弧形闸门的有限元分析在液压缸选型中的应用
弧形闸门的有限元分析在液压缸选型中的应用
林利芬1张开会2
（1武汉软件工程职业学院，2芜湖市银鸿液压件有限公司）
摘要：本文以3m弧形闸门为分析对象，以Femap &NX Nastran为有限元分析平台，对其从开闸到关闸的多个载荷步进行静力学分析，并提取多载荷步下的，油缸支撑位置的支撑反力，并提取整个周期的支撑反力数据，通过整个使用周期的油缸支撑反力的变化，对支撑油缸进行选型设计，并为同类型的弧形闸门支撑油缸选型提供设计参考。
关键词：弧形闸门Femap &NX Nastran 有限元计算支撑油缸
1 概述
弧形闸门是挡水面为圆柱体的部分弧形面的闸门，由于弧形闸门不用设置门槽，启闭力学性能好，作为工作闸门在各种类型的水道中应用。铰接座位于弧形面的下端，启闭时闸门绕支承铰转动。弧形闸门由门叶、铰接座、支撑杆、支撑油缸及液压系统组成。本文以3m 弧形闸门为分析对象，在Femap有限元分析平台中，把其整个启闭过程，添加梯形载荷，分为多个载荷步进行分析，通过后处理提取油缸支撑处的载荷，并提取支撑反力数据，为油缸设计选型提供依据。
2计算模型建立
采用有限元计算软件Femap With NX Nastran建立3m弧形闸门整体计算模型，下部铰接座采用MASS单元模拟；铰接座与铰接轴连接采用RBE2单元模拟（释放销轴方向自由度）；其余构件采用板单元模拟；上部油缸座及支撑架与弧形闸门的连接，按照固定连接处的节点处理；弧形闸门的面板、横筋和纵筋的材料均为Q235B。各支点的边界条件见表1，计算模型如图1所示。
图1 3m弧形闸门计算模型
表1 3米弧形闸门各支点边界条件表
Dx Dy Dz Rx Ry Rz
A 1 1 1 1 1 0
B 1 1 1 1 1 0
C 1 1 1 1 1 1
D 1 1 1 1 1 1
说明：Di表示平动的自由度，Ri表示转动自由度；“1”表示约束，“0”表示自由，A、B、C、D分别为下部铰接座的下左支点、下部铰接座的下右、油缸的上左支点、油缸座的上右支点。
计算工况说明：表2为3m弧形闸门从开闸最低水位到关闸最高水位时，弧形门板从0°靠油缸顶推，沿着下部铰轴旋转到75°的四个计算工况。弧形闸门的自重载荷按照重力加速度修正后处理，水位的高低在弧形门板上的压强，按照梯形压强添加在弧形门板的外表面，水流的冲洗系数是按照比例关系添加在梯形压强上。
表2 臂架从0°按照顺时针或者逆时针旋转到110°时的四个计算工况
工况弧形门板回转角度载荷组合
1 0°PG＋φs(PQ＋PD)
2 25°PG＋φs(PQ＋PD)
3 50°PG＋φs(PQ＋PD)
4 75°PG＋φs(PQ＋PD)
备注：PG：弧形门板自重，φ5：水流冲击系数，PQ：实际水位，PD：增加的固定水头。
33m弧形闸门的金属结构分析
3m弧形闸门在关闸的最高水位下，闸门下部三分之一位置出现最大应力，最大综合应力约32Mpa，小于容许应力159MPa，强度满足要求。图2为弧形闸门在最高水位状态的整体应力分布图；在最高水位状态下，弧形闸门的最大合位移出现在弧形闸门下部的面板上和弧形闸门上部的两个尖角处，最大综合位移约0.46mm。
图2最高水位状态下整体应力分布图(单位：Mpa) 图3 最高水位状态下整体位移图(单位：mm)
4主要部件应力分析及最不利工况下的支反力计算
4.1横向筋骨强度计算
弧形闸门的横向筋中，上下两个横向筋为无缝钢管，中部的四个横向筋为焊接的工字型梁，材质均为Q235B；经过计算分析，中部支撑位置应力较大，最大综合应力约27.5Mpa，小于容许应力159MPa，图4为最高水位状态下弧形门板的横向筋应力分布图；最高水位状态下，横向筋的最大位置分布在两侧，越接近水面，下挠越大，最大的综合位移约0.46mm，图5为最高水位状态下的横向筋位移图。
图4最高水位状态下横向筋应力分布图(单位：Mpa) 图5 最高水位状态下横向筋位移图(单位：mm) 4.2竖向筋骨强度计算
弧形闸门的六个竖向筋均为板材焊接的弧形工字梁，材质均为Q235B；经过计算分析，中下部应力较大，最大综合应力约17.3Mpa，小于容许应力159MPa，图6为最高水位状态下弧形门板的竖向筋应力分布图；最高水位状态下，横向筋的最大位置分布在两侧，越接近水面，下挠越大，最大的综合位移约0.46mm，图5为最高水位状态下的竖向筋位移图。
图6最高水位状态下竖向筋应力分布图(单位：Mpa) 图7 最高水位状态下竖向筋位移图(单位：mm) 4.3铰座及油缸支座的支撑反力
支撑油缸的一段与弧形门板之间通过铰接座连接，另一端与地面的锚固机构听过铰接座连接；通过对弧形门板分别回转0°、25°、50°、75°四个工况进行有限元分析，提取每个状态下的支撑反力，得出在最高水位状态下，支撑油缸的支撑反力最大，表3为提取的在最高水位状态下的油缸铰接座处的总支反力、沿水流方向的支反力、竖直方向支反力和垂直水流方向的支反力。通过提取的支撑反力，为油缸的选型提供依据。
