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/kg mm
型材长度1000mm ≤
（1）工作载荷R F
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：
4604101201048F A KN σ-=?=???= (3-1)
式中 0σ----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
2L a f p F F F F F F μ=++++ （3-2）
式中 L F -----作用在活塞上的工作阻力，N ；
a F -----液压缸起动（或制动）时的惯性力，N ；
f F -----运动部件处的摩擦阻力，N ；
G F -----运动部件的自重（含活塞和活塞杆自重），N ；
F μ-----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 η=；
2p F -----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
50F KN ≤ （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?=1.33
d =(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140D mm =，活塞杆直
径70d mm =
2
114F A p D p F π==
≥ (3-5) 2222()'4
F A p D d p F π
==-≥ (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()4A D d π=
-，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：
D=（3-7）
式中
2
F-----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/
d D??
=-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。
0.1055
D m
===圆整取0.125
D m
=
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δ。
当液压缸为薄壁液压缸（/0.08
D
δ≤）,δ可按下式计算：
[]
max
2
p D
δ
σ
=（3-8）
式中
max
p-----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；
[]σ-----缸筒材料的许用应力，MPa。
对于脆性材料，许用应力[]σ可表示为
[]b
b
n
σ
σ=（3-9）
式中
b
σ-----材料的抗拉强度或断裂强度（表4-13）；
b
n-----安全系数，通常可取n=5，见表4-14 。
[]600120
5
b
b
MPa
n
σ
σ===
因为
[]max0.0330.08
2
p
D
δ
σ
==≤所以
[]
max
80.125
0.00420.004
22120
p D
m m
δ
σ
?
===≈
?
通过上述计算，可得液压缸缸筒外径
1
D为
1
2
D Dδ
=+（3-10）
120.12520.0040.133D D m δ=+=+?=
3.4.5缸筒壁厚的验算
计算求得缸筒壁厚δ 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n p 应低于一定的极限值，以保证工作安全，
即()
22120.35s n D D p D σ-≤ (3-11)
式中 1,D D -----液压缸外径和内径，m 或cm ；
s σ -----缸筒材料的屈服强度，MPa 。
8n p MPa =
()
()22221max 220.356000.1330.1250.3527.7400.125s D D p MPa D σ-??-===
所以max n p p ≤
（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n p 应与
塑性变形压力rL p 有一定的比例关系：
()0.350.42n rL p p ≤ (3-12)
12.3lg rL s D p D
σ≤ (3-13) 10.1332.3lg 2.31600lg 37.3410.125
rL s D p MPa D σ≤=??= 0.350.3537.34113.069n rL p p MPa ≤?=?=
因为813.069n p MPa MPa =<
（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：
22
1221r p D D D D v E D D ??+?=+ ?-??
（3-14） 式中 r p -----液压缸耐压试验压力，MPa ，取20r p MPa = ；
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 = 。
2222122221200.1250.1330.1250.30.00032120000.1330.125r p D D D D v m E D D ????+?+?=+=?+= ? ?--????
（4） 为确保液压缸安全的使用，缸筒的爆裂压力E p 应大于耐压试验压力
r p
1
2.3lg E b r D p p D σ=> (3-15)
1
0.1332.3lg 2.3600lg 37.179200.125E b D p MPa MPa D σ??
==??=> ???
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。
0.433h = (3-16)
式中 D -----缸底止口外径，mm ；
0d -----油口直径, mm ；
p -----工作压力，MPa ；
[]σ----材料许用应力安全系数（3n ≥ ）,MPa 。
0.4330.43312515.248h mm ==?=
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
h = （3-17）
式中 h -----法兰厚度，mm ；
F -----法兰受力总和，N ；()22
244H F d p d d q π
π=+- ；
cp d ----密封环平均直径，m ；()12
cp H d d d =
+ ； p -----工作压力，Pa ； d -----密封环内径，m ，0.1d m = ；
H d ----密封环外径，m ，H d = ；
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 ；
[]σ---法兰材料的许用应力，Pa 。
()()222262260.1258100.13560.125810115.54444H F d p d d q KN
ππππ=
+-=???+?-??= ()()110.1250.13560.130322
cp H d d d m =+=?+=
0.0101h m ===圆整取10mm 3.4.8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
214KF d Z
σπ= （3-18） 螺纹处的切应力为
210210.2K KFd d Z
τ= （3-19） 合应力
[]n σσ= （3-20）
式中 K -----螺纹拧紧系数，静载时，取 1.25 1.5K = ，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，10 1.0825d d t =- ；
t -----螺纹螺距，m ；
Z ----螺栓数量 ；
[]σ---螺纹材料的许用应力，Pa ，[]/s n
σσ≤ 。 这里选择6个06,1d mm t mm == 的螺栓。
10 1.08250.006 1.08250.0010.0049d d t mm =-=-?=
3
22144 1.51010132.570.00496
KF MPa d Z σππ???===??
2
32
10221
0.12 1.510100.0060.00220.20.20.00496K KFd MPa d Z τ????===??
合应力
132.57n MPa σ===
[]/500/2250s n MPa σσ≤==
所以132.57250n MPa MPa σ=≤即[]n σσ≤
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较大的大型液压缸中，以减轻活塞杆的重
量，或用于缸筒带动工作机构的场合如机床中，或用于活塞杆必须带有传感器的伺服液压缸中。
