机电液综合实验设计海浪发电

1、目录 第一章液压系统的设计方案11.1 前言11.2 已知条件11.3设计目的11.4 设计过程21.5 最终材料21.6 拟定液压系统原理图21.6.1 液压结构示意图21.6.2 液压原理图3第二章 液压系统元件的选择52.1液压马达的选择52.1.1马达的工作压力的确定52.1.2 马达的流量确定52.1.3 选择液压马达的规格62.2发电机的选择62. 3 蓄能器的选择72.3.1 蓄能器容积的计算72.3.2 蓄能器的选型82. 4 其他82.4.1 油管92.4.2 液压阀92.5 汇总112.6 压力继电器及两种传感器的控制122.6.1 I/O分配表122.6.2 PLC外部接

2、线图132.6.3 压力继电器控制132.6.4 压力传感器控制132.6.5 流量传感器控制14第三章 液压缸尺寸的确定153.1 液压参数的确定153.2 液压缸内径D和活塞杆直径d的确定163.3 液压缸壁厚和外径的计算173.4 液压缸工作行程的确定193.5 液压缸缸盖厚度的确定203.6 最小导向长度的确定203.7 缸体长度的确定21第四章 液压缸的结构设计及校核224.1 缸体与缸盖的连接形式224.2 活塞与活塞杆的连接形式244.3 导向套的结构264.4 密封件的选用274.5 液压缸的安装连接结构284.6 液压缸进出油口的设计294.7 液压缸用耳环安装结构304.8

3、 液压缸主要零件31第五章 心得体会33第六章 参考文献34第一章 液压系统的设计方案1.1 前言现代社会新能源的开发和使用是我们作为工程技术人员进行创新开发的方向，现在要求开发一套液压式波浪能发电系统，具体基本示意图见图1-1。图1-1 采能装置示意及基本参数1.2 已知条件1.浮漂的体积V=0.4m2；2.波浪的周期T=3s；3.波浪的浪高H=0.8m；4.液压马达的工作压力：P=5-8MPa,设计工作压力P=5MPa。1.3设计目的本设计为近岸液压浮子式海上波浪能发电装置，浮子式波浪能搜集装置在吸收波浪能后通过液压缸输出高压的液压油，液压油通过管道输送至液压马达做功，用液压马达驱动发电机

4、工作发电，液压马达要求工作平稳，转速平稳，发电频率稳定。设计过程采用蓄能器稳压、输出采用减压阀稳压。该平台的重要设备发电机、液压马达、发电机等处于平台密室内，可保证其能抵御台风，降低盐雾侵扰；对于浮子装置，当遭遇台风侵袭时，通过液压支杆将浮筒抬离水面进行保护；平台的主要设备有波浪能转换部分、发电机，每一部分的设计尽量结构简单、可靠。（3）浮筒为装置的唯一浸水部分，可降低海水腐蚀带来的影响。海浪能转换部分均经过优化设计，运行实效性高。1.4 设计过程 1.方案的查询与确定2.相关计算与校核3.液压元器件的选型4.液压系统设计和液压油缸的总体结构设计、液压油缸的主要零部件设计1.5 最终材料1.系

5、统设计和相关的计算说明书2.油缸总装配图，包括液压缸缸体链接转动机构、缸头链接球轴承结构3.零件图：活塞，前后端盖，链接头、铰链零件等图纸1.6 拟定液压系统原理图1.6.1 液压结构示意图根据动作要求和提供的元件，设计液压传动系统如图1-2所示。图1-2 液压系统原理示意图平台分为上下两层，上层是主要承重层，承载着整个机组的大部分设备，包括液压油储能器发电机、控制系统等。由于整个平台处于海上，为了防止平台上的重要设备受到强风或盐雾的侵扰，特别将发电机、液压马达等装置置于一个密室内。平台下层为支撑浮子及液压装置的支架，是由几个“工”字型钢架组成的支承结构。平台布置双排圆柱式浮子，浮子通过支杆与

