【正文】 定液壓傳動為動力系統(tǒng)系統(tǒng)，設計液壓缸；4）選擇材料，確定工藝參數(shù)，校核強度。（2）調速性能好，易于實現(xiàn)無級調速，調速范圍大，速比高達1000以上，與電氣元件相配合可實現(xiàn)自動控制，作為執(zhí)行元件的液壓馬達具有極高的力矩——慣性比，空載加速度達1/s，且不像電機那樣會產(chǎn)生反電動勢，加速度基本上是常數(shù)。液壓元件比同體積的電氣元件能產(chǎn)生更大的動力。（4）動力傳遞和能量存儲方便，由于元件間相對位置的自由度較大，因而易于布置。、液壓傳動的缺點（1）易造成油液泄漏、傳動效率低，不宜用于遠距離輸送。（3）定比傳動性差，不適于速比要求較高的場合。 隨著科學技術的進步、設計水平和制造工藝的提高，這些缺點會逐漸克服液壓傳動的應用范圍將越來越廣。液壓缸具有結構簡單、工作可靠、制造容易和使用維護方便等優(yōu)點，是應用最廣的液壓執(zhí)行元件?；剞D運動的液壓缸稱為擺動液壓缸。本設計采用的液壓缸為推力液壓缸。缸體內徑采用H8配合，即mm。為防止腐蝕，并且提高缸體壽命，缸體內表面應鍍上厚度30～40μm的鉻層，鍍后要進行珩磨或拋光?；钊麠U直徑按9級精度選取，活塞桿直徑的圓度公差值按8級精度選取，活塞桿底部端面對直徑中心線的垂直度公差值按7級精度選取。的圓柱度公差按9級精度選取，兩個端面與中心線的垂直度公差值按7級精度選取。、軸套軸套材料選用45號鋼，與軸采用定位間隙配合，配合代號為H7/h6。兩端面對中心線的垂直度公差值按7級選取。半圓環(huán)粗加工后調質到硬度為229～285HB，～。、半圓環(huán)活塞半圓環(huán)活塞材料25號鋼，與缸體的配合屬于間隙滑動配合，配合代號為H7/g6。第二節(jié)、液壓缸的密封裝置密封裝置是液壓缸和其他液壓元件不可缺少的部分，其作用是防止泄漏(包括內泄和外泄)、防止灰塵、雜質、水分等污染物從外部侵入。對密封裝置的基本要求是：在工作壓力下密封效果好，且摩擦阻力和泄漏少；在使用范圍內的耐磨性、耐油性和抗腐蝕性能好，密封元件表面不易損壞且壽命長；結構簡單、使用安裝維修方便。、間隙密封間隙密封是依靠相對運動的元件間的微小間隙實現(xiàn)密封的，本身并沒有專門的密封元件．如閥芯與閥套、柱塞與柱塞缸、配流盤及斜盤的平面間隙密封等。其間隙可根據(jù)允許泄漏量計算，通常則按經(jīng)驗值選取，即每25mm直徑上有l(wèi)μm的間隙。、接觸密封在密封配合表面間加入彈性元件而實現(xiàn)的密封稱為接觸密封。、密封元件的常用材料表11 常用橡膠密封材料的性能和適用范圍橡膠種類使用溫度℃主 要 性 能適 用 范 圍丁腈橡膠50～+120耐油性、耐磨性、抗老化性能良好 廣泛用于液壓、水壓和氣動設備中，不可用于磷酸脂系工作液中聚氨脂橡膠 30～+80機械強度、耐磨性、耐壓性和耐油性好用于耐磨性要求高的液壓及氣壓。非金屬材料包括皮革、天然橡膠、合成橡膠和合成樹脂等，其中合成橡膠使用最廣。表11給出了常用橡膠密封材料的性能和適用范圍。上述密封材料具有良好的化學穩(wěn)定性、機械強度和耐壓、耐磨、耐沖擊以及摩擦系數(shù)小等優(yōu)點，但其硬度隨溫度變化較大，彈性和柔性不如橡膠。