液压缸的计算

3液压缸的设计及计算3.1液压缸的负载力分析和计算本课题任务要求设备的主要系统性能参数为：铝合金板材的横截面积为2400mm铝合金板材的强度极限为212/kgmm型材长度1000mm（1）工作载荷RF常见的工作载荷为活塞杆上所受的挤压力，弹力，拉力等，在这里我们可得铝合金板材所受的最大外力为：4604101201048FAKN(3-1)式中0----强度极限，Pa；A-----截面面积，2m。由上式得液压缸所受工作载荷约为48KN（2）单活塞杆双作用缸液压缸作伸出运动时的一般模型如图3-1所示，其阻力F或所需提供的液压力可表示为2LafpFFFFFF（3-2）式中LF-----作用在活塞上的工作阻力，N；aF-----液压缸起动（或制动）时的惯性力，N；fF-----运动部件处的摩擦阻力，N；GF-----运动部件的自重（含活塞和活塞杆自重），N；F-----液压缸活塞及活塞杆处的密封摩擦阻力，N；通常以液压缸的机械效率来反映，一般取机械效率0.95m；2pF-----回油管背压阻力，N。在上述诸阻力中，在不同条件下是不同的，因此液压缸的工作阻力往往是变化的。因为此处液压缸只是作拉伸板材变形作用，故其运动速度较小，惯性力和摩擦阻力都较小，得50FKN（3-3）3.2液压缸的液压力计算和工作压力选择根据表4-3根据负载选择压力，初选系统压力为8MPa根据表4-5液压缸速比与工作压力的关系，得出速比=1.3311dD(3-4)式中d-----活塞杆直径，mm；D-----液压缸内径，mm。根据表4-4液压缸输出液压力，选择液压缸的内径140Dmm，活塞杆直径70dmm2114FApDpF(3-5)2222()'4FApDdpF(3-6)式中1F-----作用在活塞上的液压力（推力），N；2F-----作用爱活塞杆侧环形面积上的液压力（拉力），N；p-----进液腔压力（产生推力时液压缸无杆腔进液；产生拉力时有杆腔进液），Pa；1A-----活塞（无杆腔）面积，2m；2A-----有杆腔面积（活塞杆侧环形面积），222()4ADd，2m；D-----液压缸内径（活塞外径），m；d-----活塞杆直径，m；F-----被推动的负载阻力（与1F反向），N；'F-----被拉动的负载阻（与2F反向），N。因为本课题主要是拉力作用，所以用公式（3-5）得：3.3液压缸综合结构参数及安全系数的选择活塞外径D和活塞杆直径d是液压缸的基本结构参数，D与d的选择与液压缸的负载和速度要求相关；选择出适当的工作压力和供液流量满足负载和速度要求后，D和d可初步确定下来。除D和d外，液压缸的结构参数尚有活塞行程S、导向距离H和油口直径d等。液压缸的行程应根据工作需要设定，为简化制造工艺和节约制造成本，应采用标准化行程尺寸系列参数。为减小活塞杆伸出时与缸体轴线的偏斜，液压缸应有合理的导向长度。3.4缸筒设计与计算3.4.1缸筒与缸盖的连接方式端盖分为前端盖和后端盖。前端盖将活塞杆（柱塞）腔封闭，并起着为活塞杆导向、密封和防尘之作用。后端盖即缸底一端封闭，通常起着将液压缸与其他机件的作用。缸筒与端盖常见的连接方式有8种：拉杆式、法兰式、焊接式、内螺纹式、外螺纹式、内卡环式、外卡环式和钢丝挡圈式，其中焊接式只适应缸筒与后端盖的连接。3.4.2对缸筒的要求缸筒是液压缸的主要零件，有时还是液压缸的直接做功部件（活塞杆或柱塞固定时）；它与端盖、活塞（柱塞）构成密封容腔，用以容纳压力油液、驱动负载而做功，因而对其有强度、刚度、密封等方面的要求。3.4.3缸筒的材料选择缸筒的毛坯普遍采用退火的冷拔或热轧的无缝钢管，市场上已有内孔经过珩磨或内孔经过精加工的半成品，只需要按所要求的长度切割无缝钢管，材料有20、35、45号钢和27SiMn合金钢。3.4.4缸筒的计算本课题中液压缸承受压力负载，缸筒内径可根据下式求出：224mFDdp（3-7）式中2F-----拉力负载（取最大值），N；p-----供液压力（假定回液压力为大气压），Pa；d-----活塞杆直径，m。由于该式中活塞杆直径为未定值，可根据确定的速度比及将221/dD代入可求D值，再进一步确定活塞杆直径d。D和d应圆整到标准系列尺寸值。3264450101.330.10558100.95mFDmp圆整取0.125Dm在初步确定缸筒内径D后，下一步的工作是确定液压缸的壁厚。当液压缸为薄壁液压缸（/0.08D）,可按下式计算：max2pD（3-8）式中maxp-----液压缸最高（或设计或额定）工作压力，MPa；D-----液压缸筒内径（活塞外径），m；-----缸筒材料的许用应力，MPa。对于脆性材料，许用应力可表示为bbn（3-9）式中b-----材料的抗拉强度或断裂强度（表4-13）；bn-----安全系数，通常可取n=5，见表4-14。6001205bbMPan因为max0.0330.082pD所以max80.1250.00420.00422120pDmm通过上述计算，可得液压缸缸筒外径1D为12DD（3-10）120.12520.0040.133DDm3.4.5缸筒壁厚的验算计算求得缸筒壁厚值后，还应进行一下4个方面的验算，以保证液压缸安全可靠的工作。（1）液压缸的额定工作压力np应低于一定的极限值，以保证工作安全，即22120.35snDDpD(3-11)式中1,DD-----液压缸外径和内径，m或cm；s-----缸筒材料的屈服强度，MPa。