毕业设计(论文)-液压缸课程设计的液压缸设计

宁XX大学课程设计(论文)液压缸设计所在学院专业班级姓名学号指导老师年月日PAGE30PAGE28摘要本液压油缸以传递动力为主，保证足够的动力是其基本要求。另外，还要考虑油缸的稳定性、可靠性、可维护性、安全性及效率。其中稳定是指系统工作时的运动平稳性及系统性能的稳定性(如环境温度对油液的影响等因素)。可靠性是指系统不因意外的原因而无法工作(如油管破裂、无电等情况)。可维护性是指系统尽可能简单，元件尽可能选标准件，结构上尽可能使维护方便．安全性是指不因液压缸的故障导致后车厢盖的其它事故．效率是指液压缸的各种能量损失尽可能的小。上述要求中，除满足系统的动力要求外，最重要的是保证系统的安全性和可靠性。关键词：液压缸，油缸AbstractThehydraulicsystemtotransferpower,ensureadequatepowerisitsbasicrequirement.Inaddition,considerthesystemstability,reliability,maintainability,safetyandefficiency.Thestabilizingmeanswhenthesystemworkssteadymotionandsystemperformancestability(suchasenvironmentaltemperatureontheinfluenceofoiletc).Reliabilityreferstothesystemisnotduetoaccidentreasontowork(suchastubingrupturewithoutelectricity,etc.).Maintainabilityisreferredtothesystemassimpleaspossible,elementischosenasfaraspossiblestandardparts,structureasmuchaspossiblesothatthemaintenanceisconvenient.Securityisnotduetothefaultofthehydraulicsystemcausestheantennaframecollapseorotheraccidents(suchasthedropoutofcontrol,antennaduetogravityaccelerationwhereabouts).Efficiencyreferstothehydraulicsystemofthevariousenergylossassmallaspossible.Theaboverequirements,inadditiontomeetthepowerrequirements,themostimportantthingistoensurethesafetyandreliabilityofthesystem.Keywords:hydraulicsystem,全套设计请加197216396或401339828

目录摘要 IAbstract II目录 III1设计的技术要求和设计参数 52工况分析 62.1确定执行元件 62.2分析系统工况 62.3负载循环图和速度循环图的绘制 73油缸设计计算 93.1油缸主参数的确定 93.1.1液压缸的内径 93.1.2活塞杆的直径 103.1.3液压缸缸体厚度计算 133.1.4液压缸长度的确定 143.1.5缸筒的加工要求 153.1.6法兰设计 153.1.7(缸筒端部）法兰连接螺栓的强度计算 163.2活塞的设计 173.3导向套的设计与计算 183.4端盖和缸底的设计与计算 203.5缸体长度的确定 213.6缓冲装置的设计 213.7排气装置 213.8密封件的选用 233.9防尘圈 243.10液压缸的安装连接结构 24总结 27致谢 28参考文献 291设计的技术要求和设计参数液压系统在组合机床上主要是用于实现工作台的直线运动和回转运动，如图1所示，如果动力滑台要实现二次进给，则动力滑台要完成的动作循环通常包括：原位停止快进I工进II工进死挡铁停留快退原位停止。