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毕业设计(论文)乳化液的混合装置mixing device of emulsion 摘要本文简要介绍了乳化液混合装置的结构和特点，重点对乳化液自动配比装置的性能指标及各部分组成做了阐述。乳化液对于我国煤矿开采起到了决定性作用，因为乳化液是采煤设备的传递介质，所以乳化液的温度、ph值和皂化值等都会影响它的性能，而尤其乳化液的配比浓度影响更大。本文也着重分析了传统的乳化液配制方法以及目前的一些配制方法，总结每一种方法的优缺点，不断的创新，并且在最后也提出了一种新的配制方法。在这次设计中，我们没有采用传统方法中的手控配液方式中的截止阀，而是选择了浮球阀，因为手控配液方式中的截止阀不能自动根据乳化液的液位高度来重新配制乳化液，只能手动来控制，这种方法操作繁琐，不能准确的乳化液浓度。在将乳化液注入乳化液箱时，乳化油就能和中性水自动混合在一起，操作人员可以根据自身的实际需要在适当的时候调节浓度，操作简便，配比稳定，并且增加了该装置的使用寿命，节约了成本。本次设计研究的任务及目标：设计溶液自动配比装置的功能实现方案，包括传动系统的设计，液压系统的设计，搅拌装置的设计，原动机的类型和具体型号选择，液压元件的选型计算等。设计出溶液自动配比装置的整体结构，绘制出整机装配图，绘制液压系统原理图，搅拌装置、液压缸、传动装置等主要零部件的结构图。关键词： 乳化液； 浮球阀； 自动配比 abstractare briefly introduced in this paper the structure and characteristics of the emulsion mixing device, key performance indexes of automatic emulsion proportioning device and the composition are described in detail.emulsion for coal mining in our country to the decisive role, because the emulsion is coal mining equipment, transmission medium, so emulsion temperature, ph value and saponification value will affect the performance of its, and especially of emulsion concentration ratio greater impact.this paper also focuses on the analysis of conventional emulsion preparation method and present some preparation methods, summarize the advantages and disadvantages of each method, continuous innovation and finally, this paper proposed a new method for preparing.in this design, we did not use traditional methods of hand controlled fluid valve, but the choice of floating ball valve, because the float valve can automatically according to the liquid level to the preparation of emulsion, when the liquid level is low, it is connected to the system working parts, automatic emulsion was injected into