單作用法蘭式液壓缸設計說明

1、題目 單作用法蘭式液壓缸設計目錄第 1 章 設計參數及工況分析 31.1 主要設計參數 31.2 工況分析 3第 2 章 液壓缸的設計計算 52.1 液壓缸內徑 D和活塞桿直徑 d 的計算 52.1.1 液壓缸內徑 D 的計算 52.1.2 活塞桿直徑 d的計算 . 62.2 液壓缸壁厚和外徑的計算 62.3 液壓缸工作行程的確定 72.4 缸蓋厚度的確定 72.5 最小導向長度的確定 72.6 缸體長度的確定 82.7 法蘭的設計 82.8 活塞的設計 8第 3 章 液壓缸的設計計算 103.1 活塞桿的校核 103.2 缸筒壁厚的校核 113.3 法蘭螺栓組連接強度校核 12第 4 章 液

2、壓缸的結構設計 134.1 液壓缸的安裝形式 134.2 缸體與缸蓋的連接形式 134.3 活塞桿與活塞的連接結構 134.4 活塞桿導向部分的結構 144.5 活塞及活塞桿處密封圈的選用 144.6 液壓缸的緩沖裝置 144.7 液壓缸主要零件的材料 15第1章設計參數及工況分析1.1 主要設計參數最大輸出力： 20000N；最大運行速度： 0.12m/s ；運動行程： 0.42m（420mm）1.2 工況分析液壓缸所受負載 F 包括有效工作負載，摩擦阻力和慣性力三種類型，即F Fw Ff Fa式中 Fw 有效工作負載，在本設計中即為題目給定的最大輸出力Fw=20000N；Fa運動部件速度變

3、化時的慣性負載；Ff 導軌摩擦阻力負載，啟動時為靜摩擦阻力，啟動后為動摩擦阻力，對 于平導軌 Ff 可由下式求得 Ff f G FRnG 運動部件重力；FRn 垂直于導軌的工作負載，本設計中為零；f 導軌摩擦系數，在本設計中取靜摩擦系數為 0.2 ，動摩擦系數為 0.1 則 求得Ffs 0.2 X 9800 1960N Ffa 0.1X 9800 980N上式中 Ffs 為靜摩擦阻力，Ffa 為動摩擦阻力Fa式中 m負載質量、 t 加速或減速時間， 本次設計中取 t 0.12s；t 時間內的速度變化量 , 本次設計最大速度為 0.12m/s, 取0.12m / s ；先取負0.12載質量為 1

4、000kg，故 Fa 1000 0.12 1000Na 0.12根據上述計算結果，列出個各工作階段所受的外負載：前進時最大負載F(N)啟動加速F=Ffs +Fa+Fw229602098019980勻速移動 F Ffa +Fw 減速制動 F Ffa +Fw- F a第 2章 液壓缸的設計計算2.1 液壓缸內徑 D和活塞桿直徑 d 的計算2.1.1 液壓缸內徑 D 的計算 由于啟動加速階段工作負載力最大，故按牛頓運動定律， pA- Ffs - Fw =mama Ffs FwA p式中 A 液壓缸有效工作面積 （m2）。p 分配給執(zhí)行元件用于克服執(zhí)行元件外負載的壓力（ MPa）p （ps p）3 ,

5、 p 為局部損失和沿程損失之和，初步估算為 0.5MPa. 根據附表 1 選擇工作壓力 P=3.5Mpa附表 1 按負載選擇執(zhí)行元件工作壓力負載 F（ N）50000工作壓力P（MPa）5722A 6 0.01148 m2 114.8cm2在本設計中，23 (3.5 0.5) 106由此求得，活塞缸內徑為根據附表 2 缸筒內徑尺寸系列 GB2348-80（mm），將液壓缸內徑圓整為標準 系列直徑 D=125m；m附表 2 缸筒內徑尺寸系列 GB2348-80（ mm）2.1.2 活塞桿直徑 d 的計算d D 液壓缸內徑與活塞桿直徑的關系。 考慮到活塞桿受壓， 且液壓缸工作壓力小于 5MPa，根

