小木头no
范文一：液压缸计算
TM Radk-Tech
计算：
校核：
批准：
上海诺玛液压系统有限公司
2006-4-29
TM
一、频率验算 Radk-Tech
24,Aep ,,hVmtt
3,,(0.7,1.4)，10MPa，弹性模量 e
-32，等效面积 A,1.1775，10mp
53,V,2.84，10m，缸中油液体积 1t
考虑到阀到缸的管路，内径8mm，长100mm，两段
53,V,1，10m，管路中油液体积 2t
53,V,3.84，10m，总容积 t
m,0.231kg，活塞质量 t1
,5m,850，2.84，10,0.02414kg，缸中油的质量 2t
2,3A1.1775，10p,52m,m,850，10，(),4.669kg，管路中油液等效活塞惯性质量 t3022a3.14，0.004
a为管路通流面积
m,0.231，0.024,0.255kg，非惯性质量之和 t0
m,0.255，0.199,0.454kg，等效总质量 t
2,926A4,4，0.7，10，1.1775，10ep4,,,0.453，10, h,5Vm3.84，10，0.454tt
,42hf,,0.453,6.28，10,7.2，10Hz ,2
二、 行程验算
5HZ,5 l/min
，Q,A,Y,A,Y,,pmaxPmax ,,335，10/60,A,Y,2,f,1.1775，10,Y,2,3.14,5PmaxmaxY,,2.25mm max
共2页 第1页
TM Radk-Tech 三、 分析意见
, 油缸固有频率符合要求；如果阀的额定频率为50HZ,仍有14倍的频宽；
, 油缸行程可满足要求；单边各具有9.25mm的余量；
, 油缸可满足此阀的动态试验要求；
共2页 第2页
范文二：液压缸设计计算
第四章 液压缸的设计计算
在上一章液压系统的设计中，已对液压缸的主要结构尺寸作了计算，本章继续对液压缸的其余主要尺寸及结构进行设计计算。
液压缸是液压传动的执行元件，它和主机工作机构有直接的联系，对于不同的机种和机构，液压缸具有不同的用途和工作要求。因此，在设计液压缸之前，必须对整个液压系统进行工况分析，编制工况图，选定系统的工作压力(详见第三章)，然后根据使用要求进行结构设计。
本章只对抬升缸做上述设计计算。
4.1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。在上一章中已经作过缸筒内径D及活塞杆外径的计算，此处从略。
缸筒内径D—80?
活塞杆外径d—45?(详见第三章)
4.1.1缸筒长度L
缸筒长度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 (4-1) 式中: l—活塞的最大工作行程;l=450?
B—活塞宽度，一般为(0.6-1)D;取B=1×80=80?
A—活塞杆导向长度，取(0.6-1.5)D;取A=1×80=80?
M—活塞杆密封长度，由密封方式定;
C—其他长度，取C=35?
故缸筒长度为:L=80+35+450+80+15=660?
4.2.2.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4-1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4-1 油缸的导向长度
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 (4-2)
式中: L—液压缸最大工作行程(m);L=0.45m
D—缸筒内径(m)，D=0.08m。
故最小导向长度H?62.5?
4.2.液压缸主要零部件设计
4.2.1缸筒
1.缸筒结构
缸筒与缸头的连接用法兰连接，其优点是:结构简单，易加工，易装卸;缺点是重量比螺纹连接的大，但比拉杆连接的小;外径较大。
图4.1 缸筒的法兰连接
2.缸筒材料
一般要求有足够的强度和冲击韧性，对焊接的缸筒还要求有良好的焊接性能。故选用30钢的无缝钢管。
3.对缸筒的要求
1)有足够的强度，能长期承受最高工作压力和短期动态试验压力而不致产生永久变形; 2)有足够的刚度，能承受活塞的侧向力和安装的反作用力而不致弯曲; 3)内表面与活塞密封件及导向环的摩擦力作用下，能长期工作而摩擦少，尺寸公差等级和形位公差等级足以保证活塞密封件的密封性;
4)需要焊接的缸筒还要求有良好的可焊性，以便再焊上法兰或管接头后不至于产生裂纹或过大的变形。
总之，缸筒是液压缸的主要零件，它与缸盖，缸底，油口等零件构成密封的容腔，用以容纳压力油液，同时它还是活塞运动的“轨道”。设计液压缸缸筒时，应该正确确定各部分尺寸，保证液压缸有足够的输出力，运动速度和有效行程。同时必须具有一定的强度，能足以承受液压力，负载力和意外的冲击力，缸筒的内表面应具有合适的配合公差等级，以保证液压缸的密封性，运动平稳性和耐用性。
4.缸筒计算
1)缸筒外径
按《机械设计手册》第四卷P212 表19-6-12 缸筒厚度δ计算公式
δ= δ0 + C1 + C2 (,) (4-3)
式中: δ0 —— 为缸筒材料强度要求的最小值(,);
C1 —— 缸筒外径公差余量(,);
C2 —— 腐蚀余量(,);
经分析δ/D ? 0.08，可用薄壁缸筒的实用计算式:
δ? Pmax×D/(2[б]) (m) (4-4)
式中:Pmax —— 缸筒内最大工作压力(Mpa);Pmax=20.2Mpa
[б] —— 缸筒材料的许用应力(Mpa);
[б] = б/n b
б—— 缸筒材料的抗拉强度(Mpa);б=500 Mpa b b
n —— 安全系数，通常取n = 5
计算得:δ= 0.00808 (m)
缸筒的外径为 D1 =D，2δ=96(mm)
按《机械设计手册》第四卷P214 表19-6-13活塞缸外径尺寸系列
取D1 =102(mm)
2)缸筒壁厚度验算
对最终采用的缸筒厚度主要应做两方面的验算:
?、额定工作压力Pn 应低于一定的极限值，以保证工作安全:
Pn ? 0.35δs (D1? – D0?)/D1? (MPa) (4-5)
= 0.35×290×(0.102? – 0.08?)/0.102?
= 39.0(MPa)
δs —— 为缸筒材料的屈服强度(MPa)，δs=290(MPa)
由于7MPa <39.0 mpa所以上述参数选择合理="">
?、额定工作压力也应与完全塑性变形有一定的比例范围，以免塑性变形的发生:
Pn ?(0.35 , 0.42)PPL (MPa) (4-6)
PPL —— 缸筒发生完全塑性变形的压力
δ=18%。
PPL = 2.3δslog D1/ D0
= 68.9 MPa
Pn ?(0.35 , 0.42)×68.9
= (26.52 , 33.08) MPa
由于7MPa <(26.52 ,="" 33.08)="" mpa，所以选择参数合理。="">
4.2.2.活塞
经以上计算活塞杆直径d=45?，缸筒内径D=80?。
故活塞与活塞杆加工为一体，材料为45钢。在外径套尼龙6的活塞套以增强耐磨性。其结构设计如下:
图4.2 活塞的密封
密封方式采用Yx形密封圈，使用压力可达32 Mpa，密封性能较好。
杆外端，由于工作时轴线固定不动，故采用小螺柱头。
图4.3 小螺柱头
4.2.3.活塞杆的导向套和密封
活塞杆导向套装载液压缸的有杆侧端盖内，用以对活塞杆进行导向，内装有密封装置以保证缸筒有杆腔的密封，外侧装有防尘圈，以防止活塞杆在后退时把杂质，灰尘及水分带到密封装置处，损坏密封装置。导向套的结构型式，有轴套式和端盖式两种。此处采用
轴套式。
图4.4 导向套结构
其优点是导向套一般安装在密封圈与缸筒油腔之间，以利用缸内的压力油对导向套进行润滑。
4.2.4.缓冲装置
液压缸一般都设置缓冲装置，特别是对大型、高速或要求高的液压缸，为了防止活塞在行程终点时和缸盖相互撞击，引起噪声、冲击，则必须设置缓冲装置。
缓冲装置的工作原理是利用活塞或缸筒在其走向行程终端时封住活塞和缸盖之间的部分油液，强迫它从小孔或细缝中挤出，以产生很大的阻力，使工作部件受到制动，逐渐减慢运动速度，达到避免活塞和缸盖相互撞击的目的。
图4.5 缓冲原理
如图4.5为恒节流面积缓冲装置。当缓冲柱塞进入与其相配的缸盖上的内孔时，孔中的液压油只能通过间隙δ排出，使活塞速度降低。由于配合间隙不变，故随着活塞运动速度的降低，起缓冲作用。
4.2.5. 放气装置
液压缸在安装过程中或长时间停放重新工作时，液压缸里和管道系统中会渗入空气，为了防止执行元件出现爬行，噪声和发热等不正常现象，需把缸中和系统中的空气排出。一般可在液压缸的最高处设置进出油口把气带走，也可在最高处设置如图4-6(a)所示的放气孔或专门的放气阀〔见图4-6(b)、(c)〕。
图4.6 放气装置
4.2.6.油口
油口包括油口孔和油口连接螺纹。油缸的进，出油口均可布置在端盖或缸筒上，此处布
置在缸筒上。
由《机械设计手册(第四卷)》P19-230表19-6-29选取M27×2油口。 4.3.液压缸整体结构
液压缸总体结构如图4.7所示:
图4.7 液压缸结构图
1-活塞杆;2-防尘圈;3-端盖;4-Yx形密封圈;5-导向套;6-缸头;
7-缸筒;8-Yx形密封圈;9-活塞套;10-油口;11-放气阀。
范文三：液压缸的计算
(2)伸缩缸。伸缩缸由两个或多个活塞缸套装而成，前一级活塞缸的活塞杆内孔是后一级活塞缸的缸筒，伸出时可获得很长的工作行程，缩回时可保持很小的结构尺寸，伸缩缸被广泛用于起重运输车辆上。
伸缩缸可以是如图4-10(a)所示的单作用式，也可以是如图4-10(b)所示的双作用式，前者靠外力回程，后者靠液压回程。
图4-10伸缩缸
伸缩缸的外伸动作是逐级进行的。首先是最大直径的缸筒以最低的油液压力开始外伸，当到达行程终点后，稍小直径的缸筒开始外伸，直径最小的末级最后伸出。随着工作级数变大，外伸缸筒直径越来越小，工作油液压力随之升高，工作速度变快。其值为：
?