本课题选用实心杆。
（2）活塞杆的材料和技术要求
实心活塞杆多采用优碳素钢冷拔料35号钢、45号钢、55号钢制成，以减少切削加工。
本课题选用35号钢
（3）活塞杆外端（头部）结构形式
活塞杆外端是液压缸与负载的连接部位，结构形式有多种。活塞杆端部最常用的结构形式为螺纹式、单耳环式和带球铰的单式环式，螺纹的尺寸按表4-20选取。
（4）活塞杆的导向
在液压缸的前端盖的内部，安装有对活塞杆导向的导向套（环）和对缸筒有杆腔进行密封的密封件及防止活塞杆内缩时将灰尘、水分和杂质带入密封圈的防尘圈。
1）导向套（环式）的结构形式
活塞杆的导向的结构形式有三种：无导向套（环）、金属导向套（环）和非金属导向套（环）。
本课题选用金属导向套。
2）导向套（环）的长度
导向支承长度是端盖长度减去防尘圈沟槽的长度值后的剩余部分。
3）导向套（环）的材料和加工要求
导向套（环）外圆与端盖内孔配合多为H8/f7，内孔与活塞杆的配合多为H9/f9。
（5）活塞杆的密封与防尘
活塞杆处的密封圈和防尘圈都是标准零件，密封圈的方程圈沟槽的设计要符合国家标准的规定。
3.5.4活塞杆及连接件强度校核
（1）活塞杆的直径d d
在液压缸中，如果液压缸速度有速度比? 要求，活塞杆直径d 可根据液压缸内
径（活塞外径）D 按下式求出
d =（3-20）
式中 d -----活塞杆直径，mm ；
D -----液压缸内径，mm 。
62.26d mm === （2）活塞杆强度校核
活塞杆在稳定工况下，如果只受轴向拉力或推力，可近似按直杆承受拉压载荷的
简单强度计算公式进行校核计算：
[]24F d
σσπ=≤ （3-21） 式中 F -----活塞杆输出力，N ；
σ-----活塞杆应力，Pa ；
d -----活塞杆直径，m ；
[]σ---材料的许用应力，Pa ；[]/s n σσ= ；
s σ----材料的屈服强度，Pa ；
n -----安全系数，24n = ，一般取 1.4n ≥ 。
3
22
44501016.420.06226F MPa d σππ??===? []/600/2300s n MPa σσ===
所以[]σσ≤
（3）活塞杆轴肩、螺纹及卡环（键）强度
活塞杆轴肩挤压强度按下式计算：
()()[]22221224F d c d c σσπ=
≤??---?? （3-22）
式中 σ-----活塞杆轴肩挤压应力，Pa ；
F -----活塞杆作用力，N ；
d -----活塞杆直径，m ；
2d -----活塞孔内径，m ；
1c -----活塞孔部倒角，m ;
2c -----活塞杆轴肩倒角，m ；
[]σ----轴肩的许用应力，Pa 。
()()()()322222215010238.19220.0622620.0010.05620.00144F
MPa
d c d c σππ?===????----?-+?????所以[]σσ≤
3.4液压系统设计
3.4.1液压系统设计图
在绘制液压系统图的过程中应力求系统的结构简单。注意各元件间的联系。避免无动作发生，既要减少能量损失，还要提高系统的工作效率。为了便于液压系统的维护和检测，本系统中要安装必要检测元件（如压力表，温度计）。各液压元件尽量采用国家标准件。在图中要按国家标准规定的液压元件职能符号的常态位置绘制，对于自行设计的非标准元件可用结构原理图绘制，系统图中应注明各液压执行元件的名称和动作，注明各液压元件的序号及各电磁铁代号，并附有电磁铁，行程阀及其他控制元件的动作表。基于以上准则，本设计的液压系统图拟定如下图所示
图3-1 液压系统图
表3-1 液压工作图
元件名称电磁铁
动作顺序
1YA 2YA 3YA 快退
+ - + 工退
+ - - 工进
- + -
3.4.2液压泵与电动机的选择
（1）液压泵选择 液压泵是将机械能转换为液压能的能量转换装置。贼液压系统中，液压泵作
为动力源，向液压系统提供液压能。
确定液压泵的最大压力
p ≥
其中
————从液压泵出口到液压缸或液压马达入口之间总的管道损失，取
为0.3MPa 其中
p ————-液压缸最大压力 所以
在本设计中，因其径向载荷小，结构简单，而选择用定量叶片泵，这样也可
以使运动中的噪音降低，流量脉动小。根据表23.5-20[9]选取
图3-2 液压泵
YB1-16,
其技术规格为： 排量：16ml/r
额定压力：6.3Mpa
转速：960r/min
驱动功率：2.2KW
重量：8.7Kg
其外型尺寸为： L---184mm L1---98mm L2---38mm B---45mm
B1---20mm H---140mm S---110mm D1--φ90mm
D2---φ128mm d---φ20h6 d1---φ11mm C---5mm
t---22mm b---5mm Z1----21mm
其符号含义参表23.5-20[9]
（2）电动机的选择
电动机是液压泵的驱动机，该机械的电动机工作状态为负载平稳，生产机械工作状态为短时，故根据表40.1-27[9]，可选取笼型异步电动机，考虑到传动中的效率损失，所以选取的电动机功率应大于液压泵的驱动功率，查附表40-4[9]，所以选用电动机型号为J02-41-6其技术数据为：
额定功率：3KW 额定起动电流：6.5A
满载时电流：7.07A 额定起动转矩：1.8
满载时转速：960r/m 额定最大转矩：1.8
满载时效率：82.5% 重量：63Kg
电动机外形及安装尺寸：机座号11，安装结构形式A101型
A---140 B---100 C---56 D---18 E---40 F---5 G---14.8
H---90 K---11 b---180 b1---140 h---185 l1----295
单位：mm (符号意义参考附表40-5[9])
（3）电动机与液压泵传动方式
由于电动机额定转速为960r/min，液压泵的转速也为960r/min，可考虑不用齿轮，带传动等方式，而直接用联轴器连接。由于安装技术方面等原因，电动机轴线与液压泵回转轴线的同轴度难以保证，故采用弹性联轴器，根据电动机轴的直径为18mm，液压缸轴直径为20mm，查表6-2-22[9]得，可利用TL型弹性套柱销联轴器，利用套有弹性套（橡胶材料）的注销承受转矩，补偿两轴相对位移。
查表得：
联轴器
D---95 C---30 S---4 A---35
转动惯量0.002 重量1.9 公称转矩31.5N.M 许用转速6300r/m 校核：
（3-21）所以安全。
3.4.3油管的选择（吸油管）
液压系统中的油管，虽然选钢管不宜弯曲，且装配也比较困难，可采用紫铜
管，但紫铜管成本较高，而且抗振能力较弱，也容易使油氧化。承受的压力也较
低，所以相比之下，还是采用钢管为本液压系统中的油管。
油管内径的确定：
液体流量：Q = （3-22）
所以
（3-23） 因为
n p = 所以管子壁厚为2mm ，管接头螺纹为M33x2，管子外径为34mm,查表37.9-2，
最小曲率半径为100mm ，支架最大距离为800mm 。
根据公示37.9-1[9]压油管可略细点，公称直径为φ20mm ，管接头螺纹为M27x2,
管子接头采用焊接式，直通管接头按装配需求按标准选取，其他接头亦同。
3.4.2控制阀的选取
在本设计中，控制用到了：溢流阀，三位四通阀，二位二通阀，节流调速阀。
根据其流量，压力等选取的各阀代号为：
溢流阀：Y-25
三位四通阀：4WE5E10/AZ4
二位二通阀：220
单向节流调速阀：QI-25
其技术规格分别为：
溢流阀：流量25L/min ，接口尺寸：管式Z3/8，压力：最大6.3MPa 最小0.5MPa
卸荷：0.15MPa ，阀径：φ16mm ，工作压力：25MPa,额定流量：15L/min,电源电
压：50HZ 200V ，极限条件：环境温度50C 线圈温度150C ，开关频率：7200次
/h,换向时间0.07S ，电压：220V ，阀行程：5mm
三位四通阀：通径：5mm,电磁铁类型：湿式，介质：矿物油，温度范围：-30度到70度，粘度范围 ：2.8到380
二位二通阀：流量：25L/min ，压力：6.3MPa ，压力损失：
，泄漏
量： 节流调速阀：流量：25L/min ，最小流量：0.07L/min, 接口尺寸：管式Z3/8,
压力：0.5到6.3MPa ，压力损失：
，单向阀压力损失：，重
量：45Kg 3.4.4液压介质的选取
由于本机械对液压介质没有提出要求，故按一般情况，选用普通液压油，其
运动粘度值为（40°C ）40
mm
,其产品代号为YA-N46。其质量指标为： 运动粘度：41.4----50.6
(40°C) 27----33
(50°C)
粘度系数》90 闪点（开口）：》170°C ，凝点：《-10°C
抗氧化安定性：》1000h(酸值达2mgKOH/g)
防锈性：无锈（蒸馏水法）
临界载荷：》600N
抗泡沫性：起泡《50°C ，消泡《0，抗磨性：800N
3.4.4滤油器的选择 滤油器的作用在液压系统中，滤除外部混入或者系统运转中内部产生的液压
