【文章內容簡介】 腔的面積； —為有桿腔的面積。所以 =由于快進和拉爪伸縮兩個階段的外負載較小，故其損失驗算從略。 上述驗算表明，無需修改原設計。 系統(tǒng)溫升的驗算液壓系統(tǒng)在整個循環(huán)中，快進、拉爪伸縮的過程時間很短，工進、工退的速度一樣，時間較長，占整個循環(huán)時間的%90以上，所以系統(tǒng)溫升可概略用工進時的數值來代表。工進時，v=6cm/min則，則有 式() 式()此時的功率損失為：可見在工進時。假定系統(tǒng)的散熱狀況一般，取，油箱的散熱面積A為： 式()式中 V—液壓油箱的容量，根據說明書液壓油箱的設計可得V=40L系統(tǒng)溫升為：此溫升滿足了許用溫升的要求。5 液壓缸的設計根據選定的工作壓力和材料進行液壓缸的結構設計、參數計算，如缸體壁厚，缸蓋結構，密封形式，排氣與緩沖裝置等。①根據主缸的總體設計要求，按文獻[2]：雙作用液壓缸緩沖式；根據機構的結構要求，按文獻[2]：尾部法蘭型。②液壓缸的主要性能參數和主要尺寸前面已確定。①缸筒壁厚的計算由于該系統(tǒng)為中低壓系統(tǒng)，按公式計算所得的液壓缸厚度往往很小，使缸體的剛度往往很不夠，如在切削過程中變形、安裝變形等引起液壓缸工作過程卡死或漏油。因此一般不作公式計算，按經驗選取，然后按以下公式進行校核。 式()式中 —液壓缸缸筒的厚度； —試驗壓力（Mpa），當工作壓力時，；工作壓力時，； D—液壓缸內徑（m）； —缸體的許用應力（Mpa）； 式()式中：—缸體材料的抗拉強度（Mpa） — 安全系數，一般取n=5 由文獻[2]，根據內徑為80mm，取外徑為95mm，則厚度=，同時按表備注選取液壓缸體為無縫鋼管材料為20鋼。由文獻[10]表14得20鋼的抗拉強度為=420Mpa 所以 式()由于上不等式成立，故所選壁厚滿足要求。（2）、液壓缸油口直徑的計算 由文獻[2] 得 式()式中 —液壓缸油口直徑（m）； —液壓缸內徑（m）； —液壓缸最大輸出速度（m/min）； —油口液流速度（m/s）。所以 以上結果，現圓整取=11mm根據油缸的整體設計，將液壓缸進、出油口分別設計在缸底和缸頭上，同時進、出口連接形式采用螺孔聯(lián)接，由文獻[5]表61。③缸底、缸蓋厚度計算 一般液壓缸為平底缸，當缸底要設計油孔時，由文獻[2] 式()式中 h—缸底厚度（m）； D—液壓缸內徑（m）； —試驗壓力，當工作壓力時，；—缸底材料的許用應力（Mpa）； —缸底孔直徑（m）。 根據文獻[2]，選取缸底材料為鑄鋼ZG230450。由文獻[10]表14得鑄鋼ZG230450的抗拉強度為=450Mpa ，再根據手冊取安全系數n為5，故其 考慮到缸底還設有緩沖裝置、進油口、排氣閥、連接螺栓孔，所以設計缸頭法蘭厚度為70mm。由于在液壓缸缸蓋上有活塞桿導向孔，因此其厚度的計算方法與缸底略有所不同。但考慮到缸蓋在缸頭之后，只起到固定導向套、密封圈、防塵圈的作用，其所受的壓力比缸底的小得多，在此為了簡化計算，與缸底有計算方法一致，同時考慮到密封圈、防塵圈的尺寸，取缸頭法蘭的厚度H=20mm。 ④缸頭厚度計算對于缸頭，選用螺栓連接式法蘭，同時選用材料鑄鋼ZG230450。由文獻[2] 得 式() 式中 h—法蘭厚度（m）；—缸底材料的許用應力（Mpa），由文獻[10]表14得鑄鋼ZG230450的抗拉強度為=450Mpa，再根據手冊取安全系數n為5，故其；—螺栓孔分布圓直徑（m），根據液壓缸外徑為95mm和選用的M10螺栓的螺帽最大半徑為9mm，現取螺栓孔分布圓直徑為=115mm?！芊猸h(huán)平均直徑， ； F—法蘭受力總和（N）； 式() d—密封環(huán)內徑（m），由于只采用了一個O型密封圈密封，故取密封環(huán)內徑為液壓缸內徑d=80mm； —密封環(huán)外徑（m），取缸頭外徑為135mm； P—系統(tǒng)工作壓力； q—附加密封力（pa），由于采用的是金屬材料密封，故取q值為其材料屈服點，為230M pa。 