Fi=p14 (4-30)
2V1=4q/πDi (4-31)
式中的i指i级活塞缸。
Di2
图4-11齿轮缸
(3)齿轮缸。它由两个柱塞缸和一套齿条传动装置组成，如图4-11所示。柱塞的移动经齿轮齿条传动装置变成齿轮的传动，用于实现工作部件的往复摆动或间歇进给运动。
二、液压缸的典型结构和组成
1.液压缸的典型结构举例 图4-12所示的是一个较常用的双作用单活塞杆液压缸。它是由缸底20、缸筒10、缸盖兼导向套9、活塞11和活塞杆18组成。缸筒一端与缸底焊接，另一端缸盖(导向套)与缸筒用卡键6、套5和弹簧挡圈4固定，以便拆装检修，两端设有油口A和B。活塞11与活塞杆18利用卡键15、卡键帽16和弹簧挡圈17连在一起。活塞与缸孔的密封采用的是一对Y形聚氨酯密封圈12，由于活塞与缸孔有一定间隙，采用由尼龙1010制成的耐磨环(又叫支承环)13定心导向。杆18和活塞11的内孔由密封圈14密封。较长的导向套9则可保证活塞杆不偏离中心，导向套外径由O形圈7密封，而其内孔则由Y形密封圈8和防尘圈3分别防止油外漏和灰尘带入缸内。缸与杆端销孔与外界连接，销孔内有尼龙衬套抗磨。
图4-12双作用单活塞杆液压缸
1—耳环2—螺母3—防尘圈4、17—弹簧挡圈5—套6、15—卡键
7、14—O形密封圈8、12—Y形密封圈9—缸盖兼导向套10—缸筒
11—活塞13—耐磨环16—卡键帽18—活塞杆19—衬套20—缸底
如图4-13所示为一空心双活塞杆式液压缸的结构。由图可见，液压缸的左右两腔是通过油口b和d经活塞杆1和15的中心孔与左右径向孔a和c相通的。由于活塞杆固定在床身上，缸体10固定在工作台上，工作台在径向孔c接通压力油，径向孔a接通回油时向右移动；反之则向左移动。在这里，缸盖18和24是通过螺钉(图中未画出)与压板11和20相连，并经钢丝环12相连，左缸盖24空套在托架3孔内，可以自由伸缩。空心活塞杆的一端用堵头2堵死，并通过锥销9和22与活塞8相连。缸筒相对于活塞运动由左右两个导向套6和19导向。活塞与缸筒之间、缸盖与活塞杆之间以及缸盖与缸筒之间分别用O形圈7、V形圈4和17和纸垫13和23进行密封，以防止油液的内、外泄漏。缸筒在接近行程的左右终端时，径向孔a和c的开口逐渐减小，对移动部件起制动缓冲作用。为了排除液压缸中剩留的空气，缸盖上设置有排气孔5和14，经导向套环槽的侧面孔道(图中未画出)引出与排气阀相连。
图4-13空心双活塞杆式液压缸的结构
1—活塞杆2—堵头3—托架4、17—V形密封圈5、14—排气孔6、19—导向套
7—O形密封圈8—活塞9、22—锥销10—缸体11、20—压板12、21—钢丝环
13、23—纸垫15—活塞杆16、25—压盖18、24—缸盖
2.液压缸的组成 从上面所述的液压缸典型结构中可以看到，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，分述如下。
(1)缸筒和缸盖。一般来说，缸筒和缸盖的结构形式和其使用的材料有关。工作压力p20MPa时，使用铸钢或锻钢。图4-14所示为缸筒和缸盖的常见结构形式。图4-14(a)所示为法兰连接式，结构简单，容易加工，也容易装拆，但外形尺寸和重量都较大，常用于铸铁制的缸筒上。图4-14(b)所示为半环连接式，它的缸筒壁部因开了环形槽而削弱了强度，为此有时要加厚缸壁，它容易加工和装拆，重量较轻，常用于无缝钢管或锻钢制的缸筒上。图4-14(c)所示为螺纹连接式，它的缸筒端部结构复杂，外径加工时要求保证内外径同心，装拆要使用专用工具，它的外形尺寸和重量都较小，常用于无缝钢管或铸钢制的缸筒上。图4-14(d)所示为拉杆连接式，结构的通用性大，容易加工和装拆，但外形尺寸较大，且较重。图4-14(e)所示为焊接连接式，结构简单，尺寸小，但缸底处内径不易加工，且可能引起变形。
图4-14缸筒和缸盖结构
(a)法兰连接式(b)半环连接式(c)螺纹连接式(d)拉杆连接式(e)焊接连接式
1—缸盖2—缸筒3—压板4—半环5—防松螺帽6—拉杆
(2)活塞与活塞杆。可以把短行程的液压缸的活塞杆与活塞做成一体，这是最简单的形式。但当行程较长时，这种整体式活塞组件的加工较费事，所以常把活塞与活塞杆分开制造，然后再连接成一体。图4-15所示为几种常见的活塞与活塞杆的连接形式。
图4-15(a)所示为活塞与活塞杆之间采用螺母连接，它适用负载较小，受力无冲击的液压缸中。螺纹连接虽然结构简单，安装方便可靠，但在活塞杆上车螺纹将削弱其强度。图4-15(b)和(c)所示为卡环式连接方式。图4-15(b)中活塞杆5上开有一个环形槽，槽内装有两个半圆环3以夹紧活塞4，半环3由轴套2套住，而轴套2的轴向位置用弹簧卡圈1来固定。图4-16(c)中的活塞杆，使用了两个半圆环4，它们分别由两个密封圈座2套住，半圆形的活塞3安放在密封圈座的中间。图4-15(d)所示是一种径向销式连接结构，用锥销1把活塞2固连在活塞杆3上。这种连接方式特别适用于双出杆式活塞。
(3)密封装置。 液压缸中常见的密封装置如图4-16所示。图4-16(a)所示为间隙密封，它依靠运动间的微小间隙来防止泄漏。为了提高这种装置的密封能力，常在活塞的表面上制出几条细小的环形槽，以增大油液通过间隙时的阻力。它的结构简单，摩擦阻力小，可耐高温，但泄漏大，加工要求高，磨损后无法恢复原有能力，只有在尺寸较小、压力较低、相对运动速度较高的缸筒和活塞间使用。图4-16(b)所示为摩擦环密封，它依靠套在活塞上的摩擦环(尼龙或其他高分子材料制成)在O形密封圈弹力作用下贴紧缸壁而防止泄漏。这种材料
图4-15常见的活塞组件结构形式
效果较好，摩擦阻力较小且稳定，可耐高温，磨损后有自动补偿能力，但加工要求高，装拆较不便，适用于缸筒和活塞之间的密封。图4-16(c)、图4-16(d)所示为密封圈(O形圈、V形圈等)密封，它利用橡胶或塑料的弹性使各种截面的环形圈贴紧在静、动配合面之间来防止泄漏。它结构简单，制造方便，磨损后有自动补偿能力，性能可靠，在缸筒和活塞之间、缸盖和活塞杆之间、活塞和活塞杆之间、缸筒和缸盖之间都能使用。
对于活塞杆外伸部分来说，由于它很容易把脏物带入液压缸，使油液受污染，使密封件磨损，因此常需在活塞杆密封处增添防尘圈，并放在向着活塞杆外伸的一端。
图4-16密封装置
(a)间隙密封(b)摩擦环密封(c)O形圈密封(d)V形圈密封
(4)缓冲装置。 液压缸一般都设置缓冲装置，特别是对大型、高速或要求高的液压缸，为了防止活塞在行程终点时和缸盖相互撞击，引起噪声、冲击，则必须设置缓冲装置。
缓冲装置的工作原理是利用活塞或缸筒在其走向行程终端时封住活塞和缸盖之间的部分油液，强迫它从小孔或细缝中挤出，以产生很大的阻力，使工作部件受到制动，逐渐减慢运动速度，达到避免活塞和缸盖相互撞击的目的。
如图4-17(a)所示，当缓冲柱塞进入与其相配的缸盖上的内孔时，孔中的液压油只能通过间隙δ排出，使活塞速度降低。由于配合间隙不变，故随着活塞运动速度的降低，起缓冲作用。当缓冲柱塞进入配合孔之后，油腔中的油只能经节流阀1排出，如图4-17(b)所示。由于节流阀1是可调的，因此缓冲作用也可调节，但仍不能解决速度减低后缓冲作用减弱的缺点。如图4-17(c)所示，在缓冲柱塞上开有三角槽，随着柱塞逐渐进入配合孔中，其节流
面积越来越小，解决了在行程最后阶段缓冲作用过弱的问题。
图4-17液压缸的缓冲装置
1—节流阀
(5)放气装置。 液压缸在安装过程中或长时间停放重新工作时，液压缸里和管道系统中会渗入空气，为了防止执行元件出现爬行，噪声和发热等不正常现象，需把缸中和系统中的空气排出。一般可在液压缸的最高处设置进出油口把气带走，也可在最高处设置如图4-18(a)所示的放气孔或专门的放气阀〔见图4-18(b)、(c)〕。
图4-18放气装置
1—缸盖2—放气小孔3—缸体4—活塞杆
三、液压缸的设计和计算
液压缸是液压传动的执行元件，它和主机工作机构有直接的联系，对于不同的机种和机构，液压缸具有不同的用途和工作要求。因此，在设计液压缸之前，必须对整个液压系统进行工况分析，编制负载图，选定系统的工作压力(详见第九章)，然后根据使用要求选择结构类型，按负载情况、运动要求、最大行程等确定其主要工作尺寸，进行强度、稳定性和缓冲验算，最后再进行结构设计。
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
D?②以有杆腔作工作腔时
D?4Fmax
(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：
D??pI?d2?v?1
?v (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：
pI7MPa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。
另外，液压缸的结构尺寸还有最小导向长度H。
(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D80mm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： A?B
C=H-2 (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：
D??