油中的固体杂质。使液压油保持清洁，延长液压元件的使用寿命，保证液压系统
工作的可靠性，一般滤油器过滤精度用从液压油中过滤掉杂质的颗粒大小表示，
一般分粗滤油器（100m μ），普通滤油器（10--100m μ），精滤油器（5--10m μ），
特精滤油器（1--5m μ），系统压力越高，过滤精度也越高。
滤油器在液压系统中的安装位置也有多种。
（1）安装在液压泵吸油管上，这种方式要求滤油器有较大的通油能力和较小
的阻力，不超过50.110MPa ?~50.210MPa ?，多数情况采用精度较低的网式滤油器，主要保护液压泵。
（2）安装在液压泵的压油路上。可以保护液压泵以外的其他液压原件，阻力
一般要求在53.510MPa ?以下。 （3）安装在回油路上
（4）安装在单独的过滤系统上，这种方式一般用于大型液压系统。另外，滤油器的选择应考虑以下几点：
A ．具有足够的通油能力，压力损失小。
B ．过滤精度满足设计要求。
C ．滤芯具有足够强度。
D ．滤芯抗腐蚀性好，能在规定温度下长期工作。
E ．滤芯的更换，清洗及维护方便。
按经验公式：滤油器通油能力大于实际通油的2倍以上，得： 2=.=.min Q Q =?实21536L/min 3072L/ （3-24）
滤油器拟装在吸油管路中，选用网式滤油器，因其具有结构简单，通油能
力强，阻力小，易清洗等优点。查表37.10-4[9]，可选用网式滤油器WU-63*180，
技术规格如下：
过滤精度：180m μ
压力损失：《0.01MPa
流量：63L/min
通径：25mm
链接形式：螺纹联接
3.4.5油箱的设计
设计油箱应考虑以下几点：
（1）油箱须有足够大的容积，以满足散热要求，停车时能容纳液压系统中
所有的油，而工作时又保持适当的油位要求等
（2）吸油管及回油管应插入最低油位下，管口一般与油箱低，箱壁的距离
不小于管径的3倍，吸油管应安装滤油器，回油管口斜切45度角并面向壁，以
防止回油冲击油箱底部沉淀物。
（3）吸油管和回油箱距离尽可能远一些，中间要设置隔板，使油液在油箱
中流动的速度缓慢一点，时间长点，这样有利于提高散热，分离空气及沉淀杂质
的效果。
（4）为了保持油液清洁，油箱应有密封的顶盖，顶盖设有带滤油网的注油
孔及带空气滤清器的通气孔。（一般由一个空气过滤器来完成，油箱底具有一定
的倾角，最低处放油阀）
空气滤清器它包括空气滤清装置和注油过滤网，根据过滤器的过滤精度，
来选择空气滤清器。油过滤器精度为180m μ，空气滤清器精度应适当高一些，
油过滤精度125m μ，空气过滤精度为0.279mm ，型号为EF3-40,其外形尺寸及技
术规格性能为
加油流量：21L/min
空气流量：170L/min
油过滤面积：1802cm
空气过滤精度：0.279mm
油过滤精度：125m μ
螺钉（四只均布）：M5*14
A —120mm
B —55mm a--φ55mm b--φ66.5mm c---φ80mm
(注代号意义参照表37.10-33[9])
本设计中，只计泵的效率损失，其他不记，叶片泵的效率为0.8
故系统发热量为
0.8(10.8)3600H P W ==-?= （3-25）
2600= 1.4m 1530
H A K t =≈? （3-26） 设油箱长比宽比高为1：2：3，则边长分别为a,b,c(m)
0.27L m =
== （3-27）
所以得：a=0.27m b=0.54 c=0.81m
考虑到多方面原因，圆整上列数据，此邮箱长350mm，宽650mm,高900，油压面高度为720mm，详细参见下图。
图3-3 油箱
3.5本章小结
在这章的设计中，主要是设计了液压系统和其中一些元件的选择，在选择的过程中，充分的考虑了本设计机构的实际工作情况，在与其相结合的情况下，进行了元件的选型和液压缸的设计。在设计系统中，也是考虑到了实际机器运动状况后，拟定了运动路径。
4 小车的工艺整体设计
4.1小车整体结构描述和支承表示
小车在本设计中因工件长度的不同而要求在主导轨上移动，且在工作时需要固定，为了满足这一要求，利用挂钩钩在导轨上的横杆，以实现小车的固定。小车车体采用钢板焊接件，底板采用厚27mm的A3钢板，立板分别为厚27mm和8mm,为了能使装载小车上的机械手能转动，在小车上装一转轴，直径为30mm，其中心高（至轮子中心）为220mm。由于主要承受轴向力，故在立板上分别焊上厚为10mm，9mm的板加强强度。轴能转动，且又要承受较大的轴向力，最佳的办法是采用推理球轴承。运用类比法，本设计采用推力球轴承为8406GB301-84，又因机械手具有一定的自重，推理球轴承不能承受径向力，所以在轴承前装一支撑，以分担径向力，支承的材料为锡青铜。转轴后端要在支座中镶入材料为ZG35GM。轴瓦的支座支承为使轴能转动，所以在推力球轴承与后支座之间装入一铸钢做的手轮。用圆锥销10*70GB117-76与转轴相连，同时也使得转轴上的轴向力作用在轴承上。
图4-1 小车轴承图
4.2小车车轮设计
车轮采用整体式，其外径为Φ60，材料为ZG42SiMn,Φ60外表面表面淬火HRC45-53。Φ60外表面与导轨相接触。Φ80的侧面与导轨内侧面相接触，起限制小车径向移动的作用。车轮轴Φ30，材料为45号钢，并调制处理。车轮轴支座采用铸钢件，与车身采用焊接方式连接。在支座中镶入材料为ZG35GM的轴瓦。
液压缸的计算 (2)伸缩缸。伸缩缸由两个或多个活塞缸套装而成，前一级活塞缸的活塞杆内孔是后一级活塞缸的缸筒，伸出时可获得很长的工作行程，缩回时可保持很小的结构尺寸，伸缩缸被广泛用于起重运输车辆上。 伸缩缸可以是如图4-10(a)所示的单作用式，也可以是如图4-10(b)所示的双作用式，前者靠外力回程，后者靠液压回程。 图4-10伸缩缸 伸缩缸的外伸动作是逐级进行的。首先是最大直径的缸筒以最低的油液压力开始外伸，当到达行程终点后，稍小直径的缸筒开始外伸，直径最小的末级最后伸出。随着工作级数变大，外伸缸筒直径越来越小，工作油液压力随之升高，工作速度变快。其值为： Fi=p14 (4-30) 2V1=4q/πDi (4-31) 式中的i指i级活塞缸。 Di2 图4-11齿轮缸 (3)齿轮缸。它由两个柱塞缸和一套齿条传动装置组成，如图4-11所示。柱塞的移动经齿轮齿条传动装置变成齿轮的传动，用于实现工作部件的往复摆动或间歇进给运动。 二、液压缸的典型结构和组成 1.液压缸的典型结构举例图4-12所示的是一个较常用的双作用单活塞杆液压缸。它是由缸底20、缸筒10、缸盖兼导向套9、活塞11和活塞杆18组成。缸筒一端与缸底焊接，另一端缸盖(导向套)与缸筒用卡键6、套5和弹簧挡圈4固定，以便拆装检修，两端设有油口A和B。活塞11与活塞杆18利用卡键15、卡键帽16和弹簧挡圈17连在一起。活塞与缸孔的密封采用的是一对Y形聚氨酯密封圈12，由于活塞与缸孔有一定间隙，采用由尼龙1010制成的耐磨环(又叫支承环)13定心导向。杆18和活塞11的内孔由密封圈14密封。较长的导向套9则可保证活塞杆不偏离中心，导向套外径由O形圈7密封，而其内孔则由Y形密封圈8和防尘圈3分别防止油外漏和灰尘带入缸内。缸与杆端销孔与外界连接，销孔内有尼龙衬套抗磨。
A、大腿液压缸结构尺寸设计计算 ①、大腿缸的负载组成 1、工作载荷（活塞杆在抬腿过程中始终受压） 2、惯性载荷（由于所选用液压缸尺寸较小，即不计 重量，且执行元件运动速度变化较小，故不考虑惯性载 荷） 3、密封阻力，其中是作用于活塞上的载 荷，且，是外载荷，，其中是 液压缸的机械效率，取 综上可得：外载荷，密封阻力， 总载荷。 ②、初选系统工作压力 1、按载荷选定工作压力，取工作腔压力为 （由于总载荷为61988N大于50000N，故根据手册 选取工作压力为12MPa） 2、选择执行元件液压缸的背压力为（由于回 油路带有调速阀，且回油路的不太复杂，故根据手册 选取被压压力为1MPa） ③、液压缸主要结构尺寸的计算 1、在整个抬腿过程中活塞杆始终受压，故可得下式： 活塞杆受压时：
----------液压缸工作腔压力（Pa） ----------液压缸回油腔压力（Pa） ----------无杆腔活塞有效作用面积，，D为活塞直径（m）----------有杆腔活塞有效作用面积，，d为活塞杆直径（m） 选取d/D=0.7（由于工作压力为12MPa大于5MPa，故根据手册选取d/D=0.7） 综上可得：D=82.8mm，根据手册可查得常用活塞杆直径，可取D=90mm，d=60mm。 校核活塞杆的强度，其中活塞杆的材料为45钢，故。 由于活塞杆在受负载的工作过程中仅收到压力作用，故仅校核其 压缩强度即可。，故满足强度要求。 即d=60mm，则D=90mm。 由此计算得工作压力为： 根据所选取的活塞直径D=90mm，可根据手册选的液压缸的外径为108mm，即可得液压缸壁厚为。 校核液压缸缸壁的强度，其中液压缸的材料为45钢，故
