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液壓缸是液壓傳動的執(zhí)行元件，它和主機工作機構有直接的聯(lián)系，對于不同的機種和機構，液壓缸具有不同的用途和工作要求。因此，在設計液壓缸之前，必須對整個液壓系統(tǒng)進行工況分析，編制負載圖，選定系統(tǒng)的工作壓力(詳見第九章)，然后根據(jù)使用要求選擇結構類型，按負載情況、運動要求、最大行程等確定其主要工作尺寸，進行強度、穩(wěn)定性和緩沖驗算，最后再進行結構設計。 根據(jù)一覽旗下液壓英才網(wǎng)資深顧問理工分析有以下幾大要點： 1.液壓油缸的設計內(nèi)容和步驟 (1)選擇液壓缸的類型和各部分結構形式。 (2)確定液壓缸的工作參數(shù)和結構尺寸。 (3)結構強度、剛度的計算和校核。 (4)導向、密封、防塵、排氣和緩沖等裝置的設計。 (5)繪制裝配圖、零件圖、編寫設計說明書。 （液壓招聘）下面只著重介紹幾項設計工作。 2.計算液壓缸的結構尺寸液壓缸的結構尺寸主要有三個：缸筒內(nèi)徑D、活塞桿外徑d和缸筒長度L。 (1)缸筒內(nèi)徑D。液壓缸的缸筒內(nèi)徑D是根據(jù)負載的大小來選定工作壓力或往返運動速度比，求得液壓缸的有效工作面積，從而得到缸筒內(nèi)徑D，再從GB2348—80標準中選取最近的標準值作為所設計的缸筒內(nèi)徑。 根據(jù)負載和工作壓力的大小確定D： ①以無桿腔作工作腔時 (4-32) ②以有桿腔作工作腔時 (4-33) 式中：pI為缸工作腔的工作壓力，可根據(jù)機床類型或負載的大小來確定；Fmax為最大作用負載。 (2)活塞桿外徑d?；钊麠U外徑d通常先從滿足速度或速度比的要求來選擇，然后再校核其結構強度和穩(wěn)定性。若速度比為λv，則該處應有一個帶根號的式子： (4-34) 也可根據(jù)活塞桿受力狀況來確定，一般為受拉力作用時，d=0.3～0.5D。 受壓力作用時： pI＜5MPa時，d=0.5～0.55D 5MPa＜pI＜7MPa時，d=0.6～0.7D pI＞7MPa時,d=0.7D (3)缸筒長度L。缸筒長度L由最大工作行程長度加上各種結構需要來確定，即： L=l+B+A+M+C 式中：l為活塞的最大工作行程；B為活塞寬度，一般為(0.6-1)D;A為活塞桿導向長度，取(0.6-1.5)D;M為活塞桿密封長度，由密封方式定；C為其他長度。 一般缸筒的長度最好不超過內(nèi)徑的20倍。 另外，液壓缸的結構尺寸還有最小導向長度H。 (4)最小導向長度的確定。 當活塞桿全部外伸時，從活塞支承面中點到導向套滑動面中點的距離稱為最小導向長度H(如圖4-19所示)。如果導向長度過小，將使液壓缸的初始撓度(間隙引起的撓度)增大，影響液壓缸的穩(wěn)定性，因此設計時必須保證有一最小導向長度。 圖4-19油缸的導向長度 K—隔套 對于一般的液壓缸，其最小導向長度應滿足下式： H≥L/20+D/2 (4-35) 式中：L為液壓缸最大工作行程(m);D為缸筒內(nèi)徑(m)。 一般導向套滑動面的長度A，在D＜80mm時取A=(0.6-1.0)D,在D＞80mm時取A=(0.6-1.0)d；活塞的寬度B則取B=(0.6-1.0)D。為保證最小導向長度，過分增大A和B都是不適宜的，最好在導向套與活塞之間裝一隔套K，隔套寬度C由所需的最小導向長度決定，即：C=H- (4-36) 采用隔套不僅能保證最小導向長度，還可以改善導向套及活塞的通用性。 3.強度校核? 對液壓缸的缸筒壁厚δ、活塞桿直徑d和缸蓋固定螺栓的直徑，在高壓系統(tǒng)中必須進行強度校核。 (1)缸筒壁厚校核。缸筒壁厚校核時分薄壁和厚壁兩種情況，當D/δ≥10時為薄壁，壁厚按下式進行校核： δ＞=ptD/2［σ］ (4-37) 式中：D為缸筒內(nèi)徑；pt為缸筒試驗壓力，當缸的額定壓力pn≤16MPa時，取pt=1.5pn，pn為缸生產(chǎn)時的試驗壓力;當pn＞16MPa時，取 pv=1.25 pn;［σ］為缸筒材料的許用應力，［σ］=σb/n,σb為材料的抗拉強度，n為安全系數(shù)，一般取n=5。 當D/σ＜10時為厚壁，壁厚按下式進行校核： δ≥ (4-38) 在使用式(4-37)、式(4-38)進行校核時，若液壓缸缸筒與缸蓋采用半環(huán)連接，δ應取缸筒壁厚最小處的值。 (2)活塞桿直徑校核?；钊麠U的直徑d按下式進行校核： d≥ (4-39) 式中：F為活塞桿上的作用力；［σ］為活塞桿材料的許用應力，［σ］=σb/1.4。 (3)液壓缸蓋固定螺栓直徑校核。 液壓缸蓋固定螺栓直徑按下式計算： ?d≥ 4-40) 式中：F為液壓缸負載；Z為固定螺栓個數(shù)；k為螺紋擰緊系數(shù)，k=1.12～1.5,［σ］= σs/(1.2-2.5),σs為材料的屈服極限。 4.液壓缸穩(wěn)定性校核? 活塞桿受軸向壓縮負載時，其直徑d一般不小于長度L的1/15。當L/d≥15時，須進行穩(wěn)定性校核，應使活塞桿承受的力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(zhì)、截面形狀、直徑和長度以及缸的安裝方式等因素有關，驗算可按材料力學有關公式進行。 5.緩沖計算? 液壓缸的緩沖計算主要是估計緩沖時缸中出現(xiàn)的最大沖擊壓力，以便用來校核缸筒強度、制動距離是否符合要求。緩沖計算中如發(fā)現(xiàn)工作腔中的液壓能和工作部件的動能不能全部被緩沖腔所吸收時，制動中就可能產(chǎn)生活塞和缸蓋相碰現(xiàn)象。 液壓缸在緩沖時，緩沖腔內(nèi)產(chǎn)生的液壓能E1和工作部件產(chǎn)生的機械能E2分別為： E1=pcAclc (4-41) E2=ppAplc+mV2-Fflc (4-42) 式中：pc為緩沖腔中的平均緩沖壓力；pp為高壓腔中的油液壓力；Ac、Ap為緩沖腔、高壓腔的有效工作面積；Lc為緩沖行程長度；m為工作部件質(zhì)量；v0為工作部件運動速度；Ff為摩擦力。 式(4-42)中等號右邊第一項為高壓腔中的液壓能，第二項為工作部件的動能，第三項為摩擦能。當E1=E2時，工作部件的機械能全部被緩沖腔液體所吸收，由上兩式得： Pc=E2/Aclc (4-43) 如緩沖裝置為節(jié)流口可調(diào)式緩沖裝置，在緩沖過程中的緩沖壓力逐漸降低，假定緩沖壓力線性地降低，則最大緩沖壓力即沖擊壓力為： Pcmax=Pc+mυ02/2Aclc (4-44) 如緩沖裝置為節(jié)流口變化式緩沖裝置，則由于緩沖壓力Pc始終不變，最大緩沖壓力的值如式(4-43)所示。 6.液壓缸設計中應注意的問題? 液壓缸的設計和使用正確與否，直接影響到它的性能和易否發(fā)生故障。在這方面，經(jīng)常碰到的是液壓缸安裝不當、活塞桿承受偏載、液壓缸或活塞下垂以及活塞桿的壓桿失穩(wěn)等問題。所以，在設計液壓缸時，必須注意以下幾點： (1)盡量使液壓缸的活塞桿在受拉狀態(tài)下承受最大負載，或在受壓狀態(tài)下具有良好的穩(wěn)定性 (2)考慮液壓缸行程終了處的制動問題和液壓缸的排氣問題。缸內(nèi)如無緩沖裝置和排氣裝置，系統(tǒng)中需有相應的措施，但是并非所有的液壓缸都要考慮這些問題。 (3)正確確定液壓缸的安裝、固定方式。如承受彎曲的活塞桿不能用螺紋連接，要用止口連接。液壓缸不能在兩端用鍵或銷定位。只能在一端定位，為的是不致阻礙它在受熱時的膨脹。如沖擊載荷使活塞桿壓縮。定位件須設置在活塞桿端，如為拉伸則設置在缸蓋端。 (4)液壓缸各部分的結構需根據(jù)推薦的結構形式和設計標準進行設計，盡可能做到結構簡單、緊湊、加工、裝配和維修方便。 (5)在保證能滿足運動行程和負載力的條件下，應盡可能地縮小液壓缸的輪廓尺寸。 (6)要保證密封可靠，防塵良好。液壓缸可靠的密封是其正常工作的重要因素。如泄漏嚴重，不僅降低液壓缸的工作效率，甚至會使其不能正常工作(如滿足不了負載力和運動速度要求等)。良好的防塵措施，有助于提高液壓缸的工作壽命。 液壓英才網(wǎng)資深顧問理工總結，液壓缸的設計內(nèi)容不是一成不變的，根據(jù)具體的情況有些設計內(nèi)容可不做或少做，也可增大一些新的內(nèi)容。設計步驟可能要經(jīng)過多次反復修改，才能得到正確、合理的設計結果。在設計液壓缸時，正確選擇液壓缸的類型是所有設計計算的前提。在選擇液壓缸的類型時，要從機器設備的動作特點、行程長短、運動性能等要求出發(fā)，同時還要考慮到主機的結構特征給液壓缸提供的安裝空間和具體位置。如：機器的往復直線運動直接采用液壓缸來實現(xiàn)是最簡單又方便的。對于要求往返運動速度一致的場合，可采用雙活塞桿式液壓缸；若有快速返回的要求，則宜用單活塞桿式液壓缸，并可考慮用差動連接。行程較長時，可采用柱塞缸，以減少加工的困難；行程較長但負載不大時，也可考慮采用一些傳動裝置來擴大行程。往復擺動運動既可用擺動式液壓缸，也可用直線式液壓缸加連桿機構或齒輪——齒條機構來實現(xiàn)。