单作用法兰式液压缸设计

1、题目单作用法兰式液压缸设计第1章 设计参数及工况分析 31.1主要设计参数 31.2工况分析3第2章 液压缸的设计计算52.1液压缸内径D和活塞杆直径d的计算5液压缸内径D的计算5活塞杆直径d的计算62.2液压缸壁厚和外径的计算62.3液压缸工作行程的确定 72.4缸盖厚度的确定72.5最小导向长度的确定72.6缸体长度的确定82.7法兰的设计82.8活塞的设计8第3章 液压缸的设计计算 103.1活塞杆的校核103.2缸筒壁厚的校核1.13.3法兰螺栓组连接强度校核 12第4章 液压缸的结构设计 134.1液压缸的安装形式 134.2缸体与缸盖的连接形式134.3 活塞杆与活塞的连接结构 1

2、34.4活塞杆导向部分的结构 144.5活塞及活塞杆处密圭寸圈的选用 144.6液压缸的缓冲装置144.7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( 420mm1.2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F Fw Ff Fa式中Fw 有效工作负载，在本设计中即为题目给定的最大输出力Fw=20000NFa 运动部件速度变化时的惯性负载；Ff 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Ff可由下式求得Ff f G FRnG 运动部件重力；

3、FRn 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Ffs 0.2X9800 1960N Ffa 0.1X9800980N上式中Ffs为静摩擦阻力,Ffa为动摩擦阻力Fa式中m负载质量、t 加速或减速时间，本次设计中取t 0.12s；t时间内的速度变化量,本次设计最大速度为0.12m/s,取 0.12m/s ;先取负0 12载质量为 1000kg,故 Fa 1000 1000N0.12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)匀速移动减速制动F Ffa + FwF F fa + Fw - F a209

4、8019980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-Ffs-Fw=ma ma Ffs FwAP式中A 液压缸有效工作面积(m2)。p 分配给执行元件用于克服执行元件外负载的压力(MPap -( ps P)3, 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附表1按负载选择执行元件工作压力负载F(N50000工作压力 p( MPa57A60.01148 m2114.8cm2在本设计中，3 (35 5)10由此求得，活塞缸内径为根据附表2缸筒内径尺寸系列GB

5、2348-80(mr)将液压缸内径圆整为标准 系列直径D=125m；附表2缸筒内径尺寸系列 GB2348-80( mm810 12 16 20 25 32 40 50 6380(90)100 (110) 125 (140) 160 (180) 200 (220)250 320 400 500 630括号内数值为菲优先选用者2、超出本系列630mm的缸筒内径尺寸应按GB321-80 t优先数和优；数系中R1Q系列选用活塞杆直径d的计算dD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 d/D .55附表3液压缸工作压力与活塞杆

6、直径液压缸工作压力 p/MPa7推存活塞杆直径d(0.5 0.55)D(0.56 0.6)D0.65D活塞杆直径 d 0.55D0.55X125 68.75mm根据附表4液压缸的活塞杆外径尺寸系列 GB2348-80 (mr)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 ( mr)由此求得液压缸最大工作压力 口-Fmax22960 2MPa100A100 114.8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 2.5MP&附表5液压缸公称压力系列(GB/T7938-1987)254063(80)100 (1

7、25) 160200250400500630800注* I、松号内的值为非优先选用者2、 bar=0,l Mpa2.2液压缸壁厚和外径的计算PyD2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式中一液压缸壁厚(m)；D 液压缸内径(m)；Py 试验压力，取最大工作压力的1.5倍(MPa；缸筒材料的许用应力。无缝钢管 45钢 100MPa。1.5 2.5 72 100312.3 10 m液压缸壁厚取13mm液压缸壁厚算出后，可求出缸体的外径 D1 D 2125 2 13151mm根据附表5工程机械用标准油缸的缸体

8、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工程槌捉用际底曲占的粗体井粧（胆10弘一7） mm虹内径40ao甜90100110125口呦1001&0200506076帖10R12113316S浚坪a 力20050607095106131iyl&4545号钢3505060阳1U210812119S152108130他214MS3211A3.510S1141271401521661B0194210毎：缸休为无址钢徒*2.3液压缸工作行程的确定根据题目给定运动行程0.42

9、m,参照液压缸行程系列选用工作行程为450mm2.4缸盖厚度的确定一般液压缸多为平底缸盖，有孔时t 0.433D2式中t 缸盖有效厚度（m） ； D2 缸盖止口内径（m） ； d 缸盖孔的直径（m）。t 0.433D2, Py23.87mm 取缸盖厚度为 25mm2.5最小导向长度的确定H丄D20 2450125“85mm20 2活塞宽度B0.3D.6 125 75mm，取值 B=80mm缸盖滑动支承面的长度，在缸径小于 150mm时取 l10.6D0.6 125 75mm隔套的长度11C H - l21 B 85 一（7575） 10mm22.6缸体长度的确定液压缸缸体内部长度应等于活塞的行

10、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600mm2.7法兰的设计(23.3 - 16) 弍中 F推兰在缸倚旨大内压下新卓壹的辅向力(N),法兰承受的最大压力为：F=22960N经估算可以确定以下参数：ra=150mm dL =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40mm2.8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