图1组合机床动力滑台工作循环工作循环：快进工进快退停止；系统设计参数如表1所示，动力滑台采用平面导轨，其静、动摩擦系数分别为fs=0.2、fd=0.1。表1设计参数参数数值工作阻力（N）67750运动部件自重(N)8576快进、快退速度(m/s)0.15工进速度(10-3m/s)0.82快进行程L1(mm)170工进行程L2(mm)80加速时间（s）0.2假设液压缸机械效率0.92工况分析2.1确定执行元件金属切削机床的工作特点要求液压系统完成的主要是直线运动，因此液压系统的执行元件确定为液压缸。2.2分析系统工况在对液压系统进行工况分析时，本设计实例只考虑组合机床动力滑台所受到的工作负载、惯性负载和机械摩擦阻力负载，其他负载可忽略。（1）工作负载FW工作负载是在工作过程中由于机器特定的工作情况而产生的负载，对于金属切削机床液压系统来说，沿液压缸轴线方向的切削力即为工作负载，即FW=67750N（2）惯性负载最大惯性负载取决于移动部件的质量和最大加速度，其中最大加速度可通过工作台最大移动速度和加速时间进行计算。已知启动换向时间为0.2s，工作台最大移动速度，即快进、快退速度为0.15m/s，因此惯性负载可表示为（3）阻力负载阻力负载主要是工作台的机械摩擦阻力，分为静摩擦阻力和动摩擦阻力两部分。静摩擦阻力Ffj=fj×N=N动摩擦阻力Ffd=fd×N=N根据上述负载力计算结果，可得出液压缸在各个工况下所受到的负载力和液压缸所需推力情况，如表2所示。表2液压缸在各工作阶段的负载（单位：N）工况负载组成负载值F液压缸推力=F/起动=1715N1905.56N加速=+1514N1682.22N快进=858N953.33N工进=+68608N76231N反向起动=1715N1905.56N加速=+1514N1682.22N快退=858N953.33N注：此处未考虑滑台上的颠覆力矩的影响。2.3负载循环图和速度循环图的绘制根据表2中计算结果，绘制组合机床动力滑台液压系统的负载循环图如图2所示。图2组合机床动力滑台液压系统负载循环图图2表明，当组合机床动力滑台处于工作进给状态时，负载力最大为76231N，其他工况下负载力相对较小。根据上述已知数据绘制组合机床动力滑台液压系统的速度循环图如图3所示。图3组合机床液压系统速度循环图3油缸设计计算基本技术数据，是根据用途及结构类型来确定的，它反映了工作能力及特点，也基本上上确定了轮廓尺寸及本体总质量等。3.1油缸主参数的确定3.1.1液压缸的内径表3-1液压缸的公称压力系列（GB/T7937-1987）0.631.06.310.018.025.040.063.0表3-2按负载选择工作压力[1]负载/KN<55~1010~2020~3030~50>50工作压力/MPa<0.8~11.5~22.5~33~44~5≥5表3-3各种机械常用的系统工作压力[1]机械类型机床液压机、重型机械、轧机压下、起重运输机械一般机床一般冶金设备农业、小型工程机械工作压力/MPa1~6.36.3~1610~1620~32初选系统压力P=6.3Mpa由负载图知最大负载工进F为76231N，设活塞面积A1活塞杆面积A2

快进速度为V1=Q/(A2)

快退速度为V2=Q/(A1-A2)

工进速度为V3=Q/A1

若V1=V2

则A1-A2=A2即A1=2A2

若V1=V2=2V3

则A2=0.5A1即由快进速度与快退速度相等或则他们的速度等于工进速度的2倍都可以得出A1=2A2的结论

