｙ ｒ ｓ：ｈ ｄ ａ ｌ ｙ ｉ ｄ ｒ ｕ ｅ ｙｉ ｄ ｒ ｅ ｋ ｇ ；ｓｒ ｓ ；ｓｍｕ ａｉｎ ｙ ｒｕ ｉ ｃ ｌ ｅ ；ｏ ｔ ｒｃ ｌ ｅ ；ｌ ａ ａ ｅ ｔｅ ｓ ｉ ｌ ｔ ｃ ｎ ｎ ｏ
浅谈使用VCCM 方程进行液压油缸流量速度计算
浅谈使用 VCCM 方程进行液压油缸流量速度计算
蔡国汉，刘语，杜卫华 （中港疏浚有限公司，上海 200000）
摘要：液压油缸运动速度计算一般使用比较通俗易懂的 V=Q/A 方程式，其成立的前提条件就是油缸已经移动到位 且油缸活塞等执行器上的合力为零不再变化，在油缸尚未执行到位且还在运动过程中，单使用此方程计算是片面的， 而 VCCM 方程式提供了计算液压伺服系统最大稳定速度的更精确的方法。本文主要是介绍计算阀控缸控制下运动机构 速度的方法之一。
自然界有两大守恒定律，即质量守恒与能量守恒。液压 机构内液压油的流动过程遵循质量守恒定律。在流体力学中， 流体过流截面积与流体速度的乘积为通过的流量体积，简化 的连续性方程数学表达式为：Q=A•V。
在液压油缸的速度控制上，大部分人的理解即速度等 于流量除以面积，即 V=Q/A。这公式成立的前提条件就是油 缸的活塞与活塞杆处于运动状态并且处于受力平衡状态。 然而现实状态中，前提条件很难成立，公式 V=Q/A 的存在 使人误以为如果减小油缸面积，或者提高供油流量就可以 提高速度。
表1
时间 2017.1.1 2017.5.17 2017.5.28 2017.5.31 2017.6.22 2017.7.23 2017.8.3
负荷 (KNm3/h) 表冷器压力 (KPa)
96.78
-78.64
85.49
-78.29
91.13
-72.22
91.89
-70.02
96.24
-67.72
合成气压缩机透平表冷器真空度下降的原因有很多，主 要影响因素如下：
（1）表冷器循环冷却水流量低，冷却量不足，引起换 热器换热效果差。
液压缸缸筒刮削变形关键技术研究与应用
中图分类号 ： Ｔ Ｈ１ ３ ７ ． ５ １
文献标识码 ： Ａ
பைடு நூலகம்
文章 编 号 ： １ ０ ０ ８ — ０ ８ １ ３ （ ２ ０ １ ３ ） ０ ９ — ０ ０ ７ ５ — ０ ２
Ｓ ｔ ｕ ｄ ｙ ａ ｎｄ Ａｐ ｐ ｈ ｃ ａ ｔ ｉ ｏ ｎ ｏ ｆ Ｄｅ ｆ ｏ ｒ ｍａ ｔ ｉ ｏ ｎ ｆ ｏ ｒ Ｈｙｄ ｒ ａ ｕ ｈｃ Ｃｙ ｌ ｉ ｎｄ ｅ ｒ Ｓ ｋ ｉ ｖ ｉ ｎｇ
０ 引 言
液压 油 缸在 工 程 机 械设 备 中 占有重 要 的地 位【 １ １ ． 是
化， Ｃ Ｐ Ｋ值 由一 Ｏ ． １ ３提 升 至 １ ． ２ ， 因此 ， 试 验结 果 显示 采 用 两 刃 刀加 工 缸筒 内孔 。 内孔 质量 得 到 很 大提 高 ． 缺 陷 率 明显 降低 。