6、“工”字型钢梁铰接，支杆的另一端连接着液压缸的活塞杆。活塞杆通过浮子的上下摆动驱动液压缸做功，输出的高压油汇集后送至平台上层的液压马达，推动液压马达做功。在海上发电平台的两侧布置两排浮子，每排可以有多个浮子。单个浮子通过浮子臂与单个液压缸连接，全部浮子共用一个液压系统。当浮子在垂直波浪力的作用下向上运动时，通过浮子臂绕着杠杆支点作用下，牵引液压缸活塞运动，液压缸内的液压油被排出；多个液压缸内排出的液压油全部汇集到同一根高压油管中，高压液压油首先输送到一个储能器中，经过缓冲调和之后流往液压马达，推动液压马达旋转做功；做完功的液压油通过一根回油管回流至液压缸，形成一个完整的循环。海上波浪的起伏运动

7、具有丰富的动能与势能，可以将这些能量传递给漂浮在海面上的浮子，转变为浮子上下起伏的动能与势能。浮子臂衔接浮子和液压缸活塞杆，将浮子从波浪中所吸收的能量传递给液压缸活塞杆，从而推动活塞运动挤压液压油，具有液压能的高压液压油通过油管进入液压马达，使得液压能转化为液压马达转动的动能。1.6.2 液压原理图根据拟定好的液压结构示意图，设计出液压原理图，如图1-3图1-3 液压原理图1- 液压缸 2-单向阀 3-压力传感器 4-蓄能器 5-压力表 2- 6-二位二通电磁换向阀 7-减压阀 8-压力传感器 9-调速阀 3- 10-流量传感器 11-液压马达 12-发电机 13-补油油箱通过海水对浮标的作用

8、，以及杠杆的作用，将浮子的上下移动转化为液压缸1的进油和回油动作，当波浪上升时，液压缸上腔的压力逐渐增大，当达到指定压力时，液压缸开始下行，由于油路中存在漏油现象，所以需要补油邮箱13进行补油，此时上边的两个单向阀打开，开始向储能器中充油，当储能器中的油液压力达到预定的设定值时，此时压力继电器3发出电信号，使得二位四通电磁换向阀得电，此时油液从储能器和油路系统一起供油，通过减压阀7，使压力保持恒定，之后经过调速阀，使得流量保持恒定，但是调速阀存在一定的压力损失，所以减压阀的设定值要比液压马达高0.5Mpa左右，然后选择合适的发电机给电池充电；当波浪下降时，液压缸的压力开始下降，当达到指定压力时

9、，液压缸开始上升，此时单向阀关闭，油路不通，此时储能器单独向油路供油，当储能器中压力降到设定压力以下时，压力继电器发出信号，电磁换向阀6失电，此时通向液压马达的油路不通，所以电池停止充电。根波浪的变化，电池进行间歇式充电。第二章 液压系统元件的选择根据之前拟定的液压结构图和液压原理图，选择主要元器件。本装置主要由液压马达、蓄能器、发电机、液压阀等元件组成，根据系统使用要求，选出所需的型号。2.1液压马达的选择液压马达是将液压能转化为机械能的转换装置，在液压系统中作为执行元件使用。液压马达将来自液压缸输入的液压能转变成旋转运动的机械能，获得输出轴上的转速和转矩。 液压马达主要分高速液压马达、低速

10、液压马达和摆动液压马达。通过对脉动率、启动效率、最低稳定转速三个方面的比较，可以发现多作用内曲线马达的综合性能最好。同时根据计算所得到的液压油量和压力，选择合适的液压马达。2.1.1马达的工作压力的确定考虑到正常工作中进油管路有一定的压力损失，所以马达的工作压力为: Pp=P1+P (2-1) 式中： Pp液压马达最大工作压力； P1执行元件最大工作压力；P进油管路中的压力损失，本设计中P=0.5MpaPp=(5+0.5+)=5.5MPa上式中计算所得的Pp是系统的静态压力，考虑到系统在各种工况的过渡阶段出现的动态压力往往超过静态压力。另外考虑到一定的压力储备量，并确保马达的寿命，因此选马达的

11、额定压力pp，应满足Pn(1.251.6)Pp。中低压系统去小值，高压系统取大值。在本设计中Pn=1.25Pp=7.5Mpa，为方便计算取10Mpa2.1.2 马达的流量确定液压马达的最大流量应为： qpKL(q)max (2-2)式中：qp液压马达的最大流量； (q)max同时动作的各执行元件所需流量之和的最大值。KL系统泄露系数，KL=1.2qp=K(q)max=1.2×8.4×10-5=1.008×10-4m3/s2.1.3 选择液压马达的规格根据算得的qp和Pp，选用YM型限压式变量叶片马达，该马达的基本参数为：每转排量q0=20ml/r，马达的额定压力P

