YH26、YH27油压缓冲器设计原理及计算.doc

YH5/640、YH26/830、YH27/1080油压缓冲器设计原理及计算 河北东方机械厂 2006年12月10日目录1 油压缓冲器技术参数 （3）2 设计原理介绍 （3）3 产品结构分析 （4）4 设计计算及强度校核 （5）（1） 柱塞筒壁厚设计计算（2） 柱塞筒强度校核（3） 柱塞筒的稳定性校核（4） 压力缸壁厚设计计算（5） 压力缸壁厚强度校核（6） 压力缸焊缝强度校核（7） 导向套强度校核（8） 挡圈强度校核（9） 复位弹簧设计计算（10） 地脚螺栓强度校核一 、油压缓冲器技术参数 见表1表1东方型号最大额定速度(m/s)最大冲击速度(m/s)最小冲击质量(kg)最大冲击质量(kg)缓冲行程(mm)YH5/6403.03.4512503750YH26/8303.54.0259004545YH27/10804.04.612504545东方型号自由高度(mm)底板孔距(mm)底板孔径(mm)底板外形尺寸(mm)液压油牌号YH5/6401696150x1004-16200x150N68YH26/8302260200x1504-17.5250x200N68YH27/10802910200x1504-17.5250x200N68二、设计原理介绍油压缓冲器是利用液体流动的阻尼，缓解轿箱或对重的冲击，具有良好的缓冲性能。油压缓冲器受到撞击后，液压油从压力缸内腔通过节流嘴与调节杆形成的环状孔隙进入柱塞筒的内腔，见图1，液压油的流量由锥形调节杆控制。随着柱塞筒的向下运动，节流嘴与调节杆形成的环状孔隙逐渐减小，导致制停力基本恒定，在接近行程末端时减速过程结束。在制停轿箱或对重过程中，其动能转化为油的热能，即消耗了轿箱或对重的动能。排油截面积的设计：油压缓冲器的制动特性主要取决于排油截面的设计。合理地设计排油截面将使缓冲过程平稳，冲击力小。在节流嘴内孔确定的情况下，改变调节杆的锥度可达到合理的排油截面。应用流体力学原理可计算出合理的排油截面，从理论上计算出来的调节杆是一连续变化的曲面，与锥面接近，但加工和测量比较困难。调节杆的实际锥度需要通过大量的试验后才能定型，以便达到最佳效果。 图1三、产品结构分析YH5/640、YH26/830、YH27/1080: 结构与我厂现有定型产品的结构基本相同，复位弹簧放在柱塞筒的内部，油标放在压力缸的侧面。该产品设计时采用全封闭结构，缓冲器作用期间无向外泄漏液压油的现象。缓冲器顶部装有密封螺塞部件，起到单向阀的作用（此项技术在我厂的定型缓冲器产品中已经采用，并获得国家专利），在缓冲器受到撞击时柱塞筒向下运动，此时密封螺塞部件受到内腔压力的作用而保持关闭的状态，当缓冲器复位时，在复位弹簧的作用下，柱塞筒向上运动，接近复位末端时单向阀打开，使缓冲器完全复位，具体结构见图2。缓冲器的注油方式和油位检查：旋下密封螺塞部件和螺塞，从顶部注入液压油，然后用油标测量油位，油位应在油标上、下刻线之间，旋紧螺塞和密封螺塞部件。图2 四、设计计算及强度校核1、柱塞筒壁厚设计计算柱塞筒受力分析：缓冲器受到撞击后，柱塞筒内腔压力与压力缸内腔压力相比很小，可以认为柱塞筒主要受到缓冲器作用期间的制停力。首先应确定撞击油压缓冲器的最大撞击力和柱塞部件中柱塞筒的外径，然后计算其壁厚。设定缓冲器作用期间的减速度为1g,则缓冲器作用期间的制停力F=2 g（P+Q）1 （1）式中：（P+Q）1 最大冲击质量（kg）设定：柱塞筒外径为D1、柱塞筒内径为d1、最小壁厚为1、柱塞筒横截面积为S、材料屈服强度为s则：S=（D12d12）/4 （2）柱塞筒受最大压应力：= F/S （3）安全系数n1=s/3.5 （4）将（1）、（2）、（3）代入式（4）整理后得：d1D1214F/s （5）柱塞筒最小壁厚（D1d1）/2 （6）将有关数据代入上述公式，计算结果见表2注：柱塞筒材料选用20#钢，根据GB8162-87，对于20#钢取s=245(Mpa)，延伸率：20% ， 安全系数n1取3.5。表2项目符号单位产品型号YH5/640YH26/830YH27/1080最大冲击质量（P+Q）1kg375045454545最大制停力FN735008908289082柱塞筒外径D1mm103.84103.81103.81柱塞筒最小内径d1mm959595柱塞筒最小壁厚 mm4.424.414.412、柱塞筒强度校核根据计算结果和实际结构需要设计柱塞部件，所设计的柱塞筒结构及尺寸见图3。