【正文】 從上面所述的液壓缸典型結(jié)構(gòu)中可以看到，液壓缸的結(jié)構(gòu)基本上可以分為缸筒和缸蓋、活塞和活塞桿、密封裝置、緩沖裝置和排氣裝置五個部分，分述如下。一般來說，缸筒和缸蓋的結(jié)構(gòu)形式和其使用的材料有關(guān)。圖414所示為缸筒和缸蓋的常見結(jié)構(gòu)形式。圖414(b)所示為半環(huán)連接式，它的缸筒壁部因開了環(huán)形槽而削弱了強度，為此有時要加厚缸壁，它容易加工和裝拆，重量較輕，常用于無縫鋼管或鍛鋼制的缸筒上。圖414(d)所示為拉桿連接式，結(jié)構(gòu)的通用性大，容易加工和裝拆，但外形尺寸較大，且較重。圖414缸筒和缸蓋結(jié)構(gòu)(a)法蘭連接式(b)半環(huán)連接式(c)螺紋連接式(d)拉桿連接式(e)焊接連接式1—缸蓋2—缸筒3—壓板4—半環(huán)5—防松螺帽6—拉桿 (2)活塞與活塞桿。但當行程較長時，這種整體式活塞組件的加工較費事，所以常把活塞與活塞桿分開制造，然后再連接成一體。圖415(a)所示為活塞與活塞桿之間采用螺母連接，它適用負載較小，受力無沖擊的液壓缸中。圖415(b)和(c)所示為卡環(huán)式連接方式。圖416(c)中的活塞桿，使用了兩個半圓環(huán)4，它們分別由兩個密封圈座2套住，半圓形的活塞3安放在密封圈座的中間。這種連接方式特別適用于雙出桿式活塞。 液壓缸中常見的密封裝置如圖416所示。為了提高這種裝置的密封能力，常在活塞的表面上制出幾條細小的環(huán)形槽，以增大油液通過間隙時的阻力。圖416(b)所示為摩擦環(huán)密封，它依靠套在活塞上的摩擦環(huán)(尼龍或其他高分子材料制成)在O形密封圈彈力作用下貼緊缸壁而防止泄漏。效果較好，摩擦阻力較小且穩(wěn)定，可耐高溫，磨損后有自動補償能力，但加工要求高，裝拆較不便，適用于缸筒和活塞之間的密封。它結(jié)構(gòu)簡單，制造方便，磨損后有自動補償能力，性能可靠，在缸筒和活塞之間、缸蓋和活塞桿之間、活塞和活塞桿之間、缸筒和缸蓋之間都能使用。圖416密封裝置(a)間隙密封(b)摩擦環(huán)密封(c)O形圈密封(d)V形圈密封(4)緩沖裝置。緩沖裝置的工作原理是利用活塞或缸筒在其走向行程終端時封住活塞和缸蓋之間的部分油液，強迫它從小孔或細縫中擠出，以產(chǎn)生很大的阻力，使工作部件受到制動，逐漸減慢運動速度，達到避免活塞和缸蓋相互撞擊的目的。由于配合間隙不變，故隨著活塞運動速度的降低，起緩沖作用。由于節(jié)流閥1是可調(diào)的，因此緩沖作用也可調(diào)節(jié)，但仍不能解決速度減低后緩沖作用減弱的缺點。圖417液壓缸的緩沖裝置1—節(jié)流閥(5)放氣裝置。一般可在液壓缸的最高處設置進出油口把氣帶走，也可在最高處設置如圖418(a)所示的放氣孔或?qū)ｉT的放氣閥〔見圖418(b)、(c)〕。因此，在設計液壓缸之前，必須對整個液壓系統(tǒng)進行工況分析，編制負載圖，選定系統(tǒng)的工作壓力(詳見第九章)，然后根據(jù)使用要求選擇結(jié)構(gòu)類型，按負載情況、運動要求、最大行程等確定其主要工作尺寸，進行強度、穩(wěn)定性和緩沖驗算，最后再進行結(jié)構(gòu)設計。(2)確定液壓缸的工作參數(shù)和結(jié)構(gòu)尺寸。(4)導向、密封、防塵、排氣和緩沖等裝置的設計。下面只著重介紹幾項設計工作。(1)缸筒內(nèi)徑D。根據(jù)負載和工作壓力的大小確定D：①以無桿腔作工作腔時 (432)②以有桿腔作工作腔時 (433)式中：pI為缸工作腔的工作壓力，可根據(jù)機床類型或負載的大小來確定；Fmax為最大作用負載。