2??δ≥????0.4pt????1.3pt??1??? (4-38)
在使用式(4-37)、式(4-38)进行校核时，若液压缸缸筒与缸盖采用半环连接，δ应取缸筒壁厚最小处的值。
(2)活塞杆直径校核。活塞杆的直径d按下式进行校核：
4F
d≥ (4-39)
式中：F为活塞杆上的作用力；［σ］为活塞杆材料的许用应力，［σ］=σb/1.4。
(3)液压缸盖固定螺栓直径校核。 液压缸盖固定螺栓直径按下式计算： 5.2kF????
d≥ (4-40)
式中：F为液压缸负载；Z为固定螺栓个数；k为螺纹拧紧系数，k=1.12～1.5,［σ］= σs/(1.2-2.5),σs为材料的屈服极限。
4.液压缸稳定性校核 活塞杆受轴向压缩负载时，其直径d一般不小于长度L的1/15。当L/d≥15时，须进行稳定性校核，应使活塞杆承受的力F不能超过使它保持稳定工作所允许的临界负载Fk,以免发生纵向弯曲，破坏液压缸的正常工作。Fk的值与活塞杆材料性质、截面形状、直径和长度以及缸的安装方式等因素有关，验算可按材料力学有关公式进行。
5.缓冲计算 液压缸的缓冲计算主要是估计缓冲时缸中出现的最大冲击压力，以便用来校核缸筒强度、制动距离是否符合要求。缓冲计算中如发现工作腔中的液压能和工作部件的动能不能全部被缓冲腔所吸收时，制动中就可能产生活塞和缸盖相碰现象。
液压缸在缓冲时，缓冲腔内产生的液压能E1和工作部件产生的机械能E2分别为：
E1=pcAclc (4-41)
1?Z???
E2=ppAplc+2mV-Fflc (4-42)
式中：pc为缓冲腔中的平均缓冲压力；pp为高压腔中的油液压力；Ac、Ap为缓冲腔、高压腔的有效工作面积；Lc为缓冲行程长度；m为工作部件质量；v0为工作部件运动速度；Ff为摩2
擦力。
式(4-42)中等号右边第一项为高压腔中的液压能，第二项为工作部件的动能，第三项为摩擦能。当E1=E2时，工作部件的机械能全部被缓冲腔液体所吸收，由上两式得：
Pc=E2/Aclc (4-43)
如缓冲装置为节流口可调式缓冲装置，在缓冲过程中的缓冲压力逐渐降低，假定缓冲压力线性地降低，则最大缓冲压力即冲击压力为：
2Pcmax=Pc+mυ0/2Aclc (4-44)
如缓冲装置为节流口变化式缓冲装置，则由于缓冲压力Pc始终不变，最大缓冲压力的值如式(4-43)所示。
范文四：液压缸的计算
液压缸的计算
3液压缸的设计及计算
3.1液压缸的负载力分析和计算
本课题任务要求设备的主要系统性能参数为:
铝合金板材的横截面积为400mm2
铝合金板材的强度极限为12kg/mm2
型材长度?1000mm
(1)工作载荷FR
常见的工作载荷为活塞杆上所受的挤压力，弹力，拉力等，在这里我们可得 铝合金板材所受的最大外力为:
F?A??0?4?10?4?120?106?48KN
(3-1) 式中 ?0----强度极限，Pa ;
A-----截面面积，m2 。
由上式得液压缸所受工作载荷约为48KN
(2)单活塞杆双作用缸液压缸作伸出运动时的一般模型如图3-1所示，其阻力F或所需提供的液压力可表示为
F?FL?Fa?Ff?F??Fp2
(3-2)
式中 FL-----作用在活塞上的工作阻力，N ;
Fa-----液压缸起动(或制动)时的惯性力，N ;
Ff-----运动部件处的摩擦阻力，N ;
———————————————————————————————————————————————
FG-----运动部件的自重(含活塞和活塞杆自重)，N ; F?-----液压缸活塞及活塞杆处的密封摩擦阻力，N ;通常以液压缸
的机械效率来反映，一般取机械效率 ?m?0.95;
Fp2-----回油管背压阻力，N。
在上述诸阻力中，在不同条件下是不同的，因此液压缸的工作阻力往往是变化的。因为此处液压缸只是作拉伸板材变形作用，故其运动速度较小，惯性力和摩擦阻力都较小，得
F?50KN (3-3)
3.2液压缸的液压力计算和工作压力选择
根据表4-3 根据负载选择压力，初选系统压力为8MPa
根据表4-5 液压缸速比与工作压力的关系，得出速比?
=1.33 d?(3-4) 式中 d-----活塞杆直径，mm ;
D-----液压缸内径，mm 。
根据表4-4 液压缸输出液压力，选择液压缸的内径D?140mm，
活塞杆直径d?70mm
F1?A1p?
F2?A2p??4D2p?F
(3-5) (D2?d2)p?F' (3-6) ?