6、據附表 3液壓缸工作壓力與活塞桿直徑，取 d /D 0.55附表 3 液壓缸工作壓力與活塞桿直徑液壓缸工作壓力 p/MPa7推薦活塞桿直徑 d(0.5 0.55)D(0.56 0.6)D0.65D活塞桿直徑 d 0.55D 0.55X125 68.75mm附表 4 液壓缸的活塞桿外徑尺寸系列 GB2348-80( mm)Fmax22960 2MPa100A1 100 114.8根據附表 4 液壓缸的活塞桿外徑尺寸系列 GB2348-80( mm)，將液壓缸內徑 圓整為標準系列直徑 d=70mm；由此求得液壓缸最大工作壓力 p1根據附表 5 液壓缸公稱壓力系列 (GB/T7938-1987)，取

7、液壓缸額定工作壓力 為 2.5MPa。附表 5 液壓缸公稱壓力系列( GB/T7938-1987 )2.2 液壓缸壁厚和外徑的計算pyD2液壓缸的壁厚由液壓缸的強度條件來計算。 工程機械的液壓缸， 一般是用無 縫鋼管材料，大多屬于薄壁圓筒結構，其壁厚按薄壁圓筒公式計算式中 液壓缸壁厚 (m) ；D 液壓缸內徑 (m) ；py 試驗壓力，取最大工作壓力的 1.5 倍( MPa)；缸筒材料的許用應力。無縫鋼管 45 鋼100MPa 。1.5 2.5 72 100312.3 10 3m液壓缸壁厚取 13mm液壓缸壁厚算出后，可求出缸體的外徑 D1 D 2 125 2 13 151mm根據附表 5 工

8、程機械用標準油缸的缸體外徑 (JBIO68-67)mm ，將液壓缸缸 體外徑圓整為標準系列直徑 D1=152m；m附表 5 工程機械用標準油缸的缸體外徑 (JBIO68-67)mm2.3 液壓缸工作行程的確定根據題目給定運動行程 0.42m，參照液壓缸行程系列選用工作行程為 450mm。2.4 缸蓋厚度的確定一般液壓缸多為平底缸蓋，有孔時 t 0.433D 2式中 t 缸蓋有效厚度 (m) ；D2 缸蓋止口內徑 (m)；d0 缸蓋孔的直徑 (m)。 t 0.433D2 py 23.87mm 取缸蓋厚度為 25mm。2.5 最小導向長度的確定HLD20 2450 12585mm20 2活塞寬度

9、B0.3D 0.6 125 75mm ，取值 B=80mm。缸蓋滑動支承面的長度，在缸徑小于 150mm時取 l1 0.6D0.6 125 75mm隔套的長度11C H l21 B 85 (75 75) 10mm22.6 缸體長度的確定 液壓缸缸體內部長度應等于活塞的行程與活塞的寬度之和。 缸體外形長度還 要考慮到兩短端蓋的厚度。一般液壓缸缸體長度不應大于內徑的 20 倍。因此取 缸體長度為 600mm。2.7 法蘭的設計法蘭承受的最大壓力為： F=22960N 經估算可以確定以下參數： ra =150mm、 dL =25mm、b=10mm 許用應力在選取材料的時候給出： =100MPa 將以

10、上各量帶入式上式得到： h=38.65mm 為保證安全，取法蘭厚度為 40mm。2.8 活塞的設計1、活塞結構的設計 活塞分為整體式和組合式， 組合式制作和使用比較復雜， 所以在此選用組合 式活塞。此組合式活塞中，密封環(huán)和導向套是分槽安裝的。2、活塞的尺寸及加工公差 選擇活塞厚度為和缸筒內徑形成間隙配合，因為缸體內徑是 125mm（這個在前面的活塞桿設計中已經給出解釋） ，根據密封圈的尺寸及其結構特點活塞寬度 為 80mm?；钊呐浜弦驗槭褂昧私M合形式的密封器件， 所以要求不高，這里不加敘述。 活塞外徑對內孔的同軸度公差不大于 0.02mm，斷面與軸線的垂直度公差不 大于 0.04mm/100