ｈ ｏ ｌ ｅ ，ｆ ｏ ｒ ｉ ｍｐ ｒ ｏ ｖ ｉ ｎ ｇ ｓ ｔ ｕｃ ｒ ｔ ｕ ｒ ｅ ｏ ｆ ｔ ｈ ｅ ｔ ｏ ｏ １ ．Ｃ ｏ ｍｐ ａ ｒ ａ ｔ ｉ ｖ ｅ ｌ ｙ ａ ｎ ａ ｌ ｙ ｚ ｉ ｎ ｇ ｃ ｈ ａ ｎ ｇ ｉ ｎ ｇ ｏ ｆ ｔ ｏ ｏ ｌ ｉ ｎ ｇ ｐ ｒ ｏ ｃ ｅ ｓ ｓ ｃ ａ ｐ ａ ｂ ｉ ｌ ｉ ｔ ｙ ，ｔ ｈ ｅ ｒ ｅ ｓ ｕ ｌ ｔ ｓ ｈ ｏ ｗｓ ｈａ ｔ ｔ ｑ ｕ ａ ｌ ｉ ｔ ｙ ｏ ｆ ｉ ｎ ｎ ｅ ｒ ｈ ｏ ｌ ｅ ｍａ ｃ ｈ ｉ ｎ ｉ ｎ ｇ ｈ ａ ｓ ｂ ｅ ｉ ｎ ｇ ａ ｇ ｒ ｅ ａ ｔ ｉ ｍｐ ｒ ｏ ｖ ｅ ｍｅ ｎ ｔ ． Ｋｅ ｙ ｗｏ ｒ ｄ ｓ ：ｈ ｙ ｄ ｒ ａ ｕ ｌ ｉ ｃ ｃ ｙ ｌ ｉ ｎ ｄ ｅ ｒ ；ｄ ｅ ｆ ｏ ｍ ａ ｒ ｔ ｉ ｏ ｎ； ｃ ｕ ｔ ｔ ｉ ｎ ｇ ｔ ｈ ｅ ｏ ｒ ｙ； ６ 盯
中国学者出席第六届亚洲国际摩擦学大会
第二组实验测量变间隙密封液压缸在采用带槽唇边活塞时的内泄漏量㊂实验方法与第一组实验相同㊂实验得到的２种变形活塞的压差－内泄漏量曲线如图１３所示㊂在相同压力下，采用带槽唇边活塞的液压缸内泄漏量更小，即在相同压力下，带槽唇边活塞的变形量更大㊂随着工作压力的升高，活塞唇边变形量逐渐增大，采用２种不同活塞的液压缸均在工作压力约为６ ３ＭＰａ时内泄漏量达到最大值，此后，内泄漏量因活塞唇边变形不断增大产生的变间隙密封作用而逐渐减小㊂由此可验证前述理论推导的２种结构唇边变形公式的准确性和仿真模拟所得唇边变形规律的合理性㊂图１３㊀２种变形活塞的压差－内泄漏量曲线Ｆｉｇ１３㊀Ｔｈｅｃｕｒｖｅｓｏｆｄｉｆｆｅｒｅｎｔｉａｌｐｒｅｓｓｕｒｅ⁃ｉｎｔｅｒｎａｌｌｅａｋａｇｅｏｆｔｗｏｋｉｎｄｓｏｆｐｉｓｔｏｎｓ４ 结论（１）对液压缸活塞建立端面受压力的悬臂梁物理模型，利用纵横弯曲理论推导出无槽和带槽唇边变形活塞的唇边变形数学模型㊂通过仿真分析验证了该数学模型较为真实地反映了唇边变形规律，同时通过实验进一步证实了２种不同结构唇边的变形规律㊂（２）仿真分析表明，无槽唇边活塞的唇边变形近似呈喇叭形，最大变形量位于唇边端部；带槽唇边活塞的变形近似呈腰鼓形，最大变形量位于均压槽处且靠近唇边端部的一侧㊂（３）实验结果表明，在相同压力下，带槽唇边活塞的变形量较无槽唇边活塞更大，密封性能更好，变间隙密封响应也更快㊂参考文献ʌ１ɔ湛从昌，邓江洪，陈奎生．低摩擦高频响变间隙密封液压缸研究［Ｊ］．机械工程学报，２０１５，５１（２４）：１６１－１６７．ＺＨＡＮＣＣ，ＤＥＮＧＪＨ，ＣＨＥＮＫＳ．Ｒｅｓｅａｒｃｈｏｎｌｏｗ⁃ｆｒｉｃｔｉｏｎａｎｄｈｉｇｈ⁃ｒｅｓｐｏｎｓｅｈｙｄｒａｕｌｉｃｃｙｌｉｎｄｅｒｗｉｔｈｖａｒｉａｂｌｅｃｌｅａｒａｎｃｅ［Ｊ］．ＪｏｕｒｎａｌｏｆＭｅｃｈａｎｉｃａｌＥｎｇｉｎｅｅｒｉｎｇ，２０１５，５１（２４）：１６１－１６７．ʌ２ɔ刘先斌，徐小明．基于ＰＬＣ的双液压缸剪切式破碎机自动控制［Ｊ］．机床与液压，２０１６，４４（２２）：１３５－１３７．ＬＩＵＸＢ，ＸＵＸＭ．ＡｕｔｏｍａｔｉｃｃｏｎｔｒｏｌｒｅｆｏｒｍａｔｉｏｎｆｏｒｄｏｕｂｌｅｈｙｄｒａｕｌｉｃｃｙｌｉｎｄｅｒｓｈｅａｒｃｒｕｓｈｅｒｂａｓｅｄｏｎＰＬＣ［Ｊ］．ＭａｃｈｉｎｅＴｏｏｌ＆Ｈｙｄｒａｕｌｉｃｓ，２０１６，４４（２２）：１３５－１３７．ʌ３ɔ付曙光，文明，杨浩，等．压力补偿变间隙密封液压缸研究［Ｊ］．液压与气动，２０１５（１）：１２８－１３０．ＦＵＳＧ，ＷＥＮＭ，ＹＡＮＧＨ，ｅｔａｌ．Ｐｒｅｓｓｕｒｅｃｏｍｐｅｎｓａｔｉｏｎｈｙｄｒａｕｌｉｃｃｙｌｉｎｄｅｒｗｉｔｈｖａｒｉａｂｌｅｃｌｅａｒａｎｃｅｓｅａｌ［Ｊ］．