12、n=10MPa，转速n=302r/min，容积效率v=0.9，总效率=0.7。表2-1 马达铭牌参数型号额定压力（MPa）转速(r/min)排量(ml/r)效率(%)YM1030220902.2发电机的选择本文设计的海洋波浪能发电装置通过第二级转换系统把波浪能转换成机械能，再通过第三级输出系统转换成电能。在把机械能转换成电能的过程中，发电机是第三级输出系统的核心部件，发电机不仅仅直接影响整个第三级输出系统的性能、效率和输出电能的质量，同时也关系到第二级转换系统的工作方式、部件结构和工作效率。目前波浪能发电装置上使用的发电机一般都采用的是通用的小型三相交流发电机，这种发电机并不完全适用在波浪发电

13、装置上使用。现阶段运用风能发电的风力发电机的研究已经相对成熟，市场上已有许多相关产品。风能和波浪能在一定程度上具有相似之处，风能也是随时随地变化，具有随机性，因此运用波浪能发电的发电机的选择可以借鉴风力发电机。本文设计的发电装置是一台独立工作的装置，并且输出电功率不需要很大，因此选用独立运行的发电机。独立运行的发电机通常容量较小，与蓄电池和功率变换器配合实现直流电和交流电的持续输出。通过控制发电机的励磁、转速和功率变换器可以产生恒定电压的直流电或者恒定电压和恒定频率的交流电。根据上述发电机的分类和特点，本文设计的海洋波浪能发电装置初步选用的发电机类型为独立运行的直流发电机。结合本文设计的海洋波

14、浪能发电装置的工作要求，选择直流发电机中的永磁式直流发电机作为海洋波浪能发电装置中所选用的发电机。根据前文确定的发电机的额定转速360-400rmin，并且根据输出功率，选择发电机型号Y100-1。确定选择的发电机型号的铭牌参数如表2-2所示。表2-2 发电机铭牌参数产品规格额定功率（kw）额定转速(r/min)额定电压(v)起动力矩(Nm)效率(%)1Kw1360DC42/560.8802. 3 蓄能器的选择为了便于给发电机提供持续稳定的动力，一般需要选用一个蓄能器来暂时存储系统传送过来的液压能量。蓄能器是把压力油的压力能储存在耐压容器中，需要时再将其释放出来的一种能量储存装置，它在适当的时

15、机将系统中的能量转变为压缩能或位能储存起来，当系统需要的时，又将压缩能或位能转变为液压或气压等能而释放出来，重新补供给系统。当系统瞬间压力增大时，它可以吸收这部分的能量。保证整个系统压力正常。对于液压系统，广泛使用的是活塞式蓄能器和气囊式蓄能器。液压控制系统实际情况，蓄能器用于作辅助动力源并维持系统的压力，需要蓄能器有良好的 灵敏特性和更高的压力值2.3.1 蓄能器容积的计算蓄能器的工作原理：利用气体的可压缩性，靠封闭气体的弹性变形储存和释放能量。当进入蓄能器中的油液压力升高时，蓄能器气囊中的气体受压缩气体变小，储存能量，同时蓄能器内的油液体积增大。当蓄能器内油液压力降低时，气囊内气

16、体膨胀，释放能量，同时把油液挤出蓄能器。用于能量储存时的气囊式蓄能器气体状态变化满足玻义耳定律。 p1v1n=p2v2n=p3v3n=C = （2.3）即则有 式中p1 充气压力,MPa (此时体积为v1) p2系统的最低工作压力,MPa (最低工作压力下的气体体积v2)； p3系统的最高工作压力,MPa (最高工作压力下的气体体积v3)； n等温变化时，n=1；绝热变化时,多变指数n =1.4。 当从压力p2降到p3后，蓄能器释放的油液体积及气体体积的变化量v为:v=v3- v2 根据液压系统的实际应用，蓄能器工作过程为等温变化，则蓄能器容积计算公式简化为 v1=vp11p2-1p3