也即A1:A2=2:1取d/D=0.707mD==0.124m=124mm查得油缸的液压缸的内径为125mm,3.1.2活塞杆的直径取d/D=0.707，那么则取d=88.75表3.4活塞杆直径系列456810121416182022252832364045505663708090100110125140160180200220250280320360400活塞杆直径为90mm,有效行程为250mm表3.5缸内径及活塞杆外径尺寸系列（GB/T2348-1993）内径尺寸系列活塞杆外径尺寸系列840125（280）41636902201050（140）320518451102801263160（360）620501253201680（180）4008225614035020（90）200（450）10256316025100（220）50012287018032（110）2501432802002.活塞杆强度计算：A.活塞杆强度计算活塞杆的直径按下式进行校核式中，为活塞杆上的作用力；式中——许用应力；（45钢的抗拉强度为598MPa，=,n一般取1.4。即活塞杆的强度适中）满足要求B.液压缸稳定性计算活塞杆受轴向压缩负载时，它所承受的力不能超过使它保持稳定工作所允许的临界负载，以免发生纵向弯曲，破坏液压缸的正常工作。的值与活塞杆材料性质、截面形状、直径和长度以及液压缸的安装方式等因素有关。若活塞杆的长径比且杆件承受压负载时，则必须进行液压缸稳定性校核。活塞杆稳定性的校核依下式进行式中，为安全系数，一般取=2~4。a.当活塞杆的细长比时b.当活塞杆的细长比时式中，为安装长度，其值与安装方式有关，见表1；为活塞杆横截面最小回转半径，；为柔性系数，其值见表3.6；为由液压缸支撑方式决定的末端系数，其值见表1；为活塞杆材料的弹性模量，对钢取；为活塞杆横截面惯性矩；为活塞杆横截面积；为由材料强度决定的实验值，为系数，具体数值见表3.7。表3.6液压缸支承方式和末端系数的值支承方式支承说明末端系数一端自由一端固定1/4两端铰接1一端铰接一端固定2两端固定4表3.7、、的值材料铸铁5.61/160080锻铁2.51/9000110钢4.91/500085c.当时,缸已经足够稳定，不需要进行校核。此设计安装方式中间固定的方式，此缸已经足够稳定，不需要进行稳定性校核。3．活塞杆的结构设计活塞杆的外端头部与负载的拖动电机机构相连接，为了避免活塞杆在工作生产中偏心负载力，适应液压缸的安装要求，提高其作用效率，应根据负载的具体情况，选择适当的活塞杆端部结构。4.活塞杆的密封与防尘活塞杆的密封形式有Y形密封圈、U形夹织物密封圈、O形密封圈、V形密封圈等[6]。采用薄钢片组合防尘圈时，防尘圈与活塞杆的配合可按H9/f9选取。薄钢片厚度为0.5mm。为方便设计和维护，本方案选择O型密封圈。3.1.3液压缸缸体厚度计算缸体是液压缸中最重要的零件，当液压缸的工作压力较高和缸体内经较大时，必须进行强度校核。缸体的常用材料为20、25、35、45号钢的无缝钢管。在这几种材料中45号钢的性能最为优良，所以这里选用45号钢作为缸体的材料。式中，——实验压力，MPa。当液压缸额定压力Pn5.1MPa时，Py=1.5Pn，当Pn16MPa时，Py=1.25Pn。[]——缸筒材料许用应力，N/mm。[]=，为材料的抗拉强度。注：1.额定压力Pn额定压力又称公称压力即系统压力，Pn=6.3MPa2.最高允许压力PmaxPmax1.5Pn=1.256.3=7.875MPa液压缸缸筒材料采用45钢，则抗拉强度：σb=600MPa安全系数n按《液压传动与控制手册》P243表2—10，取n=5。则许用应力[]==120MPa==4.1015625mm表3.8标准缸的缸筒外径系列产品系列代号额定压力Pa/Mpa缸筒内径D40506380100125140160180200220250280材料缸筒外径径D1A型1620253250607695121146168194219245S20S45S45S45506076951211461681942192455060831021211521681942192455463.583102127152168194219245注A-工程液压缸满足。