表3 各支点反力计算结果表（单位：N）
部位总支反力沿水流方向支反力竖直方向支反力垂直水流方向支反力
下部铰接轴111117957187.33-17314.7193761.14
下部铰接轴211117957187.33-17314.7193761.14
上部油缸支座126481047940-260228-10376
上部油缸支座226481047940-260228-10376
4 结论
本文利用大型有限元分析软件Femap &NX Nastran对3m弧形闸门在额定载荷下的金属结构进行有限元分析，得出该结构整体强度和刚度均满足设计规范要求，并有较大安全裕度。并通过对开闸到关闸的整个过程进行多载荷步分析，得到油缸支撑反力的变化数据，对油缸的设计和选型提供设计参考。
参考文献
《起重机设计规范》 (GB/T3811-2008)
《钢结构设计规范》（GB50017-2003）
《钢结构稳定设计指南》（陈绍蕃中国建筑工业出版社）
如何确定液压油缸规格型液压油缸选型参考
如何确定液压油缸规格型液压油缸选型参考 文件管理序列号：[K8UY-K9IO69-O6M243-OL889-F88688]
目录 程序 1：初选缸径/杆径 ★条件一 已知设备或装置液压系统控制回路供给液压缸的油压 P、流量 Q 及其工况需要液压缸对载输出力的作用方式（推、拉、既推又拉）和相应力（推力 F1、拉力 F2、推力 F1 和拉力F2）的大小（应考虑负载可能存在的额外阻力）。针对负载输出力的三种不同作用方式，其缸径/杆径的初选方法如下：（1）输出力的作用方式为推力 F1 的工况： 初定缸径 D：由条件给定的系统油压 P（注意系统的流道压力损失），满足推力 F1 的要求对缸径 D 进行理论计算，参选标准缸径系列圆整后初定缸径 D； 初定杆径 d：由条件给定的输出力的作用方式为推力 F1 的工况，选择原则要求杆径在速1.46～2 （速比：液压缸活塞腔有效作用面积与活塞杆腔有效作用面积之比）之间，具体需合液压缸回油背压、活塞杆的受压稳定性等因素，参照相应的液压缸系列速比标准进行杆径的选择
（2）输出力的作用方式为拉力 F2 的工况： 假定缸径 D，由条件给定的系统油压 P（注意系统的沿程压力损失），满足拉力 F2 的要求对杆径 d 进行理论计算，参选标准杆径系列后初定杆径 d，再对初定杆径 d 进行相关强度校验后确定。（3）输出力的作用方式为推力 F1 和拉力 F2 的工况： 参照以上（1）、（2）两种方式对缸径 D 和杆径 d 进行比较计算，并参照液压缸缸径、杆径标准系列进行选择。 ★条件二 已知设备或装置需要液压缸对负载输出力的作用方式（推、拉、既推又拉）和相应力（推力 F1、拉力 F2、推力 F1 和拉力 F2）大小（应考虑负载可能存在的额外阻力）。但其设备或装置液压系统控制回路供给液压缸的油压 P、流量 Q 等参数未知，针对负载输出力的三种不同作用方式，其缸径/杆径的初选方法如下： （1）根据本设备或装置的行业规范或特点，确定液压系统的额定压力 P；专用设备或装置液压系统的额定压力由具体工况定，一般建议在中低压或中高压中进行选择。 （2）根据本设备或装置的作业特点，明确液压缸的工作速度 要求。（3）参照“条件一”缸径/杆径的初选方法进行选 择。 注：缸径 D、杆径 d 可根据已知的推（拉）力、压力等级等条件由下表进行初步查取。 不同压力等级下各种缸径/杆径对应理论推（拉）力表
液压缸设计
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。
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+G 10301 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 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:
液压缸设计计算
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：
液压缸基本结构
液压缸通常由后端盖、缸筒、活塞杆、活塞组件、前端盖等主要部分组成；为防止油液向液压缸外泄漏或由高压腔向低压腔泄漏，在缸筒与端盖、活塞与活塞杆、活塞与缸筒、活塞杆与前端盖之间均设置有密封装置，在前端盖外侧，还装有防尘装置；为防止活塞快速退回到行程终端时撞击缸盖，液压缸端部还设置缓冲装置；有时还需设置排气装置。 上图给出了双作用单活塞杆液压缸的结构图，该液压缸主要由缸底1、缸筒6、缸盖10、活塞4、活塞杆7和导向套8等组成；缸筒一端与缸底焊接，另一端与缸盖采用螺纹连接。活塞与活塞杆采用卡键连接，为了保证液压缸的可靠密封，在相应位置设置了密封圈3、5、9、11和防尘圈12。下面对液压缸的结构具体分析。 3.2.1 缸体组件 ?
