单作用法兰式液压缸设计

题目单作用法兰式液压缸设计目录第1章设计参数及工况分析 (3)1.1 主要设计参数 (3)1.2 工况分析 (3)第2章液压缸的设计计算 (5)2.1 液压缸内径D和活塞杆直径d的计算 (5)2.1.1液压缸内径D的计算 (5)2.1.2 活塞杆直径d的计算 (6)2.2 液压缸壁厚和外径的计算 (6)2.3 液压缸工作行程的确定 (7)2.4 缸盖厚度的确定 (7)2.5 最小导向长度的确定 (7)2.6 缸体长度的确定 (8)2.7 法兰的设计 (8)2.8 活塞的设计 (8)第3章液压缸的设计计算 (10)3.1 活塞杆的校核 (10)3.2 缸筒壁厚的校核 (11)3.3 法兰螺栓组连接强度校核 (12)第4章液压缸的结构设计 (13)4.1 液压缸的安装形式 (13)4.2 缸体与缸盖的连接形式 (13)4.3 活塞杆与活塞的连接结构 (13)4.4 活塞杆导向部分的结构 (14)4.5 活塞及活塞杆处密封圈的选用 (14)4.6 液压缸的缓冲装置 (14)4.7 液压缸主要零件的材料 (15)第1章设计参数及工况分析1.1 主要设计参数最大输出力：20000N ； 最大运行速度：0.12m/s ；运动行程：0.42m （420mm ）1.2 工况分析液压缸所受负载F 包括有效工作负载，摩擦阻力和惯性力三种类型，即 =++w f a F F F F式中w F —有效工作负载，在本设计中即为题目给定的最大输出力F w =20000N ；a F —运动部件速度变化时的惯性负载；f F —导轨摩擦阻力负载，启动时为静摩擦阻力，启动后为动摩擦阻力，对于平导轨f F 可由下式求得()=+f Rn F f G FG —运动部件重力；Rn F —垂直于导轨的工作负载，本设计中为零；f —导轨摩擦系数，在本设计中取静摩擦系数为0.2，动摩擦系数为0.1则求得0.298001960fs F X N == 0.19800980fa F X N ==上式中fs F 为静摩擦阻力，fa F 为动摩擦阻力。

a v F m t∆=∆ 式中m —负载质量、t ∆—加速或减速时间，本次设计中取0.12t s ∆=；υ∆—t ∆时间内的速度变化量,本次设计最大速度为0.12m/s,取0.12/m s υ∆=；先取负载质量为1000kg ，故0.12100010000.12a F N == 根据上述计算结果，列出个各工作阶段所受的外负载：前进时 最大负载 ()F N启动加速F=fs F +a F +w F 22960 匀速移动fa F F =+w F 20980 减速制动 fa F F =+w F - F a 19980第2章 液压缸的设计计算2.1 液压缸内径D 和活塞杆直径d 的计算2.1.1液压缸内径D 的计算由于启动加速阶段工作负载力最大，故按牛顿运动定律，pA-fs F -w F =ma fs w ma F F A p++= 式中A —液压缸有效工作面积(m 2)。

p —分配给执行元件用于克服执行元件外负载的压力（MPa ）)(32p p p s ∆-=,p ∆为局部损失和沿程损失之和，初步估算为0.5MPa.根据附表1 选择工作压力P=3.5Mpa在本设计中，22623229600.01148114.8(3.50.5)10A m cm ===⨯-⨯ 由此求得，活塞缸内径为12.09120.9D cm mm ====根据附表2 缸筒内径尺寸系列GB2348-80（mm ），将液压缸内径圆整为标准系列直径D=125mm ；附表2 缸筒内径尺寸系列GB2348-80（mm ）2.1.2 活塞杆直径d 的计算d D —液压缸内径与活塞杆直径的关系。

考虑到活塞杆受压，且液压缸工作压力小于5MPa ，根据附表3液压缸工作压力与活塞杆直径，取/0.55d D =。

附表3 液压缸工作压力与活塞杆直径根据附表4 液压缸的活塞杆外径尺寸系列GB2348-80（mm ），将液压缸内径圆整为标准系列直径d=70mm ；附表4 液压缸的活塞杆外径尺寸系列GB2348-80（mm ）由此求得液压缸最大工作压力max 11229602100100114.8F p MPa A ===⨯根据附表5液压缸公称压力系列（GB/T7938-1987），取液压缸额定工作压力为2.5MPa 。

附表5液压缸公称压力系列（GB/T7938-1987）2.2 液压缸壁厚和外径的计算液压缸的壁厚由液压缸的强度条件来计算。

工程机械的液压缸，一般是用无缝钢管材料，大多属于薄壁圆筒结构，其壁厚按薄壁圆筒公式计算[]y p D 2δσ≥式中δ—液压缸壁厚(m)；D —液压缸内径(m)；y p —试验压力，取最大工作压力的1.5倍（MPa ）；[]σ—缸筒材料的许用应力。

无缝钢管45钢[]100MPa σ=。

31.5 2.5712.3102100m δ-⨯⨯≥=⨯⨯ 液压缸壁厚取13mm δ=液压缸壁厚算出后，可求出缸体的外径12125213151D D mm δ≥+=+⨯= 根据附表5 工程机械用标准油缸的缸体外径(JBIO68-67)[mm]，将液压缸缸体外径圆整为标准系列直径D1=152mm ；附表5 工程机械用标准油缸的缸体外径(JBIO68-67)[mm]2.3 液压缸工作行程的确定根据题目给定运动行程0.42m ，参照液压缸行程系列选用工作行程为450mm 。