按图3尺寸对其强度校核，计算结果见表3。表3项目符号单位产品型号YH5/640YH26/830YH27/1080最大冲击质量（P+Q）1kg375045454545最大制停力F=2 g（P+Q）1N735008908289082柱塞筒最小外径D1mm103.84103.81103.81柱塞筒最大内径d1mm959595柱塞筒最小壁厚=（D1- d1）/2mm4.424.414.41柱塞横截面积S=（D12- d12）/4mm2138013751375最大压应力=F/SMPa53.364.864.8材料屈服应力sMPa245245245安全系数n=s/4.63.783.78延伸率%202020最小安全系数n13.53.53.5结论合格合格合格图3 3、柱塞筒的稳定性校核柱塞筒与导向套为动配合，可以认为柱塞筒相当于一端固定另一端自由的被压缩杆件，柱塞伸出长度L由YH5/640、YH26/830、YH27/1080产品图计算得出。取长度系数=2，校核结果见表4。表4项目符号单位产品型号YH5/640YH26/830YH27/1080柱塞伸出长度Lmm7149961286柱塞筒最小外径Dmm103.84103.81103.81柱塞筒内径dmm959595惯性半径R=（D2+d2）/4mm70.3770.3670.36长度系数222柔度（长径比）=L/R20.2928.3136.55结论80，柱塞筒稳定4、压力缸壁厚设计计算压力缸受力分析：在缓冲器作用期间，压力缸壁受内腔压力产生的径向应力r和周向（切向）应力t。见图4。根据柱塞部件的尺寸计算节流嘴的环形面积S，在根据缓冲器作用期间的制停力F计算压力缸内腔压力P（受力分析见图5），然后计算压力缸壁厚。图4 压力缸壁压力缸内腔压力P=F/S （7）节流嘴环形面积S=（D2d2）/4 （8） 图5 受力分析式中：D柱塞筒最小外径。 d节流嘴最大内径。设定：压力缸外径为D1、压力缸内径为d1、半径比为K。 K=（d1/2）/（D1/2） = d1/D1 （9）在内压单独作用下，厚壁圆筒的计算式：r/P=-（K2/k2-1）/(K2-1) （10） t/P=（K2/k2+1）/(K2-1) （11）式中：k=r/R ; r所求点半径、R压力缸内半径。压力缸内半径处所受应力最大，即r=R，因此k=1。将k=1代入式（10）得： r=-P式中负号说明径向应力r为压应力。将k=1代入式（11）得：t/P=（K2 +1）/(K2-1) （12）安全系数n=b/t3.5 （13）注：压力缸材料选用20#钢，根据GB8162-87，对于20#钢取b=390(Mpa)，延伸率：20% ， 安全系数n取3.5。将b/t3.5和式（9）代入式（12），整理后得：d1D1（b-3.5P）/（b+3.5P） （14）将有关数据代入上述公式，计算结果见表5。表5项目符号单位产品型号YH5YH26YH27最大冲击质量（P+Q）1kg375045454545最大制停力F=2（P+Q）1gN735008908289082柱塞筒最小外径Dmm103.844103.811103.811节流嘴最大内径dmm40.1540.1540.15节流嘴环形面积S=（D2- d2）/4mm27203.37194.37194.3压力缸内腔压力P=F/SMPa10.2012.3812.38设定压力缸外径D1mm140140140压力缸最小内径d1mm120120120压力缸最小壁厚mm1010105、压力缸壁厚强度校核根据压力缸壁厚计算结果和实际结构需要设计压力缸零件，所设计的YH5/640、YH26/830、YH27/1080压力缸结构及尺寸见图8。按图6尺寸对其强度校核，计算结果见表6。 表6项目符号单位产品型号YH5YH26YH27最大冲击质量（P+Q）1kg375045454545最大制停力F=2（P+Q）1gN735008908289082柱塞筒最小外径Dmm103.844103.811103.811节流嘴最大内径dmm40.1540.1540.15节流嘴环形面积S=（D2- d2）/4mm27203.37194.37194.3压力缸内腔压力P=F/SMPa10.2012.3812.38压力缸最小外径D1mm136.815136.797136.797压力缸内径d1mm120120120半径比K=（d 1/2）/（D1/2）0.880.880.88径向应力r=PMPa-10.20-12.38-12.38周向（切向）应力t=P（K2+1）/(K2-1)MPa80.2297.3497.37材料极限应力bMPa390390390材料屈服应力sMPa245245245安全系数（径向）nr=s/r24.019.819.8安全系数（切向）nt=b/t4.864.014.01延伸率%202020最小安全系数n3.53.53.5结论合格合格合格注：表中径向应力r为负号，说明径向应力为反向应力。