缸体组件与活塞组件形成的 密封容腔承受油压作用，因此， 缸体组件要有足够的强度，较高 的表面精度可靠的密封性。 3.2.1.1 缸筒与端盖的连接 形式 常见的缸体组件连接形式如图3.10所示。 (1)法兰式连接（见图a），结构简单，加工方便，连接可靠，但是要求缸筒端部有足够的壁厚，用以安装螺栓或旋入螺钉，它是常用 的一种连接形式。 (2)半环式连接（见图b）， 分为外半环连接和内半环连 接两种连接形式，半环连接 工艺性好，连接可靠，结构紧凑，但削弱了缸筒强度。半环连接应用十分普遍，常用于无缝钢管缸筒与端盖的连接中。 (3)螺纹式连接（见图f、c），有外螺纹连接和内螺纹连接两种，其特点是体积小，重量轻，结构紧凑，
但缸筒端部结构复杂，这种连接形式一般用于要求外形尺寸小、重量轻的场合。 ? (4)拉杆式连接（见图d），结构简单，工艺性好，通用性强，但端盖的体积和重量较大，拉杆受力后会拉伸变长，影响效果。只适用于长度不大的中、低压液压缸。 (5)焊接式连接（见图e），强度高，制造简单，但焊接时易引起缸筒变形。 3.2.1.2 缸筒、端盖和导向套的基本要求 ?缸筒是液压缸的主体，其内孔一般采用镗削、绞孔、滚压或珩磨等精密加工工艺制造，要
液压缸选型参考
【液压缸选定程序】 程序1：初选缸径/杆径（以单活塞杆双作用液压缸为例） ※ 条件一 已知设备或装置液压系统控制回路供给液压缸的油压P、流量Q及其工况需要液压缸对负载输出力的作用方式（推、拉、既推又拉）和相应力（推力F1、拉力F2、推力F1和拉力F2）的大小（应考虑负载可能存在的额外阻力）。针对负载输出力的三种不同作用方式，其缸径/杆径的初选方法如下： （1）输出力的作用方式为推力F1的工况： 初定缸径D：由条件给定的系统油压P（注意系统的流道压力损失），满足推力F1的要求对缸径D进行理论计算，参选标准缸径系列圆整后初定缸径D； 初定杆径d：由条件给定的输出力的作用方式为推力F1的工况，选择原则要求杆径在速比~2（速比：液压缸活塞腔有效作用面积与活塞杆腔有效作用面积之比）之间，具体需结合液压缸回油背压、活塞杆的受压稳定性等因素，参照相应的液压缸系列速比标准进行杆径d的选择。 （2）输出力的作用方式为拉力F2的工况： 假定缸径D，由条件给定的系统油压P（注意系统的沿程压力损失），满足拉力F2的要求对杆径d进行理论计算，参选标准杆径系列后初定杆径d，再对初定杆径d进行相关强度校验后确定。 （3）输出力的作用方式为推力F1和拉力F2的工况： 参照以上（1）、（2）两种方式对缸径D和杆径d进行比较计算，并参照液压缸缸径、杆径标准系列进行选择。 ※ 条件二 已知设备或装置需要液压缸对负载输出力的作用方式（推、拉、既推又拉）和相应力（推力F1、拉力F2、推力F1和拉力F2）大小（应考虑负载可能存在的额外阻力）。但其设备或装置液压系统控制回路供给液压缸的油压P、流量Q等参数未知，针对负载输出力的三种不同作用方式，其缸径/杆径的初选方法如下：（1）根据本设备或装置的行业规范或特点，确定液压系统的额定压力P；专用设备或装置液压系统的额定压力由具体工况定，一般建议在中低压或中高压中进行选择。 （2）根据本设备或装置的作业特点，明确液压缸的工作速度要求。 （3）参照“条件一”缸径/杆径的初选方法进行选择。 注：缸径D、杆径d可根据已知的推（拉）力、压力等级等条件由下表进行初步查取。 不同压力等级下各种缸径/杆径对应理论推（拉）力表
油缸(液压缸)设计指导书
液压缸设计指导书
一、设计目的 油缸是液压传动系统中实现往复运动和小于360°回摆运动的液压执行元件。具有结构简单，工作可靠，制造容易以及使用维护方便、低速稳定性好等优点。因此，广泛应用于工业生产各部门。其主要应用有：工程机械中挖掘机和装载机的铲装机构和提升机构，起重机械中汽车起重机的伸缩臂和支腿机构，矿山机械中的液压支架及采煤机的滚筒调高装置，建筑机械中的打桩机，冶金机械中的压力机，汽车工业中自卸式汽车和高空作业车，智能机械中的模拟驾驶舱、机器人、火箭的发射装置等。它们所用的都是直线往复运动油缸，即推力油缸。所以进一步研究和改进液压缸的设计制造，提高液压缸的工作寿命及其性能，对于更好的利用液压传动具有十分重要的意义。 通过学生自己独立地完成指定的课程设计任务，提高理论联系实际、分析问题和解决问题的能力，学会查阅参考书和工具书的方法，提高编写技术文件的能力，进一步加强设计计算和制图等基本技能的训练，为毕业后成为一名出色的机械工程师打好基础。 二、设计要求 1、每个参加课程设计的学生，都必须独立按期完成设计任务书所规定的设计任务。 2、设计说明书和设计计算书要层次清楚，文字通顺，书写工整，简明扼要，论据充分。计算公式不必进行推导，但应注明公式中多符号的意义，代入数据得出结果即可。 3、说明书要有插图，且插图要清晰、工整，并选取适当此例。说明书的最后要附上草图。 4、绘制工作图应遵守机械制图的有关规定，符合国家标准。 5、学生在完成说明书、图纸后，准备进行答辩，最后进行成绩评定。 三、设计任务 设计任务由指导教师根据学生实际情况及所收集资料情况确定。 四、设计依据和设计步骤 油缸是液压传动的执行元件，它与主机及主机的工作结构有着直接的联系。不同的机型和工作机构对油缸则有不同的工作要求。因此在设计油缸之前，首先应了解下列这些作为设计原始依据的主要内容。