the emulsion compartment; when the liquid level reaches the highest level of control, system will automatically shut down, stop injecting emulsion to the emulsion box.when the emulsion into the emulsion tank, emulsified oil can and neutral water automatic mixed together, the operator can according to their actual needs at the appropriate time adjusting the concentration, easy operation, stability ratio, and increase the service life of the device, saving the cost.the tasks and objectives of the design of this study: design solution of automatic proportioning device function realization scheme, including the design of the transmission system, hydraulic system design, stirring device design, select the type of prime mover and specific models, hydraulic components selection calculation.design the overall structure of the solution of automatic matching device, the structure diagram of the main parts of the machine assembly drawing, drawing schematic diagram of hydraulic system, a stirring device, hydraulic cylinder, a transmission device and so on are plotted. keywords emulsion; float valve; automatic allocated proportion目 录1 前言.1 1.1概述.1 1.2存在问题.1 1.2.2液位高低.1 1.2.3洁净程度.2 1.3 配比方式简介.2 1.3.1 人工地面混合方式2 1.3.2 手控配液方式2 1.3.3 自动配液方式4 1.4 发展趋势.42 方案及主要参数的确定.5 2.1 设计要求.5 2.2 方案确定.5 2.2.1 参考方案.5 2.2.2 方案确定.6 2.2.3 方案比较.7 2.3 确定系统主要参数.7 2.3.1 系统工作压力.7 2.3.2 液压缸流量的确定.8 2.3.3 曲轴转速.8 2.3.4 电机的选择.8 3 齿轮的设计计算.10 3.1 齿轮传动的设计计算.10 3.1.1 传动比.10 3.1.2 齿轮材料、热处理及精度.10 3.1.3 初步设计齿轮传动的主要尺寸.10 3.1.4 校核齿面接触疲劳强度.14 3.2 具体轴的岗案设计.16 3.3 轴承的选择及寿命的计算.16 3.3.1 高速轴轴承计算.16 3.3.2 低速轴轴承计算.184 液压缸的设计计算.21 4.1 液压缸的主要技术要求.21 4.2 液压缸的选用与计算.21 4.2.1 吸排水液压缸的设计.21 4.2.1.1 液压缸主要参数的确定21 4.2.1.2 缸筒设计.26 4.2.1.3 缸筒与端盖.30 4.2.1.4 活塞的选用36 4.2.1.5 活塞杆设计.37 4.2.1.6 排气装置40 