油缸设计规范企业标准QB

Q/HC企业标准Q/HC 001-2014油缸设计规范2014-08-25发布2014-09-01实施XX公司发布目录油缸设计规范1 范围本标准规定了油缸设计的基本构成、分类、设计原则、总体结构设计、零件设计及关键零件强度校核方法。

本标准适用于公司一般用途油缸设计，特殊用途油缸可参考执行。

2 规范性引用文件下列文件中的条款通过本标准的引用而成为本标准的条款。

凡是注日期的引用文件，其随后所有的修改单（不包含勘误的内容）或修订版均不适用于本标准，然而，鼓励根据本标准达成协议的各方研究是否适用这些文件的最新版本。

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GB/T 321 优先数和优先系数GB/T 7938-1987 液压缸及气缸公称压力系列GB/T 2349-1980 液压气动系统及元件—缸活塞行程系列GB/T 球面半径GB/T 液压气动O形橡胶密封圈第一部分：尺寸系列及公差GB/T 液压气动O形橡胶密封圈沟槽尺寸GB/T 2350-1980 活塞杆外接螺纹尺寸系类GB/T 15622-2005 液压缸试验方法JB/T 10205-2000 液压缸技术条件GB/T 2348-1993 液压气动系统及元件—缸内径及活塞杆外径QB/HC00-2013 液压缸设计计算3 油缸基本构成见图1。

图14 油缸分类按油缸的使用功能兼顾油缸的使用工况，将油缸分为以下6类。

见表1。

表1 油缸类别5 油缸设计原则油缸设计按以下原则：a) 满足工况和安装要求；b) 满足作用力、行程、速度要求；c) 零部件有足够的强度、刚度，满足使用寿命和可靠性要求；d) 密封可靠；e) 充分考虑零件加工和装配工艺性；f) 安装、维修方便；g) 油缸性价比高；h) 轻量化设计；i) 标准化设计。

6 油缸总体结构设计油缸主参数确定主要确定的油缸主参数包括：工作压力、缸径、杆径、行程和安装距。

工作压力确定根据系统压力和负载需要计算油缸的工作压力，再按照《油缸主要参数优选表》（附录A ）确定油缸设计的工作压力。

油缸缸径确定其中： F — 载荷力，N ；P n — 油缸工作压力，MPa ；D — 油缸缸径，mm其中： Q — 进入油缸无杆腔的流量，L/min ；v — 油缸运行速度，mm/s ；D — 油缸缸径，mm将计算出的油缸缸径值圆整为《油缸主要参数优选表》（附录A ）中油缸缸径优选值。

油缸杆径确定a) 稳定状态下活塞杆仅受轴向载荷，活塞杆直径按拉、压强度计算油缸杆径d :式中： F — 载荷力，N ；［σs ］— 材料的许用屈服应力，MPa ,[]nss σσ=； n — 安全系数，≥；d — 油缸杆径，mmb) 当活塞杆受到较大弯曲作用时，则按压弯强度联合计算油缸杆径d : 式中： σ — 活塞杆所受应力，MPa ； A — 活塞杆截面积，mm 2，其中 ： 实心活塞杆 214d A π=空心活塞杆 ()22214d dA -=π1d —活塞杆外径，mm 2d —活塞杆空心直径，mmmax y — 活塞杆最大挠度，mm ,EIFL y33max = ,其中： F — 载荷力，N ；L — 活塞杆完全伸出时，其外伸长度，mm ； E — 弹性模量，MPa ，碳钢弹性模量取为×105 ；I — 惯性矩，mm 4，其中：实心活塞杆 4164d I π=空心活塞杆 ()424164d dI-=πW — 活塞杆断面的抗弯模量，mm 3，其中：实心活塞杆 3132d W π=空心活塞杆 ()323132d dW-=π式中：ϕ— 速比，即油缸两端面积比，可按速比表进行选取。