17、0;öæöD-ç （2.4）系统采用10条行程为160mm,活塞直径为50mm，活塞杆直径为32mm的液压缸。则需求总流量为： vz=4×502-322×160×10=1.8L根据已知条件：p2=5 MPa，p3=10 MPa。活塞式储能器充气系数：0.8， p1=0.8p2=4MPa ，则：v1=vp11p2-1p3= 1.8415-110 =4.5(L)éùéù æöæöD-ç÷ç÷ê

18、0;èøèøë û所以蓄能器所需容积为v1=4.5（L）2.3.2 蓄能器的选型 根据容积4.5L选择NXQ-6.3/-L/F-，参数如表2-3所示表2-3 蓄能器铭牌参数型  号公称容积/L公称压力/MPaNXQ-6.3/-L/F-6.310、20、31.52. 4 其他除主要液压元器件液压马达、蓄能器的选择外，为提高总效率，还需要确定并选择其他辅助元件，例如油管、液压油、液压阀等。2.4.1 油管如表2-4为管道允许流速推荐值。表2-4 允许流速推荐值管道推荐流速/(m/s)吸油管道0.51.5，一般取1以下压油管道25

19、，压力高，管道短，粘度小取大值回油管道1.53油管内径为：d=4qv=4×47.1×10-3×5×60×103mm=14.14mm根据内径尺寸系列，选取内径为20mm的软管。2.4.2 液压阀1.单向阀单向阀又称止回阀或逆止阀。用于液压系统中，以控制油流的沟通或切断。单向阀的开启压力有0.04MPa和0.4MPa两种，前者一般用在压力管路中，以防止油流反向流动；后者一般可作为背压阀使用。根据之前所得流量Q=8.4×10-5m3，选用AF3-Ea10B单向阀。如表2-5为AF3-Ea10B单向阀基本参数。表2-5 单向阀基本参数表型号通

20、径/mm压力/MPa开启压力/MPa流量/（L/min）质量/kg额定最高AF3-Ea10B1016200.05402.12.二位二通电磁换向阀换向阀用于液压系统中，以控制油流的换向。根据使用环境的不同可分为三类，低压电磁阀、常规电磁阀高压电磁阀。根据工作压力为5MPa和之前所得流量Q=8.4×10-5m3，选用2L200-10二位二通电磁换向阀。如表2-6为2L200-25二位二通电磁换向阀基本参数。表2-6 换向阀基本参数型号通径/mm压力/MPa最大耐压力/MPa流量/（L/min）质量/kg2L200-1010510402.13.调速阀调速阀是由定差减压阀与节流阀串联而成的组

21、合阀。节流阀用来调节通过的流量，定差减压阀则自动补偿负载变化的影响，使节流阀前后的压差为定值，消除了负载变化对流量的影响。节流阀前、后的压力分别引到减压阀阀芯右、左两端，当负载压力增大，于是作用在减压阀芯左端的液压力增大，阀芯右移，减压口加大，压降减小，从而使节流阀的压差（p2-p3）保持不变；反之亦然。这样就是调速阀的流量恒定不变（不受负载影响）。根据系统要求，选用HF2-KG16K-02型调速阀。具体参数如表2-7。表2-7 调速阀基本参数表型号公称直径/mm最大压力/MPa自由流量L/minHF2-KG16K-024014124.减压阀减压阀是通过调节，将进口压力减至某一需要的出口压力，

22、并依靠介质本身的能量，使出口压力自动保持稳定的阀门。从流体力学的观点看，减压阀是一个局部阻力可以变化的节流元件，即通过改变节流面积，使流速及流体的动能改变，造成不同的压力损失，从而达到减压的目的。然后依靠控制与调节系统的调节，使阀后压力的波动与弹簧力相平衡，使阀后压力在一定的误差范围内保持恒定。根据系统要求，选用GWJYF-5-3-50型可调减压阀。具体参数如表2-8。表2-8 减压阀基本参数表型号公称直径/mm最大压力/MPa自由流量L/minGWJYF-5-3-50205122.5 汇总液压所用元件汇总如下表2-9：表2-9 液压元件汇总表序号名称型号数量1液压缸12单向阀AF3-Ea10