4
式中 F1-----作用在活塞上的液压力(推力)，N ; F2-----作用爱活塞杆侧环形面积上的液压力(拉力)，N ; p-----进液腔压力(产生推力时液压缸无杆腔进液;产生拉力时有杆
———————————————————————————————————————————————
腔进液)，Pa ;
A1-----活塞(无杆腔)面积，m2 ;
A2-----有杆腔面积(活塞杆侧环形面积)，A2? D-----液压缸内径(活塞外径)，m ; d-----活塞杆直径，m ;
F-----被推动的负载阻力(与F1反向)，N ; F'-----
被拉动的负载阻(与F2反向)，N 。 因为本课题主要是拉力作用，所以用公式(3-5)得: ?4(D2?d2)，m2 ;
3.3液压缸综合结构参数及安全系数的选择
活塞外径D和活塞杆直径d是液压缸的基本结构参数，D与d的选择与液压缸的负载和速度要求相关;选择出适当的工作压力和供液流量满足负载和速度要求后，D和d可初步确定下来。除D和d外，液压缸的结构参数尚有活塞行程S、导向距离H和油口直径d等。液压缸的行程应根据工作需要设定，为简化制造工艺和节约制造成本，应采用标准化行程尺寸系列参数。为减小活塞杆伸出时与缸体轴线的偏斜，液压缸应有合理的导向长度。
3.4缸筒设计与计算
3.4.1缸筒与缸盖的连接方式
端盖分为前端盖和后端盖。前端盖将活塞杆(柱塞)腔封闭，并起着为活塞杆导向、密封和防尘之作用。后端盖即缸底一端封闭，通常起着将液压缸与其他机件的作用。
缸筒与端盖常见的连接方式有8种:拉杆式、法兰式、焊接式、内螺纹式、外螺纹式、内卡环式、外卡环式和钢丝挡圈式，其中焊接———————————————————————————————————————————————
式只适应缸筒与后端盖的连接。
3.4.2对缸筒的要求
缸筒是液压缸的主要零件，有时还是液压缸的直接做功部件(活塞杆或柱塞固定时);它与端盖、活塞(柱塞)构成密封容腔，用以容纳压力油液、驱动负载而做功，因而对其有强度、刚度、密封等方面的要求。
3.4.3缸筒的材料选择
缸筒的毛坯普遍采用退火的冷拔或热轧的无缝钢管，市场上已有内孔经过珩磨或内孔经过精加工的半成品，只需要按所要求的长度切割无缝钢管，材料有20、35、45号钢和27SiMn合金钢。
3.4.4缸筒的计算
本课题中液压缸承受压力负载，缸筒内径可根据下式求出:
D? (3-7)
式中 F2-----拉力负载(取最大值)，N;
p-----供液压力(假定回液压力为大气压)，Pa;
d-----活塞杆直径，m。
由于该式中活塞杆直径为未定值，可根据确定的速度比? 及将d2?D2???1?/? 代入可求D值，再进一步确定活塞杆直径d。D和d应圆整到标准系列尺寸值。
D??0.1055m 圆整取D?0.125m 在初步确定缸筒内径D后，下一步的工作是确定液压缸的壁厚? 。 当液压缸为薄壁液压缸(?/D?0.08 ),? 可按下式计算:
———————————————————————————————————————————————
??pmaxD
(3-8) 2?式中 pmax-----液压缸最高(或设计或额定)工作压力，MPa ; D -----液压缸筒内径(活塞外径)，m ;
???-----缸筒材料的许用应力，MPa 。
对于脆性材料，许用应力???可表示为
?????b
nb (3-9)
式中 ?b-----材料的抗拉强度或断裂强度(表4-13) ;
nb-----安全系数，通常可取n=5，见表4-14 。
????
因为?bnb?600?120MPa 5?
D?pmaxpD8?0.125?0.033?0.08所以??max??0.0042m?0.004m
2?2?2?120
通过上述计算，可得液压缸缸筒外径D1 为
D1?D?2?
(3-10)
D1?D?2??0.125?2?0.004?0.133m
3.4.5缸筒壁厚的验算
计算求得缸筒壁厚? 值后，还应进行一下4个方面的验算，以保证液压缸安全可靠的工作。
(1) 液压缸的额定工作压力pn 应低于一定的极限值，以保证工作安全，
———————————————————————————————————————————————
即pn?0.35?s?D12?D2?
D2 (3-11)
式中 D1,D-----液压缸外径和内径，m 或cm ;
?s -----缸筒材料的屈服强度，MPa 。
pn?8MPa
pmax?0.35?s?D12?D2?
D2?0.35?600??0.1332?0.1252?0.1252?27.740MPa
所以pn?pmax
(2) 为了避免缸筒工作时发生塑性变形，液压缸的额定工作压
力pn 应与塑性变形压力prL 有一定的比例关系:
pn??0.350.42?prL
(3-12) prL?2.3?slgD1
(3-13) D
D0.133prL?2.3?slg1?2.31?600?lg?37.341MPa D0.125
pn?0.35?prL?0.35?37.341?13.069MPa
因为pn?8MPa?13.069MPa
(3) 缸筒的径向变形量?D 值应该在允许范围内，而不能超过
密封件允许的范围:
?prD?D12?D2
?D??v?? (3-14)
E?D12?D2?
式中 pr-----液压缸耐压试验压力，MPa，取pr?20MPa ;
———————————————————————————————————————————————
E-----缸筒材料的弹性模数，MPa ;
v-----缸筒材料的泊松比，对钢材v?0.3 。
?20?0.125?0.1332?0.1252?prD?D12?D2
?D??v???0.3?????0.0003m 22E?D12?D22120000.133?0.125???
(4) 为确保液压缸安全的使用，缸筒的爆裂压力pE应大于耐
压试验压力pr
pE?2.3?blgD1
D?pr (3-15)
pE?2.3?D1
D?2.3?600?lg??0.133?
blg?0.125???37.179MPa?20MPa 所以缸筒壁厚符合哟求。
3.4.6缸筒底部厚度
缸底结构形式有四种:a. 平面缸底，有凹口，无孔; b(平面缸底，无口;
c(半椭球形缸底;
d(半环形缸底。
本课题选择b. 平面缸底，无口。
h?0.433 (3-16)
式中 D-----缸底止口外径，mm ;
d0-----油口直径, mm ;
p-----工作压力，MPa ;
???----材料许用应力安全系数(n?3 ),MPa 。
———————————————————————————————————————————————
h?0.433?0.433?125
15.248mm
3.4.7缸筒头部法兰厚度
选择螺钉连接法兰，法兰厚度h 为
h?(3-17)
式中 h-----法兰厚度，mm ;
F-----法兰受力总和，N ;F??
4d2p??d?42
H?d2?q ;
dcp----密封环平均直径，m ;dcp?
p-----工作压力，Pa; 1?d?dH? ; 2
d-----密封环内径，m ，d?0.1m ;
dH----密封环外径，m ，dH? ;
q-----附加密封压力，Pa ，若采用金属材料时，q 值即屈服极限点; D0----螺钉孔分布圆直径，m ;
???---法兰材料的许用应力，Pa 。
F??
4d2p??
42?d2?q??dH?4?0.1252?8?106??
4??0.13562?0.1252??8?106?115.5KN
dcp?11?d?dH????0.125?0.1356??0.1303m
22
———————————————————————————————————————————————
h?
??0.0101m圆整取10mm 3.4.8缸筒-缸盖的连接计算
缸筒与缸盖采用螺栓连接，螺纹处拉应力为
??4KF
(3-18) ?d12Z
螺纹处的切应力为
K1KFd02
(3-19) ??0.2d12Z
合应力
?n????
(3-20) 式中 K-----螺纹拧紧系数，静载时，取K?1.251.5 ，动载时，
取K?2.54 ; K1----螺纹内摩擦系数，一般取K1?0.12 ;
d0----螺纹外径，m ;
d1----螺纹内径，m ，采用普通螺纹时，d1?d0?1.0825t ; t-----螺纹螺距，m ;
Z----螺栓数量 ;
???---螺纹材料的许用应力，Pa ，?????s/n 。
这里选择6个d0?6mm,t?1mm 的螺栓。
d1?d0?1.0825t?0.006?1.0825?0.001?0.0049mm
4KF4?1.5?10?103
??2??132.57MPa ?d1Z??0.00492?6
2K1KFd00.12?1.5?10?103?0.0062 ———————————————————————————————————————————————
????0.0022MPa 220.2d1Z0.2?0.0049?6
合应力
?n??132.57MPa
?????s/n?500/2?250MPa
所以?n?132.57MPa?250MPa即?n????