11、mm，外表面的圓度和圓柱度不大于外徑公差的一半。第 3章 液壓缸的設計計算3.1 活塞桿的校核活塞桿直徑 d，在高壓系統(tǒng)中必須進行強度校核。活塞桿需要進行穩(wěn)定性的 校核。1、活塞桿直徑校核活塞桿直徑 d 的校核按下式進行 d式中 F 活塞桿上的作用力；活塞桿材料的許用應力，4 229606 48.6mm100 106活塞桿直徑滿足要求2、活塞桿穩(wěn)定性的驗算活塞桿受軸向壓縮負載時， 它所承受的軸向力 F 不能超過使它保持穩(wěn)定工作所允許的臨界負載 Fk ，以免發(fā)生縱向彎曲，破壞液壓缸的正常工作。 Fk 的值與活 塞桿材料性質、截面形狀、直徑和長度以及液壓缸的安裝方式等因素有關。活塞桿穩(wěn)定性的校核依

12、下式（穩(wěn)定條件）進行：Fknk當活塞桿的細長比 l rk20120，則fA(l)2式中： nk為安全系數，一般取 nk 2 42 2EJ1 2時, Fkl2當活塞桿的細長比 l rkFk式中： l 安裝長度，其值與安裝方式有關； rk 活塞桿截面最小回轉半徑， rkJ A ；1 柔性系數；2 由液壓缸支承方式決定的末端系數，其值見表 3-1 ；11 2E 活塞桿材料的彈性模量，對鋼取 E 2.06 10 N m ；J 活塞桿橫截面慣性矩； A 為活塞桿橫截面積；f 由材料強度決定的實驗值、 a 為系數，具體數值均見表 3-2 活塞桿的細長比 l rk 為l/ rk l J / A l d d

13、73.3k 64 4柔性系數 1取 85，采用一端鉸接，一端固定的支承方式， 末端系數 2取 2所以， l rk 12 =120，采用拉金公式計算fAFk21al 2 rk84.9 108 0.001318742 .9 NFk /2 159371.45N1 / 5000 2k173.322安全系數取 n=2 則nk 所以，活塞桿穩(wěn)定3.2 缸筒壁厚的校核下面從以下三個方面進行缸筒壁厚的校核：根據上式得到： Pn 16.75MPa，顯然，額定油壓 P=2.5MPa，滿足條件；先根據上式 10得到： PPL =14.35MPa，再將得到結果帶入上式 9 得到：Pn5.02MPa。顯然，額定油壓 P

14、=2.5MPa，滿足條件；因為 b =100MPa已經在選擇缸筒材料的時候給出，根據上式得到：PE =71.77MPa。至于耐壓試驗壓力應為： PT =1.5 P=3.75MPa。依據為：因為爆裂壓力遠大于耐壓試驗壓力，所以完全滿足條件。3.3 法蘭螺栓組連接強度校核 本次設計中采用法蘭型聯接方式，根據所選液壓缸的結構尺寸要求，選用 6 個 M25螺栓呈圓周均布布置與閥體連接。閥體內工作壓力 P=2.5MPa，液壓缸活 塞桿頭部伸入處閥體內徑 D=125m。m 對該螺栓組連接進行受力分析，屬于典型承 受預緊力和軸向載荷的的緊螺栓連接受力情況。液壓缸尾部螺栓組均勻分布，其每個螺栓承受的平均軸向工