液压缸设计计算说明 系统压力为1p =25 MPa 本系统中有顶弯缸、拉伸缸以及压弯缸。以下为这三种液压缸的设计计算。 一、 顶弯缸 1 基本参数的确定 （1）按推力F 计算缸筒内径D 根据公式 3.5710D -=? ① 其中，推力F=120KN 系统压力1p =25 MPa 带入①式，计算得D= 78.2mm ，圆整为D = 80 mm （2）活塞杆直径d 的确定 确定活塞杆直径d 时，通常应先满足液压缸速度或速比的要求，然后再校核其结构强度和稳定性。若速比为?，则 d = ② 取?=1.6，带入②式，计算得d =48.9mm ，圆整为d =50mm 8050 D d ?===1.6 （3）最小导向长度H 的确定 对一般的液压缸，最小导向长度H 应满足 202 L D H ≥+ ③ 其中，L 为液压缸行程，L=500mm
带入③式，计算得H=65mm （4）活塞宽度B 的确定 活塞宽度一般取(0.6~1.0)B D = ④ 得B=48mm~80mm ，取B=60mm （5）导向套滑动面长度A 的确定 在D ＜80mm 时，取(0.6~1.0)A D = ⑤ D ＞80mm 时，取(0.6~1.0)A d = ⑥ 根据⑤式，得A=48mm~80mm ，取A=50mm （6）隔套长度C 的确定 根据公式2 A B C H +=- ⑦ 代入数据，解得C=10mm 2 结构强度计算与稳定校核 （1）缸筒外径 缸筒内径确定后，有强度条件确定壁厚δ，然后求出缸筒外径D 1 假设此液压缸为厚壁缸筒，则壁厚1]2D δ= ⑧ 液压缸筒材料选用45号钢。其抗拉强度为σb =600MPa 其中许用应力[]b n σσ=，n 为安全系数，取n=5 将数据带入⑧式，计算得δ=8.76mm 故液压缸筒外径为D 1=D+2δ=97.52mm ，圆整后有 D 1=100mm ，缸筒壁厚δ=10mm （2）液压缸的稳定性和活塞杆强度验算 按速比要求初步确定活塞杆直径后，还必须满足液压缸的稳定性及其
3.4.2活塞杆的设计与计算 活塞杆是液压缸专递动力的主要零部件，它要承受拉力、压力、弯力和震动冲击等多种作用，必须有足够的强度和刚度。 1、活塞杆直径的计算 根据活塞杆受力状况来确定，一般为受拉力作用时，d=0.3～0.5D 。 受压力作用时： P ＜5MPa 时，d=0.5～0.55D 5MPa ＜P ＜7MPa 时，d=0.6～0.7D P>7MPa 时，d=0.7D 因为P=1.5MPa ，D=0.066858mm ，故d=0.036771mm 根据下表可知活塞杆直径d=40mm 表3-3活塞杆直径系列mm （GB/T 2348-93） 2、活塞杆强度校核 （1）按强度条件校核 由公式 ] [4σπF d ≥ 式中 d---活塞杆的直径； F---活塞杆上的作用力； σ---活塞杆材料许用应力，n b σσ = ，σb 为材料的抗拉强度，n 为安
全系数，一般取4.1≥n 。 由45号钢的许用应力MPa n b 3735 .1560== = σ σ，N F 5000= 得 m d 00413.0≥，而mm d 40=，故活塞杆强度符合要求。 （2）按弯曲稳定性校核 当活塞杆全部伸出后，活塞杆外端到液压缸支撑点之间的距离d l 10>时，应进 行稳定性校核。 按材料力学理论，当一根受压直杆的轴向载荷F 超过临界受压载荷F K 时，即可能失去原有直线状态的平衡，称为失稳，其稳定条件为 n F k k F ≤ 式中 F ---液压缸的最大推力； F K ---液压缸的临界受压载荷； n k ---稳定安全系数，一般取4 2-=n k 。 液压缸临界受压载荷F K 与活塞杆和缸体的材料、长度、刚度以及两端支撑状况有关。F K 的相关计算如下： 由公式 l F EJ n k 2 2 π = 式中 l ---活塞杆的计算长度； n ---端点安装形式系数，两端固定，故4 =n ； E---材料的弹性模量，钢材的Pa E 10 1.211 ?= ； J---活塞杆的横截面转动惯量，实心杆的64 4 d J π = 。
液压缸是液压传动的执行元件，它和主机工作机构有直接的联系，对于不同的机种和机构，液压缸具有不同的用途和工作要求。因此，在设计液压缸之前，必须对整个液压系统进行工况分析，编制负载图，选定系统的工作压力(详见第九章)，然后根据使用要求选择结构类型，按负载情况、运动要求、最大行程等确定其主要工作尺寸，进行强度、稳定性和缓冲验算，最后再进行结构设计。 1.液压缸的设计内容和步骤 (1)选择液压缸的类型和各部分结构形式。 (2)确定液压缸的工作参数和结构尺寸。 (3)结构强度、刚度的计算和校核。 (4)导向、密封、防尘、排气和缓冲等装置的设计。 (5)绘制装配图、零件图、编写设计说明书。 下面只着重介绍几项设计工作。 2.计算液压缸的结构尺寸液压缸的结构尺寸主要有三个：缸筒内径D、活塞杆外径d和缸筒长度L。 (1)缸筒内径D。液压缸的缸筒内径D是根据负载的大小来选定工作压力或往返运动速度比，求得液压缸的有效工作面积，从而得到缸筒内径D，再从GB2348—80标准中选取最近的标准值作为所设计的缸筒内径。 根据负载和工作压力的大小确定D： ①以无杆腔作工作腔时 (4-32) ②以有杆腔作工作腔时 (4-33) 式中：pI为缸工作腔的工作压力，可根据机床类型或负载的大小来确定；Fmax 为最大作用负载。 (2)活塞杆外径d。活塞杆外径d通常先从满足速度或速度比的要求来选择，然后再校核其结构强度和稳定性。若速度比为λv，则该处应有一个带根号的式子： (4-34) 也可根据活塞杆受力状况来确定，一般为受拉力作用时，d=0.3～0.5D。 受压力作用时： pI＜5MPa时，d=0.5～0.55D 5MPa＜pI＜7MPa时，d=0.6～0.7D pI＞7MPa时,d=0.7D (3)缸筒长度L。缸筒长度L由最大工作行程长度加上各种结构需要来确定，即：L=l+B+A+M+C 式中：l为活塞的最大工作行程；B为活塞宽度，一般为(0.6-1)D;A为活塞杆导
液压缸计算公式 1、液压缸内径和活塞杆直径的确定 液压缸的材料选为Q235无缝钢管，活塞杆的材料选为Q235 液压缸内径: 4，F4== D,3.14，,p F:负载力 (N) 2A:无杆腔面积 () mm P:供油压力 (MPa) D:缸筒内径 (mm) :缸筒外径 (mm) D1 2、缸筒壁厚计算 π×,??ηδσψμ 1)当δ/D?0.08时 pDmax,,(mm) 02,p 2)当δ/D=0.08~0.3时 pDmax,,(mm) 02.3,-3ppmax 3)当δ/D?0.3时 ,,,，0.4pDpmax,,,,(mm) 0,,2,1.3p,pmax,, ,b,, pn δ:缸筒壁厚(mm) ,:缸筒材料强度要求的最小值(mm) 0 :缸筒内最高工作压力(MPa) pmax :缸筒材料的许用应力(MPa) ,p :缸筒材料的抗拉强度(MPa) ,b :缸筒材料屈服点(MPa) ,s
n:安全系数 3 缸筒壁厚验算 22,(D,D)s1(MPa) PN,0.352D1 D1P,2.3,lg rLsD PN:额定压力 :缸筒发生完全塑性变形的压力(MPa) PrL :缸筒耐压试验压力(MPa) Pr E:缸筒材料弹性模量(MPa) :缸筒材料泊松比 =0.3 , 同时额定压力也应该与完全塑性变形压力有一定的比例范围，以避免 塑性变形的发生，即: ，，(MPa) PN,0.35~0.42PrL 4 缸筒径向变形量 22,,DPDD，1r,,D,,，,(mm) 22,,EDD,1,,变形量?D不应超过密封圈允许范围5 缸筒爆破压力 D1PE,2.3,lg(MPa) bD 6 缸筒底部厚度 Pmax,(mm) ,0.433D12,P :计算厚度处直径(mm) D2 7 缸筒头部法兰厚度 4Fbh,(mm) ,(r,d),aLP F:法兰在缸筒最大内压下所承受轴向力(N) b:连接螺钉孔的中心到法兰内圆的距离(mm) :法兰外圆的半径(mm) ra
液压油缸的主要设计技术参数 一、液压油缸的主要技术参数： 1.油缸直径；油缸缸径，内径尺寸。 2. 进出口直径及螺纹参数 3.活塞杆直径； 4.油缸压力；油缸工作压力，计算的时候经常是用试验压力，低于16MPa乘以1.5，高于16乘以1.25 5.油缸行程； 6.是否有缓冲；根据工况情况定，活塞杆伸出收缩如果冲击大一般都要缓冲的。 7.油缸的安装方式； 达到要求性能的油缸即为好，频繁出现故障的油缸即为坏。应该说是合格与不合格吧？好和合格还是有区别的。 二、液压油缸结构性能参数包括：1.液压缸的直径；2.活塞杆的直径；3.速度及速比；4.工作压力等。 液压缸产品种类很多，衡量一个油缸的性能好坏主要出厂前做的各项试验指标，油缸的工作性能主要表现在以下几个方面： 1.最低启动压力：是指液压缸在无负载状态下的