ＣｈｉｎｅｓｅＨｙｄｒａｕｌｉｃｓ＆Ｐｎｅｕｍａｔｉｃｓ，２０１５（１）：１２８－１３０．ʌ４ɔ高雨，傅连东，湛从昌，等．液压缸活塞变间隙密封结构形状研究［Ｊ］．中国机械工程，２０１６，２７（２４）：３３４５－３３５０．ＧＡＯＹ，ＦＵＬＤ，ＺＨＡＮＣＣ，ｅｔａｌ．Ｒｅｓｅａｒｃｈｏｎｐｉｓｔｏｎｖａｒｉａｂｌｅｃｌｅａｒａｎｃｅｓｅａｌｉｎｇｓｔｒｕｃｔｕｒｅｓｈａｐｅｉｎｈｙｄｒａｕｌｉｃｃｙｌｉｎｄｅｒｓ［Ｊ］．ＣｈｉｎａＭｅｃｈａｎｉｃａｌＥｎｇｉｎｅｅｒｉｎｇ，２０１６，２７（２４）：３３４５－３３５０．ʌ５ɔ刘鸿文．材料力学［Ｍ］．北京：高等教育出版社，２０１１．ʌ６ɔ唐雪平．变截面（变刚度）纵横弯曲梁［Ｊ］．力学与实践，１９９９，２１（４）：４７－５０．ʌ７ɔ苏义脑，张国红．纵横弯曲法对变截面钻具组合的受力变形分析［Ｊ］．石油钻采工艺，１９９６，１８（２）：１－７．ʌ８ɔ蒋俊，郭媛，曾良才，等．间隙密封液压缸泄漏量仿真分析［Ｊ］．润滑与密封，２０１３，３８（７）：７５－７９．ＪＩＡＮＧＪ，ＧＵＯＹ，ＺＥＮＧＬＣ，ｅｔａｌ．Ｓｉｍｕｌａｔｉｏｎａｎｄａｎａｌｙｓｉｓｏｆｌｅａｋａｇｅｆｏｒｃｌｅａｒａｎｃｅｓｅａｌｏｆｈｙｄｒａｕｌｉｃｃｙｌｉｎｄｅｒ［Ｊ］．ＬｕｂｒｉｃａｔｉｏｎＥｎｇｉｎｅｅｒｉｎｇ，２０１３，３８（７）：７５－７９．ʌ９ɔ梅波，傅连东，陈亮，等．液压缸变间隙密封技术密封机理及泄漏量研究［Ｊ］．机械设计与制造，２０１６（４）：６－９．ＭＥＩＢ，ＦＵＬＤ．ＣＨＥＮＬ，ｅｔａｌ．Ｓｔｕｄｙｏｎｔｈｅｓｅａｌｉｎｇｍｅｃｈａｎｉｓｍａｎｄｌｅａｋａｇｅｏｆｖａｒｉａｂｌｅｃｌｅａｒａｎｃｅｓｅａｌｉｎｇｔｅｃｈｎｏｌｏｇｙｏｆｈｙｄｒａｕｌｉｃｃｙｌｉｎｄｅｒ［Ｊ］．ＭａｃｈｉｎｅｒｙＤｅｓｉｇｎ＆Ｍａｎｕｆａｃｔｕｒｅ，２０１６（４）：６－９．中国学者出席第六届亚洲国际摩擦学大会第六届亚洲国际摩擦学大会于２０１８年９月１７－２０日在马来西亚古晋（Ｋｕｃｈｉｎｇ）召开㊂共有２８０位代表参加本次会议㊂雒建斌院士受邀在会上做大会报告㊂会议前一天，还举行了亚洲摩擦学理事会筹备会㊂会议通过决议：第七届亚洲国际摩擦学大会将于２０２２年在中国天津举办，会议主办方为中国机械工程学会摩擦学分会，会议承办方为清华大学和清华大学天津高端装备研究院；正式成立亚洲摩擦学理事会，并决定理事长国为下届亚洲国际摩擦学大会主办国，常务理事长国为本届亚洲国际摩擦学大会主办国，任期４年㊂筹委会主席马来西亚ＳａｌｍｉａｈＫａｓｏｌａｎｇ教授代表筹委会向大会宣布，雒建斌任亚洲摩擦学理事会（ＡＴＣ）理事长，ＭｏｈｄＦａｄｚｌｉＢｉｎＡｂｄｏｌｌａｈ任常务副理事长，张晨辉任秘书㊂４４润滑与密封第４３卷。
液压缸反弹发响故障分析与解决方法
Key words ：hydraulic cylinder；shaking noise ；cause of failure ；solution
0 引言
液压 为液压
件 ，在 工 机 械 中 广
泛使用。当 ，大型工
，对 于工 程机械 的 ：
性 、稳定性、可维 要 渐 提 升 ，
常使用
中常发生液压
、内泄、抖 动 、反弹
Hydraulics Pneumatics & Seals/3Jo.06.2018
