双活塞杆双作用活塞式液压缸结构设计.doc

目录

1设计的依据、原则和步骤 3
1.1引言 3
1.2设计的依据 3
1.3设计的一般原则 3
1.4设计的一般步骤 4
2设计的题目、技术参数、目的和要求 5
2.1设计题目 5
2.2设计技术参数 5
2.3设计目的 5
2.4设计要求 5
3液压缸缸体结构形式的确定 5
3.1结构初型 5
4液压缸性能参数与结构参数的计算 6
4.1液压缸工作负载力分析和计算 6
4.2 液压缸的液压力计算和工作压力的选择 7
4.3液压缸速度比的确定 7
4.4液压缸速度计算和流量选择 7
4.5液压缸综合结构参数及安全系数的选择 8
5缸筒设计与计算 9
5.1缸筒与缸盖的连接形式 9
5.2对缸筒的要求及材料选择 11
5.3缸筒的计算 11
5.4缸筒加工的技术要求 13
5.5缸筒头部法兰厚度 14
5.6缸筒—缸盖的连接计算 15
5.7 缸盖的材料和技术要求 15
5.8缸盖厚度的确定 16
5.9最小导向长度的确定 16
5.10缸体长度的确定 16
6活塞组件设计 16
6.1活塞设计 16
6.2活塞与活塞杆的连接结构 17
6.3活塞杆设计 17
6.4活塞杆及连接件强度校核 19
6.5活塞杆液压缸稳定性校核 20
7液压缸油口和排气装置设计 21
7.1 油口设计 21
7.2排气装置设计 22
参考文献 23

双活塞杆双作用活塞式
液压缸结构设计

1设计的依据、原则和步骤

1.1引言
一部现代机器通常由机架、原动机、传动装置和工作机构四个主要部分构成，其中机架为载体，原动机的作用是进行能量形式的转换，为机器提供适当形式的动力，传动装置的作用是进行动力的传递，工作机构即执行机构，其作用是消耗能量而做功。如果原动机将其他形式的能转换成液压能，执行元件消耗液压能而做功，则称为液压机械或液压机。液压机械的执行元件即做功元件是液压马达和液压缸。液压马达和液压缸是通用化和标准化程度很高的液压元件，用户或设计者在研制一部新的液压机械时，应尽量选择标准化的液压元件，以避免金钱的浪费和时间、精力的消耗。但由于使用要求的千差万别，液压元件的专用化设计是不可避免的，其中以液压缸设计居多。这是由于液压缸配置的灵活性，设计、制造比较容易，维护比较方便的特点决定的。因而，相对其他液压元件而言，液压缸的设计是极为常见的，这也是工程技术人员必须具有的一种基本技能。

1.2设计的依据
液压缸与机器及机器上的机构直接相联系，对于不同的机构，液压缸的具体用途和工作性能也不同，因此设计之前，要进行全面地分析和研究，收集必要的原始资料并加以整理作为设计的依据。
（1） 了解和掌握液压缸在机器上的用途和工作要求。
（2） 了解液压缸工作环境条件。
（3） 了解外部负载情况。
（4） 了解液压缸运动形态及安装的约束条件。
（5） 了解液压系统的情况。
（6） 了解有关国家标准、技术规定和其他参考资料。

1.3设计的一般原则
液压缸设计时应注意如下问题：
（1）保证液压缸的输出推力、拉力（或转矩）、行程和往返运动速度满足要求。液压缸的额定工作压力（输出力的折算值）以液压泵的额定工作压力的70%为宜。
（2）保证液压缸的每个零件有足够的强度、刚度和耐用性（寿命）。
（3）在保证上述两个条件的前提下，尽量减小液压缸的外形尺寸和重（质）量。一般说来，在外负载一定的条件下，提高液压缸的额定工作压力可减小液压缸的外形尺寸。
（4）在保证液压缸性能的前提下，尽量减少零件数量，简化结构。
（5）尽量避免液压缸承受横（侧）向负载和偏心负载，活塞杆工作时最好受拉力，以免产生纵向弯曲而引发稳定问题。
（6）液压缸的安装形式、活塞杆头部与外负载的连接形式要合理，尽量减小活塞杆伸出后的有效安装长度，避免产生“鳖劲”现象，增加液压缸的稳定性。
（7）密封部位的设计和密封件的选用要合理，保证性能可靠、漏量少、摩擦力小、寿命长、更换方便。密封部位的设计是保证液压缸性能的重要一环，对所选用的密封件，应使其压缩率在合理范围内。
（8）根据液压缸的工作条件和具体情况设置适当的排气、缓冲和防尘措施。在工作条件恶劣的情况下应考虑活塞杆的防护措施。
9）各种零件的结构形式和尺寸设计，应尽量采用标准形式和规系列尺寸，尽量选用标准件。
（10）液压缸应做到成本低、制造容易、维护方便。