3.5活塞组件设计
3.5.1活塞设计
(1)活塞的结构形式和密封件形式
活塞的密封件形式要根据液压缸的设计(额定)压力、速度和温度等工作条件来选择，而选择的密封件形式则决定了活塞的结构形式。
活塞常用的结构形式可分为整体式和分体(组合)式两种。整体式活塞要在活塞圆周上开沟槽以安装密封件和支承环，架构简单，件活塞加工困难，另外，密封件安装时也容易拉伤和扭曲，影响密封性能和密封件使用寿命。分体(组合)式活塞大多数可以多次拆装，密封件使用寿命长。在通常情况下，支承环是活塞件的不可缺少的结构原件，它不但可以精确雕像，还可以吸收活塞运动时随时产生的侧向力，因而大多数密封件都与支承环联合使用，大大降低了活塞加工成本。
(2)活塞的常用材料
活塞材料选用的依据主要从活塞结构形式来考虑。对于有支承环的活塞，常用20号、35号及45号优质碳素钢。对于未采用支承环的活塞多采用高强度铸铁HT200-300、耐磨铸铁、球墨铸铁及锡青铜、———————————————————————————————————————————————
铝合金，一些连续工作的高耐久性活塞外表面长烧锡青铜合金或喷镀尼龙等材料。
本课题选用分体式，其材料选用35号钢。
3.5.2活塞与活塞杆的连接结构
活塞与活塞杆的连接结构有多种形式，常见的有螺纹型，其优点是连接稳固可靠，活塞与活塞杆之间无轴向公差要求，缺点是螺纹的加工和装配比较麻烦。 还有焊接型，这在结构简单，施工比较方便，但不易拆除，而且，对活塞内外径、活塞杆直径及断面接合处的四个面的同轴度。垂直度要求较高。另外有卡环式， 这种结构简单，拆装方便，活塞借助径向间隙有少量浮动，不易卡滞，但活塞与活塞杆之间有轴向公差，该轴向公差会造成活塞与活塞杆的不必要的窜动。该种结构形式在低速液压缸中得到广泛使用。
3.5.3活塞杆设计
(1)基本结构
活塞杆有实心杆和空心杆两种，实心杆强度较高，加工简单，应用较多。空心活塞杆多用于活塞杆与缸径比值d/D较大的大型液压缸中，以减轻活塞杆的重
量，或用于缸筒带动工作机构的场合如机床中，或用于活塞杆必须带有传感器的伺服液压缸中。
本课题选用实心杆。
(2)活塞杆的材料和技术要求
实心活塞杆多采用优碳素钢冷拔料35号钢、45号钢、55号钢制———————————————————————————————————————————————
成，以减少切削加工。
本课题选用35号钢
(3)活塞杆外端(头部)结构形式
活塞杆外端是液压缸与负载的连接部位，结构形式有多种。活塞杆端部最常用的结构形式为螺纹式、单耳环式和带球铰的单式环式，螺纹的尺寸按表4-20选取。
(4)活塞杆的导向
在液压缸的前端盖的内部，安装有对活塞杆导向的导向套(环)和对缸筒有杆腔进行密封的密封件及防止活塞杆内缩时将灰尘、水分和杂质带入密封圈的防尘圈。
1) 导向套(环式)的结构形式
活塞杆的导向的结构形式有三种:无导向套(环)、金属导向套(环)和非金属导向套(环)。
本课题选用金属导向套。
2) 导向套(环)的长度
导向支承长度是端盖长度减去防尘圈沟槽的长度值后的剩余部分。
3) 导向套(环)的材料和加工要求
导向套(环)外圆与端盖内孔配合多为H8/f7，内孔与活塞杆的配合多为H9/f9。
(5)活塞杆的密封与防尘
活塞杆处的密封圈和防尘圈都是标准零件，密封圈的方程圈沟槽———————————————————————————————————————————————
的设计要符合国家标准的规定。
3.5.4活塞杆及连接件强度校核
(1)活塞杆的直径d d
在液压缸中，如果液压缸速度有速度比? 要求，活塞杆直径d 可根据液压缸内径(活塞外径)D 按下式求出
d?(3-20)
式中 d-----活塞杆直径，mm ;
D-----液压缸内径，mm 。
d???62.26mm (2)活塞杆强度校核
活塞杆在稳定工况下，如果只受轴向拉力或推力，可近似按直杆承受拉压载荷的简单强度计算公式进行校核计算:
??4F????
(3-21) ?d2
式中 F-----活塞杆输出力，N ;
?-----活塞杆应力，Pa ;
d-----活塞杆直径，m ;
???---材料的许用应力，Pa ;?????s/n ;
?s----材料的屈服强度，Pa ;
n-----安全系数，n?24 ，一般取n?1.4 。
4F4?50?103
??2??16.42MPa ?d??0.062262
?????s/n?600/2?300MPa ———————————————————————————————————————————————
所以?????
(3)活塞杆轴肩、螺纹及卡环(键)强度
活塞杆轴肩挤压强度按下式计算:
??
F?22?d?2c2???d2?2c1??4??????
(3-22)
式中 ?-----活塞杆轴肩挤压应力，Pa ; F-----活塞杆作用力，N ; d-----活塞杆直径，m ; d2-----活塞孔内径，m ;
c1-----活塞孔部倒角，m ;
c2-----活塞杆轴肩倒角，m ;
???----轴肩的许用应力，Pa 。 ??F
?22?d?2c2???d2?2c1??4???50?103?22?0.06226?2?0.001???0.056?
2?0.001??4???238.19MPa所以?????
3.4液压系统设计
3.4.1液压系统设计图
在绘制液压系统图的过程中应力求系统的结构简单。注意各元件间的联系。避免无动作发生，既要减少能量损失，还要提高系统的工作效率。为了便于液压系统的维护和检测，本系统中要安装必要检测元件(如压力表，温度计)。各液压元件尽量采用国家标准件。在图中要按国家标准规定的液压元件职能符号的常态位置绘制，对于自行设计的非标准元件可用结构原理图绘制，系统图中应注明各液压执行元件的名称和动作，注明各液压元件的序号及各电磁铁代号，并附有———————————————————————————————————————————————
电磁铁，行程阀及其他控制元件的动作表。基于以上准则，本设计的液压系统图拟定如下图所示
图3-1 液压系统图
表3-1 液压工作图
3.4.2液压泵与电动机的选择
(1)液压泵选择 液压泵是将机械能转换为液压能的能量转换装置。贼液压系统中，液压泵作为动力源，向液压系统提供液压能。
确定液压泵的最大压力
其中
损失，取
其中
所以————从液压泵出口到液压缸或液压马达入口之间总的管道为0.3MPa ————-液压缸最大压力
在本设计中，因其径向载荷小，结构简单，而选择用定量叶片泵，这样也可以使运动中的噪音降低，流量脉动小。根据表23.5-20[9]选取
YB1-16,
其技术规格为: 排量:16ml/r
额定压力:6.3Mpa
转速:960r/min
重量:8.7Kg 驱动功率:2.2KW p 图3-2 液压泵
———————————————————————————————————————————————
其外型尺寸为: L---184mm L1---98mm L2---38mm B---45mm
B1---20mm H---140mm S---110mm D1--?90mm
D2---?128mm d---?20h6 d1---?11mm C---5mm t---22mm b---5mm Z1----21mm
其符号含义参表23.5-20[9]
(2)电动机的选择
电动机是液压泵的驱动机，该机械的电动机工作状态为负载平稳，
生产机械工作状态为短时，故根据表40.1-27[9]，可选取笼型异步电
动机，考虑到传动中的效率损失，所以选取的电动机功率应大于液压
泵的驱动功率，查附表40-4[9]，所以选用电动机型号为J02-41-6其技
术数据为:
额定功率:3KW 额定起动电流:6.5A
满载时电流:7.07A 额定起动转矩:1.8
满载时转速:960r/m 额定最大转矩:1.8
满载时效率:82.5% 重量:63Kg
电动机外形及安装尺寸:机座号11，安装结构形式A101型
A---140 B---100 C---56 D---18 E---40 F---5 G---14.8 H---90 K---11 b---180 b1---140 h---185 l1----295 单位:mm (符号意义参考附表40-5[9])
(3)电动机与液压泵传动方式
由于电动机额定转速为960r/min，液压泵的转速也为960r/min，
———————————————————————————————————————————————
可考虑不用齿轮，带传动等方式，而直接用联轴器连接。由于安装技术方面等原因，电动机轴线与液压泵回转轴线的同轴度难以保证，故采用弹性联轴器，根据电动机轴的直径为18mm，液压缸轴直径为20mm，查表6-2-22[9]得，可利用TL型弹性套柱销联轴器，利用套有弹性套(橡胶材料)的注销承受转矩，补偿两轴相对位移。
查表得:
联轴器
D---95 C---30 S---4 A---35
转动惯量0.002 重量1.9 公称转矩31.5N.M 许用转速6300r/m 校核:
(3-21)
所以安全。
3.4.3油管的选择(吸油管)
液压系统中的油管，虽然选钢管不宜弯曲，且装配也比较困难，可采用紫铜管，但紫铜管成本较高，而且抗振能力较弱，也容易使油氧化。承受的压力也较低，所以相比之下，还是采用钢管为本液压系统中的油管。