6、压力缸焊缝强度校核图6产品结构及受力状态见图4、图5，压力缸受径向应力和切向应力的作用，同时受到作用在导向套底面而产生的拉力作用，径向应力和切向应力均小于材料的屈服应力，因此可以认为压力缸与底板焊接处的焊缝只受向上的拉力作用。弯头属于厚壁管结构，可以认为弯头只受到拉力的作用。压力缸与底板焊接处的焊缝强度校核见表7：表7项目符号单位产品型号YH5/640YH26/830YH27/1080最大冲击质量（P+Q）1kg375045454545压力缸内腔压力P=F/SMPa10.2012.3812.38压力缸焊接处外径D1mm136.815136.797136.797导向套环形面积S1=（d22-d12）/4mm23776.983581.423581.42压力缸所受拉力F1=S1PN385254433844338焊缝长度L1=D1mm429.8429.8429.8焊缝高度Hmm555焊缝受拉截面积S=L1Hmm2214921492149焊缝拉应力=F1/SMPa17.9320.6320.63材料屈服应力sMPa245245245安全系数n=s/13.711.911.9结论安全系数大于3.5，满足设计要求弯头与压力缸焊接处的焊缝强度校核见表8：表8项目符号单位产品型号YH5/640YH26/830YH27/1080最大冲击质量（P+Q）1kg375045454545压力缸内腔压力P=F/SMPa10.2012.3812.38弯头焊接处外径D2mm223434弯头内孔面积S1=d12/4mm278.54176.6176.6弯头所受拉力F1=S1PN801.112181.012181.01焊缝长度L1=D2mm69.12106.81106.81焊缝高度Hmm333焊缝受拉截面积S=L1Hmm2207.36320.43320.43焊缝拉应力=F1/SMPa3.866.816.81材料屈服应力sMPa245245245安全系数n=s/63.4735.9835.98结论安全系数大于3.5，满足设计要求7、导向套强度校核导向套所受压力为压力缸内腔油压作用在导向套底部的力。即F1=PS。导向套与压力缸的配合为过盈配合，上端由孔用挡圈限制其向上运动，导向套受向上的压力和底部压力产生的剪切力的作用。导向套所受最大压应力：在壁厚最小处。最大剪应力：剪切面在内外径之间，剪切面长度等于最小导向套长度，剪切面积（D-d）/2L，式中D导向套外径、d导向套内径。根据导向套的受力分析和图纸尺寸（见图7）对其强度进行校核，计算结果见表9。项目符号单位产品型号YH5YH26YH27压力缸内腔压力PMPa10.2012.3812.38导向套最大外径Dmm126.106125.103125.103导向套端面最小内径dmm104104.040104.040导向套底部环形面积S1=（D2- d2）/4mm23995.13790.73790.7导向套最小长度Lmm305555导向套剪切面积S2=L（D+ d）/2mm210843.519796.519796.5底面压力F=S1PN40750.0246928.8746928.87剪切应力t=F/S2MPa3.7582.372.37导向套最大内径d2mm114113.5113.5导向套最小外径D2mm125124124导向套最小横截面积S3=(D22-d22)/4mm22064.81958.61958.6导向套最大压应力c=F/ S3MPa19.73523.9623.96材料极限拉应力bMPa145145145材料极限压应力bcMPa635635635剪应力安全系数nb=b/t38.5861.1861.18压应力安全系数nc=bc/c32.1726.5026.50最小安全系数101010结论合格合格合格表98、挡圈强度校核挡圈受剪切力的作用，是由压力缸内腔的压力作用在导向套底端面上，而传递到挡圈的。挡圈GB893.1-86（DIN472N-440HV-B），材料为65Mn,屈服应力s=785Mpa。