其中球墨鑄鐵可制成活塞環(huán)用于動密封，鋁和銅可制成墊片用于靜密封。其密封原理如圖11所示。在系統(tǒng)壓力建立后，在壓力油作用下，O形圈被擠到槽口的一側并緊貼在槽壁和密封面上，如圖中b所示。在運動密封中，主要用于工作條件好且運動平穩(wěn)的中低壓液壓缸，當壓力超過10MPa時，O形圈會被擠入低壓側的間隙中而損壞。使用擋圈后，可用于20～30MPa壓力下往復運動的密封。由于O形橡膠密封圈質地較軟，容易被扭曲損壞，因而不能用于大直徑且行程長速度快的液壓缸。 圖11 O形密封圈密封原理O形密封圈及其安裝溝槽的尺寸都已標準化，選用時，可查閱有關液壓傳動設計手冊。適于工作壓力小于20MPa、溫度為30～80℃的條件下工作，其密封性能可靠、摩擦力小，最宜用于往復運動速度較高的場合。在y形圈的基礎上又制出Yx形密封圈，如圖中b、c所示，它的內外兩個唇邊長度不等，用于密封的唇邊較短，因此在工作時該唇邊不會被擠入密封間隙而損壞。圖12 Y形密封圈結構、V形密封圈V形密封圈因其密封圈斷面里V形得名，它由多層涂膠織物制成，并由支承環(huán)密封圈和壓圈3組成，如圖13所示。安裝時其開口側應朝向高壓側，并用螺紋壓蓋壓緊，V形密封圈密封性能好、耐高壓且工作可靠，可在50MPa以上壓力使用，但安裝空間較大，摩擦阻力也比較大。圖中a為鼓形密封圈，其截面呈鼓形，芯部為橡膠，外層為夾布膠， 圖13 V形密封圈結構用于雙向往復運動密封，工作壓力達20～60MPa，適于乳化液介質，當壓力超過25MPa時，應在兩側加聚甲醛活塞導向環(huán)，如圖中b所示。兩種密封裝置溝槽的結構如圖中b和d所示。由于活塞環(huán)加工工藝要求較高，對缸筒表面粗糙度和幾何精度要求都較高，故僅在高溫和高壓條件下才使用這種密封裝置。圖16為防塵圈的結構，圖中a為無骨架聚氨脂防塵圈，由于防塵圈面邊有一定的預壓縮量，故能緊貼活塞桿。圖16 防塵圈密封結構第三節(jié)、液壓缸的主要參數(shù)與設計計算、機構尺寸及形式圖17中：D1——油缸外徑mm。D =140mmd ——活塞桿直徑mm。由于回程拉力在機構中作用很小,只要保證下壓板能夠穩(wěn)定向下移動即可，因此工作壓力的值可適當取小一點,本裝置中取=1MPa。由于對起始階段的加速運動和制動階段的減速運動的影響因素太多，要從理論上精確計算油缸(或活塞)的移動速度是十分困難的。油缸(或活塞)的動作速度是根據(jù)油缸的承壓面積A和油缸的流量Q來計算的。Q=；——活塞的作用面積 ?？紤]裝置的穩(wěn)定性移動，流量盡量取小一點的數(shù)值，本設計中取Q=5*。 （14）式中： ——活塞縮進速度 m/min； Q ——進入液壓缸的液體流量 .Q=；——活塞的作用面積 。、基本尺寸、缸筒壁厚 油缸的壁厚是按強度條件來確定的。一般情況下都按薄型圓筒公式來計算：對于本設計屬于低壓系統(tǒng)情況，液壓缸缸筒厚度按薄壁筒計算： （15） 式中：——液壓缸缸筒厚度m——，；工作壓力p16MPa時。D——液壓缸內徑m——缸體材料的許用壓力 MPa。因此： ===120MPa代入數(shù)據(jù)，可得：==。、液壓缸缸底厚度當缸底無油孔時 （16） 式中：h——液壓缸的缸底厚度mD——液壓缸內徑m——試驗壓力Mpa。