活塞桿外徑d通常先從滿足速度或速度比的要求來選擇，然后再校核其結(jié)構(gòu)強度和穩(wěn)定性。受壓力作用時：pI＜5MPa時，d=～5MPa＜pI＜7MPa時，d=～pI＞7MPa時,d=(3)缸筒長度L。A為活塞桿導向長度，取()D。一般缸筒的長度最好不超過內(nèi)徑的20倍。(4)最小導向長度的確定。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最小導向長度。D為缸筒內(nèi)徑(m)。為保證最小導向長度，過分增大A和B都是不適宜的，最好在導向套與活塞之間裝一隔套K，隔套寬度C由所需的最小導向長度決定，即：C=H (436)采用隔套不僅能保證最小導向長度，還可以改善導向套及活塞的通用性。(1)缸筒壁厚校核。當pn＞16MPa時，取pv= pn。當D/σ＜10時為厚壁，壁厚按下式進行校核：δ≥ (438)在使用式(437)、式(438)進行校核時，若液壓缸缸筒與缸蓋采用半環(huán)連接，δ應取缸筒壁厚最小處的值。活塞桿的直徑d按下式進行校核：d≥ (439)式中：F為活塞桿上的作用力；［σ］為活塞桿材料的許用應力，［σ］=σb/。 液壓缸蓋固定螺栓直徑按下式計算： d≥ (440)式中：F為液壓缸負載；Z為固定螺栓個數(shù)；k為螺紋擰緊系數(shù)，k=～,［σ］=σs/(),σs為材料的屈服極限。當L/d≥15時，須進行穩(wěn)定性校核，應使活塞桿承受的力F不能超過使它保持穩(wěn)定工作所允許的臨界負載Fk,以免發(fā)生縱向彎曲，破壞液壓缸的正常工作。 液壓缸的緩沖計算主要是估計緩沖時缸中出現(xiàn)的最大沖擊壓力，以便用來校核缸筒強度、制動距離是否符合要求。液壓缸在緩沖時，緩沖腔內(nèi)產(chǎn)生的液壓能E1和工作部件產(chǎn)生的機械能E2分別為：E1=pcAclc (441)E2=ppAplc+mV2Fflc (442)式中：pc為緩沖腔中的平均緩沖壓力；pp為高壓腔中的油液壓力；Ac、Ap為緩沖腔、高壓腔的有效工作面積；Lc為緩沖行程長度；m為工作部件質(zhì)量；v0為工作部件運動速度；Ff為摩擦力。當E1=E2時，工作部件的機械能全部被緩沖腔液體所吸收，由上兩式得：Pc=E2/Aclc (443)如緩沖裝置為節(jié)流口可調(diào)式緩沖裝置，在緩沖過程中的緩沖壓力逐漸降低，假定緩沖壓力線性地降低，則最大緩沖壓力即沖擊壓力為：Pcmax=Pc+mυ02/2Aclc (444)如緩沖裝置為節(jié)流口變化式緩沖裝置，則由于緩沖壓力Pc始終不變，最大緩沖壓力的值如式(443)所示。在這方面，經(jīng)常碰到的是液壓缸安裝不當、活塞桿承受偏載、液壓缸或活塞下垂以及活塞桿的壓桿失穩(wěn)等問題。缸內(nèi)如無緩沖裝置和排氣裝置，系統(tǒng)中需有相應的措施，但是并非所有的液壓缸都要考慮這些問題。如承受彎曲的活塞桿不能用螺紋連接，要用止口連接。只能在一端定位，為的是不致阻礙它在受熱時的膨脹。定位件須設置在活塞桿端，如為拉伸則設置在缸蓋端。(5)在保證能滿足運動行程和負載力的條件下，應盡可能地縮小液壓缸的輪廓尺寸。液壓缸可靠的密封是其正常工作的重要因素。良好的防塵措施，有助于提高液壓缸的工作壽命。設計步驟可能要經(jīng)過多次反復修改，才能得到正確、合理的設計結(jié)果。在選擇液壓缸的類型時，要從機器設備的動作特點、行程長短、運動性能等要求出發(fā)，同時還要考慮到主機的結(jié)構(gòu)特征給液壓缸提供的安裝空間和具體位置。對于要求往返運動速度一致的場合，可采用雙活塞桿式液壓缸；若有快速返回的要求，則宜用單活塞桿式液壓缸，并可考慮用差動連接。往復擺動運動既可用擺動式液壓缸，也可用直線式液壓缸加連桿機構(gòu)或齒輪——齒條機構(gòu)