最低工作压力，它是反映液压缸零件制造和装配 精度以及密封摩擦力大小的综合指标； 2.最低稳定速度：是指液压缸在满负荷运动时没 有爬行现象的最低运动速度，它没有统一指标， 承担不同工作的液压缸，对最低稳定速度要求也 不相同。 3.内部泄漏：液压缸内部泄漏会降低容积效率， 加剧油液的温升，影响液压缸的定位精度，使液 压缸不能准确地、稳定地停在缸的某一位置，也 因此它是液压缸的主要指标之。 液压油缸常用计算公式 液压油缸常用计算公式 项目公式符号意义 液压油缸面积(cm 2 ) A =πD 2 /4 D ：液压缸有效活塞直径(cm) 液压油缸速度(m/min) V = Q / A Q ：流量(l / min) 液压油缸需要的流量(l/min) Q=V×A/10=A×S/10t V ：速度(m/min) S ：液压缸行程(m) t ：时间(min) 液压油缸出力(kgf) F = p × A F = (p × A) －(p×A) ( 有背压存在时) p ：压力(kgf /cm 2 ) 泵或马达流量(l/min) Q = q × n / 1000 q ：泵或马达的几何排量(cc/rev) n ：转速（rpm ） 泵或马达转速(rpm) n = Q / q ×1000 Q ：流量(l / min) 泵或马达扭矩(N.m) T = q × p / 20π 液压所需功率(kw) P = Q × p / 612 管内流速(m/s) v = Q ×21.22 / d 2 d ：管内径(mm) 管内压力降(kgf/cm 2 ) △ P=0.000698×USLQ/d 4 U ：油的黏度(cst) S ：油的比重
第一部分 总体计算 1、 压力 油液作用在单位面积上的压强 A F P = Pa 式中： F ——作用在活塞上的载荷，N A ——活塞的有效工作面积，2 m 从上式可知，压力值的建立是载荷的存在而产生的。在同一个活塞的有效工作面积上，载荷越大，克服载荷所需要的压力就越大。换句话说，如果活塞的有效工作面积一定，油液压力越大，活塞产生的作用力就越大。 额定压力（公称压力） PN,是指液压缸能用以长期工作的压力。 最高允许压力 P max ，也是动态实验压力，是液压缸在瞬间所能承受的极限压力。通常规定为：P P 5.1max ≤ MPa 。 耐压实验压力P r ，是检验液压缸质量时需承受的实验压力，即在此压力下不出现变形、裂缝或破裂。通常规定为：PN P r 5.1≤ MPa 。 液压缸压力等级见表1。 2、 流量 单位时间内油液通过缸筒有效截面的体积： t V Q = L/min 由于310?=At V ν L 则 32104 ?= =νπ νD A Q L/min 对于单活塞杆液压缸： 当活塞杆伸出时 32104 ?= νπ D Q 当活塞杆缩回时 32210)(4 ?-=νπ d D Q 式中： V ——液压缸活塞一次行程中所消耗的油液体积，L ；
t ——液压缸活塞一次行程所需的时间，min ； D ——液压缸缸径，m ； d ——活塞杆直径，m ； ν——活塞运动速度，m/min 。 3、速比 液压缸活塞往复运动时的速度之比： 2 2 2 12d D D v v -==? 式中： 1v ——活塞杆的伸出速度，m/min ； 2v ——活塞杆的缩回速度，m/min ； D ——液压缸缸径，m ； d ——活塞杆直径，m 。 计算速比主要是为了确定活塞杆的直径和是否设置缓冲装置。速比不宜过大或过小，以免产生过大的背压或造成因活塞杆太细导致稳定性不好。 4、液压缸的理论推力和拉力 活塞杆伸出时的理推力： 626 11104 10?= ?=p D p A F π N 活塞杆缩回时的理论拉力： 6226 2210)(4 10?-= ?=p d D p F F π N 式中： 1A ——活塞无杆腔有效面积，2 m ； 2A ——活塞有杆腔有效面积，2m ； P ——工作压力，MPa ； D ——液压缸缸径，m ； d ——活塞杆直径，m 。 5、液压缸的最大允许行程 活塞行程S ，在初步确定时，主要是按实际工作需要的长度来考虑的，但这一工作行程并不一定是油缸的稳定性所允许的行程。为了计算行程，应首先计算出活塞的最大允许计算长度。因为活塞杆一般为细长杆，由欧拉公式推导出： k k F EI L 2π= mm 式中：
1 设计课题 1.1设计要求 设计一台铣削专用机床液压系统用液压缸，要求液压系统完成的工作循环是：工件夹紧→工作台快进→工作台工进→工作台快退→工件松开。 1.2原始数据 运动部件的重力为25000N，快进、快退速度为5m/min，工进速度为100～1200mm/min，最大行程为400mm，其中工进行程为180mm，最大切削力为20000N，采用平面导轨，夹紧缸的行程为20mm,夹紧力为30000N，夹紧时间为1s。
2 液压系统的发展概况 一个完整的液压系统由五个部分组成，即动力元件、执行元件、控制元件、辅助元件（附件）和液压油。 由于液压技术广泛应用了高技术成果，如自动控制技术、计算机技术、微电子技术、磨擦磨损技术、可靠性技术及新工艺和新材料，使传统技术有了新的发展，也使液压系统和元件的质量、水平有一定的提高。尽管如此，走向二十一世纪的液压技术不可能有惊人的技术突破，应当主要靠现有技术的改进和扩展，不断扩大其应用领域以满足未来的要求。 液压系统在将机械能转换成压力能及反转换方面，已取得很大进展，但一直存在能量损耗，主要反映在系统的容积损失和机械损失上。如果全部压力能都能得到充分利用，则将使能量转换过程的效率得到显著提高。为减少压力能的损失，必须解决下面几个问题：减少元件和系统的部压力损失，以减少功率损失。主要表现在改进元件部流道的
压力损失,采用集成化回路和铸造流道,可减少管道损失,同时还可减少漏油损失。 减少或消除系统的节流损失，尽量减少非安全需要的溢流量，避免采用节流系统来调节流量和压力。采用静压技术，新型密封材料，减少磨擦损失。发展小型化、轻量化、复合化、广泛发展通径电磁阀以及低功率电磁阀。改善液压系统性能，采用负荷传感系统，二次调节系统和采用蓄能器回路。为及时维护液压系统，防止污染对系统寿命和可靠性造成影响，必须发展新的污染检测方法，对污染进行在线测量，要及时调整，不允许滞后，以免由于处理不及时而造成损失。 液压系统维护已从过去简单的故障拆修，发展到故障预测，即发现故障苗头时，预先进行维修，清除故障隐患，避免设备恶性事故的发展。 要实现主动维护技术必须要加强液压系统故障诊断方法的研究，当前，凭有经验的维修技术人员的感宫和经验，通过看、听、触、测等判断找故障已不适于现代工业向大型化、连续化和现代化方向发展，必须使液压系统故障诊断现代化，加强专家系统的研究，要总结专家的知识,建立完整的、具有学习功能的专家知识库，并利用计算机根据输入的现象和知识库中知识，用推理机中存在的推理方法，推算出引出故障的原因，提高维修方案和预防措施。要进一步引发液压系统故障诊断专家系统通用工具软件，对于不同的液压系统只需修改和增减少量的规则。 另外，还应开发液压系统自补偿系统，包括自调整、自润滑、自校正，在故障发生之前，进市补偿，这是液压行业努力的方向。 电子技术和液压传动技术相结合，使传统的液压传协与控制技术增加了活力，扩大了应用领域。实现机电一体化可以提高工作可靠性，实现液压系统柔性化、智能化，改变液压系统效率低，漏油、维修性差等缺点，充分发挥液压传动出力大、贯性小、响应快等优点,其主要发展动向如下：[1]
液压传动系统设计与计算 第九章液压传动系统设计与计算 液压系统设计的步骤大致如下： 1.明确设计要求，进行工况分析。 2.初定液压系统的主要参数。 3.拟定液压系统原理图。 4.计算和选择液压元件。 5.估算液压系统性能。 6.绘制工作图和编写技术文件。 根据液压系统的具体内容，上述设计步骤可能会有所不同，下面对各步骤的具体内容进行介绍。第一节明确设计要求进行工况分析 在设计液压系统时，首先应明确以下问题，并将其作为设计依据。 1.主机的用途、工艺过程、总体布局以及对液压传动装置的位置和空间尺寸的要求。 2.主机对液压系统的性能要求，如自动化程度、调速范围、运动平稳性、换向定位精度以及对系统的效率、温升等的要求。 3.液压系统的工作环境，如温度、湿度、振动冲击以及是否有腐蚀性和易燃物质存在等情况。 位移循环图图9-1 在上述工作的基础上，应对主机进行工况分析，工况分析包括运动分析和动力分析，对复杂的系统还需编制负载和动作循环图，由此了解液压缸或液压马达的负载和速度随时间变化的规律，以下对工况分析的内容作具体介绍。 一、运动分析 主机的执行元件按工艺要求的运动情况，可以用位移循环图(L—t)，速度循环图(v—t)，或速度与位移循环图表示，由此对运动规律进行分析。 1.位移循环图L—t 图9-1为液压机的液压缸位移循环图，纵坐标L表示活塞位移，横坐标t表示从活塞启动到返回原位的时间，曲线斜率表示活塞移动速度。该图清楚地表明液压机的工作循环分别由快速下行、减速下行、压制、保压、泄压慢回和快速回程六个阶段组成。 2.速度循环图v—t(或v—L) 工程中液压缸的运动特点可归纳为三种类型。图9-2为三种类型液压缸的v—t图，第中实线所示，液压缸开始作匀加速运动，然后匀速运动，9-2一种如图
液压缸尺寸计算 The following text is amended on 12 November 2020.