4.2.2 吸排油液压缸的设计.40 4.2.2.1 液压缸主要参数的确定40 4.2.2.2 缸筒设计.43 4.2.2.3 缸筒与端盖45 4.2.2.4 活塞的选用48 4.2.2.5 活塞杆设计49 4.2.2.6 排气装置515 曲轴设计计算.52 5.1 曲轴的结构设计52 5.2 曲轴的校核.546 其他零部件的设计和选择.59 6.1 液压控制阀的选择.59 6.1.1 减压阀.59 6.1.2 出口单向阀.59 6.1.3 进口单向阀.60 6.1.4 浮球开关阀.60 6.1.5 溢流阀.60 6.2 其他液压元件的选择.60 6.2.1 过滤器.60 6.2.2 液位控制器.60 6.3 联轴器的选择.61 6.4 油箱的设计.61 6.4.1 油箱的尺寸确定.61 6.4.2 液压油箱的结构设计特点.61结论62致谢63参考文献641 前言1.1 概述 乳化液自动配备装置在现实生活中有着广泛的应用，特别是在煤矿的安全生产上。而煤炭生产效益的提高依靠煤矿机械化的进步，在采煤工作面是以综采和高档普采为主要手段。乳化液泵站是煤矿采煤工作面用液压支柱和液压支架的动力源，乳化液虽然是一种廉价的工作介质，但是它却使液压支柱和液压支架联系在了一起，在液压传动中乳化液被广泛推广和应用，尤其在煤矿中的应用更是突出，而被誉为液压设备的血液。乳化液主要就是受其浓度影响，浓度的高低将决定着乳化液的性能是好是坏，具体来说就是浓度过小会降低乳化液的抗硬水能力、稳定性、防锈性和润滑性；浓度过高不仅会增加费用，而且会降低消泡能力和增大对橡胶密封材料的溶胀性。乳化液的配比浓度会影响乳化液的性能，那么也就会影响采煤设备，因此我们就要把乳化液的浓度控制在一定范围内，这样我们就能防止采煤设备被破坏，延长了其使用寿命，降低了采煤成本。 乳化液泵站要提供一定的压力、流量和清洁度的乳化液给系统，所以被称为支架液压系统的动力源。当乳化液流经支架液压系统时，但是由于其管路较长，元件以及执行机构多，所以经常会出现部分乳化液流失的现象。随着社会的进步、工业的发展，人们对乳化液的要求也越来越高，因此国内外乳化液泵生产厂家也在不断地设计研究怎样才能严格控制乳化液的浓度？怎样才能保护液压系统的各个元件？怎样才能延长液压系统的使用寿命？这都是需要科研人员不断创新和努力的。1.2存在问题1.2.1配比浓度1.2.2液位高低 目前,我国还是由泵站司机的人工管理来控制泵箱内的液位高低，最后的结果很多都不理想，要不就是造成泵箱吸空,还有的甚至会导致泵箱内的乳化液外溢。如果按照这样的方法,根本不能保证设备运转的经济性和安全性。1.2.3洁净程度乳化液箱的注油口是一种可以开闭式的开放结构，在倾注油液时，泵箱内部露出来的部分油液容易受到空气污染和煤尘污染；同时经过人工频繁的配制，会因为配制油液的工具和器皿是否干净造成油液的再一次污染，整个配制系统会因为这样的配制方法和过程而使得质量根本没法保证。同样，这对系统工作的稳定性和安全性产生着极为严重的影响。1.3配比方式简介1.3.1 人工地面混和方式1.3.2 手控配液方式1.3.3 自动配液方式 1.4 发展趋势 2 方案及主要参数确定2.1 设计要求 设计一个乳化液自动配比装置，使所配乳化液中的乳化油的比例保持在4%。2.2 方案确定2.2.1 参考方案工作原理：参考方案为一自动配比乳化液的装置。图2-1为该装置的工作原理图。图 2-1 工作原理图该装置主要的组成元件有水力马达、无级变速器、摆线泵、蜗轮蜗杆减速器、单向阀、乳化油箱、乳化液箱等。浓度仪通过手轮连接在减速器上。一旦确定乳比液的浓度后，操作人员就可以通过调节浓度仪的手轮，就能得到所需配比浓度的理论调定位，同时在浓度仪上也会显示出该调定位。图2-2所示的就是溶液浓度仪显示表的盘。图 2-2 溶液浓度刻度盘2.2.2 方案确定工作原理 设计方案为乳化液自动配比仪，它由油箱、齿轮减速系统、曲轴、液压缸等组成。其工作原理图见图2-3。当乳化液箱内的液位降低至需补充乳化液时，浮球开关阀就会开启，并通过（液位继电器）控制电机同时打开，通过圆柱齿轮减速及曲轴带动液压缸完成乳化油及水的吸排过程；当补充足够的乳化液时，浮球开关阀就会自动关闭，切断水的输入，同时液位继电器也会关闭电机使本系统停止工作。