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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。

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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。

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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。

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图4-12双作用单活塞杆液压缸

1—耳环2—螺母3—防尘圈4、17—弹簧挡圈5—套6、15—卡键

7、14—O形密封圈8、12—Y形密封圈9—缸盖兼导向套10—缸筒

11—活塞13—耐磨环16—卡键帽18—活塞杆19—衬套20—缸底

如图4-13所示为一空心双活塞杆式液压缸的结构。由图可见,液压缸的左右两腔是通过油口b和d经活塞杆1和15的中心孔与左右径向孔a和c相通的。由于活塞杆固定在床身上,缸体10固定在工作台上,工作台在径向孔c接通压力油,径向孔a接通回油时向右移动;反之则向左移动。在这里,缸盖18和24是通过螺钉(图中未画出)与压板11和20相连,并经钢丝环12相连,左缸盖24空套在托架3孔内,可以自由伸缩。空心活塞杆的一端用堵头2堵死,并通过锥销9和22与活塞8相连。缸筒相对于活塞运动由左右两个导向套6和19导向。活塞与缸筒之间、缸盖与活塞杆之间以及缸盖与缸筒之间分别用O形圈7、V形圈4和17和纸垫13和23进行密封,以防止油液的内、外泄漏。缸筒在接近行程的左右终端时,径向孔a和c的开口逐渐减小,对移动部件起制动缓冲作用。为了排除液压缸中剩留的空气,缸盖上设置有排气孔5和14,经导向套环槽的侧面孔道(图中未画出)引出与排气阀相连。

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图4-13空心双活塞杆式液压缸的结构

1—活塞杆2—堵头3—托架4、17—V形密封圈5、14—排气孔6、19—导向套

7—O形密封圈8—活塞9、22—锥销10—缸体11、20—压板12、21—钢丝环

13、23—纸垫15—活塞杆16、25—压盖18、24—缸盖

2.液压缸的组成从上面所述的液压缸典型结构中可以看到,液压缸的结构基本上可以分为缸筒和缸盖、活塞和活塞杆、密封装置、缓冲装置和排气装置五个部分,分述如下。

(1)缸筒和缸盖。一般来说,缸筒和缸盖的结构形式和其使用的材料有关。工作压力p <10MPa时,使用铸铁;p<20MPa时,使用无缝钢管;p>20MPa时,使用铸钢或锻钢。图4-14所示为缸筒和缸盖的常见结构形式。图4-14(a)所示为法兰连接式,结构简单,容易加工,也容易装拆,但外形尺寸和重量都较大,常用于铸铁制的缸筒上。图4-14(b)所示为半环连接式,它的缸筒壁部因开了环形槽而削弱了强度,为此有时要加厚缸壁,它容易加工和装拆,重量较轻,常用于无缝钢管或锻钢制的缸筒上。图4-14(c)所示为螺纹连接式,它的缸筒端部结构复杂,外径加工时要求保证内外径同心,装拆要使用专用工具,它的外形尺寸和重量都较小,常用于无缝钢管或铸钢制的缸筒上。图4-14(d)所示为拉杆连接式,结构的通用性大,容易加工和装拆,但外形尺寸较大,且较重。图4-14(e)所示为焊接连接式,结构简单,尺寸小,但缸底处内径不易加工,且可能引起变形。

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图4-14缸筒和缸盖结构

(a)法兰连接式(b)半环连接式(c)螺纹连接式(d)拉杆连接式(e)焊接连接式

1—缸盖2—缸筒3—压板4—半环5—防松螺帽6—拉杆

(2)活塞与活塞杆。可以把短行程的液压缸的活塞杆与活塞做成一体,这是最简单的形式。但当行程较长时,这种整体式活塞组件的加工较费事,所以常把活塞与活塞杆分开制造,然后再连接成一体。图4-15所示为几种常见的活塞与活塞杆的连接形式。

图4-15(a)所示为活塞与活塞杆之间采用螺母连接,它适用负载较小,受力无冲击的液压缸中。螺纹连接虽然结构简单,安装方便可靠,但在活塞杆上车螺纹将削弱其强度。图4-15(b)和(c)所示为卡环式连接方式。图4-15(b)中活塞杆5上开有一个环形槽,槽内装有两个半圆环3以夹紧活塞4,半环3由轴套2套住,而轴套2的轴向位置用弹簧卡圈1来固定。图4-16(c)中的活塞杆,使用了两个半圆环4,它们分别由两个密封圈座2套住,半圆形的活塞3安放在密封圈座的中间。图4-15(d)所示是一种径向销式连接结构,用锥销1把活塞2固连在活塞杆3上。这种连接方式特别适用于双出杆式活塞。