主机的用途和工作条件，工作机构的结构特点，负载值，速度，行程大小和动作要求，液压系统所选定的工作压力和流量等。 油缸的设计内容和步骤大致如下： 1、液压缸类型和多部分结构的选择。 2、确定基本参数。主要包括工作负载、工作速度（当有速度要求时）、工作行程、导向长度、缸筒内径及活塞杆直径等。 3、强度和稳定性计算。其中包括缸筒壁厚、外径和缸底厚度的强度计算，活塞杆强度和稳定性验算，以及各连接部分的强度计算（了解基本过程，但不在说明书要求之内）。 4、导向、密封、防尘、排气和缓冲等装置的设计。 5、绘制液压缸结构图，并完成相关的说明书。 应该指出，不同类型和结构的油缸，其设计内容量是不同的，而且各参数之间需要综合考虑反复验算才能得出比较满意的结果。因此设计步骤不可能是固定不变的。 五、结构型式的确定 1、结构初型： 根据设计原始依据和设计任务书，查阅有关参考资料设计或选择油缸的结构初型（画
液压机中的密封圈
液压机中的密封圈 液压机简介： 如何更换液压机中的密封圈： 密封圈生活中我们称密封圈，为O型圈与Y型圈，是以他的形状来定，O型密封圈是拥有圆形截面的环行橡胶密封圈.主要用于机械不见在静态条件下避免液体和睦体介质的泄漏.在某些情形下. O型密封圈还能用做轴憧憬复运动和低速旋转运动的动态密封元件.依据不同的条件,可分辨抉择不同的资料与之相适应. O型密封圈通常选用时要尽量选用大截面的O圈.在雷同间隙的情况下. O型密封圈被挤入空隙的体积应该小于其被挤入的最大容许值。 1.首先将上模取液压缸缸杆拆开，使上模取液压缸缸杆脱离。（上模需垫好） 2.单柱液压机液压缸的密封最好不要正在线换，（因为太净，而且相称不容难操做），将液压缸整体拆下（你发的图片看不太清晰，可能是法兰连接的），放于清洁无尘的园地。（拆之前一定要卸压，而且假如液压缸缸杆放于最高位放，该当无相称的办法防行卸压后缸杆坠落）。 3.将液压缸后端盖拆下，抽出塞和塞杆，拆下前端盖，那时，液压缸的密封基本上都能泛起正在你的面前（无的液压缸只有前端盖，道理都差不久未几）。你想换塞杆的密封？塞的密封？端盖上的密封？缓冲安拆的密封？排气阀的密封？ 4.密封无良多多少类，常用的基本无几类：y型圈、yx型圈、v型圈、格来封、斯特封、还无一些组合密封，（o型圈和组合垫就不说了），还无一些取密封共同使用的导向环和防尘圈。看你想换的是哪一处的密封，假如你的经验够丰硕，那么能够自己依照液压缸的密封沟槽尺寸选用和本无密封同规格的密封（市场上做密封的厂家良多，每个厂家的型号都纷歧样，但道理都一样）。假如你不是太相熟，最好觅博业的密封厂家的人来做，并提供指导（无些
液压缸选型流程参考样本
液压缸选型程序 程序1: 初选缸径/杆径( 以单活塞杆双作用液压缸为例) ※ 条件一 已知设备或装置液压系统控制回路供给液压缸的油压P、流量Q及其工况需要液压缸对负载输出力的作用方式( 推、拉、既推又拉) 和相应力( 推力F1、拉力F2、推力F1和拉力F2) 的大小( 应考虑负载可能存在的额外阻力) 。针对负载输出力的三种不同作用方式, 其缸径/杆径的初选方法如下: ( 1) 输出力的作用方式为推力F1的工况: 初定缸径D: 由条件给定的系统油压P( 注意系统的流道压力损失) , 满足推力F1的要求对缸径D进行理论计算, 参选标准缸径系列圆整后初定缸径D; 初定杆径d: 由条件给定的输出力的作用方式为推力F1的工况, 选择原则要求杆径在速比1.46~2( 速比: 液压缸活塞腔有效作用面积与活塞杆腔有效作用面积之比) 之间, 具体需结合液压缸回油背压、活塞杆的受压稳定性等因素, 参照相应的液压缸系列速比标准进行杆径d的选择。( 2) 输出力的作用方式为拉力F2的工况:
假定缸径D, 由条件给定的系统油压P( 注意系统的沿程压力损失) , 满足拉力F2的要求对杆径d进行理论计算, 参选标准杆径系列后初定杆径d, 再对初定杆径d进行相关强度校验后确定。 ( 3) 输出力的作用方式为推力F1和拉力F2的工况: 参照以上( 1) 、 ( 2) 两种方式对缸径D和杆径d进行比较计算, 并参照液压缸缸径、杆径标准系列进行选择。 ※ 条件二 已知设备或装置需要液压缸对负载输出力的作用方式( 推、拉、既推 又拉) 和相应力( 推力F1、拉力F2、推力F1和拉力F2) 大小( 应考虑负载可能存在的额外阻力) 。但其设备或装置液压系统控制回路供给 液压缸的油压P、流量Q等参数未知, 针对负载输出力的三种不同作用方式, 其缸径/杆径的初选方法如下: ( 1) 根据本设备或装置的行业规范或特点, 确定液压系统的额定压力P; 专用设备或装置液压系统的额定压力由具体工况定, 一般建议在中低压 或中高压中进行选择。 ( 2) 根据本设备或装置的作业特点, 明确液压缸的工作速度要求。 ( 3) 参照”条件一”缸径/杆径的初选方法进行选择。 注: 缸径D、杆径d可根据已知的推( 拉) 力、压力等级等条件由下表进行初步查取。
液压缸的机械锁紧装置理论分析和优化设计