本方案中5%的浓度由吸排水及油的液压缸的行程和活塞面积的乘积来实现。图 2-3 工作原理图2.2.3方案的比较通过与参考方案的比较，本设计方案具有以下几个优点：1、降低了系统的复杂程度，同时减少了产生配比误差的可能性，整个设计思路非常清晰。 2、整个配比系统的体积较小，减小了井下的占地面积。 3、减少了工人师傅的劳动强度，只需按时添加油液，保证油箱里有足够的配比用乳化油既可。 4、通过浮球开关阀控制本系统的起停，省去了专人看管检测。2.3 确定系统主要参数2.3.1系统工作压力 表2-1 液压缸的公称压力（单位：）由于液压缸在吸进液体后直接排出至乳化液箱里，所以可定为低压设备，初选系统工作压力为。2.3.2液压缸流量的确定按照定比考虑，可取吸排水的液压缸的流量为，吸排乳化油的液压缸的流量为。2.3.3 曲轴转速 由于该设备在井下工作，所以体积尺寸应在不影响实现其设计意图的前提下尽量的小，再考虑到所选流量的因素在内，初定曲轴转速为。2.3.4 电机的选择由以上初定值可利用公式n=pq得出 考虑到液压缸的效率以及传动机构的效率，选取y100l-6型隔爆三相异步电动机，以下是主要参数：使用条件1 额定功率：；2 额定电压：；3 额定频率：；4 绝缘等级：f级，温升按考核；5 环境空气温度范围为：-1540；6 海拔高度：不超过；7 额定工作制：s1连续工作。因此我们可以确定，在本次设计中，我们采用额定功率为，转速为的电机。3 齿轮的设计计算3.1齿轮传动的设计计算3.1.1 传动比 由第二章确定的电机转速和曲轴转速，可得 3.1.2齿轮材料，热处理及精度查表取、 、。（2）齿轮精度高速级齿轮按照 选取精度等级。低速级齿轮按照 选取精度等级 。3.1.3初步设计齿轮传动的主要尺寸对于乳化液的液压缸，操作不慎可能导致液压缸的毁坏，要想液压缸不被破坏，这里我们只能选择硬齿面齿轮传动，因为其具有较抗腐蚀能力。（1）计算小齿轮传递的转矩 （2）确定齿数因为是硬齿面，故取所以 考虑加工原因取齿数为传动比误差 ，满足要求（3）初选齿宽系数通过查表得出（4）初选螺旋角 查表得初定螺旋角 （5）载荷系数k 使用系数电动机均匀平稳，所以查表得 动载荷系数齿轮圆周速度大致为 ， 可知 齿向载荷分布系数预估齿宽 查图得齿间载荷分配系数 查表得 载荷系数k（6）齿形系数和应力修正系数当量齿数 查图得、（7）重合度系数端面重合度近似为因为公式，则重合度系数为 （8）螺旋角系数 轴向重合度 所以 （9）许用弯曲应力 查表得 大齿轮在应力作用下实际循环的次数 通过图可以知道实验齿轮的应力修正系数通过图可以知道尺寸系数 许用弯曲应力 比较, 取(10) 计算模数按照标准圆整为标准模数,取 (11) 初算主要尺寸第一次计算中心距，取修正螺旋角 分度圆直径 齿宽,取,齿宽系数(12) 验算载荷系数圆周速度查得按，查得， 又因 ，查图得，0.78则k1.26又取，,。从而得 3.1.4校核齿面接触疲劳强度（1）载荷系数， （2）确定各系数材料弹性系数 查表得节点区域系数 查图得重合度系数 查图得螺旋角系数 （3）许用接触应力 、寿命系数查图得，；工作硬化系数 ；安全系数 查表得；尺寸系数 查表得；则许用接触应力为：取（4）校核齿面接触强度 故所设计的齿轮满足上述的齿面接触疲劳强度的要求。3.2具体轴的方案设计考虑到实际设计情况取安装齿轮处轴径3.3轴承的选择及其寿命的计算3.3.1高速轴轴承计算齿轮减速高速级传递的转矩具体受力情况见图31（1）轴i受力分析齿轮的圆周力 齿轮的径向力齿轮的轴向力（2）计算轴上的支承反力经计算得垂直面内 图3-1水平面内 （3）轴承的校核 计算轴承a受的径向力轴承b受的径向力计算附加轴向力轴承a 轴承b计算轴承所受轴向载荷计算当量载荷轴承a , ，则轴承b , , 则 轴承寿命计算因，按轴承b计算3.3.2低速轴轴承计算齿轮减速器低速级传递的转矩具体受力情况见图32（1）轴ii受力分析齿轮的圆周力 齿轮的径向力齿轮的轴向力（2）计算轴上的支反力（3）轴承的校核计算轴承a受的径向力轴承b受的径向力计算附加轴向力计算轴承所受轴向载荷计算当量载荷轴承a , 则,轴承b , 则 轴承寿命计算因，故按轴承b计算图3-24 液压缸的设计计算4.1 液压缸的主要技术要求(1) 缸体组件具有高强度、高表面精度和精确的密封性；(2) 活塞必须具有一定的强度和良好的耐磨性；(3) 活塞杆必须有足够的强度和刚度，有时候活塞杆外圆表面需镀铬，是为了让其外园表面具有防锈防腐性能4.2 液压缸的选用与计算根据设计的需要我选用单作用液压缸，以下是液压缸的具体设计过程。