将计算出的杆径值圆整为《油缸主要参数优选表》（附录A ）中油缸杆径优选值。

行程、安装距确定油缸行程根据主机所要求的动作距离确定，推荐选用附录A 中的《油缸主要参数优选表》中行程优选值。

安装距由油缸在主机上安装要求确定，与油缸各零部件的长度尺寸相适应。

油缸安装形式确定根据公况及其安装环境选择合适的油缸安装形式，常用的共6种，见表二。

表2 油缸安装方式油缸内部结构确定活塞与活塞杆连接方式a) 螺纹连接常用的一种连接方式。

防松措施采用将紧定螺钉涂抹螺纹紧固胶后锁紧活塞。

此种防松方法的缺点是配钻时产生的碎屑不易清洗，建议采用《内螺纹式活塞防松的两种新方法》中提到的两种防松措施。

b) 卡键连接制造安装简单方便；卡键的使用会影响活塞杆的局部强度，需校核卡键槽强度；制造时应严格控制各配合零件的长度尺寸，以免使得装配时活塞与卡键之间出现间隙或配合过紧现象；此种连接方式一般在杆径较大时采用。

如图2所示。

图2c) 整体结构当缸径较小、缸径与杆径的相差不大、活塞杆较短时采用；整体强度较前两种好；减少了零件数量，利于加工。

如图3所示。

图3导向套与缸筒连接方式a) 卡键连接结构紧凑，重量轻；安装时注意避免密封圈被卡键槽及油孔边缘擦伤；设计时请参考《内卡键连接式液压油缸的优化设计》一文。

b) 螺纹连接在中小油缸中使用广泛；缸筒上的安装螺纹加工时确保与缸筒内孔同心，装配时注意防止密封圈扭曲和被螺纹刮伤；设计时请参考《螺纹连接式缸筒与导向套设计及加工注意点》。

c) 螺纹压盖连接结构简单，易保证装配后的活塞杆与缸筒内孔同心；因增加螺纹压盖，径向尺寸稍大。

如图4所示。

d) 法兰连接油缸密封系统确定动密封见表3。

见表4。

表4 活塞杆密封方式当对摩擦力要求极其严格，例如伺服缸；动作频率快、性能要求高，例如精密机床用油缸；工作行程较短时，经常采用串联斯特封的形式，如“CKS+CKS”。

当大型油缸承受高压、高温、重载，工作环境恶劣，对速度稳定性要求不高时，采用V形密封件，如大型冶金设备用油缸。

见表5。

表5 防尘密封方式见表6。

表6 静密封方式国外油缸的静密封大量采用一种哑铃形密封件，倒8字形，其实质是两个O形圈固结在一起，不用加挡圈，装配时不会在沟槽里发生扭转，稳定性好，密封性能好，成本较低，设计时可考虑采用。

油缸支撑系统确定支撑环材料确定油缸支撑系统由活塞支撑和活塞杆支撑两部分组成。

常用的支撑环材料见表7。

表7 常用支撑环材料吸收杂质颗粒的能力较夹布强，但不及聚四氟乙烯，不耐高温，价格低。

夹布酚醛机械性能高，耐油性好，热稳定性好，使用温度广（-40~135C),但冲击韧性低，质脆。

用于重载荷、油温较高、活塞杆表面经过热处理的油缸中，一般在有润滑的条件下使用。

填充聚四氟乙烯（F-4）自润滑性好，耐热，耐寒（-180~250C），摩擦系数极小，机械性能低，刚性差，流动性大，可吸附一定的颗粒。

用于轻载荷、侧向力不大、行程较短、动作频率较快、性能要求较高的场合，常作为油缸辅助支撑。

铸造铜合金（ZQAL9-4等）强度高，耐磨性、耐蚀性好，成本高用于重载、长行程、偏载大、性能要求高的油缸球磨铸铁（QT450等) 强度高，耐磨性好，成本较低，但因其铸造缺陷问题，易对油液形成污染重载荷、尺寸要求较紧凑的油缸中使用。

无油轴承（三层复合自润滑材料）该材料以钢板为基体，青铜为中间层,以塑料为表面的自润滑材料，既有金属的刚性，又有塑料的自润滑性，尺寸稳定，干摩擦性能好，强度高，耐磨用在性能较高的场合（例如挖机油缸），可有效地克服因支撑环材料而造成的爬行抖动。

