【正文】 缸蓋滑動支承面的長度，根據(jù)液壓缸內(nèi)徑D而定： 此處取B== 125mm=100mm 當D 80mm時，取=（~）D。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定的最小導向長度。 缸蓋厚度的確定[6] 一般液壓缸多為平底缸蓋，其有效厚度t按強度要求可用下面兩式進行近似計算。[6] 液壓缸工作行程長度，可根據(jù)執(zhí)行機構實際工作的最大行程來確定，并參照表第32頁共66頁 26中的系列尺寸來選取標準值。液壓缸壁厚算出后，即可求出缸體的外徑為 D1≥125+2δ=125+2= 式中值應按無縫鋼管標準，或按有關標準圓整為標準值。對于時，應按材料力學中的厚壁圓筒公式進行壁厚的計算。在中低壓液壓系統(tǒng)中，按上式計算所得液壓缸的壁厚往往很小，使缸體的剛度往往很不夠，如在切削加工過程中的變形、安裝變形等引起液壓缸工作過程卡死或漏油。高強度鑄鐵：=60MPa。鑄鋼：=11~110MPa。 缸筒材料的許用應力。 D—液壓缸內(nèi)徑（m）。液壓缸的內(nèi)徑D與其壁厚的比值D/ 10的圓筒稱為薄壁圓筒。從材料力學可知，承受內(nèi)壓力的圓筒內(nèi)應力分布規(guī)律因壁厚的不同而各異。 再由D=125mm,反算壓強P= 液壓缸壁厚和外徑的計算[6]液壓缸的壁厚由液壓缸的強度條件來計算。D=24FπP1η（1P2/P1(1(d/D)2)）=24104π16000000（12/16()）≈ 活塞桿直徑可由d/D值算出，由計算所得的D與d值分別按表24與表25圓整到相近的標準直徑，以便采用標準的密封元件。液壓缸的機械效率，一般=~，.。 P=16MPa[2]單活塞桿液壓缸的計算的過程如下：由圖21可知 式中 液壓缸工作壓力，初算時可取系統(tǒng)工作壓力=16MPa； 液壓缸回油腔背壓力，初算時無法準確計算，可先根據(jù)表22估計；第30頁共66頁 d/D活塞桿直徑與液壓缸內(nèi)徑之比，可按表2~3選??；根據(jù)表22 《執(zhí)行元件背壓的估計值》 ~3MPa,此處選取=2MPa。[2]按扭矩強度條件計算，軸的扭矩強度條件為 式中：——扭轉(zhuǎn)切應力，MPa；第29頁共66頁 ——軸所受的扭矩，； ——軸的抗扭截面系數(shù)，； ——計算截面處軸的直徑，； ——許用扭矩切應力，MPa；查閱軸常用幾種材料的及值表可知，40CrMnTi，取35~55，又根據(jù)已知條件，可得軸的直徑 D≥(τT)=55=, 圓整為105mm[2] 液壓缸的主要幾何尺寸，包括液壓缸的內(nèi)徑,活塞桿直徑和缸的行程s等。 小齒輪的節(jié)圓直徑，對標磚齒輪即為分度圓直徑，mm。=104N FN=FtCOSα=104cos20176。 沿嚙合線作用在齒面上的法向載荷垂直于齒面，為了計算方便，將法向載荷（單位為N）在節(jié)點P處分解為兩個相互垂直的分力，即圓周力與徑向力（單位均為N），如圖1014所示。當然，對齒輪齒條傳動進行力分析也是計算安裝齒輪的軸及軸承時所必須的。 20176。[2](1)計算分度圓直徑d 1=Z1m=298=232mm圓整為235mm（2）計算齒條長度齒條的有效長度l== 232= 圓整為1095mm第27頁共66頁為保證齒輪與齒條充分嚙合而不致脫落,齒條長度為: L==1095=1314mm，圓整為1315mm(3)計算齒輪齒條寬度b=фd﹒d1t=232=以上分析的是主動輪輪齒上的力，從動齒條輪齒上的各力分別與其大小相等、方向相反。