取液压缸厚度10.5mm。查标准取液压缸缸体外径为146mm。3.1.4液压缸长度的确定液压缸长度L根据工作部件的行程长度确定。快进行程L1(mm)170工进行程L2(mm)80L=170+80=250mm查题目参数得到的液压缸工作行程长度可以根据执行机构实际工作的最大行程确定，并参照表4-4选取标准值。液压缸活塞行程参数优先次序按表3-9中的a、b、c选用。表3-9（a）液压缸行程系列（GB2349-80）[6]2550801001251602002503204005006308001000125016002000250032004000表3-9（b）液压缸行程系列（GB2349-80）[6]406390110140180220280360450550700900110014001800220028003600表3-9（c）液压缸形成系列（GB2349-80）[6]240260300340380420480530600650750850950105012001300150017001900210024002600300034003800查得标准最终取值为L=250mm3.1.5缸筒的加工要求缸筒内径采用H7级配合，表面粗糙度为0.16，需要进行研磨；热处理：调制，HB240；缸筒内径的圆度、锥度、圆柱度不大于内径公差之半；刚通直线度不大于0.03mm；油口的孔口及排气口必须有倒角，不能有飞边、毛刺；在缸内表面镀铬，外表面刷防腐油漆。3.1.6法兰设计液压缸的端盖形式有很多，较为常见的是法兰式端盖。本次设计选择法兰式端盖（缸筒端部）法兰厚度根据下式进行计算：式（3-8）式中，-法兰厚度（m）；—密封环内经d=40mm（m）；密封环外径（m）；=50mm系统工作压力（pa）；=7MPa附加密封力（Pa）；值取其材料屈服点353MPa；螺钉孔分布圆直径（m）；=55mm密封环平均直径（m）；=45mm法兰材料的许用应力（Pa）；[]=/n=353/5=70.6MPa—法兰受力总合力（m）所以=13.2mm为了安全取=14mm3.1.7(缸筒端部）法兰连接螺栓的强度计算连接图如下：图3-1缸体端部法兰用螺栓连接1-前端盖；2-缸筒螺栓强度根据下式计算：螺纹处的拉应力:(MPa)式（3-9）螺纹处的剪应力(MPa)式（3-10）合成应力(MPa)式（3-11）式中,—液压缸的最大负载，=A，单杆时，双杆是—螺纹预紧系数，不变载荷=1.25~1.5，变载荷=2.5~4；—液压缸内径；—缸体螺纹外径；—螺纹内经；—螺纹内摩擦因数，一般取=0.12;变载荷取=2.5~4；—材料许用应力，,为材料的屈服极限，n为安全系数，一般取n=1.2~1.5；Z—螺栓个数。最大推力为：使用4个螺栓紧固缸盖，即：=4螺纹外径和底径的选择：=10mm=8mm系数选择：选取=1.3=0.12根据式（3-9）得到螺纹处的拉应力为：=根据式（3-10）得到螺纹处的剪应力为：根据式（3-11）得到合成应力为：==367.6MPa由以上运算结果知，应选择螺栓等级为12.9级；查表的得：抗拉强度极限=1220MP;屈服极限强度=1100MP；不妨取安全系数n=2可以得到许用应力值：[]=/n=1100/2=550MP证明选用螺栓等级合适。3.2活塞的设计活塞的宽度一般取=（0.6-1.0）即=（0.6-1.0）×125=（75-125）mm取=80mm由于活塞在液压力的作用下沿缸筒往复滑动，因此，它与缸筒的配合应适当，既不能过紧，也不能间隙过大。配合过紧，不仅使最低启动压力增大，降低机械效率，而且容易损坏缸筒和活塞的配合表面；间隙过大，会引起液压缸内部泄露，降低容积效率，使液压缸达不到要求的设计性能。活塞与缸体的密封形式分为：间隙密封（用于低压系统中的液压缸活塞的密封）、活塞环密封（适用于温度变化范围大、要求摩擦力小、寿命长的活塞密封）、密封圈密封三大类。