1.4设计的一般步骤
一般情况下，应根据已确定的工作条件和掌握的设计资料，灵活地选择设计程序和步骤，反复推敲和计算，直到获得满意的设计结果。
（1）根据设计依据和负载机构的动作要求，初步确定设计方案：缸体结构设计、安装方式、连接方式等。
（2）根据液压缸承受的外部载荷作用力确定液压缸在行程各阶段上负载变化规律及必须提供的动力数据。
（3）在以输出力为主的液压缸设计中，根据负载F和选定的额定（工作）压力Pn，确定缸筒内径（即活塞外径）D和活塞杆直径d。
（4）根据选择活塞外径D和活塞杆直径d计算无杆腔面积A1和有杆腔面积A2；根据液压缸速度u的要求，确定液压缸所需的流量Q。
（5）选择缸筒材料，计算缸筒厚度或外径。
（6）选择缸底和缸盖的结构形式，计算缸底厚度、缸筒与缸盖的连接强度；确定具体安装形式及结构尺寸；确定缸筒上油口的位置、尺寸和连接形式。
（7）活塞组件设计。
（8）必要时设计缓冲和排气装置。
（9）审定全部设计资料及其他技术文件，对图纸进行修改和补充。
（10） 绘制液压缸装配图和零件图，编制技术文件。

2设计的题目、技术参数、目的和要求

2.1设计题目
本次的设计题目即设计任务是双活塞杆双作用活塞式液压缸结构设计。

2.2设计技术参数
技术参数要求：（1）系统额定压力：12Mpa;（2）额定负载：20KN；（3）行程：280mm；（4）安装分类：轴线固定。

2.3设计目的
油缸是液压传动系统中实现往复运动和小于360°回摆运动的液压执行元件。具有结构简单，工作可靠，制造容易以及使用维护方便、低速稳定性好等优点。因此，广泛应用于工业生产各部门。其主要应用有：工程机械中挖掘机和装载机的铲装机构和提升机构，起重机械中汽车起重机的伸缩臂和支腿机构，矿山机械中的液压支架及采煤机的滚筒调高装置，建筑机械中的打桩机，冶金机械中的压力机，汽车工业中自卸式汽车和高空作业车，智能机械中的模拟驾驶舱、机器人、火箭的发射装置等。它们所用的都是直线往复运动油缸，即推力油缸。所以进一步研究和改进液压缸的设计制造，提高液压缸的工作寿命及其性能，对于更好的利用液压传动具有十分重要的意义。
通过学生自己独立地完成指定的课程设计任务，提高理论联系实际、分析问题和解决问题的能力，学会查阅参考书和工具书的方法，提高编写技术文件的能力，进一步加强设计计算和制图等基本技能的训练，为毕业后成为一名出色的机械工程师打好基础。

2.4设计要求
安课程设计要求，完成设计题目规定的设计任务，学会机械产品设计基本方法——1.查科技文献，2.完成方案设计和方案比较，3.完成结构设计，4.相关的计算工作5.绘图（三维建模、二维零件图、装配图等），6.编写课程设计说明书。