YFa1YSa1[бF]1==YFa2YSa2[бF]2==齒條的數(shù)值大。 Ysa2= 。由表105查得； YFa2=6）查取應力校正系數(shù)。取彎曲疲勞安全系數(shù)S=，由式（1012）得[бF]1=KбS==[бF]2=KбS==4）計算載荷系數(shù)K。 m=d1z1== [1]由式（105）得彎曲強度的設計公式為(1) 確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值1）由圖1020c查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限бFE1= 750MPa；齒條的彎曲強度極限бFE2= 680MPa；2）由圖1018取彎曲疲勞壽命系數(shù),。，查圖1013得=。由表102查得使用系數(shù)KA=。根據(jù)v=,7級精度，由圖108查得動載系數(shù)Kv=。B=фd﹒d1t==4）計算齒寬與齒高之比。 =21()2=2）齒輪的圓周速度v。8）計算接觸疲勞需用應力。6）（按工作壽命15年，每年工作300天，兩班制計算）。5） 由圖1021d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限=750MPa。 T1=1/2T=6106Nmm3）由表107選取齒寬系數(shù)=。故齒條齒數(shù)Z2=291=29[1]由設計計算公式（109a）進行計算，即 (1) 確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值1）試選載荷系數(shù)=。；（3）額定壓力16 MPa第23頁共66頁第23頁共66頁幾何參數(shù)的計算及結(jié)構設計，精度等級，材料及齒數(shù)(1) 選定齒輪齒條類型，精度等級，材料及齒數(shù)1) 選用直齒圓柱齒輪傳動2) 擺動液壓缸為一般工作機器，速度不高，故選用7級精度（GB1009588）3) 材料選擇。 (6) 液壓系統(tǒng)的污染在礦山環(huán)境下，污染是不可忽視的因素，含有顆粒物的液壓油作用在密封件運動表面上，產(chǎn)生研磨作用，導致密封件失效產(chǎn)生泄漏。 (4) 密封件工作環(huán)境如密 封件在高溫環(huán)境下，將加速老化，導致密封件的失效而泄漏。 (3) 密封件的磨損與安裝一般來說，液壓缸的密封件要求具有較高的尺寸精度和形狀位置精度。太硬，則難以進行有效密封。 造成液壓油缸泄漏的主要原因:密封件的結(jié)構形式、材質(zhì)、密封槽與密封接觸表面的質(zhì)量、密封件磨損與安裝、密封件工作環(huán)境、液壓油缸活塞桿彎曲、磨損、表面拉傷及液壓系統(tǒng)的污染、液壓缸焊接及制造缺陷等。內(nèi)泄影響液壓油缸的技術性能，出現(xiàn)出力不足，運動速度緩慢和工作不平穩(wěn)等現(xiàn)象。它屬于不等高雙唇自封壓緊式密封圈 ，分軸用和孔用兩種。U形圈雖是唇形密封圈，但安裝時需用支撐環(huán)壓住，否則就容易卷唇，而且只能在工作壓力低于10MPa時使用，對壓力高的液壓缸不適用。因其是成組使用，模具多，也不經(jīng)濟。對內(nèi)泄漏量要求不嚴而要求耐高溫的液壓缸，使用這種密封圈較合適。液壓缸動密封部位主要有活塞與缸筒內(nèi)孔的密封、活塞桿與支撐座（或?qū)蛱祝┑拿芊獾取ｌo密封部位使用的密封件基本上都是O形密封圈。