4.2.1 吸排水液压缸的设计4.2.1.1液压缸主要参数的确定(1) 液压缸工作压力的确定根据我所设计的机构的特点，由于液压缸直接排液至乳化液箱可以看做基本无负载，所以按照初定值取缸的工作压力为。(2) 内径和行程的确定根据我设计的实际需要，考虑机器对配比的要求来设计，由初定的系数现取液压缸内径，运动次数n为每分钟200次，额定排量为根据公式，其中 s活塞行程的长度a活塞的横截面积n活塞每分钟在液缸运动的次数 根据手册中表19-6-3可取s为因此,速度 (3) 活塞杆直径的确定由上知 ， 为速比,活塞杆直径,根据压力,按下表选取：公称压力由所定工作压力在这里取1.33 则 即 (4) 活塞在缸内的行程时间活塞在缸体内完成全部行程所需要的时间 当活塞杆伸出时 当活塞杆收缩时 s活塞行程的长度q流量, v液压缸容积,d缸筒内径, md活塞杆直径, m 上述时间的计算公式只适用于长行程或活塞速度较低的情况,对于短行程高速度时的行程时间,除了和流量,还和负载、惯量、阻力等有直接关系。(5) 活塞的理论推力和拉力 (6) 活塞的最大允许行程 上式又可写为 因为 50mm1050mm -最大计算长度，mm d液压缸内径，mm d活塞杆直径，mm p工作压力， -安全系数，通常 = (7) 油缸长度的确定活塞的行程与活塞的宽度之和就是液压缸缸体内部长度。当然不仅要考虑缸体内部长度，由于两端端盖比较厚，所以也要把它考虑进去。一般液压缸缸体长度不应大于内径的2030倍。即：式中： l 液压缸缸体长度（mm）；d 液压缸的内径（mm）。实际液压缸的长度为100mm ，故满足要求。由此查手册表19-6-3确定： 液压缸的公称压力液压缸的内径 活塞杆直径 活塞杆行程 (8) 液压缸的功和功率液压缸所做的功为 、 j功率则为 w由于 代入上式则可得： 即液压缸的功率等于压力与流量的乘积p-液压缸的负载(推力或拉力),ns活塞行程.mt活塞运动时间,sv活塞运动速度,m/sp工作压力, paq输入流量, (9) 液压缸的总效率液压缸的总效率由以下效率组成:机械效率由活塞及活塞杆密封处的摩擦阻力所造成的摩擦损失,在额定压力下,通常可取: 在这里我取容积效率就如前面所说的，由于各密封件通常会造成泄漏,因此通常会取 当用弹性材料来制作活塞密封时: = 1 当用金属环来制作活塞密封时: = 0.98对于本次设计，我们取作用力效率由排出口背压所产生的反向作用力造成,活塞杆伸出时 作用力效率 活塞杆缩回时 当排油直接回油时 在这里我取液压缸的总效率4.2.1.2缸筒设计(2) 缸筒内径验算当液压缸的理论作用力（包括推力及拉力）及供油压力为已知时，则无杆腔内径为： 有活塞杆侧为： m= = 液压缸的理论作用力p，按下式确定：p = n d活塞杆直径，m p供油压力，m、-分别为液压缸的理论推力和拉力，n -活塞杆上的实际作用力，n 负载率，一般取 -液压缸的总效率综上缸筒内径的选取是属合要求的。(3) 缸筒壁厚计算缸筒壁厚为： 关于的值，可按下列情况分别进行计算：当时，可用薄壁缸筒的实用计算式： 显然过小。当时，可用实用公式： =0.4 mm 考虑到和取壁厚为5mm 此时/d=0.1缸筒材料的许用应力， = ，为极限应力材料名称静载荷交变载荷不对称交变载荷对称冲击载荷钢、锻铁35812n安全系数，通常取最好是按上表进行选取液压缸的安全系数。(4) 缸筒壁厚验算为了确保液压缸能正常工作，要求额定工作压力在一定范围内以保证工作安全： 则 当然，为了保证液压缸能正常工作，防止其出现塑性变形，因此额定工作压力也应在一定安全范围内。 