2.4 缸盖厚度的确定一般液压缸多为平底缸盖，有孔时.t 0433D ≥式中t —缸盖有效厚度(m)；2D —缸盖止口内径(m)；0d —缸盖孔的直径(m)。

0.43323.87t D mm ≥= 取缸盖厚度为25mm 。

2.5 最小导向长度的确定45012585202202L D H mm ≥+=+= 活塞宽度0.30.612575B D mm ==⨯=，取值B=80mm 。

缸盖滑动支承面的长度，在缸径小于150mm 时取10.60.612575l D mm ==⨯=隔套的长度()11185(7575)1022C H l B mm =-+=-+=2.6 缸体长度的确定液压缸缸体内部长度应等于活塞的行程与活塞的宽度之和。

缸体外形长度还要考虑到两短端盖的厚度。

一般液压缸缸体长度不应大于内径的20倍。

因此取缸体长度为600mm 。

2.7 法兰的设计法兰承受的最大压力为：F=22960N经估算可以确定以下参数：a r =150mm 、L d =25mm 、b=10mm许用应力在选取材料的时候给出：[ ]=100MPa将以上各量带入式上式得到：h=38.65mm为保证安全，取法兰厚度为40mm 。

2.8 活塞的设计1、活塞结构的设计活塞分为整体式和组合式，组合式制作和使用比较复杂，所以在此选用组合式活塞。

此组合式活塞中，密封环和导向套是分槽安装的。

2、活塞的尺寸及加工公差选择活塞厚度为和缸筒内径形成间隙配合，因为缸体内径是125mm （这个在前面的活塞杆设计中已经给出解释），根据密封圈的尺寸及其结构特点活塞宽度为80mm 。

活塞的配合因为使用了组合形式的密封器件，所以要求不高，这里不加叙述。

活塞外径对内孔的同轴度公差不大于0.02mm，断面与轴线的垂直度公差不大于0.04mm/100mm，外表面的圆度和圆柱度不大于外径公差的一半。

第3章液压缸的设计计算3.1 活塞杆的校核 活塞杆直径d ，在高压系统中必须进行强度校核。

活塞杆需要进行稳定性的校核。

1、 活塞杆直径校核活塞杆直径d 的校核按下式进行[]σπFd 4≥式中F —活塞杆上的作用力；[]σ—活塞杆材料的许用应力， 48.6d mm ≥=活塞杆直径满足要求。

2、 活塞杆稳定性的验算活塞杆受轴向压缩负载时，它所承受的轴向力F 不能超过使它保持稳定工作所允许的临界负载k F ，以免发生纵向弯曲，破坏液压缸的正常工作。

k F 的值与活塞杆材料性质、截面形状、直径和长度以及液压缸的安装方式等因素有关。

活塞杆稳定性的校核依下式（稳定条件）进行：k kn F F ≤ 式中：k n 为安全系数，一般取4~2=k n 。

当活塞杆的细长比21ψψ>k r l 时,222l EJF k πψ=当活塞杆的细长比21ψψ≤k r l 时，且120~2021=ψψ，则22)(1k k r l a fAF ψ+=式中：l ——安装长度，其值与安装方式有关；k r —活塞杆截面最小回转半径，A J r k =；1ψ—柔性系数；2ψ—由液压缸支承方式决定的末端系数，其值见表3-1；E —活塞杆材料的弹性模量，对钢取2111006.2m N E ⨯=；J —活塞杆横截面惯性矩；A 为活塞杆横截面积；f —由材料强度决定的实验值、a 为系数，具体数值均见表3-2。

活塞杆的细长比k r l 为===464//24d d l A J l r l k ππ73.3柔性系数1ψ取85，采用一端铰接，一端固定的支承方式，末端系数2ψ取2 所以，21ψψ≤k r l =120，采用拉金公式计算N r l a fAF k k 9.3187423.7325000/11001.0109.412822=⨯+⨯⨯=⎪⎪⎭⎫ ⎝⎛+=ψ N F k 45.1593712/= 安全系数取n=2 则 k kn F F ≤所以，活塞杆稳定。

3.2 缸筒壁厚的校核 下面从以下三个方面进行缸筒壁厚的校核：根据上式得到：n P ≤16.75MPa ，显然，额定油压P=2.5MPa ，满足条件；先根据上式10得到：PL P =14.35MPa ，再将得到结果带入上式9得到：n P ≤5.02MPa 。

显然，额定油压P=2.5MPa ，满足条件；因为b σ=100MPa 已经在选择缸筒材料的时候给出，根据上式得到：E P =71.77MPa 。

至于耐压试验压力应为：T P =1.5⨯P=3.75MPa 。

依据为：因为爆裂压力远大于耐压试验压力，所以完全满足条件。

3.3 法兰螺栓组连接强度校核本次设计中采用法兰型联接方式，根据所选液压缸的结构尺寸要求，选用6个M25螺栓呈圆周均布布置与阀体连接。

阀体内工作压力P=2.5MPa ，液压缸活塞杆头部伸入处阀体内径D=125mm 。

对该螺栓组连接进行受力分析，属于典型承受预紧力和轴向载荷的的紧螺栓连接受力情况。

液压缸尾部螺栓组均匀分布，其每个螺栓承受的平均轴向工作载荷F ：F=P πD 2/4z 。

式中F —每个螺栓承受的平均轴向载荷，（N ）；P —调节阀阀体内工作压力，已知，P=2.5MPa ；D —液压缸活塞杆头部伸入处阀体内径，D=125mm 。

z —螺栓数目。

故F=P πD 2/4z=2.5x3.14X125X125/(4x8)=3833N当承受预紧力和工作拉力的紧螺栓联接时，此时螺栓所受的轴向总拉力F ： F ∑=F+F ´式中F ∑—每个螺栓所受的轴向总载荷，（N ）；F —每个螺栓承受的平均轴向载荷，（N ）；F ´—残余预紧力F ´。