23、B43蓄能器NXQ-6.3/-L/F-14调速阀HF2-KG16K-0215二位二通电磁换向阀2L200-1016减压阀GWJYF-5-3-5017马达YM18油管9发电机Y100-1110压力继电器JCD-02S111压力传感器CYYZ11-H112流量传感器DN4-DN50113模数转换器AD7825114数模转换器DA880112.6 压力继电器及两种传感器的控制2.6.1 I/O分配表表2-10 I/O分配表分类元件端字号作用输入SB1X0控制压力继电器通断SB2X1压力正常时接通SB3X2压力低于正常压力时接通SB4X3压力高于正常压力时接通SB5X4流量正常时接通SB6X5流量低于

24、正常流量时接通SB7X6流量高于正常流量时接通输出1DTY0使二位二通电磁阀得电R1Y1使减压阀开口调到正常状态R2Y2使减压阀开口调大R3Y3使减压阀开口调小R4Y4使调速阀开口调到正常状态R5Y5使调速阀开口调大R6Y6使调速阀开口调小2.6.2 PLC外部接线图图2-1 PLC外部接线图2.6.3 压力继电器控制当储能器的压力达到指定压力时，通过A/D转换器，将压力信号转换为电信号，传送到PLC，通过PLC程序使得输出正确的控制信号，再由D/A转换器转化为电信号控制二位二通电磁换向阀得失电。（X0代表PLC控制信号（当压力达到时自动接通），电磁阀PLC信号以Y0表示）压力继电器PLC控制

25、如图2-1所示。图2-2 压力继电器PLC控制2.6.4 压力传感器控制压力传感器主要是使得压力基本上保持恒定，当压力过大时，使得减压阀开口适当减小，当压力过小时，使得减压阀开口适当加大。由于此处的压力是由压力传感器测定，且本次选定的压力传感器有0.25Mpa左右的偏差，所以在指定压力±0.25Mpa范围内都符合要求。通过减压阀的压力，通过A/D转换器，将压力信号转换为电信号，传送到PLC，通过PLC程序使得输出正确的控制信号，再由D/A转换器转化为电信号控制减压阀开口大小。（X1、X2、X3代表PLC控制信号，X1代表压力在正常范围内，X2代表压力低于正常压力，X3代表压力高于正常

26、压力；Y1代表正常开口，Y2代表开口调大，Y3代表开口调小。）压力传感器PLC控制如图2-2所示。图2-3 压力传感器PLC控制2.6.5 流量传感器控制流量传感器主要是使得流量基本上保持恒定，当流量过大时，使得调速阀开口适当减小，当流量过小时，使得调速阀开口适当加大。由于此处的流量是由流量传感器测定，且本次选定的流量传感器有一定偏差，所以在指定流量范围内都符合要求。通过调速阀的压力，通过A/D转换器，将流量信号转换为电信号，传送到PLC，通过PLC程序使得输出正确的控制信号，再由D/A转换器转化为电信号控制调速阀开口大小。（X4代表流量过大，Y4代表调速阀开口减小；X5代表流量过小，Y5代表

27、调速阀开口增加；X6代表压力正常，Y6代表调速发开口正常）流量传感器PLC控制如图2-3所示。图2-4流量传感器PLC控制第三章 液压缸尺寸的确定3.1 液压参数的确定设浮标为长方体，其长为1m，宽为1m，高位0.4m。设海水的密度为海水=1.0×103kg/m3，浮标的密度为浮标=0.5×103kg/m3，当浮标的体积浸入海水34时浮标开始上升，浮标功率90%为有效值。浮标=mv=0.5×103kgm3m=浮标×v=0.5×103×0.4=0.2×103kgF合=F浮标-GG=mg=0.2×103×10

28、=2000NF浮标=海水×v×g=1×103×34×0.4×10=3000NF合=1000Nw浮标=F合×h=1000×0.8-0.4×14=700JP浮标=Wt=700÷1.5×90%=420WQ流量=P浮标÷P压=420÷5×106=8.4×10-5m3V体=Qt=8.4×10-5×1.5=1.26×10-4m3L=V体÷A=0.8-0.4×14÷5=0.14m3.2 液压缸内径D和