A、大腿液压缸结构尺寸设计计算 ①、大腿缸的负载组成 1、工作载荷F F=59036N（活塞杆在抬腿过程中始终受压） 2、惯性载荷F F=0（由于所选用液压缸尺寸较小，即不计 重量，且执行元件运动速度变化较小，故不考虑惯性载荷） 3、密封阻力F F=(1?F F)F，其中F是作用于活塞上的载 荷，且F=F F ，F F是外载荷，F F=F F+F F，其中F F是 F F 液压缸的机械效率，取F F=0.95 综上可得：外载荷F F=59036N，密封阻力F F=2952N，总 载荷F=61988N。 ②、初选系统工作压力 1、按载荷选定工作压力，取工作腔压力为F=12MPa1（由于 总载荷为61988N大于50000N，故根据手册选取工作压力 为12MPa） 2、选择执行元件液压缸的背压力为F2=1MPa（由于回油路 带有调速阀，且回油路的不太复杂，故根据手册选取被压 压力为1MPa） ③、液压缸主要结构尺寸的计算 1、在整个抬腿过程中活塞杆始终受压，故可得下式： 活塞杆受压时： F=F1F1?F2F2 F1----------液压缸工作腔压力（Pa）
F 2----------液压缸回油腔压力（Pa ） F 1----------无杆腔活塞有效作用面积，F 1= πD 24，D 为活塞直径（m ） F 2----------有杆腔活塞有效作用面积，F 2= π4（D 2?d 2)，d 为活塞杆直径 （m ） 选取d/D=（由于工作压力为12MPa 大于5MPa ，故根据手册选取d/D=） 综上可得：D=，根据手册可查得常用活塞杆直径，可取D=90mm ， d=60mm 。 校核活塞杆的强度，其中活塞杆的材料为45钢，故[σ]=100MPa。 由于活塞杆在受负载的工作过程中仅收到压力作用，故仅校核其压缩 强度即可。σ= F 14πd 2=21.9MPa＜[σ]=100MPa，故满足强度要求。 即d=60mm ，则D=90mm 。 由此计算得工作压力为： F 1=10.3MPa 根据所选取的活塞直径D=90mm ，可根据手册选的液压缸的外径为 108mm ，即可得液压缸壁厚为δ =9mm。 校核液压缸缸壁的强度，其中液压缸的材料为45钢，故[σ]= 100MPa。 由于该缸处于低压系统，故先按薄壁筒计算，σ=F F F 2δ，其中工作压 力P =F =12MPa ≤16MPa 1，可取F F =1.5F 1，则σ=90MPa＜[σ]= 100MPa，故满足强度要求。 又由于D /δ=10，故可将该缸筒视为厚壁，则δ的校核应按下面公式 进行。
液压缸的设计计算-CAL-FENGHAI-(2020YEAR-YICAI)_JINGBIAN
液压缸的设计计算 作为液压系统的执行元件，液压缸将液压能转化为机械能去驱动主机的工作机构做功。由于液压缸使用场合与条件的千差万别，除了从现有标准产品系列选型外，往往需要根据具体使用场合自行进行设计。 设计内容 液压缸的设计是整个液压系统设计中的一部分，它通常是在对整个系统进行工况分析所后进行的。其设计内容为确定各组成部分（缸筒和缸盖、活塞和活塞杆、密封装置、排气装置等）的 结构形式、尺寸、材料及相关技术要求等，并全部通过所绘制的液压缸装配图和非标准零件工作图反映这些内容。 液压缸的类型及安装方式选择 液压缸的输入是液体的流量和压力，输出的是力和直线速速，液压缸的结构简单，工作可靠性好，被广泛地应用于工业生产各个部门。为了满足各种不同类型机械的各种要求，液压缸具有多种不同的类型。液压缸可广泛的分为通用型结构和专用型结构。而通用型结构液压缸有三种典型结构形式： （1）拉杆型液压缸 前、后端盖与缸筒用四根（方形端盖）或六根（圆形端盖）拉杆来连接，前、后端盖为正方形、长方形或圆形。缸筒可选用钢管厂提供的高精度冷拔管，按行程长度所相应的尺寸切割形成，一般内表面不需加工（或只需作精加工）即能达到使用要求。前、后端盖和活塞等主要零件均为通用件。因此，拉杆型液压缸结构简单、拆装简便、零件通用化程度较高、制造成本较低、适于批量生产。但是，受到行程长度、缸筒内径和额定压力的限制。如果行程长度过长时，拉杆长度就相应偏长，组装时容易偏歪引起缸筒端部泄漏；如缸筒内径过大和额定压力偏高时，因拉杆材料强度的要求，选取大直径拉杆，但径向尺寸不允许拉杆直径过大。 （2）焊接型液压缸 缸筒与后端盖为焊接连接，缸筒与前端盖连接有内螺纹、内卡环、外螺纹、外卡环、法兰、钢丝挡圈等多种形式。 焊接型液压缸的特点是外形尺寸较小，能承受一定的冲击负载和严酷的外界条件。但由于受到前端盖与缸筒用螺纹、卡环或钢丝挡圈等连接强度的制约缸筒内径不能太大和额定压力不能太高。 焊接型液压缸通常额定压力Mpa P n 25≤、缸筒内径mm D 320≤，在活塞杆和缸筒的加工条件许可下，允许最大行程m S 1510-≤。
油缸压力计算公式 油缸工作时候的压力是由负载决定的，物理学力的压力等于力除以作用面积（即P=F/S） 如果要计算油缸的输出力，可按一下公式计算： 设活塞（也就是缸筒）的半径为R （单位mm） 活塞杆的半径为r （单位mm） 工作时的压力位P （单位MPa） 则 油缸的推力F推=3.14*R*R*P (单位N) 油缸的拉力F拉=3.14*（R*R-r*r）*P （单位N） 100吨油缸，系统压力16Mpa,请帮我计算下选用的油缸活塞的直径是多少？怎么计算的？ 理论值为：282mm 16Mpa=160kgf/cm2 100T=100000kg 100000/160=625cm2 缸径D={（4*625/3.1415926）开平方} 液压油缸行程所需时间计算公式 当活塞杆伸出时，时间为(15×3.14×缸径的平方×油缸行程)÷流量 当活塞杆缩回时,时间为[15×3.14×(缸径的平方-杆径的平方)×油缸行程]÷流量 缸径单位为m 杆径单位为m 行程单位为m 流量单位为L/min 套筒式液压油缸的行程是怎么计算的，以及其工作原理 形成计算很简单： 油缸总长，减去两端盖占用长度，减去活塞长度，即为有效形成，一般两端还会设置缓冲防撞机构或回路。 工作原理： 1、端盖进油式：油缸的两端盖接有管路一端通油活塞及活塞杆向令一个方向运行；结构紧凑适合小型油缸 2、活塞杆内通油式：活塞杆为中空，内通油，活塞与活塞杆链接部位有通油孔，通油后活塞及活塞杆想另 一方向运行；适合大型油缸。 3、缸体直入式：大吨位单作用油缸，一端无端盖（端盖与缸体焊接一体），直接对腔体供油，向令一方向 做功，另一端端盖进油回程或弹簧等储能元件回程。 大致如此几种 我有一台液压油缸柱塞直径40毫米缸体外径150毫米高度400毫米请专业人士告诉我它的吨位最好能告诉我计算公式谢谢 油泵压力10MPA 一台液压机械的压力（吨位）是与柱塞直径和供油压力有关。 其工作压力（吨位）的计算： 柱塞的受力面积×供油压力=工作压力（吨位） 柱塞的受力面积单位:mm2 供油压力单位:N/mm2 工作压力（吨位）单位:N 折算:1N=0.101972Kgf 1000Kgf=1Tf(吨力) 油缸15到25吨的力要多大的钢径 油缸的吨位和缸径的大小还有系统提供的压力有关。 例如油缸内径是100mm，