d o i:10.3969/j .issn .1008-0813.2018.06.021
液压缸反弹发响故障分析与解决方法
翟 新 颖 ，赵 书 祥 ，郑 圆 圆 ，高 二 辉 ，顾 丹 ，曹 颖
(徐 州徐 工 液 压 件 有 限 公 司 ，江 苏 徐 州 221004)
2 . 2 液压缸使用状态
液压缸工况主要分为：伸 缩 、保 压 。伸缩
，
活塞杆在压 用下与缸筒发生相对 。保压
下 ， 杆在压力与 的平衡下相对缸筒 。
63
液压气动与密封/2018 年 第 0 6 期
3 受力分析确定影响因素
4 影响因素的确定与解决方案
液压 生反弹 ，最为 的原因就是受力，
作为主要承力结构，以杆体与 为 ， 分 。
大概
率导
致液
压缸
发生
泄漏
、结构失
,2 液压缸结构与工况简介
’
：2 . 1 液压缸结构
液压缸主要
分构成:杆体、缸 筒 、 、导向
， 关配套件;其中，相关配套件又分为内支撑、外支 .撑 、 密封 、导向套密封;如图1 所示。除此 ，为
了方便后续的 排 除 ，与液压 制元件也在图1 中 。
《液压缸结构设计》课件
03
液压缸的密封设计
密封的种类与选择
接触式密封
利用密封圈或垫片在压力下与密封面 接触实现密封。选择时应考虑耐磨性 、耐压能力和使用寿命。
非接触式密封
利用间隙、回油槽等设计，使密封面 在不接触的情况下实现密封。选择时 应考虑泄漏量、稳定性和可靠性。
密封材料与性能
橡胶密封圈
具有良好的弹性和密封性能，适用于中低 压和温度变化不大的场合。
液压缸的结构形式
单作用液压缸
只能实现单向运动，回程 需要依靠外力（如重力或
弹簧力）或外力矩。
双作用液压缸
可以实现双向运动，即活 塞的伸出和缩回都可以通
过液压油的进出实现。
柱塞式液压缸
柱塞在缸体中只做往复运 动，不作旋转运动，缸和 工作时密封性较好，但柱 塞力较大，适用于高压力
、小行程的场合。
液压缸的设计原则
详细描述
针对挖掘机工作过程中需要承受复杂工况和高负载的特点，设计了一种具有较强稳定性和耐用性的液压缸。采用 了特殊的材料和结构，以确保在各种恶劣环境下都能正常工作。
案例二：某型数控机床液压缸设计
总结词
高精度、高效率
详细描述
为了满足数控机床高精度和高效率的工作需求，设计了一种具有高响应速度和定位精度的液压缸。采 用了先进的控制技术和优化的结构设计，有效提高了液压缸的工作性能和稳定性。
度、压力、介质等，以确保密
7
封件的正常使用和寿命。
7
04
为减少磨损和摩擦阻力，应优
7
化密封面的几何形状和表面粗
糙度。
04
液压缸的强度分析
强度分析的理论基础
静力学原理
研究物体在力的作用下保持平衡的规律。
- 1、下载文档前请自行甄别文档内容的完整性，平台不提供额外的编辑、内容补充、找答案等附加服务。
- 2、"仅部分预览"的文档,不可在线预览部分如存在完整性等问题,可反馈申请退款(可完整预览的文档不适用该条件!)。
- 3、如文档侵犯您的权益，请联系客服反馈,我们会尽快为您处理(人工客服工作时间：9:00-18:30)。
高压液压缸受力变形研究
作者：陈勇
来源：《中国新技术新产品》2011年第13期
摘要：本文介绍了某种高压液压缸的受力变形问题，其中包括高压液压缸的结构以及各零件的材料，液压缸工况及配合性质，液压缸工作过程中的受力状态。