、缸體中部與底部聯(lián)結法蘭的厚度 （17） 式中：h——法蘭厚度 m F——法蘭受力總和 =N——螺釘孔分度圓直徑m.=——法蘭根部直徑 m. =——缸體材料的許用壓力 MPa， （安全系數(shù)是5） 圖19 法蘭尺寸圖 代入數(shù)據(jù)，可得：設計時，中部法蘭厚度取h=35mm同理：底部法蘭也可近似用公式（17）其中：F=N；=；=；（安全系數(shù)是5）所以：設計時，底部法蘭厚度取h=15mm、端蓋法蘭的厚度 （18）式中：h——法蘭厚度 mF——法蘭受力總和 =——螺釘孔分度圓直徑 m.=——密封圈平均直徑 m. = ——缸體材料的許用壓力 MPa， 圖110 端蓋結構圖材料為45號鋼，（安全系數(shù)是5）所以： 設計中取h=16mm.第四節(jié)、最小導向長度H活塞桿全部外伸時，從活塞支承面的中點到導向套滑動面中點的距離稱為最小導向長度，如圖111所示。通常最小導向長度H應滿足下式要求： ，mm （19）由圖111知 （110）圖111 液壓缸導向長度L——液壓缸的最大工作行程，mm；A——導向套滑動面長度，mm； 當D＞80mm時，A＝（～1）d； 當D＜80mm時，A＝(0．6～1) D；B——活塞寬度，B＝(0．6～1) D，mm：C——隔離套長度，mm。根據(jù)設計結構可知：液壓缸的最大行程L=150mm，D=140mm，A=75mm，B=80mm，式1110帶入數(shù)據(jù)，可得： mm +C mm所以，C的最小值為5mm，因此在安裝過程中，裝置要加一個隔離套，以確保其導向長度滿足要求。 由F產(chǎn)生的彎矩M簡化公式為 （22） 式中：M——支承反力集中在法蘭平均半徑為圓周上的彎矩 N——缸內半徑 mm. ——缸外半徑 mm. ——法蘭接觸面圓周的平均半徑 mm. ——法蘭外緣半徑 mm. 圖22 法蘭尺寸圖——缸壁的平均半徑 mm. F——平均半徑為的圓周單位長度上的軸力 N/mm. （23）——液壓缸產(chǎn)生的總力量 N. 考慮下壓板自身有一定重力大約4噸；一共裝置有兩只液壓缸，每只分擔2噸。因此是三向應力狀態(tài)。第二節(jié)、普通螺紋預緊及其強度校核工程上，絕大多數(shù)螺紋連接在裝配時都需要擰緊。預緊力的目的是為了提高連接的剛性、緊密性和放松能力，以及提高螺栓在變載荷下的疲勞強度。因此，為了保證所需要的預緊力，又不使螺紋連接件過載，在裝配時要控制預緊力。對于一般連接用的鋼制螺栓連接的預緊力，推薦按下列關系確定：碳素鋼螺栓 合金剛螺栓 式中：——螺栓材料的屈服極限 ——螺栓危險截面的面積。因此，從分析螺栓連接受力和變形的關系入手，找出螺栓總拉力的大小。圖24a是螺栓剛好擰到和被連接件接觸，但尚未擰緊。圖24b是螺母已擰緊，但尚未承受工作載荷。相反，被連接件則在的壓縮作用下，其壓縮量為。此時，若螺栓和被鏈接件的材料在彈性變形范圍內，則兩者的受力與變形關系符合胡克定律。而被連接件要恢復變形，其壓縮量隨之減少。因而壓縮量為。顯然，連接受載后，由于預緊力的變化，螺栓的總拉力并不等于預緊力與工作拉力F之和，而是等于殘余預緊力與工作拉力F之和，即： （216）為了保證連接的緊密性，防止連接受載后接合面產(chǎn)生間隙，應使。 螺栓的預緊力與殘余預緊力及總拉力的關系，可由彈性形變關系推出。由（216）、（217）和