第一章液压系统设计 1.1液压系统分析 1.1.1 液压缸动作过程 3150KN热压成型机液压系统属于中高压液压系统，涉及快慢速切换、多级调压、保压补压等多个典型的液压回路。工作过程为电机启动滑块快速下行滑块慢速下行保压预卸滑块慢速回程滑块快速回程推拉缸推出推拉缸拉回循环结束。按液压机床类型初选液压缸的工作压力为28Mpa,根据快进和快退速度要求，采用单杆活塞液压缸。1.1.2液压系统设计参数 （1）合模力； （2）最大液压压28Mp； （3）主缸行程700㎜； （4）主缸速度υ 快＝38㎜/s、 υ 慢=4.85㎜/s。 1.1.2分析负载 （一）外负载压制过程中产生的最大压力，即合模力。 （二）惯性负载 设活塞杆的总质量m＝100Kg，取△t＝0.25s (三)阻力负载 活塞杆竖直方向的自重 活塞杆质量m≈1000Kg，同时设活塞杆所受的径向力等于重力。 静摩擦阻力 动摩擦阻力 由此得出液压缸在各个工作阶段的负载如表****所示。
表*** 液压缸在各个工作阶段的负载F 工况负载组成负载值F工况负载组成负载值F 启动981保压3150×103加速537补压3150×103快速491快退+G10301按上表绘制负载图如图***所示。 F/N v/mm·s-1 537 491 981 38 4.85 0 l/mm 0 l/mm -491 -981 -38 由已知速度υ 快＝38㎜/s、 υ 慢=4.85㎜/s和液压缸行程s=700mm，绘制简略速度图，如 图***所示。 1.2确定执行元件主要参数 1.2.1 液压缸的计算 （一）液压缸承受的合模力为3150KN，最大压力p1=28Mp。 鉴于整个工作过程要完成快进、快退以及慢进、慢退，因此液压缸选用单活塞杆式的。在液压缸活塞往复运动速度有要求的情况下，活塞杆直径d根据液压缸工作压力选取。 由合模力和负载计算液压缸的面积。 将这些直径按GB/T 2348—2001以及液压缸标准圆整成就近标准值，得:
设计内容： 1．液压传动方案的分析 2．液压原理图的拟定 3．主要液压元件的设计计算（例游缸）和液压元件，辅助装置的选择。 4．液压系统的验算。 5．绘制液压系统图（包括电磁铁动作顺序表，动作循环表，液压元件名称）A4一张；绘制集成块液压原理图A4一张；油箱结构图 A4一张；液压缸结构图A4一张。 6．编写设计计算说明书一分（3000-5000字左右）。 一、明确液压系统的设计要求 对油压机液压系统的基本要求是： 1）为完成一般的压制工艺，要求主缸驱动滑块实现“快速下降——压制——保压——快速回退——原位停止”的工作循环，具体要求可参看题目中的内容。 2）液压系统功率大，空行程和加压行程的速度差异大，因此要求功率利用合理。 3）油压机为高压大流量系统，对工作平稳性和安全性要求较高。 二、液压系统的设计计算 1. 进行工况分析，绘制出执行机构的负载图和速度图 液压缸的负载主要包括：外负载、惯性阻力、重力、密封力和背压阀阻力 (1) 外负载：
压制时外负载：=50000 N 快速回程时外负载：=8000 N (2) 移动部件自重为： N (3) 惯性阻力： 式中：g——重力加速度。单位为。 G——移动部件自重力。单位为。 ——在t时间内速度变化值。单位为。 ——启动加速段或减速制动段时间。单位为。 (4) 密封阻力： 一般按经验取（F为总负载） 在在未完成液压系统设计之前，不知道密封装置的系数，无法计算。一般用液压缸的机械效率加以考虑，。 (5) 背压阻力：
这是液压缸回油路上的阻力，初算时，其数值待系数确定后才能定下来。根据以上分析，可计算出液压缸各动作阶段中负载，见表1： 工况计算公式液压缸的负载（N）启动、加速阶段 稳定下降阶段F = 压制、保压阶段 快退阶段 表1 (6) 根据上表数据，绘制出液压缸的负载图和速度图
①、大腿缸的负载组成 1、工作载荷（活塞杆在抬腿过程中始终受压） 2、惯性载荷（由于所选用液压缸尺寸较小，即不计 重量，且执行元件运动速度变化较小，故不考虑惯性载 荷） 3、密封阻力，其中是作用于活塞上的 载荷，且，是外载荷，，其中是 液压缸的机械效率，取 综上可得：外载荷，密封阻力， 总载荷。 ②、初选系统工作压力 1、按载荷选定工作压力，取工作腔压力为 （由于总载荷为61988N大于50000N，故根据手册选 取工作压力为12MPa） 2、选择执行元件液压缸的背压力为（由于回 油路带有调速阀，且回油路的不太复杂，故根据手册 选取被压压力为1MPa） ③、液压缸主要结构尺寸的计算 1、在整个抬腿过程中活塞杆始终受压，故可得下式： 活塞杆受压时： ----------液压缸工作腔压力（Pa）
----------液压缸回油腔压力（Pa） ----------无杆腔活塞有效作用面积，，D为活塞直径（m）----------有杆腔活塞有效作用面积，，d为活塞杆直径（m） 选取d/D=（由于工作压力为12MPa大于5MPa，故根据手册选取d/D=） 综上可得：D=，根据手册可查得常用活塞杆直径，可取D=90mm，d=60mm。 校核活塞杆的强度，其中活塞杆的材料为45钢，故。 由于活塞杆在受负载的工作过程中仅收到压力作用，故仅校核其压缩强度即可。，故满足强度要求。 即d=60mm，则D=90mm。 由此计算得工作压力为： 根据所选取的活塞直径D=90mm，可根据手册选的液压缸的外径为108mm，即可得液压缸壁厚为。 校核液压缸缸壁的强度，其中液压缸的材料为45钢，故。 由于该缸处于低压系统，故先按薄壁筒计算，，其中工作压力，可取，则
液压油缸的主要技术参数 一、液压油缸的主要技术参数： 1.油缸直径；油缸缸径，内径尺寸。 2.进出口直径及螺纹参数 3.活塞杆直径； 4.油缸压力；油缸工作压力，计算的时候经常是用试验压力，低于16MPa乘以1.5，高于16乘以1.25 5.油缸行程； 6.是否有缓冲；根据工况情况定，活塞杆伸出收缩如果冲击大一般都要缓冲的。 7.油缸的安装方式； 达到要求性能的油缸即为好，频繁出现故障的油缸即为坏。应该说是合格与不合格吧？好和合格还是有区别的。 二、液压油缸结构性能参数包括：1.液压缸的直径；2.活塞杆的直径；3.速度及速比； 4.工作压力等。 液压缸产品种类很多，衡量一个油缸的性能好坏主要出厂前做的各项试验指标，油缸的工作性能主要表现在以下几个方面： 1.最低启动压力：是指液压缸在无负载状态下的最低工作压力，它是反映液压缸零件制造和装配精度以及密封摩擦力大小的综合指标； 2.最低稳定速度：是指液压缸在满负荷运动时没有爬行现象的最低运动速度，它没有统一指标，承担不同工作的液压缸，对最低稳定速度要求也不相同。 3.内部泄漏：液压缸内部泄漏会降低容积效率，加剧油液的温升，影响液压缸的定位