其中密封圈密封又包括O形密封圈（密封性能好，摩擦因数小，安装空间小）、Y形密封圈（用在20Mpa压力下、往复运动速度较高的液压缸密封）、形密封圈（耐高压，耐磨性好，低温性能好，逐渐取代Y形密封圈）、V形密封圈（可用于50Mpa压力下，耐久性好，但摩擦阻力大）。综合以上因素，考虑选用O型密封圈。3.3导向套的设计与计算1.最小导向长度H的确定当活塞杆全部伸出时，从活塞支承面中点到到导向套滑动面中点的距离称为最小导向长度[1]。如果导向长度过短，将使液压缸因间隙引起的初始挠度增大，影响液压缸工作性能和稳定性。因此，在设计时必须保证液压缸有一定的最小导向长度。根据经验,当液压缸最大行程为L,缸筒直径为D时,最小导向长度为:（4-5）一般导向套滑动面的长度A，在缸径小于80mm时取A=(0.6~1.0)D，当缸径大于80mm时取A=(0.6~1.0)d.。活塞宽度B取B=(0.6~1.0)D。若导向长度H不够时,可在活塞杆上增加一个导向套K(见图4-1)来增加H值。隔套K的宽度。图4-1液压缸最小导向长度[1]因此:最小导向长度，取H=9cm；导向套滑动面长度A=活塞宽度B=隔套K的宽度2.导向套的结构导向套有普通导向套、易拆导向套、球面导向套和静压导向套等，可按工作情况适当选择。1）普通导向套这种导向套安装在支承座或端盖上，油槽内的压力油起润滑作用和张开密封圈唇边而起密封作用[6]。2）易拆导向套这种导向套用螺钉或螺纹固定在端盖上。当导向套和密封圈磨损而需要更换时，不必拆卸端盖和活塞杆就能进行，维修十分方便。它适用于工作条件恶劣，需经常更换导向套和密封圈而又不允许拆卸液压缸的情况下。3）球面导向套这种导向套的外球面与端盖接触，当活塞杆受一偏心负载而引起方向倾斜时，导向套可以自动调位，使导向套轴线始终与运动方向一致，不产生“憋劲“现象。这样，不仅保证了活塞杆的顺利工作，而且导向套的内孔磨损也比较均匀。4）静压导向套活塞杆往复运动频率高、速度快、振动大的液压缸，可以采用静压导向套。由于活塞杆与导向套之间有压力油膜，它们之间不存在直接接触，而是在压力油中浮动，所以摩擦因数小、无磨损、刚性好、能吸收振动、同轴度高，但制造复杂，要有专用的静压系统。3.4端盖和缸底的设计与计算在单活塞液压缸中，有活塞杆通过的端盖叫端盖，无活塞杆通过的缸盖叫缸头或缸底。端盖、缸底与缸筒构成密封的压力容腔，它不仅要有足够的强度以承受液压力，而且必须具有一定的连接强度。端盖上有活塞杆导向孔（或装导向套的孔）及防尘圈、密封圈槽，还有连接螺钉孔，受力情况比较复杂，设计的不好容易损坏。1.端盖的设计计算端盖厚h为：式中D1——螺钉孔分布直径，cm；P——液压力，；——密封环形端面平均直径，cm；——材料的许用应力，。2.缸底的设计缸底分平底缸，椭圆缸底，半球形缸底。2.端盖的结构端盖在结构上除要解决与缸体的连接与密封外，还必须考虑活塞杆的导向，密封和防尘等问题[6]。缸体端部的连接形式有以下几种：A．焊接特点是结构简单，尺寸小，质量小，使用广泛。缸体焊接后可能变形，且内缸不易加工。主要用于柱塞式液压缸。B．螺纹连接（外螺纹、内螺纹）特点是径向尺寸小，质量较小，使用广泛。缸体外径需加工，且应与内径同轴；装卸徐专用工具；安装时应防止密封圈扭曲。C．法兰连接特点是结构较简单，易加工、易装卸，使用广泛。径向尺寸较大，质量比螺纹连接的大。非焊接式法兰的端部应燉粗。D．拉杆连接特点是结构通用性好。缸体加工容易，装卸方便，使用较广。外形尺寸大，质量大。用于载荷较大的双作用缸。E．半球连接，它又分为外半环和内半环两种。外半环连接的特点是质量比拉杆连接小，缸体外径需加工。半环槽消弱了缸体，为此缸体壁厚应加厚。内半环连接的特点是结构紧凑，质量小。安装时端部进入缸体较深，密封圈有可能被进油口边缘擦伤。F．钢丝连接特点是结构简单，尺寸小，质量小。3.5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。