(3)密封装置。液压缸中常见的密封装置如图4-16所示。图4-16(a)所示为间隙密封,它依靠运动间的微小间隙来防止泄漏。为了提高这种装置的密封能力,常在活塞的表面上制出几条细小的环形槽,以增大油液通过间隙时的阻力。它的结构简单,摩擦阻力小,可耐高温,但泄漏大,加工要求高,磨损后无法恢复原有能力,只有在尺寸较小、压力较低、相对运动速度较高的缸筒和活塞间使用。图4-16(b)所示为摩擦环密封,它依靠套在活塞上的摩擦环

(尼龙或其他高分子材料制成)在O形密封圈弹力作用下贴紧缸壁而防止泄漏。这种材料

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图4-15常见的活塞组件结构形式

效果较好,摩擦阻力较小且稳定,可耐高温,磨损后有自动补偿能力,但加工要求高,装拆较不便,适用于缸筒和活塞之间的密封。图4-16(c)、图4-16(d)所示为密封圈(O形圈、V 形圈等)密封,它利用橡胶或塑料的弹性使各种截面的环形圈贴紧在静、动配合面之间来防止泄漏。它结构简单,制造方便,磨损后有自动补偿能力,性能可靠,在缸筒和活塞之间、缸盖和活塞杆之间、活塞和活塞杆之间、缸筒和缸盖之间都能使用。

对于活塞杆外伸部分来说,由于它很容易把脏物带入液压缸,使油液受污染,使密封件

磨损,因此常需在活塞杆密封处增添防尘圈,并放在向着活塞杆外伸的一端。

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图4-16密封装置

(a)间隙密封(b)摩擦环密封(c)O形圈密封(d)V形圈密封

(4)缓冲装置。液压缸一般都设置缓冲装置,特别是对大型、高速或要求高的液压缸,

为了防止活塞在行程终点时和缸盖相互撞击,引起噪声、冲击,则必须设置缓冲装置。

缓冲装置的工作原理是利用活塞或缸筒在其走向行程终端时封住活塞和缸盖之间的部

分油液,强迫它从小孔或细缝中挤出,以产生很大的阻力,使工作部件受到制动,逐渐减慢

运动速度,达到避免活塞和缸盖相互撞击的目的。

如图4-17(a)所示,当缓冲柱塞进入与其相配的缸盖上的内孔时,孔中的液压油只能通

过间隙δ排出,使活塞速度降低。由于配合间隙不变,故随着活塞运动速度的降低,起缓

冲作用。当缓冲柱塞进入配合孔之后,油腔中的油只能经节流阀1排出,如图4-17(b)所示。

由于节流阀1是可调的,因此缓冲作用也可调节,但仍不能解决速度减低后缓冲作用减弱的

缺点。如图4-17(c)所示,在缓冲柱塞上开有三角槽,随着柱塞逐渐进入配合孔中,其节流

面积越来越小,解决了在行程最后阶段缓冲作用过弱的问题。

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图4-17液压缸的缓冲装置

1—节流阀

(5)放气装置。液压缸在安装过程中或长时间停放重新工作时,液压缸里和管道系统中会渗入空气,为了防止执行元件出现爬行,噪声和发热等不正常现象,需把缸中和系统中的空气排出。一般可在液压缸的最高处设置进出油口把气带走,也可在最高处设置如图4-18(a)所示的放气孔或专门的放气阀〔见图4-18(b)、(c)〕。

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图4-18放气装置

1—缸盖2—放气小孔3—缸体4—活塞杆

三、液压缸的设计和计算

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

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D =②以有杆腔作工作腔时

2max

4d p F D I +=π (4-33)

式中:p I 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;F max 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:

v v D λλ1

-= (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:

p I <5MPa 时,d=0.5~0.55D

5MPa <p I <7MPa 时,d=0.6~0.7D

p I >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 为活塞杆导向长度,取(0.6-1.5)D;M 为活塞杆密封长度,由密封方式定;C 为其他长度。

一般缸筒的长度最好不超过内径的20倍。

另外,液压缸的结构尺寸还有最小导向长度H 。

(4)最小导向长度的确定。

当活塞杆全部外伸时,从活塞支承面中点到导向套滑动面中点的距离称为最小导向长度H(如图4-19所示)。如果导向长度过小,将使液压缸的初始挠度(间隙引起的挠度)增大,影响液压缸的稳定性,因此设计时必须保证有一最小导向长度。