所以 綜合考慮到缸頭還設有排氣閥、緩沖裝置和導向套，根據后面的設計可得緩沖裝置長度C為20mm，導向套長度為48mm，所以設計缸頭法蘭厚度為70mm。⑤最小導向長度的計算 當活塞桿全部外伸時，從活塞支承面中點到缸蓋滑動支承面中點到的距離H稱為最小導向長度。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，影響液壓缸的的穩(wěn)定性。因此 ，設計時必須保證有一定的最小導向長度。 對一般的液壓缸，最小導向長度H應滿足以下要求 式()式中 L—液壓缸的最大行程； D—液壓缸的內徑。所以 活塞的寬度B一般取，根據實際需要，現取圓整取B=65mm；導向套支承面長度，根據液壓缸的內徑D和液壓缸蓋孔來共同確定。當時，?。划敃r，取根據實際需要，現取另外考慮到該液壓缸端蓋處還采用了緩沖裝置，從而增加了導向長度。根據緩沖裝置的設計可知緩沖裝置長度C為10mm。根據最小導向長度的定義得 式()所以完全能滿足最小導向長度的要求。⑥缸體長度的確定液壓缸缸體的內部長度應等于活塞的行程和活塞寬度之和。缸體外形長度還要考慮到兩端蓋的厚度，同時液壓缸缸體的長度不應大于內徑的2030倍。所以缸體內部長度為： 缸體外形長度為： 式() 液壓缸長度遠遠小于缸體內徑的2030倍，因此滿足設計要求。由于活塞在液體壓力的作用下沿缸筒往復滑動，因此，它與缸筒的配合應適當，既不能過緊，也不能間隙過大。配合過緊，不僅使最低啟動壓力增大，降低機械效率，而且容易損壞缸筒和活塞的滑動配合表面；間隙過大，會引起液壓缸內部泄漏，降低容積效率，使液壓缸達不到要求的設計性能。因為所拆卸的車輪總厚度為118mm，再考慮到拉（推）爪缸長度、機械結構中容腔縫隙、鋼板厚度等因素，現由文獻[2]23．635液壓缸活塞第一行程系列選取活塞行程為250mm。根據密封裝置的形式來選用活塞的結構形式（密封裝置則按工作條件選 定）。通常分為整體活塞和組合活塞兩類。整體活塞在活塞周圍上下開溝槽，安裝密封圈，結構簡單，但給活塞的加工帶來難度，密封圈安裝時也容易拉傷和扭曲。組合式活塞結構多樣，主要受密封型式決定。組合式活塞大多數可以多次拆裝，密封件使用壽命長。隨著耐磨的導向套環(huán)的大量使用，多數密封圈與導向套環(huán)聯(lián)合使用，大大降低了活塞的加工成本。所以在該設計中選用組合式活塞。液壓缸的活塞與活塞桿的連接方式有很多種型式，所有型式均需要鎖緊措施，以防止工作時由于往復運動而松開，同時在活塞與活塞桿之間需要設置靜密封。油缸在一般的工作條件下，活塞與活塞桿的連接采用螺紋連接，但當油缸工作壓力較大、工作機械振動較大時，采用半環(huán)連接。根據具體情況，也有把活塞與活塞桿做成一個整體。所以根據系統(tǒng)工作條件選用采用螺母型螺紋連接方式，同時采用銷釘鎖緊方式，： 活塞與活塞桿的連接圖根據后面液壓元件的設計中密封件的設計，活塞與活塞桿的密封選用O型密封圈密封。 O型密封圈由文獻[2]，溝槽寬度b=，槽底圓角半徑R1=，溝槽深度h=。無導向套環(huán)活塞：用高強度鑄鐵HT200~300或墨鑄鐵。有導向套環(huán)活塞：用優(yōu)質碳素鋼20號、35號及45號。因在設計為有導向環(huán)活塞，故選用45號鋼。 ~，根據設計要求取=64mm活塞外徑的配合一般采用f9，，外表面的圓度和圓柱度一般不大于外徑公差之差，表面粗糙度結構型式不同而異。圓整取=65f9mm 活塞桿要通過螺紋連接拉(推)爪缸，且其傳遞的拉(推)力也較大，所以選用實心活塞桿?；钊麠U的外端頭部與拉(推)爪缸螺紋連接，同時活塞桿的外端頭部還要設計拉(推)爪缸進出油口和行程開關用螺釘，為了適應液壓缸的安裝要求，提高作用效率，根據載荷的具體情況， 活塞桿結構圖活塞桿兩頭螺紋根據設計要求和由文獻[12]。 