缸体外形长度还需要考虑到两端端盖的厚度[1]。一般液压缸缸体长度不应大于缸体内经的20~30倍。取系数为5,则液压缸缸体长度：L=5*10cm=50cm。3.6缓冲装置的设计液压缸的活塞杆（或柱塞杆）具有一定的质量，在液压力的驱动下运动时具有很大的动量。在它们的行程终端，当杆头进入液压缸的端盖和缸底部分时，会引起机械碰撞，产生很大的冲击和噪声。采用缓冲装置，就是为了避免这种机械撞击，但冲击压力仍然存在，大约是额定工作压力的两倍，这就必然会严重影响液压缸和整个液压缸的强度及正常工作。缓冲装置可以防止和减少液压缸活塞及活塞杆等运动部件在运动时对缸底或端盖的冲击，在它们的行程终端能实现速度的递减，直至为零。当液压缸中活塞活塞运动速度在6m/min以下时，一般不设缓冲装置，而运动速度在12m/min以上时，不需设置缓冲装置。在该组合机床液压缸中，动力滑台的最大速度为4m/min,因此没有必要设计缓冲装置。3.7排气装置如果排气装置设置不当或者没有设置排气装置，压力油进入液压缸后，缸内仍会存在空气[6]。由于空气具有压缩性和滞后扩张性,会造成液压缸和整个液压缸在工作中的颤振和爬行,影响液压缸的正常工作。比如液压导轨磨床在加工过程中，这不仅会影响被加工表面的光洁程度和精度，而且会损坏砂轮和磨头等机构。为了避免这种现象的发生，除了防止空气进入液压缸外，还必须在液压缸上设置排气装置。配气装置的位置要合理，由于空气比压力油轻，总是向上浮动，因此水平安装的液压缸，其位置应设在缸体两腔端部的上方；垂直安装的液压缸，应设在端盖的上方。一般有整体排气塞和组合排气塞两种。整体排气塞如图4-2（a）所示。表4-5排气阀（塞）尺寸[6]d阀座阀杆孔cDM16611619.29323117108.53484~623M20x2814725.41143392213114594~828图4-2(a)整体排气孔图4-2（b）组合排气孔图4-2（c）整体排气阀零件结构尺寸由于螺纹与缸筒或端面连接，靠头部锥面起密封作用。排气时，拧松螺纹，缸内空气从锥面空隙中挤出来并经过斜孔排除缸外。这种排气装置简单、方便，但螺纹与锥面密封处同轴度要求较高，否则拧紧排气塞后不能密封，造成外泄漏。组合排气塞如图4-2（b）所示，一般由络螺塞和锥阀组成。螺塞拧松后，锥阀在压力的推动下脱离密封面排出空气。排气装置的零件图及尺寸图见4-2（c）以及表4-2（d）。图4-2（d）组合排气阀零件结构尺寸3.8密封件的选用1.对密封件的要求液压缸工作中要求达到零泄漏、摩擦小和耐磨损的要求。在设计时，正确地选择密封件、导向套（支承环）和防尘圈的结构形式和材料是很重要的。从现在密封技术来分析，液压缸的活塞和活塞杆及密封、导向套和防尘等应作为一个综合的密封系统来考虑，具有可靠的密封系统，才能式液压缸具有良好的工作状态和理想的使用寿命。在液压元件中，对液压缸的密封要求是比较高的，特别是一些特殊材料液压缸，如摆动液压缸等。液压缸中不仅有静密封，更多的部位是动密封，而且工作压力高，这就要求密封件的密封性能要好，耐磨损，对温度适应范围大，要求弹性好，永久变形小，有适当的机械强度，摩擦阻力小，容易制造和装卸，能随压力的升高而提高密封能力和利于自动补偿磨损。密封件一般以断面形状分类。有O形、U形、V形、J形、L形和Y形等。除O形外，其他都属于唇形密封件。2.O形密封圈的选用液压缸的静密封部位主要是活塞内孔与活塞杆、支承座外圆与缸筒内孔、缸盖与缸体端面等处[6]。这些部位虽然是静密封，但因工作由液压力大，稍有意外，就会引起过量的内漏和外漏。静密封部位使用的密封件基本上都是O形密封圈。O形密封圈虽小，确实一种精密的橡胶制品，在复杂使用条件下，具有较好的尺寸稳定性和保持自身的性能。在设计选用时，根据使用条件选择适宜的材料和尺寸，并采取合理的安装维护措施，才能达到较满意的密封效果。