15、作載荷F：F=P D2/4z 。式中 F每個螺栓承受的平均軸向載荷， （N）；P調節(jié)閥閥體內工作壓 力，已知， P=2.5MPa；D液壓缸活塞桿頭部伸入處閥體內徑， D=125m。m z螺 栓數目。故 F=PD2/4z=2.5x3.14X125X125/（4x8）=3833N當承受預緊力和工作拉力的緊螺栓聯接時，此時螺栓所受的軸向總拉力F：F=F+F式中 F每個螺栓所受的軸向總載荷， （ N）；F每個螺栓承受的平均 軸向載荷，（ N）；F殘余預緊力 F。殘余預緊力 F，一般可參考以下經驗數據來確定：對于氣缸、壓力容器等 有緊密性要求的螺栓連接，取 F =（1.51.8 ）F。取 F=1.8 ，

16、求得 F=1.8x3833=6899.4N。F=F+F=3833+6899=10732N 螺栓危險截面能夠承載的最大力為 12296 大于 F，所以螺栓強度滿足要求。第 4章 液壓缸的結構設計4.1 液壓缸的安裝形式 本次設計負載為直線運動， 負載力不是很高， 故采用液壓缸筒固定， 活塞桿 運動的尾部法蘭安裝方式，其特點為螺釘受力較小。4.2 缸體與缸蓋的連接形式 本設計中選取法蘭連接的形式。 法蘭連接的優(yōu)點： (1) 結構簡單、 成本低(2) 容易加工、便于裝拆 (3) 強度較大、能承受高壓。4.3 活塞桿與活塞的連接結構活塞桿與活塞的連接結構有幾種常用的形式，分整體式結構和組合式結構。組合

17、式結構又分螺紋連接、半環(huán)連接和錐銷連接。1、整體式結構：結構簡單，適用于缸徑較小的液壓缸。2、螺紋連接：結構簡單，在振動的工作條件下容易松動，必須用鎖緊裝置。應用較多，如組合機床與工程機械上的液壓缸。3、半環(huán)連接：結構簡單，裝拆方便，不易松動，但會出現軸向間隙。多應 用在壓力高、負荷大、有振動的場合4、錐銷連接：結構可靠，用錐銷連接銷孔必須配鉸，銷釘連接后必須鎖緊， 多用于負荷較小的場合。綜合考慮選用螺紋連接的活塞桿與活塞的連接結構。4.4 活塞桿導向部分的結構 活塞桿導向部分的結構，包括活塞桿與端蓋、導向套的結構，以及密封、防 塵和鎖緊裝置等。 導向套的結構可以做成端蓋整體式直接導向， 也可

18、以做成與端 蓋分開的導向套結構。1、端蓋直接導向： (1) 端蓋與活塞桿直接接觸導向，結構簡單，但磨損后只 能更換整個缸蓋 (2)蓋與桿的密封常用 O型，Y型等密封圈(3) 防塵圈用無骨架的 防塵圈。2、導向套導向： (1) 導向套與活塞桿接觸支承導向，磨損后便于更換，導向 套也可用耐磨材料 (2) 蓋與桿的密封常用 Y 型等密封裝置。密封可靠適用于中高 壓液壓缸 (3) 防塵方式常用 J 型或三角形防塵裝置。由于密封圈的是選用 O形圈的密封類型， 常于 O形圈配合導向套結構為端蓋 直接導向，因此本設計選用端蓋直接導向的導向部分結構。4.5 活塞及活塞桿處密封圈的選用 由于本設計中液壓缸的工作壓力為 2.5MPa，速度范圍 0.5m/s ，因此選用缸 體與缸蓋的密封形式選用 O形圈的密封形式。 活塞桿與缸蓋， 活塞與缸體的密封 選用 Y 形圈的密封形式。4.6 液壓缸的緩沖裝置 本設計中的液壓缸運動慣性不大、 速度也不高， 因此選用圓柱形環(huán)狀間隙式 節(jié)流緩沖裝置。4.7 液壓缸主要零件的材料1、缸筒 無縫鋼管 45 鋼無縫