油管内径的确定:
液体流量: (3-22) 所以
因为
所以管子壁厚为2mm，管接头螺纹为M33x2，管子外径为34mm,查表37.9-2，最小曲率半径为100mm，支架最大距离为800mm。 ———————————————————————————————————————————————
根据公示37.9-1[9]压油管可略细点，公称直径为?20mm，管接头螺纹为M27x2,管子接头采用焊接式，直通管接头按装配需求按标准选取，其他接头亦同。
3.4.2控制阀的选取
在本设计中，控制用到了:溢流阀，三位四通阀，二位二通阀，节流调速阀。根据其流量，压力等选取的各阀代号为:
溢流阀:Y-25
二位二通阀:220 三位四通阀:4WE5E10/AZ4
单向节流调速阀:QI-25
其技术规格分别为:
溢流阀:流量25L/min，接口尺寸:管式Z3/8，压力:最大6.3MPa 最小0.5MPa 卸荷:0.15MPa ，阀径:?16mm，工作压力:25MPa,额定流量:15L/min,电源电压:50HZ 200V，极限条件:环境温度50C 线圈温度150C，开关频率:7200次/h,换向时间0.07S，电压:220V，阀行程:5mm
度到70度，粘度范围 :2.8到380
量: 三位四通阀:通径:5mm,电磁铁类型:湿式，介质:矿物油，温度范围:-30二位二通阀:流量:25L/min，压力:6.3MPa，压力损失:
节流调速阀:流量:25L/min，最小流量:0.07L/min, 接口尺寸:管式Z3/8,压力:0.5到6.3MPa，压力损失:
量:45Kg ，单向阀压力损失:，重
———————————————————————————————————————————————
3.4.4液压介质的选取 Qpn (3-23) ，泄漏
由于本机械对液压介质没有提出要求，故按一般情况，选用普通液压油，其
运动粘度值为(40?C)40
运动粘度:41.4----50.6
27----33
粘度系数》90 ,其产品代号为YA-N46。其质量指标为: (40?C) (50?C)
闪点(开口):》170?C，凝点:《-10?C
抗氧化安定性:》1000h(酸值达2mgKOH/g)
防锈性:无锈(蒸馏水法)
临界载荷:》600N
3.4.4滤油器的选择 抗泡沫性:起泡《50?C，消泡《0，抗磨性:800N
滤油器的作用在液压系统中，滤除外部混入或者系统运转中内部产生的液压油中的固体杂质。使液压油保持清洁，延长液压元件的使用寿命，保证液压系统工作的可靠性，一般滤油器过滤精度用从液压油中过滤掉杂质的颗粒大小表示，一般分粗滤油器(100?m)，普通滤油器(10--100?m)，精滤油器(5--10?m)，特精滤油器(1--5?m)，系统压力越高，过滤精度也越高。
滤油器在液压系统中的安装位置也有多种。
(1)安装在液压泵吸油管上，这种方式要求滤油器有较大的通———————————————————————————————————————————————
油能力和较小器，主要保护液压泵。
5一般要求在3.5?10MPa以下。 550.1?10MPa0.2?10MPa，多数情况采用精度较低的网式滤油的阻力，不超过~(2)安装在液压泵的压油路上。可以保护液压泵以外的其他液压原件，阻力
(3)安装在回油路上
油器的选择应考虑以下几点:
B(过滤精度满足设计要求。
C(滤芯具有足够强度。 (4)安装在单独的过滤系统上，这种方式一般用于大型液压系统。另外，滤A(具有足够的通油能力，压力损失小。
D(滤芯抗腐蚀性好，能在规定温度下长期工作。
E(滤芯的更换，清洗及维护方便。
按经验公式:滤油器通油能力大于实际通油的2倍以上，得:
Q?2Q实=2?1536L/min.=3072L/.min
(3-24) 滤油器拟装在吸油管路中，选用网式滤油器，因其具有结构简单，通油能技术规格如下:
过滤精度:180?m
压力损失:《0.01MPa 力强，阻力小，易清洗等优点。查表37.10-4[9]，可选用网式滤油器WU-63*180，m
流量:63L/min
通径:25mm
链接形式:螺纹联接
———————————————————————————————————————————————
3.4.5油箱的设计
设计油箱应考虑以下几点:
(1)油箱须有足够大的容积，以满足散热要求，停车时能容纳液压系统中所有的油，而工作时又保持适当的油位要求等
(2)吸油管及回油管应插入最低油位下，管口一般与油箱低，箱壁的距离不小于管径的3倍，吸油管应安装滤油器，回油管口斜切45度角并面向壁，以防止回油冲击油箱底部沉淀物。
(3)吸油管和回油箱距离尽可能远一些，中间要设置隔板，使油液在油箱中流动的速度缓慢一点，时间长点，这样有利于提高散热，分离空气及沉淀杂质的效果。
(4)为了保持油液清洁，油箱应有密封的顶盖，顶盖设有带滤油网的注油孔及带空气滤清器的通气孔。(一般由一个空气过滤器来完成，油箱底具有一定的倾角，最低处放油阀)
空气滤清器它包括空气滤清装置和注油过滤网，根据过滤器的过滤精度，来选择空气滤清器。油过滤器精度为180?m，空气滤清器精度应适当高一些，油过滤精度125?m，空气过滤精度为0.279mm，型号为EF3-40,其外形尺寸及技术规格性能为
加油流量:21L/min
空气流量:170L/min
油过滤面积:180cm2
空气过滤精度:0.279mm
油过滤精度:125?m
———————————————————————————————————————————————
螺钉(四只均布):M5*14
A—120mm B—55mm a--?55mm b--?66.5mm c---?80mm
(注代号意义参照表37.10-33[9])
本设计中，只计泵的效率损失，其他不记，叶片泵的效率为0.8
故系统发热量为
H?0.8P?(1?0.8)?3?600W
(3-25) A?H600=?1.4m2
(3-26) Kt15?30
设油箱长比宽比高为1:2:3，则边长分别为
a,b,c(m)
L? ??0.27m (3-27)
所以得:a=0.27m b=0.54 c=0.81m
考虑到多方面原因，圆整上列数据，此邮箱长350mm，宽650mm,高900，油压面高度为720mm，详细参见下图。
图3-3 油箱
3.5本章小结
在这章的设计中，主要是设计了液压系统和其中一些元件的选择，在选择的过程中，充分的考虑了本设计机构的实际工作情况，在与其相结合的情况下，进行了元件的选型和液压缸的设计。在设计系统中，也是考虑到了实际机器运动状况后，拟定了运动路径。
4 小车的工艺整体设计
4.1小车整体结构描述和支承表示
———————————————————————————————————————————————
小车在本设计中因工件长度的不同而要求在主导轨上移动，且在工作时需要固定，为了满足这一要求，利用挂钩钩在导轨上的横杆，以实现小车的固定。小车车体采用钢板焊接件，底板采用厚27mm的A3钢板，立板分别为厚27mm和8mm,为了能使装载小车上的机械手能转动，在小车上装一转轴，直径为30mm，其中心高(至轮子中心)为220mm。由于主要承受轴向力，故在立板上分别焊上厚为10mm，9mm的板加强强度。轴能转动，且又要承受较大的轴向力，最佳的办法是采用推理球轴承。运用类比法，本设计采用推力球轴承为8406GB301-84，又因机械手具有一定的自重，推理球轴承不能承受径向力，所以在轴承前装一支撑，以分担径向力，支承的材料为锡青铜。转轴后端要在支座中镶入材料为ZG35GM。轴瓦的支座支承为使轴能转动，所以在推力球轴承与后支座之间装入一铸钢做的手轮。用圆锥销10*70GB117-76与转轴相连，同时也使得转轴上的轴向力作用在轴承上。
图4-1 小车轴承图
4.2小车车轮设计
车轮采用整体式，其外径为Φ60，材料为ZG42SiMn,Φ60外表面表面淬火HRC45-53。Φ60外表面与导轨相接触。Φ80的侧面与导轨内侧面相接触，起限制小车径向移动的作用。车轮轴Φ30，材料为45号钢，并调制处理。车轮轴支座采用铸钢件，与车身采用焊接方式连接。在支座中镶入材料为ZG35GM的轴瓦。
轴与轴瓦内径采用有较大间隙的配合，轴与轮子内径的配合采用———————————————————————————————————————————————
过盈配合，配合代号为。这样就使得小车移动时，因轮子与轴是过盈配合，轮子带动轴与轴瓦中存在间隙，故轴能自由转动，为了限制轴的轴向移位，可在一支座上拧入一小的尖头螺钉，且在轴上开一小槽，起到轴向定位的作用，其结构如图
4.3小车尾部挂钩设计
小车尾部挂钩采用铸钢件，挂钩装入支座内，支座与车身用M10的螺栓连接，挂钩尺寸图见下图，挂钩参照起重机挂钩尺寸 HN 图4-2 车轮图
图4-3 挂钩左视图
图4-4 挂钩俯视图
4.4各部件的校核
4.4.1销的校核与选型
因为这里是销的作用是起到定位,所以这里选择了圆锥销,然后根据国标,选择了GB/T117-2000系列,因为其有1:50的锥度靠过盈与绞制孔配合,安装方便,可多次拆装.定位精度比圆柱销高,受横向力时,能自销,但受力不及圆柱销均匀.其制造方便,为便于装拆,使用时,销两端一般生出零件.有A,B两型.主要用于定位,也可用于固定零件,转递动力.多用于经常拆卸的场合.