29、活塞杆直径d的确定如图3-1为活塞杆液压缸示意图p2p1图3-1 活塞杆液压缸计算示意图F1=F2=p1-p2×A=p1-p2×4×D2-d2 (3-1)式中： p1-液压缸工作压力（Mpa） p2-回油腔背压(Mpa) A-活塞的有效面积(mm²) F-最大负载（N） A=14D2-d2 (3-2)式中： D -液压缸的内径 d-活塞杆的直径由L=V体÷A=140mm和A=14(D2-d2)D2-d2=1.14×103mm2取d/D=0.7时D=47.3mm d=30.3mm根据表3-1和3-2液压缸内径尺寸系列和液压缸活塞杆外径尺

30、寸对D和d进行圆整，取：D=50mm 、d=32mm。表3-1 液压缸内径尺寸系列（GB2348-80）810121620253240506380（90）100（110）125（140）160（180）200（220）250320400500630表3-2 活塞杆直径系列（GB2348-80）456810121416182022252832364045505663708090100110125140601802002202502803203604003.3 液压缸壁厚和外径的计算液压缸的材料选用无缝钢管，其壁厚按薄壁圆筒公式计算为： PyD2 (3-3)式中：-液压缸缸筒厚度（mm） Py-试

31、验压力（MPa） -缸体材料的许用应力（MPa）工作压力P16MPa时，Py=1.5Pa；工作压力P16MPa时，Py=1.25Pa；所以 Py=1.5×6=9MPa无缝钢管的许用应力=100110MPa，带入数据PyD2=9×502×100=2.25mm由计算的公式所得的液压缸的壁厚厚度很小，使缸体的刚度不够，所以用经验法选取壁厚：=10mm由液压缸的壁厚，可求得缸体的外径D1为D1D+2=70mm缸体壁厚的验算：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 Pn0.35sD12-D2D2=0.35×245×702-5025

32、02=82.32Mpa (3-4)式中：D1，D-液压缸的外径和内径（m或cm） s-缸体材料的屈服强度（MPa）由前面计算的液压缸的额定工作压力为Pn=10MPa,故满足要求。为避免缸体的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)PrLPrL2.3SlgD1D=2.3×245×lg7050=82.34Mpa显然满足要求。缸体的径向变形量D值应在允许范围内，而不能超过密封件允许的范围： D=PyDED12+D2D12-D2+u=0.0076mm （3-5）式中：Py-液压缸试验压力（MPa）由前面知道 E-缸

33、体材料的弹性模数（MPa）取200GP u-缸体材料的泊松比，取u=0.3在允许范围内，满足要求。为确保液压缸安全使用，缸体的爆裂压力PE应大于试验压力Py：PE=2.3blgD1D=2.3×410×lg7050=137.80Mpa>Py计算得出的PE的值远远大于试验压力Py值，所以液压缸可安全使用。3.4 液压缸工作行程的确定液压缸工作行程长度，可根据执行机构实际工作的最大行程来确定，并参照下表中的尺寸系列来选取标准。表3-3 液压缸活塞行程参数系列（GB2349-80）255080100125160200250320400500630800100012501600

34、20002500320040004063801101401802202803604505507008001100140018002200280039002402603003403804204805306006307508509501050120013001500170019002100240026003000800由表3-3取行程L=160mm3.5 液压缸缸盖厚度的确定液压缸有孔时的近似计算公式为：t=0.433D2PyD2(D2-d0)=0.433×509×50100(50-30)=12.20mm由于缸盖上要进出油口，所以按经验取:t=65mm3.6 最小导向长度的确定

35、图3-2为液压缸导向长度示意图。 图3-2 液压缸的导向长度当活塞杆全部外伸时，从活塞支承面中点到缸盖滑动支承面中点的距离H称为最小导向长度（如图）。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定的最小导向长度。对一般的液压缸，最小导向长度H应满足以下要求:HL20+D2=8+25=33mm （3-6）式中：L液压缸的最大行程 D液压缸的内径活塞的宽度B一般取B=（0.61.0）D，D=50，故取B=40mm。缸盖滑动支承面的长度L1，根据液压缸内径D而定 当D<80mm时，取L1=（0.61.0）D； 当D>80mm时，