8npMPa22221max220.356000.1330.1250.3527.7400.125sDDpMPaD所以maxnpp（2）为了避免缸筒工作时发生塑性变形，液压缸的额定工作压力np应与塑性变形压力rLp有一定的比例关系：0.350.42nrLpp(3-12)12.3lgrLsDpD(3-13)10.1332.3lg2.31600lg37.3410.125rLsDpMPaD0.350.3537.34113.069nrLppMPa因为813.069npMPaMPa（3）缸筒的径向变形量D值应该在允许范围内，而不能超过密封件允许的范围：221221rpDDDDvEDD（3-14）式中rp-----液压缸耐压试验压力，MPa，取20rpMPa；E-----缸筒材料的弹性模数，MPa；v-----缸筒材料的泊松比，对钢材0.3v。2222122221200.1250.1330.1250.30.00032120000.1330.125rpDDDDvmEDD（4）为确保液压缸安全的使用，缸筒的爆裂压力Ep应大于耐压试验压力rp12.3lgEbrDppD(3-15)10.1332.3lg2.3600lg37.179200.125EbDpMPaMPaD所以缸筒壁厚符合哟求。3.4.6缸筒底部厚度缸底结构形式有四种：a.平面缸底，有凹口，无孔；b．平面缸底，无口；c．半椭球形缸底；d．半环形缸底。本课题选择b.平面缸底，无口。00.433()pDhDDd(3-16)式中D-----缸底止口外径，mm；0d-----油口直径,mm；p-----工作压力，MPa；----材料许用应力安全系数（3n）,MPa。081250.4330.43312515.248()12520120pDhDmmDd3.4.7缸筒头部法兰厚度选择螺钉连接法兰，法兰厚度h为03cpcpFDdhd（3-17）式中h-----法兰厚度，mm；F-----法兰受力总和，N；22244HFdpddq；cpd----密封环平均直径，m；12cpHddd；p-----工作压力，Pa；d-----密封环内径，m，0.1dm；Hd----密封环外径，m，Hd；q-----附加密封压力，Pa，若采用金属材料时，q值即屈服极限点；0D----螺钉孔分布圆直径，m；---法兰材料的许用应力，Pa。222262260.1258100.13560.125810115.54444HFdpddqKN110.1250.13560.130322cpHdddm06331155000.1450.13030.01010.130312010cpcpFDdhmd圆整取10mm3.4.8缸筒-缸盖的连接计算缸筒与缸盖采用螺栓连接，螺纹处拉应力为214KFdZ（3-18）螺纹处的切应力为210210.2KKFddZ（3-19）合应力223n（3-20）式中K-----螺纹拧紧系数，静载时，取1.251.5K，动载时，取2.54K；1K----螺纹内摩擦系数，一般取10.12K；0d----螺纹外径，m；1d----螺纹内径，m，采用普通螺纹时，101.0825ddt；t-----螺纹螺距，m；Z----螺栓数量；---螺纹材料的许用应力，Pa，/sn。这里选择6个06,1dmmtmm的螺栓。101.08250.0061.08250.0010.0049ddtmm3221441.51010132.570.00496KFMPadZ232102210.121.510100.0060.00220.20.20.00496KKFdMPadZ合应力22223132.5730.0022132.57nMPa/500/2250snMPa所以132.57250nMPaMPa即n3.5活塞组件设计3.5.1活塞设计（1）活塞的结构形式和密封件形式活塞的密封件形式要根据液压缸的设计（额定）压力、速度和温度等工作条件来选择，而选择的密封件形式则决定了活塞的结构形式。活塞常用的结构形式可分为整体式和分体（组合）式两种。整体式活塞要在活塞圆周上开沟槽以安装密封件和支承环，架构简单，件活塞加工困难，另外，密封件安装时也容易拉伤和扭曲，影响密封性能和密封件使用寿命。分体（组合）式活塞大多数可以多次拆装，密封件使用寿命长。在通常情况下，支承环是活塞件的不可缺少的结构原件，它不但可以精确雕像，还可以吸收活塞运动时随时产生的侧向力，因而大多数密封件都与支承环联合使用，大大降低了活塞加工成本。（2）活塞的常用材料活塞材料选用的依据主要从活塞结构形式来考虑。对于有支承环的活塞，常用20号、35号及45号优质碳素钢。对于未采用支承环的活塞多采用高强度铸铁HT200-300、耐磨铸铁、球墨铸铁及锡青铜、铝合金，一些连续工作的高耐久性活塞外表面长烧锡青铜合金或喷镀尼龙等材料。本课题选用分体式，其材料选用35号钢。3.5.2活塞与活塞杆的连接结构活塞与活塞杆的连接结构有多种形式，常见的有螺纹型，其优点是连接稳固可靠，活塞与活塞杆之间无轴向公差要求，缺点是螺纹的加工和装配比较麻烦。还有焊接型，这在结构简单，施工比较方便，但不易拆除，而且，对活塞内外径、活塞杆直径及断面接合处的四个面的同轴度。垂直度要求较高。另外有卡环式，这种结构简单，拆装方便，活塞借助径向间隙有少量浮动，不易卡滞，但活塞与活塞杆之间有轴向公差，该轴向公差会造成活塞与活塞杆的不必要的窜动。该种结构形式在低速液压缸中得到广泛使用。3.5.3活塞杆设计（1）基本结构活塞杆有实心杆和空心杆两种，实心杆强度较高，加工简单，应用较多。空心活塞杆多用于活塞杆与缸径比值d/D较大的大