这里根据轴选择GB/T117 10x70，销的材料通常为35，45钢，并进行硬化处理，其许用切应力[?]=80MPa，许用挤压应力[?]=100MPa，热处理后硬度为30到36HRC。
根据具体情况，这里的受力大多为圆锥销所承担。故这里对销的———————————————————————————————————————————————
校核也非常重要。在这里对圆锥销进行剪切应力的校核。
根据公示得
(4-1)
所以得，安全。
4.4.2轴瓦结构
轴瓦是滑动轴承中重要的零件，它的结构设计是否合理对轴承性能影响很大。有时为了节省贵重金属合金材料或者由于结构上的需要，常在轴瓦的内表面上浇铸或轧制一层轴承合金，轴承衬。轴瓦应具有一定的强度和刚度，在轴承中定位可靠，便于输入润滑剂，容易散热，并且装拆，调整方便。为此，轴瓦应在
(1)轴瓦的形式和构造 外形结构上，定位，油槽开设和配合等方面采用不同形式以适应不同的工作要求。
常用的轴瓦有整体式和对开式两种结构
整体式轴瓦按材料和制法不同，分为整体轴套和单层，双层或多层材料的卷制轴套。非金属整体式轴瓦可以是整体非金属轴套，也可以是在钢套上镶衬非金属材料。
另一种为对开式，对开式轴瓦有厚壁轴瓦和薄壁轴瓦之分。薄壁轴瓦由于能用双金属板连续轧制等新工艺进行大量制造，故质量稳定，成本低，但轴瓦刚性小，装配时不能修刮轴瓦内圆表面，轴瓦受力后，轴瓦受力后，其形状完全取决与 轴承座的形变状，因此，轴瓦和轴承座均需精密加工。在这里本设计的情况达不到要求。
所以我们在这里选择了厚壁轴瓦。厚壁轴瓦用铸造的方法获得?? ———————————————————————————————————————————————
图4-5 轴瓦轴承图
4.5小车总图
图4-6 小车示意图
4.6本章小结
在这章的设计中，我参考了其他工具和类型的小车，然后结合一些简单的知识和原理，设计了这辆小车。而小车尾部的挂钩也是这样，参考了起重机，电缆的挂钩，将他们相结合自己设计了这个挂钩。
5 导轨及机架的设计
5.1导轨的设计
参照其他机器，导轨可采用热轨轻型工字钢12QGBT06-65。因需校值的工件最长为13m，且导轨上要安装液压缸，小车等零部件，故导轨设计长为16m，导轨(工字钢)无此规格，导轨需连接而成，采用螺栓连接，结构如图所示，螺栓尺寸为GB5780-86-M12*50，两导轨需要平行布置，不得有大于0.5mm的误差存在。这两根导轨间，垂直的布置直径为Φ30mm的杆，间隔为500mm，其两端加工出M24的螺纹，杆全长380mm，其两端螺纹各长24.7mm，用螺母与导轨固定，螺栓总布置25根(从导轨末端20mm处开始)，在导轨头端，安装一钢板，来安装液压缸。尺寸为1500?420?25(长?宽?高)。用螺栓与导轨连接。选择的螺栓为GB30-76-M12?50,均布6只。
图5-1 轨道图
5.2支架的设计
机架采用热轧普通工字刚126，其长为526mm，两端头分别焊接———————————————————————————————————————————————
420?140?27与420?300?27的钢板。机架与导轨用M12的螺栓连接。机架底部用地脚螺栓与地基固定。地脚螺栓型号为
AM20?200JB/ZQ4363-86机架间隔900mm,共用16只支架。机构见下图。
综上所述，在本机构中，车间地基平面到导轨平面的距离为700mm，总长度
为16000mm，本机器能校值的工件的最大长度为《14000mm,导轨间距离为270mm(内侧)。
图5-2 支架
5.3螺栓组的校核
在这里的螺栓组的作用重要，因其承担了整个液压缸和小车与工件的整个重量，为导轨的连接也承受了部分拉力，所以在这里对螺栓组的校核变的至关重要。因为这里的螺栓为对称结构的布置，故我们选取其中的一段作为研究对象。这样能简化我们的运算，也方便我们的校核。
(1)螺栓组机构
结构如上图，这里取这一段的螺栓数为4，对称布置。
(2)螺栓的受力分析
a.在总载荷F?的作用下，螺栓组连接承受以下各力和倾覆力矩的作用: 轴向力(F?的水平分力F?h，作用于螺栓组中心，水平向右)
(5-1)
———————————————————————————————————————————————
横向力(F?的垂直分力F?v，作用于结合面，垂直向下)
(5-2)
倾覆力矩(顺时针方向)
b.在轴向力F?h的作用下，各螺栓所受的工作拉力为
c.在倾覆力矩M的作用下，上面两螺栓受到加载作用，而下面两螺栓受到减载作用，故上面螺栓受力较大，所受载荷按式确定
故在上面的螺栓所受的轴向工作载荷为:
d.在横向力F?v的作用下，底板连接接合面可能产生滑移，根据底板接合面不滑移的条件
由表5-5[5]查得接合面间的摩擦系数f=0.16，取
是Ks=1.2，则各螺栓所需的预紧力为
e(上面每一个螺栓所受的总拉力F2按式得
(3)确定螺栓直径
选择螺栓材料Q235，性能等级为4.6的螺栓，查表得材料屈服极限?s=240MPa，安全系数S=1.5，故螺栓材料的许用应力为 ?
(5-3) (5-4) (5-5)
(5-6) (5-7)Cm=0.8，取防滑系数Cb?Cm(5-8) (5-9)
(5-10)
根据式求得螺栓危险截面的直径(螺纹小径d1)为
(5-11)
所以选择的GB/T5780，螺纹公称直径=12mm完全安全所以可以———————————————————————————————————————————————
使用。
5.4本章小结
本章设计的是支架和导轨，在不同的材料和导轨比较后，最终还是选择最常用的工字钢作为导轨，机构简单，计算方便。
参考文献目录
[1] 王积伟. 液压与气压传动. 机械工业出版社 2008
[2] 王知行. 机械原理和零件. 高等教育出版社 2006
[3] 刘鸿文. 理论力学. 高等教育出版社 2004
[4] 钱可强. 机械制图. 高等教育出版社 2005
[5] 安琦，顾大强. 机械设计手册. 科学出版社 2006
[6] 崔甫. 矫直理论与参数计算第二版. 北京:机械工业出版社 1992
[7] 朱伯驭. 弹塑性力学第一版.北京:科学出版社 1990
[8] 余同希，章亮炽.塑性弯曲理论及应用第一版.北京:科学出版社 1987
[9] 中小型液压机设计计算 天津市锻压机床厂编 第一版天津:天津，人民出版社 1977
[10] 刘鸿文. 材料力学. 第二版北京:高等教育出版社 1982
[11] 蔡春源主编.机电液设计手册(中). 北京:机械工业出版社 1997
[12] 薛定宇. 反馈控制系统设计与分析— Matlab语言应用第一版. 北京:清华大学出版社 2000
———————————————————————————————————————————————
[13] 顾树生，王建辉.自动控制原理. 第三版.北京:冶金工业出版
社 2001(9)
[14] 韩璞，朱希彦. 自动控制系统数字仿真第一版. 北京:中国
电力出版社，1996
[15] 李福义. 液压技术与液压伺服系统. 第一版.哈尔滨:哈尔滨
工程大学出版社 1992
[16] 程卫国，冯峰，王雪梅，刘艺. Matlab5.3 精要、编程及高
级应用第一版. 北京:机械工业出版社 2000
[17] 李永东. 油水井套管损坏的断裂力学机理的研究. 哈尔滨
工程大学博士论文 2001
[18] 束德林.金属力学性能. 第一版.北京:机械工业出版社
1987
[19] 钦明浩，张向军，蒋守仁，徐业宜. 轴类零件校直理论分析.
合肥工业大学学报. 1996
[20] 弓海霞，闰通海，王进礼. 钻杆校直的理论研究. 哈尔滨工
程大学学报.2002
[21] Shi,Jingyu.Principals tresscontourforn onlineare
lasticdeformations.Quarterlyo fA ppliedM athematics. 1994，52(3)
[22] Tipton,S .M.C oiled-tubingd eformationm echanics:d
iametralgr ow th an d elongation.S PE Production&Facilities.
199 8 ，1 3( 3)
[23] Hanson,B. R. S chwankl,L. J. Errora nalysisof flowmeter me
———————————————————————————————————————————————
asu re me nt s.Journalo fI rrigationa ndD rainageE ngineering. 199 8, 12 4( 5)
[24] Restrepo,Jose I.How harmfulis cold bending/straighttening of reinforcing bars?.Concrete international.