目录 第1章绪论 (4) 1.1课题背景及研究的目的和意义 (4) 1.2诸多可行性方案的比较以及局限性分析 (5) 1.2.1钢球式锁紧液压缸 (5) 1.2.2滚子式锁紧液压缸 (6) 1.2.3套筒式锁紧液压缸 (7) 1.3国内外技术研究现状 (8) 1.3.1国内研究现状 (8) 1.3.2国外有关科研成果 (8) 1.4本文的主要研究内容 (11) 1.4.1本设计的工作原理及技术参数 (11) 1.4.2本设计相对前文几种可行性方案的优势 (12) 1.5本设计的主要内容 (13) 1.5.1内锥套内外表面摩擦副的摩擦磨损试验 (13) 1.5.2锁紧装置理论设计计算 (13) 1.5.3锁紧装置简化模型的静力学有限元分析及参数优化 (13) 1.5.4锁紧装置的样机试验 (13) 第2章摩擦副材料的选用及其摩擦磨损试验的设计 (14) 2.1引言 (14) 2.2 内锥套内表面材料的选择 (14) 2.2.1 铜或铜合金材料作对偶件 (15) 2.2.2铸铁材料作对偶件 (16) 2.2.3钢材料作对偶件 (17) 2.2.4其他材料作对偶件 (17) 2.3内锥套外表面摩擦副材料选择 (17) 2.4试验方案 (19) 2.4.1试验器材及用品 (19) 2.4.2试验方案 (20) 2.4.3试验数据处理 (21) 2.5本章小结 (24) 第3章液压缸锁紧装置的理论计算和设计 (25)
3.1 引言 (25) 3.2 核心零件的关键尺寸及基本算法 (25) 3.2.1假设条件的提出 (26) 3.2.2简化模型力学求解方程的建立 (27) 3.3.1弹簧弹力—内锥套斜角函数关系 (29) 3.4内锥套厚度的设计计算 (31) 3.5 碟形弹簧的设计计算 (33) 3.6 MATLAB计算程序 (36) 3.7本章小结 (37) 第4章锁紧装置的ANSYS有限元仿真优化试验 (38) 4.1引言 (38) 4.2简化模型的建立 (39) 4.3接触组设置 (39) 4.4约束设置 (40) 4.5外部载荷设置 (41) 4.5.1加载碟簧弹力F K (41) 4.5.2加载活塞杆负载F (41) 4.5.1负载施加时序 (42) 4.6网格划分 (42) 4.7 计算结果处理 (43) 4.7.1内锥套应力分布 (44) 4.7.2外锥套应力分布 (44) 4.7.3 活塞杆应力分布 (45) 4.7.4 内锥套-活塞杆接触压应力 (45) 4.7.5 内锥套-活塞杆接触摩擦应力 (46) 4.8 数据分析处理 (47) 4.8.1 各因素对根部圆弧槽最大应力的影响关系 (48) 4.8.2 综合评估 (50) 4.9 活塞杆负载力作用方向对内锥套应力分布的影响 (52) 4.10本章小结 (54) 第5章液压缸锁紧装置试验台设计 (55) 5.1引言 (55) 5.2样机试验主要内容 (56)
液压密封件的结构形式及密封机理
液压密封件的结构形式及密封机理 文章来源于：https://www.wendangku.net/doc/5c14442518.html, 常用的自封式压紧型液压密封件主要是○形密封圈，圆形密封圈和方形密封圈等，它们具有结构简单、易于制造、成本低廉等优点，因此它们是液压传动系统中广泛应用的动密封元件和静密封元件。它们安装在密封槽内通常产生１０—２５％的径向压缩变形，并对密封表面产生较高地初始接触应力，从而阻止无压力液体的泄漏。 液压缸工作时，压力液体挤压自封式压紧型液压密封件，使之进一步变形，并对密封表面产生较大的随压力液体的压力，严格地说应为压强。增高而增高的附加接触应力，并与初始接触应力一起共同阻止压力液体的泄漏。但当工作压力大于１０Ｍｐａ时，为了避免合成橡胶质自封式压紧型液压密封件的一部分被挤入密封间隙而在液压缸往复运动中被切掉而造成泄漏，须在合成橡胶质自封式压紧型液压密封件的受压侧各设置一合成树脂挡圈，如尼龙挡圈、聚甲醛挡圈和填充聚四氟乙烯挡圈。 由于合成橡胶质自封式压紧型液压密封件工作时具有较大的压缩变形，因此其静摩擦阻力特别大，通常为其动摩擦阻力的两倍多。如此大的静摩擦阻力在一些低压液压传动系统中势必造成低压爬行及操作困难等不良现象，这正是自封式压紧型液压密封件很小单独用作动密封件的原因。 唇型密封件 目前，陶瓷工厂液压机械设备液压缸常用的液压组合密封件主要是由○形密封圈与方形密封圈、Ｕ形密封圈、Ｙ形密封圈、ＹＸ形密封圈及其他特殊形状的液压密封圈的叠加使用构成的 Ｖ形密封圈 Ｖ形密封圈的密封性能较好，可根据工作压力的大小来确定所用密封圈的数目，通常须借助于压盖的调整来补偿密封圈的磨损量，其致命的弱点是结构复杂，通常须由支承环、密封圈和压环三部分组成，其摩擦阻力较大并随工作压力和密封圈数目的增大而增大。因此Ｖ形密封圈仅适宜于运动速度较低而工作压力较高的液压缸采用 Ｕ形密封圈 Ｕ形密封圈的密封性能较好，但单独使用是极易翻滚，因此需与锡青铜质支承环配套使用，其摩擦阻力较大并随工作压力的升高而增大。因此Ｕ形密封圈仅适宜于工作压力较低或运动速度较低的液压缸采用。
液压缸的设计说明书
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
液压缸全套图纸说明书范本
液压缸全套图纸说 明书
绪论——————————————第3页 第1章液压传动的基础知识————————第4页 1.1 液压传动系统的组成————————第4页 1.2 液压传动的优缺点—————————第4页 1.3 液压传动技术的发展及应用——————第6页 第2 章液压传动系统的执行元件 ——液压缸——————————第8页 2.1 液压缸的类型特点及结构形式——————第8页 2.2 液压缸的组成——————————第11页 第3章 D G型车辆用液压缸的设计——————第19页 3.1 简介—————————————第19页 3.2 DG型液压缸的设计----------- —————第20页 第4章液压缸常见故障分析与排除方法—————第27页总结——————————————第29 页