重点分析了液压缸主要部件的受力与变形位移以及变形位移对液压缸配合性质的影响。
综合以上分析结果，归纳出高压液压缸的设计研究过程中需要注意的问题。
关键词：高压；液压缸；变形；设计
中图分类号：TG315.4 文献标识码：A
高压液压缸是某种核电辅具中的关键部件，其运行速度低、活塞杆承受轴向压力的作用、保压时间长、使用频繁。
目前，国内核电现场所用的国产高压液压缸存在的问题是内泄大、不能长时间保压及使用寿命低等。
由于核电现场要求的特殊性以及精度控制要求严格，目前国内使用的高压液压缸主要依靠进口，费用极高并且受到各方面的限制。
因此，开发出结构合理，使用寿命长的高压液压缸是完善这种核电辅具的重要课题，并且可以为实现该种辅具的国产化奠定基础。
1 高压液压缸简介
1.1 液压缸主体结构
该种核电辅具所用液压缸为柱塞式液压缸，它是一种单作用式液压缸，靠液压力实现一个方向的运动。
其结构主要由三部分组成：
（1）活塞。
材料为30CrNiMo8V，力学性能如下：抗拉强度Rm840-940N/mm2；屈服强度Re≥640 N/mm2；断后伸长率A5≥12%；冲击功KV≥45J；硬度248-278 HB30
（2）缸体。
材料为42CrMo，力学性能如下：抗拉强度Rm560-760N/mm2；屈服强度
Re≥360 N/mm2；断后伸长率A5≥12%；冲击功KV≥45J；硬度166-225 HB30
（3）缸盖。
材质为42CrMo，材料力学性能如下：抗拉强度Rm840-940N/mm2；屈服强度Re≥640N/mm2；断后伸长率A5≥12%；冲击功KV≥45J；硬度248-278 HB30
1.2 液压缸的工况及结构分析
液压缸的工作压力P=92.0MPa，设计最大压力为Pmax=100.0MPa。
在辅具的使用过程中，液压缸工作频繁，工作压力过大。
在高压状态下需要较长时间保压。
液压缸其主要配合面为活塞与缸体的两个配合面，其配合均为间隙配合，Φ360H7/f7配合的最大间隙： Xmax=0.11mm，最小间隙：Xmin=0.056mm；Φ180H7/f7配合的最大间隙：Xmax=0.093mm，最小间隙：Xmin=0.05mm。
液压缸工作时，高压腔为下腔，活塞高压区域面积S1=19075.5mm2。
缸体高压区域面积缸体底部：S2=S1=19075.5mm2，缸体四周：S3=1130.4h（mm2）。
其中h为液压缸工作过程中活塞的位移，单位mm。
2 传统高压液压缸的受力变形分析
高压液压缸安装时缸体固定，在下腔中通入高压液压油，由活塞带动拉杆向上移动从而实现核电现场的工作要求，并且在高压作用下需要保压一段时间。
由于该种辅具应用场合的特殊性，所以对液压缸的设计结构及制造精度具有很高的要求。
2.1 高压液压缸的受力分析
液压缸工作时在下腔中通入高压液压油，工作压力可达92MPa。
下腔活塞的主要受力面为120尺寸面得下端面，缸体受力面为缸体底部以及缸体四周与液压油的接触面。
在整个液压缸的受力面上各部位压强相同。
活塞下端面受力：F1=PS1=1754.9KN
缸体受力：缸体底面受力：F2=F1=1754.9KN；缸体周边受力：F3=PS3=1040hKN
由以上分析可知，液压缸在工作过程中高压腔的受力均比较大，在如此大的压力作用下，活塞、缸体必然产生弹性变形，从而导致活塞、缸体的几何结构发生变化。