36、取L1=（0.61.0）d。所以B=(0.61)D=(0.61)×50=3050mm ， 取B=40mm L1=(0.61)d=(0.61)×50=3050mm ， 取L1=40mm为保证最小导向长度H，若过分增大L1和B都是不适宜的，必要时可在缸盖与活塞之间增加一隔套K来增加H的值。隔套的长度C有需要的最小导向长度H决定，即C=H-12L1+B，此设计不需要用隔套。3.7 缸体长度的确定液压缸缸体内部长度应等于活塞的行程与活塞的宽度之和。缸体外形长度还要考虑到两端端盖的厚度。一般液压缸缸体长度不应大于内径的2030倍。这里取：内部长度为：160+40=270mm。外部长度

37、为：160+40+2×90+(40-33)=394mm。第四章 液压缸的结构设计及校核4.1 缸体与缸盖的连接形式缸体端部与缸盖的连结形式与工作压力、缸体材料以及工作条件有关。下表4-1为液压缸缸体与缸盖的连接形式。表4-1 液压缸缸体与缸盖的连接形式连接方式结 构 形 式 图 例优 缺 点法兰连接优点：1、结构简单，成本低2、容易加工，便于安装3、强度较大，能承受高压缺点：1、 径向尺寸较大2、 重量比螺纹连接的大3、 工艺长度比较复杂些螺纹连接优点：1、外形尺寸较小2、重量较轻缺点：1、端部结构复杂，工艺要求高2、装拆时需要用专用工具外半径连接优点：1、结构简单2、加工装配方便缺

38、点：1、外形尺寸大2、缸筒开槽，削弱了强度连接方式结 构 形 式 图 例优 缺 点内半径连接优点：1、外形尺寸较小2、结构紧凑，重量较轻缺点：1、端部进入缸体内较长2、缸筒开槽，削弱了强度 考虑到加工成本以及连接可靠性，选择法兰螺栓连接，此种方法连接强度较大，能承受高压。法兰与缸体无缝钢管采用了螺纹连接，这样加工既方便，成本又低，连接又可靠。螺栓连接校核选取的螺栓为M12×1.5缸体与缸盖采用螺栓连接时螺纹处的拉压力为：=4KFd12Z （4-1）螺纹处的切应力为： =K1KFd020.2d12Z （4-2）合应力为： n=2+32 （4-3）式中：K-螺纹拧紧系数（Pa）静载时取K

39、=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=12-1.0825×2=9.835 t-螺纹螺距（m） -螺纹材料的许用压力（Pa）sn=3502=175Mpa n-安全系数，通常取n=1.52.5； s-螺纹材料的屈服极限点（Pa） F-缸体螺纹处的所受拉力（N）F=4D2p,p为系统最大工作压力。 Z-螺栓数量 Z=6将各参数带入公式得：=50.40Mpa =30.88Mpa n=73.49Mpa所以n=73.49MpaMPa=175MPa,其螺纹连接满足

40、要求。4.2 活塞与活塞杆的连接形式考虑到成本、加工工艺、工作条件等因素，从表4-2所示连接形式中选择活塞杆与活塞的连接结构。表4-2 活塞杆与活塞的连接结构连接形式结构形式图例特点整体式结构结构简单，适用于缸径较小的液压缸螺纹连接结构简单。在振动的工作条件小容易松动，必须用锁紧装置。半环连接结构简单，装拆方便，不易松动，但会出现轴向间隙。推销连接 结构可靠，用推销连接，销孔必须配铰，销钉连接后必须锁紧，多用于负载较小的场合。本液压缸设计选择螺纹连接，此连接结构的特点为：结构简单，在振动的工作条件下容易松动，必须用锁紧装置，应用较多，如组合机床与工程机械上的液压缸。1）活塞杆强度校核活塞杆在稳

41、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：=4Fd2=4×5000×0.032=7.07Mpa=120Mpa如果液压缸工作时，活塞杆所受的弯曲力矩不可忽略时，应按照弯曲联合强度考虑，此时计算公式: =FA1+FymaxW (4-4)式中：-活塞杆压力（Pa） F-活塞杆输出力（N）， F=5F合=5000N A1-活塞杆面积（m2） d-活塞杆直径（mm） ymax-活塞杆最大挠度（mm）W-活塞杆抗弯模量数（m3）,实心圆截面活塞杆为W=d332因此活塞杆的强度满足要求。2）活塞杆与活塞螺纹连接时的螺纹校核活塞杆与活塞连接螺