因此，改進擺動液壓缸上運動部位的密封性能將是至關重要的。全程范第21頁共66頁～。實踐證明要做到這一點很不容易，除非有相當高的設計和工藝水平。個別工況甚至要求在全程范圍保持低速穩(wěn)定性。的產(chǎn)品。國內(nèi)葉片式擺動液壓缸的最大擺角已成功地做到310176。和180176。由于使用壓力的提高，輸出轉(zhuǎn)矩的范圍也擴大了，從零點幾N﹒m到幾萬N﹒m，少數(shù)可達十萬N﹒m以上。80年代后，擺動液壓缸的結(jié)構不斷改善，工藝逐步精良，尤其是密封材料品種擴大，性能提高。支承齒條為一小段筒瓦，在齒輪齒條傳動產(chǎn)生徑向力下，齒條往復運動，筒瓦磨損很快，導致活塞隨著齒條產(chǎn)生徑向位移，破壞密封，產(chǎn)生內(nèi)泄。在使用中出現(xiàn)的問題主要使由于磨損導致較差的密封而漏油，在長期使用中，由于密封不好漏油更為嚴重，它存在的缺點和不足之處分述于下：活塞與齒條軸為一體或使用螺紋固定連接，在徑向力的作用下，支承齒條的銅套會自然磨損，活塞隨著齒條產(chǎn)生徑向位移，活塞與缸筒之間產(chǎn)生徑向力，在滑動時，劃傷缸筒內(nèi)表面，并使缸筒內(nèi)壁磨損變形成非圓形，必然造成內(nèi)泄。葉片式擺動缸因其葉片呈矩形，周邊四角處的密封尤為困難。擺動液壓缸最大的問題是運動部位的密封比較困難，存在的運動間隙不可避第20頁共66頁加。它是一種輸出軸能作往復擺動運動的液壓執(zhí)行元件。青銅填充特氟隆抵抗擠出進入活塞間隙的能力比丁晴橡膠好得多,隨著壓力的提高,延長使用壽命效果更明顯。改進結(jié)構后的油缸,緩沖效果和密封效果明顯提高,自1998年上線運行至今,運行狀況良好。由于連續(xù)的青銅填充特氟隆環(huán)帶有丁晴橡膠的均質(zhì)內(nèi)圈來施加密封預緊力,高負載活塞組件能實現(xiàn)無泄漏。該變形作用增加接觸面積,防止接觸應力增加,并使高負載活塞有更高的側(cè)向承載力,減少或消除對止動管的需要。由于運行工況的不斷變化有助于延長青銅填充特氟隆環(huán)的壽命(2)更高的側(cè)向承載能力。當吹煉停止時,余熱鍋爐的熱負荷急劇減小。轉(zhuǎn)爐余熱鍋爐的運行工況隨轉(zhuǎn)爐的冶煉工藝操作而周期性、急劇地變化。非金屬減磨環(huán)消除活塞與缸體間隙上金屬對金屬的接觸,減磨環(huán)的高可嵌入性因數(shù)和擦拭作用的結(jié)合,防止污染進入活塞導向第19頁共66頁環(huán)與密封表面之間,因而大大減少劃傷, 轉(zhuǎn)爐余熱鍋爐在煉鋼廠占有十分重要的地位。2 活塞密封結(jié)構見圖11。該密封件在活塞桿外伸時是剛性的,在返回時是撓性的,在行程末端把油液突然擠回。1 活塞桿密封如圖10所示,密封件1在一個公共唇上有3個密封棱邊,隨著壓力升高和線接觸向前移動,一個新的剪切棱邊形成,摩擦隨壓力的升高被保持成最小,且該單一密封件的密封質(zhì)量在整個壓力范圍內(nèi)恒定。而多重“V”型密封中,通過緊固密封蓋上的壓力便止住泄漏,但同時增加了摩擦力,增加了磨損。Y型密封是低摩擦型密封件,靠與活塞桿壁或缸筒壁的極細接觸線以最小的摩擦實現(xiàn)密封。(2)組合密封。常用排氣閥的結(jié)構形式如下表6 表6 排氣閥的結(jié)構形式第18頁共66頁2 .9密封結(jié)構設計[5] 密封的主要形式密封件也是影響油缸使用壽命的主要因素。排氣閥用于排除缸內(nèi)的空氣，使其工作穩(wěn)定。