精度，使液压缸不能准确地、稳定地停在缸的某一位置，也因此它是液压缸的主要指标之。 液压油缸常用计算公式 液压油缸常用计算公式 项目公式符号意义 液压油缸面积(cm 2 ) A =πD 2 /4 D ：液压缸有效活塞直径(cm) 液压油缸速度(m/min) V = Q / A Q ：流量(l / min) 液压油缸需要的流量 (l/min) Q=V×A/10=A×S/10t V ：速度(m/min) S ：液压缸行程(m) t ：时间(min) 液压油缸出力(kgf) F = p × A F = (p × A) －(p×A) ( 有背压存在时) p ：压力(kgf /cm 2 ) 泵或马达流量(l/min) Q = q × n / 1000 q ：泵或马达的几何排量(cc/rev) n ：转速（rpm ） 泵或马达转速(rpm) n = Q / q ×1000 Q ：流量(l / min) 泵或马达扭矩(N.m) T = q × p / 20π 液压所需功率(kw) P = Q × p / 612 管内流速(m/s) v = Q ×21.22 / d 2 d ：管内径(mm) 管内压力降(kgf/cm 2 ) △P=0.000698×USLQ/d 4 U ：油的黏度(cst)
(2)伸缩缸。伸缩缸由两个或多个活塞缸套装而成，前一级活塞缸的活塞杆内孔是后一级活塞缸的缸筒，伸出时可获得很长的工作行程，缩回时可保持很小的结构尺寸，伸缩缸被广泛用于起重运输车辆上。 伸缩缸可以是如图4-10(a)所示的单作用式，也可以是如图4-10(b)所示的双作用式，前者靠外力回程，后者靠液压回程。 图4-10伸缩缸 伸缩缸的外伸动作是逐级进行的。首先是最大直径的缸筒以最低的油液压力开始外伸，当到达行程终点后，稍小直径的缸筒开始外伸，直径最小的末级最后伸出。随着工作级数变大，外伸缸筒直径越来越小，工作油液压力随之升高，工作速度变快。其值为： F i=p1 2 4i D (4-30) V1=4q/πD i2 (4-31) 式中的i指i级活塞缸。 图4-11齿轮缸 (3)齿轮缸。它由两个柱塞缸和一套齿条传动装置组成，如图4-11所示。柱塞的移动经齿轮齿条传动装置变成齿轮的传动，用于实现工作部件的往复摆动或间歇进给运动。 二、液压缸的典型结构和组成 1.液压缸的典型结构举例图4-12所示的是一个较常用的双作用单活塞杆液压缸。它是由缸底20、缸筒10、缸盖兼导向套9、活塞11和活塞杆18组成。缸筒一端与缸底焊接，另一端缸盖(导向套)与缸筒用卡键6、套5和弹簧挡圈4固定，以便拆装检修，两端设有油口A和B。活塞11与活塞杆18利用卡键15、卡键帽16和弹簧挡圈17连在一起。活塞与缸孔的密封采用的是一对Y形聚氨酯密封圈12，由于活塞与缸孔有一定间隙，采用由尼龙1010制成的耐磨环(又叫支承环)13定心导向。杆18和活塞11的内孔由密封圈14密封。较长的导向套9则可保证活塞杆不偏离中心，导向套外径由O形圈7密封，而其内孔则由Y形密封圈8和防尘圈3分别防止油外漏和灰尘带入缸内。缸与杆端销孔与外界连接，销孔内有尼龙衬套抗磨。
1、液压缸内径和活塞杆直径的确定 液压缸的材料选为Q235无缝钢管，活塞杆的材料选为Q235 液压缸内径： p F D π4= =??14.34= F ：负载力 （N ） A ：无杆腔面积 (2m m ) P ：供油压力 (MPa) D ：缸筒内径 (mm) 1D ：缸筒外径 (mm) 2、缸筒壁厚计算 π×／≤≥ηδσψμ 1）当δ/D ≤0.08时 p D p σδ2max 0＞ （mm ） 2)当δ/D=0.08~0.3时 max max 03-3.2p D p p σδ≥ （mm ） 3)当δ/D ≥0.3时 ??? ? ?? -+≥max max 03.14.02p p D p p σσδ（mm ） n b p σσ= δ：缸筒壁厚（mm ） 0δ：缸筒材料强度要求的最小值（mm ）
max p ：缸筒内最高工作压力（MPa ） p σ：缸筒材料的许用应力（MPa ） b σ：缸筒材料的抗拉强度（MPa ） s σ：缸筒材料屈服点（MPa ） n ：安全系数 3 缸筒壁厚验算 2 1221s ) (35 .0D D D PN -≤σ(MPa) D D P s rL 1 lg 3.2σ≤ PN ：额定压力 rL P ：缸筒发生完全塑性变形的压力(MPa) r P ：缸筒耐压试验压力(MPa) E ：缸筒材料弹性模量(MPa) ν：缸筒材料泊松比 =0.3 同时额定压力也应该与完全塑性变形压力有一定的比例范围，以避免塑性变形的发生，即： ()rL P PN 42.0~35.0≤(MPa) 4 缸筒径向变形量 ??? ? ??+-+=?ν221221D D D D E DP D r （mm ） 变形量△D 不应超过密封圈允许范围 5 缸筒爆破压力 D D P E b 1 lg 3.2σ=(MPa)
液压常用计算公式 1、齿轮泵流量（min /L ）： 1000 Vn q o = ，1000 o Vn q η= 说明：V 为泵排量 （r ml /）；n 为转速（min /r ）；o q 为理论流量（min /L ）；q 为实际流量（min /L ） 2、齿轮泵输入功率（kW ）： 60000 2Tn P i π= 说明：T 为扭矩（m N .）；n 为转速（min /r ） 3、齿轮泵输出功率（kW ）： 612 60 ' q p pq P o = = 说明：p 为输出压力（a MP ）；' p 为输出压力（2 /cm kgf ）；q 为实际流量 （min /L ） 4、齿轮泵容积效率（%）： 100V ?= o q q η 说明：q 为实际流量（min /L ）；o q 为理论流量（min /L ） 5、齿轮泵机械效率（%）： 10021000?= Tn pq m πη 说明：p 为输出压力（a MP ）； q 为实际流量（min /L ）；T 为扭矩（m N .）； n 为转速（min /r ） 6、齿轮泵总效率（%）：
m ηηη?=V 说明：V η为齿轮泵容积效率（%）；m η为齿轮泵机械效率（%） 7、齿轮马达扭矩（m N .）： π 2q P T t ??= ，m t T T η?= 说明：P ?为马达的输入压力与输出压力差 （a MP ）； q 为马达排量（r ml /）；t T 为马达的理论扭矩（m N .）；T 为马达的实际输出扭矩（m N .）；m η为马达的机械效率（%） 8、齿轮马达的转速（min /r ）： V q Q n η?= 说明：Q 为马达的输入流量（min /ml ）； q 为马达排量（r ml /）； V η为 马达的容积效率（%） 9、齿轮马达的输出功率（kW ）： 3 10 602?= nT P π 说明：n 为马达的实际转速（min /r ）； T 为马达的实际输出扭矩（m N .） 10、液压缸面积（2 cm ）： 4 2 D A π= 说明：D 为液压缸有效活塞直径（cm ） 11、液压缸速度（min m ）： A Q V 10= 说明：Q 为流量（min L ）；A 为液压缸面积（2 cm ） 12、液压缸需要的流量（min L ）：