安装O形圈的沟槽有多种形式，如矩形、三角形、V形、燕尾形、半圆形、斜底形等，可根据不同使用条件选择，不能一概而论。使用最多的沟槽是矩形，其加工简便，但容易引起密封圈咬边、扭转等现象。2.动密封部位密封圈的选用液压缸动密封部位主要有活塞与缸筒内孔的密封、活塞杆与支承座（导向套）的密封等。形密封圈是我国液压缸行业使用极其广泛的往复运动密封圈。它是一种轴、孔互不通用的密封圈。一般，使用压力低于16MPa时，可不用挡圈而单独使用。当超过16MPa并用于活塞动密封装置时，应使用挡圈，以防止间隙“挤出”。3.9防尘圈防尘圈设置与活塞杆或柱塞密封外侧，用于防止外界尘埃、沙粒等异物侵入液压缸，从而可以防止液压油被污染导致元件磨损。1.防尘圈A型防尘圈是一种单唇无骨架橡胶密封圈，适于在A型密封结构形式内安装，起防尘作用。B型防尘密封圈是一种单唇带骨架橡胶密封圈，适于在B型密封结构形式内安装，起防尘作用。C型防尘圈是一种双唇密封橡胶圈，适于在C型结构形式内安装，起防尘和辅助密封的作用。2.防尘罩防尘罩采用橡胶或尼龙、帆布等材料制作。在高温工作时，可用氯丁橡胶，可在130℃以下工作。如果温度再高时，可用耐火石棉材料。当选用防尘伸缩套时，要注意在高频率动作时的耐久性，同时注意在高速运动时伸缩套透气孔是否能及时导入足够的空气。但是，安装伸缩套给液压缸的装配调整会带来一些困难。3.10液压缸的安装连接结构液压缸的安装连接结构包括液压缸的安装结构、液压缸近处有口的连接等。1.液压缸的安装形式液压缸的安装形式很多，但大致可以分为以下两类。1）轴线固定类这类安装形式的液压缸在工作时，轴线位置固定不变。机床上的液压缸绝大多数是采用这种安装形式。A通用拉杆式。在两端缸盖上钻出通孔，用双头螺钉将缸和安装座连接拉紧。一般短行程、压力低的液压缸。B法兰式。用液压缸上的法兰将其固定在机器上。C支座式。将液压缸头尾两端的凸缘与支座固定在一起。支座可置于液压缸左右的径向、切向，也可置于轴向底部的前后端。2）周线摆动类液压缸在往复运动时，由于机构的相互作用使其轴线产生摆动，达到调整位置和方向的要求。安装这类液压缸，安装形式也只能采用使其能摆动的铰接方式。工程机械、农用机械、翻斗汽车和船舶甲板机械等所用的液压缸多用这类安装形式。A耳轴式。将固定在液压缸上的铰轴安装在机械的轴座内，使液压缸轴线能在某个平面内自由摆动。B耳环式。将液压缸的耳环与机械上的耳环用销轴连接在一起，使液压缸能在某个平面内自由摆动。耳环在液压缸的尾部，可以是单耳环，也可以是双耳环，还可以做成带关节轴承的单耳环或双耳环。C球头式。将液压缸尾部的球头与机械上的球座连接在一起，使液压缸能在一定的空间锥角范围内任意摆动。2.液压缸油口设计油口孔是压力油进入液压缸的直接通道，虽然只是一个孔，但不能轻视其作用[6]。如果孔小了，不仅造成进油时流量供不应求，影响液压缸的活塞运动速度，而且会造成回油时受阻，形成背压，影响活塞的退回速度，减少液压缸的负载能力。对液压缸往复速度要求较严的设计，一定要计算孔径的大小。液压缸的进出油口，可以布置在缸筒和前后端盖上。对于活塞杆固定的液压缸，进出油口可以设在活塞杆端部。如果液压缸无专用排气装置，进出油口应设在液压缸的最高处，以便空气能首先从液压缸排出。液压缸进出油口的链接形式有螺纹、方形法兰和矩形法兰等。B.O形密封圈的选用液压缸的静密封部位主要有活塞内孔与活塞杆、支撑座外圆与缸筒内孔、端盖与缸体端面等处。静密封部位使用的密封件基本上都是O形密封圈。C.动密封部位密封圈的选用由于O型密封圈用于往复运动存在起动阻力大的缺点，所以用于往复运动的密封件一般不用O形圈，而使用唇形密封圈或金属密封圈。液压缸动密封部位主要有活塞与缸筒内孔的密封、活塞杆与支撑座（或导向套）的密封等。活塞环是具有弹性的金属密封圈，摩擦阻力小，耐高温，使用寿命长，但密封性能差，内泄漏量大，而且工艺复杂，造价高。对内泄漏量要求不严而要求耐高温的液压缸，使用这种密封圈较合适。