11、、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125m(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d式中F 活塞杆上的作用力;活塞杆材料的许用应力,

12、4 22960648.6mm100 10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Fk，以免发生纵向弯曲，破坏液压缸的正常工作。Fk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:Fknk式中：nk为安全系数，一般取nk 24当活塞杆的细长比2 2EJ12时,FkI2Fk当活塞杆的细长比1小20120，则fA（丄）式中：I 安装长度，其值与安装方式有关; 活塞杆截面最小回转半径，rk J A ；1 柔性系数;2 由液压缸支承方式决定的末端系数，其值

13、见表3-1 ;11 2 E活塞杆材料的弹性模量，对钢取E 2.06 10 N m ；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I h为l/rk I . J / A I d d 73.3，-644柔性系数1取85,采用一端铰接，一端固定的支承方式，末端系数2取2所以，1rk1 -2 =120,采用拉金公式计算LfAF k21 a l2 rk84.9 100.001318742.9NFk /2 159371.45Nd 1/50002173.32安全系数取n=2则nk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

14、缸筒壁厚的校核：(A)掖压肌垂制*堆方扎谊应氈于一眉的概瞪 值保证工作Wj( nJ - 口 引3 怕丄?根据上式得到：Pn 16.75MPQ显然，额定油压P=2.5MPa满足条件;I (用为了趁至缸閒住T：伟时绘生塑性交形就医缸的關崖压力g悄喘与奇柠養形压力有-定酣比删.(0,35-0 42). (MPs) (23.5-9)阳丄忘2总和輻労 (MPf) (23,3 - 10)先根据上式10得到：PpL=14.35MPa再将得到结果带入上式9得到:Pn5.02MPa显然，额定油压P=2.5MPa满足条件;(0】为嵋謀液压竝务全射俺用盘筒的爆舉压 方血应大于矗乐试矜压力p和牠=乙3巧(MFa)2和

15、3 - 12)因为b=100MPa已经在选择缸筒材料的时候给出，根据上式得到：FE=71.77MPa至于耐压试验压力应为：Pt=1.5 P=3.75MPa依据为：暗庄试鵜压力呂.是用压扛隹检葺備曲討雪 护殳的试喷压力。WZ时问内，柬玉辽證此E右小丁 下”全邹專畔畜得有戟仄帆毗夬性蜜总薛异甘現姮口 寻脱純笊粥敦现击询： 当抽总瓯力九吗】帝制丹时pT = k5 JMPai (23.1 - 2)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=2.5M

16、Pa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 n D74z。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=125mmz螺 栓数目。故 F=Pn 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：巳=F+F式中巳一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。残余预紧力F, 般可参考以下经验

17、数据来确定：对于气缸、压力容器等 有紧密性要求的螺栓连接，取 F= (1.51.8 ) F。取 F=1.8，求得 F=1.8x3833=6899.4N。FE =F+F =3833+6899=10732N螺栓危险截面能够承载的最大力为12296大于FE,所以螺栓强度满足要求。第4章液压缸的结构设计4.1液压缸的安装形式本次设计负载为直线运动，负载力不是很高，故采用液压缸筒固定，活塞杆 运动的尾部法兰安装方式，其特点为螺钉受力较小。详細D=W=G图=纸C=AD请J1A：三两1爸爸五四零六二 3231885406|】室S3胆噌勞1够 一？月均曰公 巨at座属虎，请JI*三两1爸爸五四零八曲昙匚心奇槍

18、爭锣*椰子拘与奪心廷的空何4.2缸体与缸盖的连接形式本设计中选取法兰连接的形式。法兰连接的优点：（1）结构简单、成本低（2） 容易加工、便于装拆（3）强度较大、能承受高压。4.3活塞杆与活塞的连接结构活塞杆与活塞的连接结构有几种常用的形式，分整体式结构和组合式结构。 组合式结构又分螺纹连接、半环连接和锥销连接。1、整体式结构：结构简单，适用于缸径较小的液压缸。2、螺纹连接：结构简单，在振动的工作条件下容易松动，必须用锁紧装置。 应用较多，如组合机床与工程机械上的液压缸。3、半环连接：结构简单，装拆方便，不易松动，但会出现轴向间隙。多应 用在压力高、负荷大、有振动的场合4、锥销连接：结构可靠，用

19、锥销连接销孔必须配铰，销钉连接后必须锁紧, 多用于负荷较小的场合。综合考虑选用螺纹连接的活塞杆与活塞的连接结构。4.4活塞杆导向部分的结构活塞杆导向部分的结构，包括活塞杆与端盖、导向套的结构，以及密封、防 尘和锁紧装置等。导向套的结构可以做成端盖整体式直接导向，也可以做成与端盖分开的导向套结构。1、端盖直接导向：(1)端盖与活塞杆直接接触导向，结构简单，但磨损后只 能更换整个缸盖 盖与杆的密封常用0型, Y型等密封圈 防尘圈用无骨架的 防尘圈。2、导向套导向：(1)导向套与活塞杆接触支承导向，磨损后便于更换，导向 套也可用耐磨材料(2)盖与杆的密圭寸常用丫型等密圭寸装置。密圭寸可靠适用于中高 压液压缸(3)防尘方式常用J型或三角形防尘装置。由于密封圈的是选用0形圈的密封类型，常于0形