199 9 ，2 1( 4)
[25] Winkler,H anspeter.Three-dimensionald is tortionc orrection Applie dtot omographicr econstructionso fsectioned
crystals.Ultramicros copy.1996,63 (2 )
[26] Koike,S ekiya.M otiona ndf orcec ontrolo fa m anipulatoru sing t askcoor dinatess ervo (Suggestionof controll awand nalysis of stability).NipponK ikaiG akkaiR onbunshu,C
Hen/Trans ac tionso ft heJ apanS ocietyo fM echanicalE ngineers, Par t C . 19 94 ,60 (5 75)
[27] Hyu n, J .H .O ptimizationo feedbackg ainsf ora h ydraulic Servo system by genetic algorithms. Proceedings of the Ins t itutio n of MechanicalE ngineers. Part I, Journalo f Sys te ms & Co ntrolE ngineering.1998,212(5)
———————————————————————————————————————————————
范文五：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
P =F
式中：
F ——作用在活塞上的载荷，N A ——活塞的有效工作面积，m
2
A
Pa
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 max ≤1. 5P 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：P r ≤1. 5PN 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： 由于V
Q =V
L/min
=νAt ?103 L 则 Q =νA =
π
4
D 2ν?103 L/min
对于单活塞杆液压缸： 当活塞杆伸出时
Q =
π
4
4
D 2ν?103
当活塞杆缩回时 Q =式中：
π
(D 2-d 2) ν?103
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：
v 2D 2
?= =2
2
v 1D -d
式中：
v 1——活塞杆的伸出速度，m/min； v 2——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： 活塞杆缩回时的理论拉力： 式中：
A 1——活塞无杆腔有效面积，m ； A 2——活塞有杆腔有效面积，m ；
22
6
F 1=A 1p ?10=
π
4
D 2p ?106 N (D 2-d 2) p ?106 N
6
F 2=F 2p ?10=
π
4
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： L k =式中：
π2EI
F k
mm
F k ——活塞杆弯曲失临界压缩力，N ；
E ——材料的弹性模量。钢材的E=2.1X105MPa ； I ——活塞杆横截面惯性矩，mm ；圆截面 I =
4
πd 4
64
=0. 049d 4。
将上式简化后 L k ≈320
d 2F k
mm
由于旋挖钻机液压缸基本上是一端耳环、一端缸底安装，所以油缸的最大计算长度（安全系数取3）
d 2
L k =208. 4
D P
式中：
P ——油缸的工作压力； 油缸安装形式如图1。
图1 液压缸安装形式
d 2
L=L k =208. 4
D P
行程 S =
1
(L -l 1-l l ) 2
6、液压缸主要参数
A. 液压缸产品启动压力
起动时，记录下的油缸起动压力为最低起动压力. 判断基准起动：压力<0.6mpa。 b.="">
输入额定压力1.3~1.5倍的压力, 保压5分钟, 测定经活塞泄至未加压腔的泄漏量。 C. 外泄漏
全程往复运行多次, 观察焊接各处及活塞杆密封处及各结合面处的漏油、挂油、带油。
D. 耐压
输入额定压力1.3~1.5倍的压力, 保压5分钟. 所有零件均无松动、异常磨损、破坏或永久变形异常现金蝉脱壳的外渗漏现象。 E. 缓冲
调整溢流阀使其试验压力为公称压力的50%，使液压缸作全行程动作，同时，观看缓冲效果和缓冲长度。
第二部分 缸筒计算
1、缸筒结构
缸筒结构见表2。
表2 缸筒结构
2、缸筒材料
缸筒材料要求有足够的强度和冲击韧性，对焊接缸筒还要求有良好的焊接性能，缸筒主要材料有，45、27SiMn 。缸筒毛坯采用退火的冷拔或热扎无缝钢管。缸筒材料无缝钢管的机械性能见表3。
表3 缸筒材料无缝钢管的机械性能
3、缸筒计算
缸筒要有足够的强度，能长期承受最高工作压力及短期动态实验压力而不致产生永久变形；有足够的刚度，能承受侧向力和安装的反作用力而不致产生弯曲；内表面与活塞密封件及导向环的摩擦力作用下，能长期工作而磨损少。
A 、 缸筒内径
当油缸的作用力F(F 1推力、F 2拉力) 及工作压力p 压力为已知时， 则无杆腔的缸筒内径D 为 D = 有杆腔的缸筒内径D 为 D =
4F 1
?10-3 m p π
4F 22
+d m 6
p π?10
最后将以上各式所求得的D 值，选择其中最大者，圆整到标准值。 B 、 缸筒壁厚δ0
在不考虑缸筒外径公差余量和腐蚀余量的情况下，缸筒壁厚可按下式计算
δ0≥
式中：
p max D
m
2. 3σp -3p max
p max ——缸筒内最高工作压力，MPa ；
σp ——缸筒材料的许用应力，MPa ；
最后将以上式所求得的δ0值，圆整到标准值。 对最终采用的缸筒壁厚应作三方面的验算
额定工作压力p n 应低于一定的极限值，以保证工作安全：
p n ≤0. 35
式中：
σs (D 12-D 2)
D 1
2
MPa
D 1——缸筒外径；
额定工作压力也应与完全塑性变形压力有一定的比例范围，以避免塑性变形的发生： p n ≤(0. 35~0. 42）p rL p rL ≤2. 3σs lg 式中：
D 1
D
p rL ——缸筒完全发生塑性变形的压力，MPa ；
最后还需对缸筒径向变形量?D 进行验算，如果径向变形量?D 超过密封件允许范围，液压缸就会发生内泄。
2
?P r D ?D 1+D 2
2? m ?D =+v 2 ?E ?D 1-D ?
式中：
v ——缸筒材料泊松比，v =0.3；
C 、缸筒螺纹
缸筒与缸头部分采用螺纹，压桩机液压缸一般采用内螺纹连接，螺纹处的强度计算： 螺纹处的拉应力 σ=
螺纹处的剪应力 τ=
合成应力 σ合=式中：
F ——缸筒端部承受的最大推力，N ； D ——缸筒外径，m ；
2
、+3τ2≤
4KF
π(D 2-d 12)
?10-6 MPa
K 1KFd 00. 2(D 3-d 1)
3
?10-6 MPa
σb
n 0
d 1——螺纹大径，m ；
K ——螺纹连接的拧紧系数，不变载荷取1.25～1.5，变载荷取2.5～4；
K 1——螺纹连接的摩擦因数，一般0.07～0.2，平均取0.12；
σb ——材料的抗拉强度，MPa ；
n 0——安全系数，取3～5。 D 、 缸筒技术要求
缸筒技术要求如下：
a) 缸筒内孔一般采用H8级公差，表面粗糙度一般在0. 2μm 左右； b) 缸筒内径的锥度、圆柱度不大于内径公差的三分之一； c) 缸筒直线度公差在1000mm 长度上不大于0.1mm ； d) 缸筒端面对内径的垂直度在直径100mm 上不大于0.04mm 。
为便于装配和不损坏密封件，缸筒内孔口应倒20°角，宽度根据内径大小来选取。通往油口的内孔口必须倒角或开避让槽，过度处需抛光，以免划伤密封件。缸筒上有焊接件时，都必须在半精加工前进行，以免精加工后焊接引起内孔变形。
总之，缸筒是液压缸的主要零件，它与缸头、缸底、油口等零件构成密封容腔，用以容纳压力油液，同时它还是活塞的运动“轨道”。设计液压缸缸筒时，应该正确确定各部分的尺寸，保证液压缸有足够的输出力，运动速度和有效行程，同时还必须有一定的强度，能足够以承受液压力、负载力和意外的冲击力；缸筒的内表面应具有合适的配合公差等级、表面粗糙度和形位公差，以保证液压缸的密封性、运动平稳性和耐用性。
第三部分 活塞杆计算
1、 活塞杆结构
活塞杆一般采用实心杆，跟杆头耳环采用焊接或螺纹连接的形式。
2、 活塞杆材料
一般用中碳钢，调质处理。在旋挖钻机液压缸中大多数采用45钢, 在受力特别大的情况也可采用高强度合金钢。活塞杆材料的机械性能见表4。
3、 活塞杆的计算 A 、慨述
活塞杆是液压缸传递力的重要零件，它承受拉力、压力、弯曲力和震动冲击等多种力，必须有足够的强度和刚度。
B 、活塞杆杆径计算
旋挖钻机液压缸一般都是差动缸，其活塞杆直径d 可根据往复运动速比来确定： d =D 式中：
D ——液压缸缸径，m ；
?-1
m ?
?——液压缸活塞往复运动时的速度之比；
计算出活塞杆直径后，应将尺寸圆整到标准值并校核其稳定性。
C 、活塞杆的强度计算
压桩机液压缸工作时，活塞杆承受的弯曲力矩很大，则按下式计算活塞杆的应力。 式中：
F ——活塞杆的作用力，N ； A ——活塞杆横断面积，m ；
M ——活塞杆承受的弯曲力矩，N ?m ； W ——活塞杆断面模数，m 。
活塞杆与活塞一般都靠螺纹连接，所以都设有螺纹、退刀槽等结构。这些部位往往是活塞上的危险截面，也要进行计算。当活塞各参数确定好后，可以对活塞杆进行三维建模，利用有限元分析软件对活塞杆进行应力分析。
32
σ=
?F M ?
+??10-6≤σp ?A W ?
D 、 活塞杆技术要求
活塞杆技术要求如下：
a) 活塞杆在导向套中滑动，一般采用H8/f7配合。太紧了，摩擦力大，太松了，容易
引起卡滞现象和单边磨损；
b) 其圆度和圆柱度不大于直径公差的三分之一，. 外圆直线度公差在1000mm 长度上不
大于0.02mm ；
c) 安装活塞的轴劲与外圆的同轴度公差不大于0.02mm, 轴肩端面与活塞杆轴线的垂直
度公差不大于0.04mm/100mm，以保证活塞安装后不产生歪斜；
d) 活塞杆外圆粗糙度一般在0. 2μm 左右，太光滑了，表面形成不了油膜，反而不利于
润滑；
e) 活塞杆表面需进行镀铬处理，镀层后（0.04～0.05）mm, 镀铬前活塞杆表面需要高
频淬火处理；
f) 活塞杆端的螺纹和缓冲柱塞也要保证与轴线的同轴度。
便于装配和不损坏密封件，活塞杆安装缸头的一端倒20°角，宽度根据内径大小来选取，过度处需抛光，以免划伤密封件。台阶尖角处需到圆。