降低启动压力，是替代非金属支撑环的理想材料。

设计时，应根据油缸实际使用工况选择支撑环材料。

a) 工作时侧向受力且缸径≥360时，应在活塞外圆表面堆铜焊。

如图6所示。

图 6(1环形垫圈槽，2 活塞本体，3 铜熔焊镀层，4 内螺纹，5 焊接工艺环槽)其制造工艺包括以下步骤：(1) 在活塞本体外圆表面车环形垫圈槽和焊接工艺环槽；(2) 在焊接工艺环槽上采用铜焊粘结剂和铜条在火焰枪的高温条件下进行焊接，焊接温度达到铜的熔点温度，从而在焊接工艺环槽内形成一层铜熔焊镀层，并使铜熔焊镀层高于活塞本体外圆表面优选1mm)；(3) 通过精加工，使铜熔焊镀层表面光清洁度达到设计要求；(4) 在环形垫圈槽中安放起密封作用的橡胶垫圈。

焊接工艺环槽的结构如图7所示。

图 7采用铜条焊层的活塞外圆表面的承载能力是一般普通支承环的8倍，普通聚四氟乙稀材料支承环支承能力约为15N/mm2，采用铜条焊层处理技术后的承载能力达到120N/ mm2。

这种加工工艺使活塞表面成功获得一层单边厚度约3mm的铜材料组织结构，不管偏载的情况有多复杂，都能彻底解决液压缸在运行时拉伤缸筒的问题，大大延长油缸的使用寿命。

b) 工作时侧向受力且杆径≥200时，应考虑采用内嵌铜套式导向套。

如图8、9所示。

图8(1紧定螺钉，2螺纹，3内嵌铜套，4密封垫圈槽，5支撑环，6固定螺孔)图 9(6 紧定螺孔，13 半圆形螺旋油槽，12导向套本体)如图8、9所示，导向套本体内壁设有内嵌铜套，内嵌铜套外端设有紧定螺钉，内嵌铜套内表面设有螺旋油槽，内嵌铜套内表面的螺旋油槽截面为半圆形，螺距、槽深分别优先为24mm，。

其制造工艺包括以下步骤：(1) 按图纸要求加工好导向套本体；(2) 按图纸要求加工青铜套，注意内孔应留左右的精加工量，外圆注意控制好尺寸，保证与导向套本体为过盈或过渡配合。

(3) 用油压机将铜套压人导向套本体内，端面打紧定螺钉；(4) 精车铜套内孔，拉螺旋油槽。

由于内嵌铜套内表面的螺旋油槽内充满了润滑油，对活塞杆和内嵌铜套的相对运动起到了润滑作用，减少了活塞杆与内嵌铜套内表面之间的摩擦力，减少了活塞杆、内嵌铜套和支撑环的单边磨损，削弱了单边磨损效应；消除了滑动面间的断油现象，解决了液压油缸在侧向载荷作用下的爬行和抖动问题，提高了活塞杆的最大载荷。

c) 工作时侧向受力且杆径＜200时，可考虑采用SF-1无油轴承，特别是当杆径小时，安装较方便。

支撑环参数确定非金属支撑环的厚度一般为，铜支撑环厚度一般取5mm。

支撑环宽度的计算公式为：式中： T — 导向环宽度，mm ；f — 安全系数，一般取2-3 ；d — 活塞杆直径，mm ；p r — 材料承载能力，N/mm 2 ；常用非金属支撑环材料的P r 值：填充聚四氟乙烯-15；聚甲醛-60；酚醛夹布-90F c — 侧向载荷，mm ，a) 对于细长油缸，侧向载荷主要由挠度引起L 1— 油缸最小导向长度，mm ，2201D S L +≥； S — 油缸工作行程，mm ；D — 油缸缸径，mm ；其它参数参照 b)b) 对于活塞杆为球头或耳环（内装关节轴承）式时，F c ≈Fsin15°= 。

c) 对于活塞杆为耳环（内装衬套）式时，它的侧向载荷主要由以下两部分组成：1.耳环孔与销轴间隙引起的侧向力，ce F见图10。

图10由图10可以得出：δ— 单边间隙，mm ； F — 载荷力，N ；L — 耳环宽度，mm由上式可以看出：侧向力的大小与载荷、间隙成正比，与耳环宽度成反比。