此外，尚须验算缸筒的暴裂压力： 实际上，当时材料使用不够经济，应改用高屈服度的材料-缸筒材料屈服强度，/-缸筒耐压实验压力， 4.2.1.3 缸筒与端盖图4-1缸体与缸盖的连接结构 1-缸筒；2-密封圈；3-卡环；4-轴套；5-弹簧挡圈；6-端盖 图4-2缸筒与前端盖的连接形式其特点为: 1）、结构紧凑，外形尺寸较小； 2）、卡环槽削弱了缸筒厚度，相应的需加厚。 3）、装拆时，密封件易被擦伤。其强度计算如下：卡环的切应力（a-a端面处） 图4-3卡环侧面的挤压应力（ab侧面上） 卡环尺寸一般取：l=h; h1=h2=h/2验算缸筒在a-a断面上的拉应力： 式中： 卡环的切应力（）； 卡环侧面挤压应力（）； 缸筒断面上的拉应力（）；d 缸筒内径（mm）； 缸筒外径（mm）； 液压缸额定工作压力（）；h 卡环的厚度，取h5mm；l 卡环长度（mm）。 5mpa 10.5mpa 8.7mpa根据第四强度理论，卡环断面处合应力有如下条件：许用应力 卡环材料的屈服极限，45号钢的600mpa；n 安全系数，取n1.22.5；而 故所设计卡环满足要求。缸筒与后端盖采取法兰连接，以下是具体计算：(1) 缸筒头部法兰厚度 若不考虑镙孔（），则为： m = = 16.1mm所以h取值20mm。 f法兰在缸筒最大内压下，所承受的轴向压力，n -法兰外圆半径。(2) 缸筒螺纹连接部分，缸筒螺处的强度计算如下：螺纹处的拉应力：= = = 15.62n/螺纹处的剪应力：= = =4.9 n/ 合成应力： 许用应力=/，一般取f缸筒端部承受最大推力，nd缸筒内径，m-螺纹外径，m-螺纹底径，m k-拧紧螺纹的系数不变载荷取：变载荷 -螺纹连接的摩擦系数， 平均值 -缸筒材料的屈服极限，-安全系数 ，取式中 代入算得。(3) 缸筒法兰连接螺栓缸筒与端部用法兰连接时螺栓或拉杆的强度计算如下： 螺纹处的拉应力： 螺纹底径取 ，-螺纹底径，m k-拧紧螺纹的系数不变载荷取：变载荷k现取 3 z 螺栓的数量， 即得4.2.1.4活塞的选用(1) 活塞的结构 综合考虑活塞采用整体式结构，活塞宽度一般由密封件导向环的安装沟槽尺寸来决定，一般为缸筒内径d的0.61。 活塞宽度 初取b40mm(2) 活塞组件的密封形式油液作为液压传动的传递传递介质，但由于油液在容腔内流动，会因为种种因素，导致少量油液任然残留在容腔内，最后导致系统的崩溃，设备的毁坏，为了避免这种因素，人们试着在有间隙的地方安装密封装置，不仅能预防油液的泄露，而且还能阻止空气等污染物进入系统。随着密封装置不断的被推广运用，人们对其的要求也越来越严苛。油缸并非是采用密封装置，用的是密封圈来密封，现在有o形、v形、y形及组合式等数种密封圈。(3) 活塞的密封选择活塞与缸筒之间的密封采用新型同轴密封（橡塑组合滑环密封）装置，本设计选取格来圈 （方形圈）。它显著地提高了密封性能，降低了摩擦阻力，无爬行现象，具有耐磨损、安装沟槽简单、装拆方便的特点。同时，允许活塞外圆与缸筒内壁之间有较大的间隙。活塞与活塞杆之间为间隙密封，配合之间的密封为固定密封，采用o形橡胶密封圈密封，密封槽开在活塞杆上。(4) 活塞的导向安装在活塞外圆上的导向环（支承环），具有精确地导向作用，并可以吸收活塞运动时产生的侧向力。带导向环（制成环）的活塞，在缸筒内为非金属接触，摩擦系数小，无爬行；导向环能改善活塞与缸筒的同轴度，使间隙均匀，减少泄漏。(5) 活塞的材料根据设计需要选用碳素钢号。4.2.1.5活塞杆设计(1) 活塞杆的结构活塞杆为实心杆，外端螺纹为外螺纹带肩，外端结构形式如图4-5：图4-5 活塞杆外端结构形式(2) 活塞杆的导向、密封和防尘1)、活塞杆的导向采用非金属导向环；2)、活塞杆的密封采用组合式密封圈；3）、活塞杆的防尘既可防尘，又可以密封的双唇形防尘圈(3) 活塞杆的材料根据设计需要选择45号碳素钢，调质，表面镀铬。(4) 活塞杆的直径计算 活塞杆连接着活塞和液压缸内的工作部件，因此活塞一运动活塞杆就承载着活塞对液压缸的力比如拉力、压力和弯曲力，这样的话，如果这些力比较大，但活塞杆的材质很脆弱，那么活塞杆肯定会坏，整个液压缸系统也就会崩溃。