由文獻[2]23181敘述選用45號鋼，需要淬火，~1mm?；钊麠U要在導向套中滑動，一般采用H8/h7。太緊了，摩擦力大，太松了，容易引起卡滯現象和單邊磨損，其圓度和圓柱度公差不大于直徑公差之半。，活塞桿內端的卡環(huán)槽、螺紋和緩沖柱塞也要保證與軸線同心。由文獻[2]： 式()式中 d—活塞桿直徑；F—液壓缸負載；—空心活塞桿孔徑，實心桿取=0；[]—活塞桿材料的許用應力，由文獻[10]表14，45鋼為610Mpa ,取n=5，[]=Mpa。所以 = = 前面計算得活塞桿直徑d=45，滿足設計要求。當液壓缸支承長度，即活塞桿桿直徑d與活塞桿長度L之比大于10（L/d10）時，需要驗算活塞桿彎曲穩(wěn)定性。活塞桿長度大約為行程約為液壓缸外形長度，即取L=435mm則所以活塞桿穩(wěn)定性不需要驗算。、密封和防塵①結構活塞導向套裝在液壓缸的有桿側缸頭內，用以對活塞進行導向，同時導向套旁還應裝有密封裝置以保證缸筒有桿腔的密封。內應裝密封圈，以防泄漏，外側應裝防塵圈，以防止活塞桿在后退時把雜質、灰塵及水分帶到密封裝置處，損壞密封裝置。當導向套采用非耐磨材料時，其內圈還可以裝設導向環(huán)，用作活塞的導向。導向套的典型結構型式有軸套式和端蓋式。選用軸套式導向套。②導向套的材料根據文獻[2]采用金屬導向套，選用摩擦系數小、耐磨性好的青銅材料制作。③導向套的長度的確定 活塞桿的導向、密封、防塵結構圖1）導向套的尺寸配置導向套的主要尺寸是支承長度，按活塞桿直徑、導向套的型式、導向套材料的承壓能力、可能遇到的最大側向負載等因素來考慮。導向套的長度已由前面算出為L1=48mm.2）加工要求導向套外圓與端蓋內徑的配合取H8/f7，內孔與活塞桿外圓的配合取H9/f9。圓度和圓柱度公不大于直徑公差之半，內孔中的環(huán)形油槽和直油槽要淺而寬，以保證良好的潤滑。當液壓缸驅動工作機構的質量較大，并作快速往復運動時，所具有的動量很大。由于慣性往往會使活塞到達終點時與端蓋發(fā)生機械碰撞，產生很大的沖擊和噪音，嚴重影響機械精度，甚至引起破壞性事故，為此在高速、高精度及大型的液壓設備中常常需要采取緩沖措施。緩沖裝置一般是利用對油液的節(jié)流原理來實現的。利用活塞將要達到行程終點時，使回油腔的回油阻力增大，活塞在回油腔受到較大的反壓力，從而減緩了活塞運動時的速度，達到避免撞擊缸蓋的目的。緩沖裝置的形式很多，常用的有間隙緩沖和閥式緩沖兩種。①間隙緩沖 　間隙緩沖裝置是利用活塞頂端的凸臺和缸蓋上的凹槽夠成的，其縫隙大小和緩沖力是不可調節(jié)的。當活塞運動到靠近缸蓋時，凸合逐漸進入凹槽，將存于凹槽中的油液經凸臺與凹槽間的間隙逐漸擠出，凹槽由于內部油液受到擠壓，產生反壓力，活塞受到這個壓力的作用，使運動速度減慢下來。間隙緩沖裝置的緩沖效果與間隙的大小有關，間隙過大起不到緩沖作用；間隙過小則緩沖時間太長，效果也不好。一般根據經驗確定，通常取間隙 ②閥式緩沖這種緩沖裝置的特點是在液壓缸的兩端裝上單向閥和節(jié)流閥。當活塞運行到行程末端接近缸蓋時，將缸蓋的回油道堵死，這時活塞凸臺與缸蓋間的油液只有經缸蓋上的節(jié)流閥流回油箱，由于節(jié)流閥的阻尼作用，使活塞緩慢地接近缸蓋，避免了撞擊。并且改變節(jié)流閥開口大小就可改變緩沖作用的大小。 閥式緩沖緩沖裝置結構原理圖在該設計中，活塞的運動速度不大，動力部件的質量較小，慣性就小，且液壓系統(tǒng)還設計了蓄能器吸收沖擊，鑒于間隙緩沖經濟、實用，且液壓缸的加工工藝簡單，所以通過比較選用間隙緩沖裝置。由文獻[5]。液壓缸中（或液壓系統(tǒng)）混入了空氣，會產生氣穴現象，引起活塞運動時的爬行和振動，產生噪聲，甚至使整個系統(tǒng)不能正常工作。因此在設計液壓系統(tǒng)時，必須考慮排氣裝置。為了排除積留在液壓缸內的空氣，可在缸的兩端各裝一只排氣塞。、啟動液壓系統(tǒng)時擰開排氣塞