V形圈的密封效果一般，密封压力通过压圈可以调节，但摩擦阻力大，温升严重。因其是成组使用，模具多，也不经济。对于运动速度不高、出力大的大直径液压缸，用这种密封圈较好。U形圈虽是唇形密封圈，但安装时需用支撑环压住，否则就容易卷唇，而且只能在工作压力低于10MPa时使用，对压力高的液压缸不适用。比较而言，能保证密封效果，摩擦阻力小，安装方便，制造简单经济的密封圈就属Yx型密封圈了。它属于不等高双唇自封压紧式密封圈，分轴用和孔用两种。综上，所以本设计选用Yx型圈，聚氨酯和聚四氟乙烯密封材料组合使用，可以显著提高密封性能：a.降低摩擦阻力，无爬行现象；b.具有良好的动态和静态密封性，耐磨损，使用寿命长；c.安装沟槽简单，拆装简便。这种组合的特别之处就是允许活塞外园和缸筒内壁有较大间隙，因为组合式密封的密封圈能防止挤入间隙内，降低了活塞与缸筒的加工要求，密封方式图如下：图3-2密封方式图总结在这不到一周的设计中，能学到的东西真的很有限，但是不能说一点收获都没有，我想我知道了一般机床液压缸的设计框架而且我也掌握了设计一个液压缸的步骤，我想本次课程设计是我们对所学知识运用的一次尝试，是我们在液压知识学习方面的一次有意义的实践。在本次设计中，我独立完成了自己的设计任务，通过这次设计，弄懂了一些以前书本中难以理解的内容，加深了对以前所学知识的巩固。在设计中，通过老师的指导，使自己在设计思想、设计方法和设计技能等方面都得到了一次良好的训练。致谢这次课程设计可以圆满的完成，离不开导师XXX的悉心指导。从课题的提出和论证到论文完成，X导师渊博的学识、先进的学术思想、对待研究的严谨态度和无私的奉献精神都是学生的楷模，使我受益匪浅，在论文完成之际，谨向尊敬的X导师致以崇高的敬意和由衷的感谢。在进行课程设计的过程中，我的感激之情无以言表，仅以此文献给他们，感谢我的朋友们，大家这四年来无论深处何地，距离多远，我始终感受的到与你们大家在一起；感谢我的老师，四年来对我的关心帮助让我在学校的生活和学习中都能有亲人般的感觉；感谢我的同学们，大家虽然来自不同的地方，但是大家始终相亲相爱，团结一致。我很庆幸能有了你们大家陪我一路走过艰难的历程。回首大学四年，往事历历在目，心绪难以平复，如此多的关心和帮助让我感到莫大的幸运，感觉充满力量，无论是身边的同学老师还是远方的亲人朋友们，他们的支持是我可以努力和坚持的最大动力，有了他们才真正让我感受到这个世界是无与伦比的美丽，这些都将支持我走向新的岗位，为社会为他人贡献我的绵薄之力。参考文献[1]李硕卫,张国贤.现代液压技术的发展现状[J].机械工程师，2009(2):54～57[2]郭丽颖.液压自动换向回路及其应用[J].煤矿机械，2005(3):90～91[3]董传军,杨延水,刘艳霞.一种液压增压缸的应用[J].制造技术与基础，2009(7):108～109[4]王建军.一种液压增压缸的介绍[J].液压与气动，1992(4):36[5]周晓君,袁辉.单井增注液压增压系统设计[J].液压与气动，2003(7):12～14[6]隋文臣.自控式双作用增压器的研究[J].煤矿机械，2004(9):106～108[7]许福玲,陈尧明.液压与气压传动（第3版）[M].北京：机械工业出版社，2007.143～144[8]李振军，刘建英.液压传动与控制.北京：机械工业出版社，2009.101[9]Y.He,P.5.K.Chua,G.H.Lim.FaultDiagnosisofLoadedWaterhydraulieAetuatorsbyOnlineTestingwithLABVIEW[J].JournalofTestingandEvaluation,2003,31(5):378～387[10]BillSavela.DigitalControlAidshydraulie-PressProduetivity[J].Met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