所以，活塞杆的材质必须要有足够的强度和刚度。对于本次设计中的活塞杆，其活塞杆直径d，可根据往复运动速比来确定。 如果活塞杆长度小于或等于10倍的缸径d，不能确定速比时，可按下式计算：(l1050mm）mm式中 材料许用应力 ，钢质材料的 即 -液压缸的推力，n = = 7.20 n/ = n式中： = = 1.80 圆截面： = 0.049 由上式可得 = = = 0.5 n4.2.1.6排气装置 在本设计中，就是在液压缸尾端设置排气阀。 4.2.2 吸排油液压缸设计4.2.2.1液压缸主要参数的确定(1) 液压缸工作压力的确定根据我所设计的机构的特点，同大缸相同初定缸的工作压力为2mpa。(2) 内径和行程的确定根据我设计的实际需要，考虑机器对配比的要求来设计，由初定系数现取液压缸内径d=16mm ，运动次数n为每分钟200次，额定排量为1根据公式，得： s0.0246m24.6mm根据手册表19-6-3可取s为25mm 因此,速度 。(3) 活塞杆直径的确定由上知d =16mm 为速比,活塞杆直径d = d根据压力,按手册上表19-6-4 取1.33 则d = 0.016=0.00794 m即 d=8mm(4) 活塞在缸内的行程时间 活塞在缸体内运行结束所需要的时间(5) 活塞的理论推力和拉力 = 320n =240n(6) 活塞的最大允许行程首先计算出活塞杆的最大允许计算长度，因为活塞杆一般为细长杆。当（1015）d时，由欧拉公式推导出 = mm上式又可写为 = mm因为 25mm1016mm所以就不会出现确定的行程与设计的活塞杆直径相矛盾，达不到稳定的要求。此时也无须对活塞杆进行修正。 = = = 544mm(7) 油缸长度的确定l （2030）d320480实际条件下我们都规定液压缸的长度是，故满足要求。通过查表可以知道： 液压缸的公称压力液压缸的内径 活塞杆直径 活塞杆行程 (8) 液压缸的功和功率液压缸所做的功为 j功率则为 n = w由于 ， = q/a代入上式则n = pq = (9) 液压缸的总效率液压缸的总效率由以下效率组成:机械效率 = 0.90.95,我取=0.9容积效率我取=1作用力效率在这里我取=1故液压缸的总效率 = =4.2.2.2缸筒设计(1) 材料本设计中，缸筒采用20号高精度冷拔无缝钢管，调质到241285hbs。(2) 缸筒内径验算当液压缸的理论作用力p（包括推力及拉力）及供油压力p为已知时，则无杆腔内径d为：d = m= = 15.2mm有活塞杆侧为：d = m= = 15.4mm所以定小缸内径为16mm液压缸的理论作用力p，按下式确定：p = n = = 744.7n负载率，一般取 = 0.50.7 我取0.6 -液压缸的总效率 如前取0.9综上缸筒内径的选取是属合要求的。(3) 缸筒壁厚计算缸筒壁厚为： = +当= 0.080.3时，可用实用公式： = =0.13mm 考虑到和取壁厚为5mm，此时/d=0.3 。(4) 缸筒壁厚验算为了确保液压缸能正常工作，额定工作压力要低于一定的极限值，通过查找资料我们确定了这个极限值： 0.35mpa则 当然，为了确保液压缸能正常工作，额定压力也应该考虑，应在一定范围内。（0.350.42） = 2.3 = 2.3320= 160mpa0.4160=64 mpa此外，尚须验算缸筒的暴裂压力：= 2.3=2.3540=260mpa实际上，当时材料使用不够经济，应改用高屈服度的材料 = 2.3-缸筒材料屈服强度，n/ -缸筒耐压实验压力，m = 540n/ = 320n/ = 17%4.2.2.3 缸筒与端盖缸筒与端盖之间的连接我选择和吸排水液压缸相同的连接方式。液压缸的缸端连接采用内卡环连接，参阅图4-2、4-3，其强度计算如下：卡环的切应力（a-a端面处）卡环侧面的挤压应力（ab侧面上）卡环尺寸一般取：l=h; h1=h2=h/2验算缸筒在a-a断面上的拉应力：式中各量所代表的含义同吸排水液压缸。 2.7mpa5.9mpa1.6mpa根据第四强度理论，卡环断面处合应力有如下条件：许用应力mpa 卡环材料的屈服