錐閥可以采用圖a所示的錐面密封，也可以采用圖b所示的錐面密封，還可以采用圖g所示的鋼珠密封。組合排氣塞一般由螺塞和錐閥組成。排氣時，擰松螺紋，缸內(nèi)空氣從錐面空隙中擠出并經(jīng)斜孔排出缸外。排氣裝置的形式和結(jié)構見圖2，一般有整體排氣塞和組合排氣塞兩種。因此在設計油缸結(jié)構時，要保證能及時排除積聚在缸內(nèi)的氣體。可以看出,階梯緩沖不僅降低內(nèi)外沖擊,還節(jié)省緩沖行程期間的時間,實現(xiàn)較快的工作循環(huán),減少噪聲和維修。緩沖的形狀使動能在整個緩沖行程上逐漸平穩(wěn)地吸收,其設計特性見圖7,性能曲線見圖8。理想的緩沖曲線是通過使用反拋物線緩沖而建立起來的,它在緩沖行程末端附近實現(xiàn)節(jié)流面積的迅速減小。其性能曲線見圖6(4)多孔設計,勻減效果好,但加工也昂貴,性能曲線同反拋物線緩沖曲線。其性能曲線見圖4圖6 單純錐形緩沖示意圖 (3)反拋物線緩沖,見圖5。第15頁共66頁圖4 有固定間隙的圓柱柱塞 圖5緩沖沖能曲線和套的緩沖設計 (2)單純錐形緩沖,見圖6。由于尖峰壓力高,產(chǎn)生很高的沖擊值,造成機器振動、噪聲和磨損,緩沖效果差。目前常見的緩沖設計有:(1)帶有固定間隙的圓柱柱塞和套,見圖4。這種內(nèi)裝的緩沖裝置的目的是將加速度的突然變化所造成的減速力和尖峰液壓壓力減至最小。1 緩沖設計液壓缸在高速或重載的工況下,對缸頭缸尾產(chǎn)生較大的沖擊載荷。對于執(zhí)行元件——液壓缸,影響其使用壽命的主要因素為緩沖效果和密封效果,傳統(tǒng)的設計存有諸多缺陷,不能滿足連續(xù)性生產(chǎn)的要求。外置傳感器要單獨設計一套傳感器裝置，而且要占用一定的液壓缸外空間，傳感器還易被碰撞損壞。[13]近年來要求液壓缸精確定位及控制液壓缸速度和加速度的場合越來越多。 圖 3雙唇形防塵圈 外唇起防塵作用，保持活塞桿表面干凈，內(nèi)唇相當于密封唇口。組合式密封圈（K型斯特封）具有低摩擦阻力、啟動時無爬行、極低的泄漏量和抗磨損等特點。這些密封形式由于活塞桿與密封件之間時干摩擦，摩擦阻力大，往往導致密封唇過早磨損。以往活塞桿的密封多用O型密封圈，窄斷面Y形密封圈V形密封圈。 、密封和防塵[6] （1）導向套的結(jié)構 其結(jié)構見下表5第12頁共66頁 表 5導向套的結(jié)構表（2）導向套的材料 導向套常用材料為鑄造青銅或耐磨鑄鐵。 （7）活塞桿上若有連接銷孔時，該孔徑應按H11級加工。 （5）端面T的垂直度公差值，則應按7級精度選取。 （3）活塞桿的圓周度公差值，應按8級精度選取。[5][9] （1）活塞桿的熱處理：粗加工后調(diào)質(zhì)到硬度為229285HB，在再經(jīng)高頻淬火，硬度達HRC4555。有特殊用途的油缸（如液壓支架）應按照使用條件來選定材料、結(jié)構和尺寸?？招幕钊麠U的一端留有透氣孔，使焊接和熱處理時能排出熱氣。（表4）表4 活塞桿結(jié)構圖第11頁共66頁活塞桿是油缸的主要傳力零件，必須有足夠的強度和剛性。 （2）端面T對內(nèi)徑軸線的垂直度公差值，應按7級精度選取。（見表3）第9頁共66頁 表3 活塞密封型式 活塞的材料[21] 液壓缸活塞常用的材料為耐磨鑄鐵、灰鑄鐵(HT300、HT350)、鋼（有的在外徑上套有尼龍6尼龍1010或夾布酚醛塑料的耐磨環(huán)）及鋁合金等。隨著耐磨的導向環(huán)大量的使用，多數(shù)密封圈與導向環(huán)聯(lián)合使用，大大減低了活塞加