2.2 高压液压缸主体部件的变形分析
在压力作用下，由弹性变形而引起的活塞、缸体的几何结构变化是一定的，即活塞向被压侧弯曲，直径变大；缸体外圆面向外扩张，直径变大；缸体底面向外弯曲。
现对液压缸在受力状态下的变形进行模拟分析，模拟压力为92MPa，以确定液压缸各组件的变形情况。
活塞Φ360f7部分在径向的变形位移为0.10mm，其数值已接近两者配合的最大间隙
0.11mm；缸体Φ360H7尺寸面在径向变形位移为0.18mm，在高压腔以外的部分，缸体变形逐渐递减。
活塞Φ360f7部分在竖直方向上的变形位移为0.20mm，缸体在竖直方向上的变形位移各位置不相同，底部最小，变形位移为0.059mm，向上逐渐增大，在高压腔上液面处达到最大值0.11mm，以后逐渐递减。
活塞Φ360f7部分在径向和轴向的变形直接影响到活塞与缸体的配合性质，由于缸体
Φ360H7尺寸面在高压腔以上的部分径向和轴向的变形位移很小，而活塞的变形位移相比缸体变形大的多，所以液压缸在工作过程中活塞轴向运动会与缸体产生刚性接触，将缸体内壁划伤，照成液压缸内泄严重而不能达到设计要求压力，并且不能保压。
活塞Φ180f7部分在径向向内收缩，变形位移分别为0.02mm；轴向向下拉伸，变形位移为0.003mm。
缸体Φ180H7尺寸面在径向收缩，变形位移为0.09mm，轴向上翘，变形位移为0.056mm。
沿轴线向下，缸体的以上两个变形位移逐渐减小。
由于活塞向内收缩的变形位移比较小，并且缸体向外扩张的变形位移亦较小，所以Φ180H7/f7配合面上的变形位移对配合要求不会产生大的影响，亦不会造成缸体与活塞之间的刚性接触而产生表面划伤。
在选取密封圈压缩量足够的情况下不会导致液压缸在Φ180H7/f7的配合面处发生泄露。
3 结论
3.1 关于液压缸材料的选取
选取材料是设计高压液压缸的重要环节，首先要考虑构件抵抗破坏的能力，即强度要求。
其次还要考虑构件抵抗变形的能力，即刚度要求。
原因是抵抗破坏的能力仅仅是保证了构件在外力的作用下不会被破坏，而没有考虑在外力作用下构件本身几何结构的变化。
刚度要求充分考虑了构件在外力作用下保持本身几何结构的能力，保证构件本身几何结构的变化在允许的范围内。
构件的变形量与其材料的性能具有直接的关系，材料本身抵抗变形的能力与材料的三个弹性常量，即弹性模量E、泊松比μ以及剪变模量G有关，对于各向同性材料三者之间的关系为[1]
E=G/2（1+μ）
在零件材料的选取过程中，要充分考虑零件材料本身的力学性能，选取E、G值较大的材料，从而保证零件的刚性得到加强。
3.2 关于液压缸零部件的结构
由以上的分析可知，液压缸在工作过程中由于受到高压油的压力作用，活塞、缸体均会产生不同程度的变形。
变形可以直接影响到活塞与缸体之间的配合性质，甚至会使活塞与缸体之间形成刚性接触。
配合性质发生变化必然导致密封件的压缩量产生变化，导致密封失效；活塞与缸体发生刚性接触必然导致配合密封面的划伤，导致密封失效，产生内泄。
所以在进行液压缸的设计过程中要合理设计各零部件的结构，一方面增加零件的刚性，一方面减小零件产生变形导致的密封失效。
参考文献
[1]刘鸿文.材料力学-2版（修订本）.北京：高等教育出版社，1992.。