绪论 第一章液压传动的基础知识 1.1液压传动系统的组成 液压传动系统由以下四个部分组成： 〈1〉动力元件——液压泵其功能是将原动机输出的机械能转换成液体的压力能，为系统提供动力。 〈2〉执行元件——液压缸、液压马达。它们的功能是将液体的压力能转换成机械能，以带动负载进行直线运动或者旋转运动。 〈3〉控制元件——压力、流量和方向控制阀。它们的作用是控制和调节系统中液体的动力、流量和流动方向，以保证执行元件达到所要求的输出力（或力矩）、运动速度和运动方向。 〈4〉辅助元件——保证系统正常工作所需要的辅助装置。包括管道、管接头、油箱过滤器和指示仪表等。 〈5〉工作介质---工作介质即传动液体，一般称液压油。液压系统就是经过工作介质实现运动和动力传递的。 1.2液压传动的优缺点
液压缸的设计计算
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-≤。
液压缸密封件的有限元分析及改进设计
液压缸密封件的有限元分析及改进设计Optimization of sealing o-ring based on finite element analysis 【摘要】介绍了液压缸的常用密封件的分类，利用有限元分析软件ANSYS对液压缸往复密封用橡胶密封圈进行建模和计算，分析密封圈最易受损和失效的关键部位，并结合液压缸活塞杆动态密封机理提出了优化设计模型。对密封件的设计改进提供一种可行的方法。 关键词：有限元分析；优化设计；密封圈；密封机理 【Abstract】By using ANSYS engineering analysis system，the finite element analysis model for sealing 0-ring of hydrodynamic cylinder was set up to analyze the easiest parts to be damaged and the key parts to be disabled．Integrated with sealing principles for piston of hydrodynamic cylinder，an optimized model of sealing O-ring Was proposed，which pointed out an available way to optimize the design of sealing O-ring Key words：FEM；Optimization；Sealing O-ring；Sealing principle 0引言 在液压系统中，液压缸是动力传递元件。而液压缸中，活塞和导向套上所选用的密封圈，对液压缸在规定的条件下，规定的时间内，完成规定的功能，而使其性能保持在允许值范围内是至关重要的。如果密封件过早地失效，动力传递的功能必将随之消失。在现代设计中，合理选用密封件以及合理的结构设计，是保证产品性能提高产品质量的必要条件。 1 液压缸的密封性及密封装置的分类 液压缸依靠密封油液容积的变化传递动力和速度。密封装置的优劣，将直接影响液压缸的工作性能。密封件的不好液压缸，不仅不会污染环境、降低容积效率、增加功率损失，有时还会影响液压缸的正常动作，甚至引起安全事故。液压缸的活塞干往复运动不可避免的要带出些油液，因此不可能做到绝对密封。但是这种渗漏要尽量少。 根据工作原理和结构特点的不同，密封装置可作如下分类： (1)挤压密封密封件在液压力的作用下，紧贴于相互配合件之间的间隙实现密封，如o形密封因和矩形密封图。 (2)唇边密封密封件的唇边在液压力作用下贴在互相配合的另一个零件表面上形成密封圈等。 3)压紧密封依靠外力或液力压紧密封件，使其产生过盈量贴紧于被密封表面实现密封。 (4)间隙密封通过严格控制两个相互配合零件的间隙防止漏油，实现密封。 密封装置还可按使用方法不同分为固定密封、往复运动密封和旋转运动密封；按密封件材料不同可分为橡胶、塑料、皮革和金属密封。 0形橡胶密封圈以其成本低廉、结构简单以及安装和使用方便等优点，被广泛应用子汽车、动力机械及流体液鹾机械等领域。近年来，随着尖端科学技术的迅速发展和工业、交通运输等部门机械化、自动化水平的不断提高，对密封件的性能和质量要求也愈来愈高。普通0型橡胶密封圈已不能满足密封发展的需求，对其进行创新设计已经势在必行。利用大型通用有限元分析软件ANSYS对液压缸用0形橡胶密封圈进行
安装液压缸密封圈的方法
安装液压缸密封圈的方法 Prepared on 22 November 2020
