畢業(yè)設計說明書
題目 單作用法蘭式液壓缸的設計
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目 錄
第1章 設計參數(shù)及工況分析 3
1.1 主要設計參數(shù) 3
1.2 工況分析 3
第2章 液壓缸的設計計算 5
2.1 液壓缸內徑D和活塞桿直徑d的計算 5
2.1.1液壓缸內徑D的計算 5
2.1.2 活塞桿直徑d的計算 6
2.2 液壓缸壁厚和外徑的計算 6
2.3 液壓缸工作行程的確定 7
2.4 缸蓋厚度的確定 7
2.5 最小導向長度的確定 7
2.6 缸體長度的確定 8
2.7 法蘭的設計 8
2.8 活塞的設計 8
第3章 液壓缸的設計計算 10
3.1 活塞桿的校核 10
3.2 缸筒壁厚的校核 11
3.3 法蘭螺栓組連接強度校核 12
第4章 液壓缸的結構設計 13
4.1 液壓缸的安裝形式 13
4.2 缸體與缸蓋的連接形式 13
4.3 活塞桿與活塞的連接結構 13
4.4 活塞桿導向部分的結構 13
4.5 活塞及活塞桿處密封圈的選用 14
4.6 液壓缸的緩沖裝置 14
4.7 液壓缸主要零件的材料 14
14
第1章 設計參數(shù)及工況分析
1.1 主要設計參數(shù)
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
式中—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；
—運動部件速度變化時的慣性負載；
—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，對于平導軌可由下式求得
—運動部件重力；
—垂直于導軌的工作負載，本設計中為零；
—導軌摩擦系數(shù)，在本設計中取靜摩擦系數(shù)為0.2，動摩擦系數(shù)為0.1則求得
上式中為靜摩擦阻力，為動摩擦阻力。
式中m—負載質量、—加速或減速時間，本次設計中取；—時間內的速度變化量,本次設計最大速度為0.12m/s,取；先取負載質量為1000kg，故
根據(jù)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
啟動加速 F=++ 22960
勻速移動 + 20980
減速制動 +- Fa 19980
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--=ma
式中—液壓缸有效工作面積(m2)。
—分配給執(zhí)行元件用于克服執(zhí)行元件外負載的壓力（MPa）
,為局部損失和沿程損失之和，初步估算為0.5MPa.
根據(jù)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）
<5000
5000~10000
10000~20000
20000~30000
30000~50000
>50000
工作壓力P（MPa）
<0.8~1
1.5~2
2.5~3
3~4
4~5
>5~7
在本設計中，
由此求得，活塞缸內徑為
根據(jù)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=125mm；
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
—液壓缸內徑與活塞桿直徑的關系?？紤]到活塞桿受壓，且液壓缸工作壓力小于5MPa，根據(jù)附表3液壓缸工作壓力與活塞桿直徑，取。
附表3 液壓缸工作壓力與活塞桿直徑
液壓缸工作壓力p/MPa
<5
5～7
>7
推薦活塞桿直徑d
(0.5～0.55)D
(0.56～0.6)D
0.65D
活塞桿直徑
根據(jù)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；
附表4 液壓缸的活塞桿外徑尺寸系列GB2348-80（mm）
由此求得液壓缸最大工作壓力
根據(jù)附表5液壓缸公稱壓力系列（GB/T7938-1987），取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
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)；
—液壓缸內徑(m)；
—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。
液壓缸壁厚取
液壓缸壁厚算出后，可求出缸體的外徑
根據(jù)附表5 工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=152mm；
附表5 工程機械用標準油缸的缸體外徑(JBIO68-67)[mm]
2.3 液壓缸工作行程的確定
根據(jù)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
式中t—缸蓋有效厚度(m)；—缸蓋止口內徑(m)；—缸蓋孔的直徑(m)。
取缸蓋厚度為25mm。
2.5 最小導向長度的確定
活塞寬度，取值B=80mm。
缸蓋滑動支承面的長度，在缸徑小于150mm時
取
隔套的長度
2.6 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(jīng)估算可以確定以下參數(shù)：=150mm、=25mm、b=10mm
許用應力在選取材料的時候給出：[]=100MPa
將以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(jīng)給出解釋），根據(jù)密封圈的尺寸及其結構特點活塞寬度為80mm。
活塞的配合因為使用了組合形式的密封器件，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/100mm，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?；钊麠U需要進行穩(wěn)定性的校核。
1、 活塞桿直徑校核
活塞桿直徑的校核按下式進行
式中F —活塞桿上的作用力；—活塞桿材料的許用應力，
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，它所承受的軸向力不能超過使它保持穩(wěn)定工作所允許的臨界負載，以免發(fā)生縱向彎曲，破壞液壓缸的正常工作。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)定性的校核依下式（穩(wěn)定條件）進行：
式中：為安全系數(shù)，一般取。
當活塞桿的細長比時,
當活塞桿的細長比時，且，則
式中：——安裝長度，其值與安裝方式有關；
—活塞桿截面最小回轉半徑，；
—柔性系數(shù)；
—由液壓缸支承方式?jīng)Q定的末端系數(shù)，其值見表3-1；
—活塞桿材料的彈性模量，對鋼?。?
—活塞桿橫截面慣性矩；為活塞桿橫截面積；
—由材料強度決定的實驗值、為系數(shù)，具體數(shù)值均見表3-2。
活塞桿的細長比為
73.3
柔性系數(shù)取85，采用一端鉸接，一端固定的支承方式，末端系數(shù)取2
所以，=120，采用拉金公式計算
安全系數(shù)取n=2 則
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(jù)上式得到：16.75MPa，顯然，額定油壓P=2.5MPa，滿足條件；
先根據(jù)上式10得到：=14.35MPa，再將得到結果帶入上式9得到：5.02MPa。顯然，額定油壓P=2.5MPa，滿足條件；
因為=100MPa已經(jīng)在選擇缸筒材料的時候給出，根據(jù)上式得到：=71.77MPa。至于耐壓試驗壓力應為：=1.5P=3.75MPa。依據(jù)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(lián)接方式，根據(jù)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=125mm。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作載荷F：F=PπD2/4z。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=125mm。z—螺栓數(shù)目。故F=PπD2/4z=2.5x3.14X125X125/(4x8)=3833N
當承受預緊力和工作拉力的緊螺栓聯(lián)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(jīng)驗數(shù)據(jù)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′=（1.5~1.8）F。
取F′=1.8，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(xiàn)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?；钊麠U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
無縫鋼管作缸體毛坯加工余量小，工藝性能好，生產準備周期斷，是與大批量生產，標準液壓缸大部分都采用無縫鋼管，一般常用調質的45號鋼。
2、活塞 鑄鐵HT200
活塞常用材料灰鑄鐵，耐磨鑄鐵、35及40鋼和鋁合金等。缸徑較小的整體式活塞用35、45鋼，其他多用灰鑄鐵。
3、活塞桿 45鋼
活塞桿常使用35、45鋼等材料。對于沖擊震動很大的活塞桿，也可以使用55鋼。一般實心的活塞桿用35、45鋼。
4、前缸蓋 35鋼
缸蓋常用35、45鋼的短劍或鑄造毛坯，也可以使用鑄鐵材料。
5、后缸蓋 鑄鐵HT200
6、缸頭 45鋼
7、導向套 QT500-7球墨鑄鐵