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图4-19油缸的导向长度

K —隔套

对于一般的液压缸,其最小导向长度应满足下式:

H≥L/20+D/2 (4-35)

式中:L 为液压缸最大工作行程(m);D 为缸筒内径(m)。

一般导向套滑动面的长度A ,在D <80mm 时取A=(0.6-1.0)D,在D >80mm 时取A=(0.6-1.0)d ;活塞的宽度B 则取B=(0.6-1.0)D 。为保证最小导向长度,过分增大A 和B 都是不适宜的,最好在导向套与活塞之间装一隔套K ,隔套宽度C 由所需的最小导向长度决定,即: C=H-2B

A + (4-36)

采用隔套不仅能保证最小导向长度,还可以改善导向套及活塞的通用性。

3.强度校核 对液压缸的缸筒壁厚δ、活塞杆直径d 和缸盖固定螺栓的直径,在高压系统中必须进行强度校核。

(1)缸筒壁厚校核。缸筒壁厚校核时分薄壁和厚壁两种情况,当D/δ≥10时为薄壁,壁厚按下式进行校核:

δ>=p t D/2[σ] (4-37)

式中:D 为缸筒内径;p t 为缸筒试验压力,当缸的额定压力p n ≤16MPa 时,取p t =1.5p n ,p n 为缸生产时的试验压力;当p n >16MPa 时,取

p v =1.25 p n ;[σ]为缸筒材料的许用应力,[σ]=σb /n,σb 为材料的抗拉强度,n 为安全系数,一般取n=5。

当D/σ<10时为厚壁,壁厚按下式进行校核:

δ≥[][]????

??--+13.14.02t t p p D σσ (4-38)

在使用式(4-37)、式(4-38)进行校核时,若液压缸缸筒与缸盖采用半环连接,δ应取缸筒壁厚最小处的值。

(2)活塞杆直径校核。活塞杆的直径d 按下式进行校核:

d≥[]

σπF

4 (4-39)

式中:F 为活塞杆上的作用力;[σ]为活塞杆材料的许用应力,[σ]=σb /1.4。

(3)液压缸盖固定螺栓直径校核。 液压缸盖固定螺栓直径按下式计算: d≥[]

σπZ kF 2.5 (4-40)

式中:F 为液压缸负载;Z 为固定螺栓个数;k 为螺纹拧紧系数,k=1.12~1.5,[σ]= σs /(1.2-2.5),σs 为材料的屈服极限。

4.液压缸稳定性校核 活塞杆受轴向压缩负载时,其直径d 一般不小于长度L 的1/15。当L/d≥15时,须进行稳定性校核,应使活塞杆承受的力F 不能超过使它保持稳定工作所允许的临界负载F k ,以免发生纵向弯曲,破坏液压缸的正常工作。Fk 的值与活塞杆材料性质、截面形状、直径和长度以及缸的安装方式等因素有关,验算可按材料力学有关公式进行。

5.缓冲计算 液压缸的缓冲计算主要是估计缓冲时缸中出现的最大冲击压力,以便用来校核缸筒强度、制动距离是否符合要求。缓冲计算中如发现工作腔中的液压能和工作部件的动能不能全部被缓冲腔所吸收时,制动中就可能产生活塞和缸盖相碰现象。

液压缸在缓冲时,缓冲腔内产生的液压能E 1和工作部件产生的机械能E 2分别为:

E 1=p c A c l c (4-41)

E 2=p p A p l c +21mV 2

-F f l c (4-42)

式中:p c 为缓冲腔中的平均缓冲压力;p p 为高压腔中的油液压力;A c 、A p 为缓冲腔、高压腔的有效工作面积;L c 为缓冲行程长度;m 为工作部件质量;v 0为工作部件运动速度;F f 为摩

擦力。

式(4-42)中等号右边第一项为高压腔中的液压能,第二项为工作部件的动能,第三项为摩擦能。当E1=E2时,工作部件的机械能全部被缓冲腔液体所吸收,由上两式得:

P c=E2/A c l c (4-43) 如缓冲装置为节流口可调式缓冲装置,在缓冲过程中的缓冲压力逐渐降低,假定缓冲压力线性地降低,则最大缓冲压力即冲击压力为:

P cmax=P c+mυ02/2A c l c (4-44) 如缓冲装置为节流口变化式缓冲装置,则由于缓冲压力P c始终不变,最大缓冲压力的值如式(4-43)所示。