安装液压缸密封圈的方法 孔用组合密封圈由O形圈和耐磨环组成(见图1)。由于O形圈弹性较大，安装比较容易;而耐磨环弹性较差，如果直接安装则活塞的各台阶、沟槽容易划伤其密封表面，影响密封效果。为保证耐磨环安装时不被损坏，应采取一定的安装措施。耐磨环主要由填充聚四氟乙烯(PTFE)材料制成，具有耐腐蚀的特性，热膨胀系数较大，故安装前先将其在100℃的油液中浸泡20min，使其逐渐变软，然后用图2所示工装将其装人活塞的沟槽中。 图2所示工装由定位套和涨套组成。定位套头部有5o倒角，用于引导O形圈和耐磨环装人活塞端部沟槽。涨套由弹性较好的65Mn钢经热处理制成，加工成均匀对称的8瓣结构。需要注意的是，加工各瓣底部的小孔时，分度要均匀，铣开各瓣时应使锯口对准小孔的中心，以保证涨套各瓣能均匀涨开。同时各部位都应进行(光滑)倒角，以免损坏密封圈。 每一种规格的密封圈都应有一套对应的工装来保证其装配要求。安装完成后不允许密封圈有折皱、扭曲、划伤和装反的现象存在。 图3所示为液压缸缸筒，缸筒上的螺纹孔常安排在焊接工序之后加工，这样就不可避免地要在螺纹孔出口与缸筒内壁的交界处产生毛刺。为清除毛刺，必须设计制做专用刀具对其进行加工，达到
光滑过渡的目的。专用刀具的结构见图4。使用时，先将刀杆从螺纹孔中插人，然后从侧面将刀头安装在刀杆上，旋转刀杆即可将毛刺除掉并加工出光滑完整的表面。 另一类密封件是聚氨酯材质的Y形密封圈因其具有高硬度、高弹性、耐油、耐磨和耐低温等优点，广泛用于液压油缸中。它的内、外唇根据轴用或孔用可制成不等高形状，以起到密封和自身保护的作用。不等高唇Y形圈，其短唇与密封面接触，滑动摩擦阻力小，耐磨性好，寿命长;长唇与非相对运动表面有较大的预压缩量，工作时不易窜动。 由于聚氨酯材质的Y形圈硬度高、预压缩量大，在安装、更换时常常会造成被挤破、翻卷和咬边等损坏现象，从而起不到应有的密封效果，甚至失效。装配时，我们曾用螺丝刀将密封唇沿缸径往里压;或用细铁丝将密封圈的外唇捆紧，使其外径小于缸的内径，然后将密封圈送入缸内，再将细铁丝抽出。但这两种装法都容易将密封圈划伤，导致密封失效，增加维修时间。针对这种情况，我们用厚的冷轧钢带或铜皮将其剪成长方形，其长度等于Y形圈外径的周长，然后用它将密封圈裹紧，再一点一点地送入液压缸缸筒中，待外唇口全部进入缸筒后再将其抽出，安装效果较好。
液压缸选型
液压缸选型（你做设计的时候，遇见液压缸的问题不用愁了） 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. 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。 (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。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- (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＞=ptD/2［σ］ (4-37)式中：D为缸筒内径；pt为缸筒试验压力，当缸的额定压力pn≤16MPa时，取pt=1.5pn，pn为缸生产时的试验压力;当pn＞16MPa时，取 pv=1.25 pn;［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≥ (4-38)在使用式
安装液压缸密封圈过程中存在的问题及措施
安装液压缸密封圈过程中存在的问题及措施 目前，市场上的一些推土机、挖掘机、装载机等液压工程机械经常出现液压缸漏油事故，有的更换密封圈才一个多星期就出现漏油.其主要原因除了与机械本身的质量有关外，还与维修工的水平和维修质量有关。由于施工现场大都离维修基地较远 .作为执行机构的液压缸密封件一且损坏，更换其密封件的工作一般是在虑工现场进行.笔者发现，在安装液压缸密封圈过程中，存在如下情况： 1. 橡胶或塑料密封件用柴油或煤油泡洗后，未经擦干或用液压油浸泡就装上 . 由于柴油或煤油是有机溶荆.对橡胶和塑料有硬化作用，使密封件过早老化 .失去密封机能. 2. 现场装配时，清洁不够，拖泥带沙.造成密封件兜f 伤，甚至划伤缸壁。也污染了液压油 . 3. 装配时粗心，将唇形密封装反，失去密封作用 . 4 装配时，不注意液压缸筒倒角的锐边 .用力挤压，造成密封件切边.或者用锐器按压密封件时不小心，造成密封件破损. 液压工程机械的工作环境比较恶劣。载荷重冲击力大，液压缸密封件的损坏，势必造成工作机械的输出力不足，降低其使用效辜甚至引起故障.根据本公司近千台液压工程机械工况统计资料表明.液压工程帆槭的敏障有30 %左右是由液压缸的密封件损坏引起的.以上现象的发生，是由于一些维修人员对液压密封知识缺乏了解、装配工艺不当或粗心所致，人为地缩短密封件使用寿命，提高了液压工程机械的故障率.直接影响工程施工进程. 针对以上情况，我们采取了一些措施，降循维謦过程中人为造成的故障率： 1 加强技术管理。利用到各施工点进行设备訇检的机会对设备管理与维修人员强调换装液压缸密封件的技术要领和应注意的事项. 2. 强调维修质量对液压工程机械使用的重要性.任何粗心和缺乏责任心的维修行为将直接影响液压工程机械顺利使用，对于精度、清洁度要求较高的液压缸及其它液压部件，装配时.一定要清洁干净 ; 缸沿倒角有锐边，要用细沙纸打唐圆滑 ;不能用带有锐角的辅助工具来挤压密封件 . 3. 大力开展液压技术培训.把液压基础理论知识和工作中实际同题相结合讲授，既提高了工人的素质，又解决了实际问题.经过采取一系列技术管理和监督措施，实践表明，维修人员对液压工程机械维修的技术规范性大大提高，液压缸漏油事故明显降低，减少了液压工程机械的故障率 .