图7导向套（上）图7.2导向套（中） 图7.3导向套（下）强度校核过程见表10。挡圈图纸尺寸见图8。表10项目符号单位产品型号YH5YH26YH27压力缸内腔压力PMPa10.2012.3812.38导向套最大外径Dmm126125.088125.088导向套最小内径dmm113.5104.040104.040导向套环形面积S1=（D2- d2）/4mm22351.33787.73787.7挡圈受剪切力F=PS1N23983.346891.746891.7挡圈厚度Hmm333挡圈受剪切面积S2=DHmm21187.51178.91178.9剪切应力t=F/S2MPa20.2039.7839.78材料屈服应力sMPa785785785安全系数n=s/t38.8619.7319.73最小安全系数555延伸率E%888结论合格合格合格表图8 挡圈挡圈代号(Part No.):GB/T893.1-1986(DIN472N-440HV-B)所属产品型号YH5/640YH26/830YH27/1080挡圈规格125125125挡圈外径D132132132挡圈厚度H3339、复位弹簧设计计算复位弹簧的设计，主要考虑产品标准中对复位时间的要求，缓冲器复位所须的力主要包括：克服柱塞筒部件自身的重量、柱塞筒部件与O形密封圈的摩擦阻力、液压油从压力缸内腔进入柱塞筒内腔的阻尼力、接近复位终端柱塞筒内部空气产生负压须打开单向阀的力、美国CSME标准中要求20kg力压缩后复位所须的力。根据上述所须力的要求，初步设定缓冲器组装后的弹簧预压力为720N、800N，缓冲器完全压缩后的弹簧压力为1365N、1447N，两型号缓冲器选取不同的弹簧压力。两种型号产品的复位弹簧图见图9，计算结果见表11。图9 复位弹簧表11 项目符号单位产品型号YH5YH26YH27自由高度Lfmm156022653075预载荷长度LPmm99113391739压缩后长度Lcmm351509659弹簧钢丝直径dmm777弹簧外径ODmm888888弹簧内径ID=OD-2*dmm747474弹簧中径D=(OD+ID)/2mm818181有效圈数n435774剪切弹性摸量GMPa784807848078480弹簧刚度K=(d4*G)/(8*D3*n)N/mm1.0310.5990.599弹簧预载荷Fp=K*( Lf - LP)N586722800弹簧指数c=D/d11.5711.5711.57剪应力修正系数k=(4*c-1)/(4*c-4)+0.65/c1.1271.1271.127最大载荷Fmax=K*( Lf Lc)N124513701447最大剪应力Ss=k*(8* Fmax*D)/(*d3)MPa844928981极限拉伸强度SutMPa137016181618材料屈服应力SypMPa116513751375许用剪切应力=0.65* SutMPa89010511051延伸率E%555结论在设定剪切应力系数=0.65的前提下，最大剪应力均小于许用剪切应力。YH5、YH26、YH27三种型号缓冲器的复位弹簧均以柱塞筒内孔导向，对其复位弹簧的稳定性可以不进行校核。10、地脚螺栓强度校核按照标准ASME A17.12000中8.4.2.3的要求，对固定缓器底板的地脚螺栓强度进行计算，垂直方向加速度0.5g，水平方向加速度1g。三种型号缓冲器，YH27/1080缓冲器的高度和重量较大，地脚螺栓的受力最大，因此只对YH27/1080缓冲器进行地脚螺栓强度校核，受力分析见图10图10用4只M16螺栓将缓冲器底板固定在电梯底坑连接板上，见上面示意图，缓冲器受到水平方向震动后将产生水平力和翻转力矩M的作用，通过对缓冲器底板边长尺寸大小的分析，底板短边尺寸方向的水平震动螺栓受力最大，在翻转力矩的作用下底板将以E点为支点，产生翻转力，螺栓受力为F1、F2。1M16规格螺栓机械性能基本数据（1） 性能等级8.8（2） 屈服强度0.2=640N/mm2（3） 最小拉力载荷67400N（4） 保证载荷48900N（5） 公称应力截面积AS=84.3 mm22水平方向震动螺栓受力F1、F2的计算设定：缓冲器受到水平方向加速度产生的力为FH M= FHE =2（F125）+2（F2175） =50F1+350F2 （1）求解F1与F2的倍数关系：以E点为旋转点，根据内力矩平衡原理有：F125= F2175则：F