42、纹的强度按第四强度理论校核 n=5Fd12 (4-5) =20FKd12 (4-6) =n2+32< (4-7)式中：n-拉压力（Pa） -剪应力（Pa） -合成应力（Pa） K-螺纹连接摩擦系数，一般取K=0.7得出:n=5Fd12=5×5000×30.75×10-32=8.42Mpa=20Fkd12=20×5000×0.07×30.75×10-32=3.29Mpa=n2+32=10.17Mpa故满足要求。4.3 导向套的结构活塞杆导向部分的结构包括活塞杆与端盖、导向套的结构，以及密封、防尘和锁紧装置等。导向套的结构

43、可以做成端盖整体式直接导向，也可做成端盖分开的导向套结构，后者导向套磨损后便于直接更换，所以应用比较普遍。导向套的位置可安装在密封圈的内侧，也可以装在外侧。设计中采用了导向套导向，密封装置为O型密封圈。选取的螺钉为M10×1.25缸体与缸盖采用螺栓连接时螺纹处的拉压力为： =4KFd12Z (4-8)螺纹处的切应力为：=K1KFd020.2d12Z (4-9)合应力为： n=2+32 (4-10)式中：K-螺纹拧紧系数（Pa）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

44、= d0-1.0825t=6.647mm t-螺纹螺距（m） -螺纹材料的许用压力（Pa）sn=3502=175Mpa n-安全系数，通常取n=1.52.5； s-螺纹材料的屈服极限点（Pa） F-缸体螺纹处的所受拉力（N）F=4D2p,p为系统最大工作压力。 Z-螺栓数量 Z=6将各参数带入公式得：=68.40Mpa =35.88Mpa n=92.42Mpa所以n=92.42MpaMPa=175MPa,其螺纹连接满足要求。4.4 密封件的选用液压缸工作中要达到零泄漏、摩擦小和耐磨损的要求。在设计时，正确的选择密封件、导向套和防尘圈的结构型式和材料是很重要的。从现代的密封技术来分析，液压缸的活

45、塞和活塞杆及其它们的密封、导向和防尘等应作为一个综合的密封系统来考虑，只有具有可靠的密封系统，才能使液压缸有良好的工作状态和理想的使用寿命。1.活塞与导向套之间的密封防尘：根据新编液压工程手册1440页，选用A防尘圈直径范围为6390，工作温度-30+110，进给速度1，Vc=0.8m/s符合要求。材料为丁腈橡胶在外表面上具有梳子形截面的密封表面，保证了它在沟槽中可靠的定位。根据GB10708.1-89，选择Y形橡胶密封圈，密封槽尺寸为宽6.3mm，深2.9mm。 2.缸筒与缸盖之间的密封：采用O形密封圈，带挡圈的沟槽；根据GB3452.1-92选择O形密封圈。O形密封圈的优点主要有：结构小巧

46、，装拆方便。价格低廉，体积小。既可用于动密封，也可用于静密封。动摩擦阻力较小。使用单件O形圈，可对两个方向起密封作用。 3.活塞与缸筒之间的密封：中间采用O形密封圈，两边采用带挡圈的沟槽的唇形密封圈。 4.其他地方的密封装置：根据GB3452.1-92，根据需要密封的部件尺寸，选择合适的O形密封圈。4.5 液压缸的安装连接结构根据安装位置和工作要求的不同可有螺栓安装、脚架安装、法兰安装、轴销和耳环安装等如下表4-3所示 表4-3 液压缸安装方式序号安装形式安装简图注1长螺栓安装2径向脚架3底面脚架倾翻力矩比较序号2较小序号4较大4前后脚架5头部外法兰安装螺钉受拉力比较序号6、7较小序号5较大6头部内法兰7尾部外法兰8头部轴销液压缸在平面内摆动活塞受弯曲作用比较9尾部轴销序号8较小序号9较大序号10介于之间10中部轴销11尾部耳环同序号912尾部球头液压缸可在一定的范围内摆动根据题目要求液压缸安装连接结构采用：序号10中部轴销