液压缸常用的密封方法
液压缸常用的密封方法 液压缸中需要密封的部位有：活塞、活塞杆和端盖等处。今天来介绍一下最常用的密封方法有哪几种： （一）间隙密封 这是依靠两运动件配合面间保持一很小的间隙，使其产生液体摩擦阻力来防止泄漏的一种密封方法。用该方法密封，只适于直径较小、压力较低的液压缸与活塞间密封。为了提高间隙密封的效果，在活塞上开几条环形槽,这些环形槽的作用有两方面，一是提高间隙密封的效果，当油液从高压腔向低压腔泄漏时,由于油路截面突然改变，在小槽内形成旋涡而产生阻力，于是使油液的泄漏量减少；另一是阻止活塞轴线的偏移，从而有利于保持配合间隙，保证润滑效果，减少活塞与缸壁的磨损，增加间隙密封性能。 （二）橡胶密封圈密封 按密封圈的结构形式不同有Ｏ型、Ｙ型、Yx型和Ｖ型密封圈，Ｏ形密封圈密封原理是依靠Ｏ形密封圈的预压缩，消除间隙而实现密封。Ｙ型、Yx型和Ｖ型密封圈是依靠密封圈的唇口受液压力作用变形，使唇口贴紧密封面而进行密封，液压力越高，唇边贴得越紧，并具有磨损后自动补偿的能力。 （三）橡塑组合密封装置 由O型密封圈和聚四氟乙烯做成的格来圈或斯特圈组合而成。这种组合密封装置是利用O型密封圈的良好弹性变形性能，通过预压缩所产生的预压力将格来圈或斯特圈紧贴在密封面上起密封作用。O型密封圈不与密封面直接接触，不存在磨损、扭转、啃伤等问题，而与密封面接触的格来圈或斯特圈为聚四氟乙烯塑料，不仅具有极低的摩擦因素（0.02～0.04，仅为橡胶的1/10），而且动、静摩擦因素相当接近。此外因具有自润滑性，与金属组成摩擦付时不易粘着；启动摩擦力小，不存在橡胶密封低速时的爬行现象。此种密封不紧密封可靠、摩擦力低而稳定，而且使用寿命比普通橡胶密封高百倍，应用日益广泛。
液压油缸型号大全
液压油缸型号大全: PY497——油缸型号 100——缸径 70——杆径 1801——行程 液压油缸: 液压缸是将液压能转变为机械能的、做直线往复运动（或摆动运动）的液压执行元件。它结构简单、工作可靠。用它来实现往复运动时，可免去减速装置，并且没有传动间隙，运动平稳，因此在各种机械的液压系统中得到广泛应用。液压缸输出力和活塞有效面积及其两边的压差成正比；液压缸基本上由缸筒和缸盖、活塞和活塞杆、密封装置、缓冲装置与排气装置组成。缓冲装置与排气装置视具体应用场合而定，其他装置则必不可少。 液压缸是液压传动系统中的执行元件，它是把液压能转换成机械能的能量转换装置。液压马达实现的是连续回转运动，而液压缸实现的则是往复运动。液压缸的结构型式有活塞缸、柱塞缸、摆动缸三大类，活塞缸和柱塞缸实现往复直线运动，输出速度和推力，摆动缸实现往复摆动，输出角速度（转速）和转矩。液压缸除了单个地使用外，还可以两个或多个地组合起来或和其他机构组合起来使用。以完成特殊的功用。液压缸结构简单，工作可靠，在机床的液压系统中得到了广泛的应用。 液压缸的结构形式多种多样，其分类方法也有多种：按运动方式
可分为直线往复运动式和回转摆动式；按受液压力作用情况可分为单作用式、双作用式；按结构形式可分为活塞式、柱塞式、多级伸缩套筒式，齿轮齿条式等；按安装形式可分为拉杆、耳环、底脚、铰轴等；按压力等级可分为16Mpa、25Mpa、31.5Mpa等。 活塞式 单活塞杆液压缸只有一端有活塞杆。如图所示是一种单活塞液压缸。其两端进出口油口A和B都可通压力油或回油，以实现双向运动，故称为双作用缸。 活塞仅能单向运动，其反方向运动需由外力来完成。但其行程一般较活塞式液压缸大。 活塞式液压缸可分为单杆式和双杆式两种结构，其固定方式由缸体固定和活塞杆固定两种，按液压力的作用情况有单作用式和双作用式。在单作用式液压缸中，压力油只供液压缸的一腔，靠液压力使缸实现单方向运动，反方向运动则靠外力（如弹簧力、自重或外部载荷等）来实现；而双作用液压缸活塞两个方向的运动则通过两腔交替进油，靠液压力的作用来完成。 如图所示为单杆双作用活塞式液压缸示意图。它只在活塞的一侧设有活塞杆，因而两腔的有效作用面积不同。在供油量相同时，不同腔进油，活塞的运动速度不同；在需克服的负载力相同时，不同腔进油，所需要的供油压力不同，或者说在系统压力调定后，环卫垃圾车液压缸两个方向运动所能克服的负载力不同。