3液压缸缸体结构形式的确定

3.1结构初型
根据设计原始技术参数和设计任务书，查阅有关参考资料设计或选择油缸的结构初型。要求安装分类为轴线固定，轴线固定类安装形式的液压缸在工作时，轴线位置固定不变。机床上的液压缸大多是采用这种安装形式。
（1）通用拉杆式：在两端缸盖上钻出通孔，用双头螺杆将缸和安装座连接拉紧。一般用于短行程、压力低的液压缸。
（2）法兰式：用液压缸上的法兰将其固定在机器上。法兰设置在活塞杆端的缸头上，外侧面与机械安装面贴紧，这叫头部外法兰式。由于液压缸工作时反作用力的作用，安装螺栓承受液压力的拉伸作用，因而安装螺栓的直径较大，并且要求强度计算。法兰设置在活塞杆端的缸头上，内侧面与机械安装面贴紧，这叫头部内法兰式。液压缸工作时，安装螺栓受力不大，主要靠安装支承面承受，所以法兰直径较小，结构较紧凑。这种安装形式在固定安装形式中应用得最多。法兰设置在缸的底部，与机械安装面用螺栓紧固，这叫尾部法兰式。这种安装形式使液压缸悬伸，安装长度较大，稳定性差。
（3）支座式：将液压缸头尾两端的凸缘与支座紧固在一起。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。径向安装时，安装面与活塞杆轴线在同一平面上，液压缸工作时，安装螺栓只承受剪切力；切向和轴向安装时，活塞的轴线与支座底面有一定的距离，安装螺栓既受剪切力，又承受因存在倾翻力矩而产生的弯曲力。切向安装时倾翻力矩比轴向安装时要小一些。对于支座安装形式，GS3766—83的2.2.2条规定：“支座式液压缸如不采用键或销承受剪切力时，则底脚固定螺栓必须经受全部剪切力而不致引起危险”。
选择法兰安装方式（头部内法兰式），优点结构较简单，易加工易装卸，缺点重量比螺纹连接的大，但比拉杆连接的小，外径较大。形式如下图所示：

4液压缸性能参数与结构参数的计算

4.1液压缸工作负载力分析和计算
计算工作负载是为了确定液压缸所需的牵引力，液压缸的工作负载是指工作机构在满负载情况下，以一定的加速度起动时，对液压缸产生的总阻力F或所需提供的液压力，即
F=+Ff+Fg+F （N）
式中 ——工作机构作用在活塞上的工作阻力及自重（当油缸垂直安装时）等对液压缸产生的作用力，N；
Ff——工作机构满载起动时静摩擦力对液压缸产生的作用力，N；
Fg——工作机构满载起动时的惯性力对液压缸产生的作用力，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=0.95。
由于本次设计的液压缸已给出额定负载20KN，因此取F=20KN。

4.2 液压缸的液压力计算和工作压力的选择
假定不计液压缸回液腔压力，液压缸的液压力有两种形式：一是作用在活塞上的液压力即推力；二是作用在活塞杆侧环形面积上的液压力即拉力。液压缸的液压力必须大于或等于前面所分析负载力（以工作负载为主体尚有其他阻力）。当无杆腔面积和有杆腔面积较大时，在负载相同的条件下，液压缸所需的额定压力较低；反之，则需要的额定压力较高。由于液压缸设计是液压系统的一部分，液压缸的综合经济性并不能保证整机的经济性。另外，在一定的外负荷条件下，工作压力较低则液压缸的直径较大，工作时有较多的油液通过，易于精确地控制流量，以获得平稳的低速运动。选择液压缸的工作压力也可采用类比的方法，参照其他同类机械设备的工作压力，并按实际情况加以适当调整。由于本次设计液压缸已给出系统额定压力12Mpa，因此取p=12Mpa

4.3液压缸速度比的确定
确定速度比的主要目的是为了计算活塞杆的直径及考虑液压缸是否要设计缓冲装置。速度比不宜过大，过大时，虽然活塞杆直径也较大，有利于稳定性，但导致活塞杆侧环形面积变小而引起压力升高（拉力）时，同时还导致液压缸回程速度升高，容易引起压力冲击。反之，速度比过小时，则导致活塞杆较细，对稳定性不利。速度比是在设计时要确定的重要参数之一，而的取值与工作压力相关，一般来说，工作压力小时可取较小的值，工作压力高时可取较大的值。
根据本次设计液压缸的工作压力和液压缸类型，查国家标准GB/T 2348—1993中液压缸速比与工作压力的关系，得=1。

4.4液压缸速度计算和流量选择
这里所说的速度是指液压缸稳定工作速度（为方便，记为u）。液压缸的速度要适当，速度过高时常常会引起密封件的过热和磨损，同时也会加剧活塞杆、导向套和缸筒的磨损；速度过低时，则容易产生爬行等不稳定情况。采用橡胶密封件时，液压缸的最快速度一般不宜超过（24—30）m/min即（0.4—0.5）m/s,也不宜低于6m/min（0.1m/s）；参照同类液压缸的速度取值是一种稳妥的方法。
本次设计的液压缸通过参照同类液压缸的速度，速度取为8m/min，则液压缸相应的供液量为0.01/min。

4.5液压缸综合结构参数及安全系数的选择
1.液压缸综合结构参数
已知液压缸的活塞行程为280mm，查机械设计手册液压缸的综合结构参数得：油口直径为12mm，导向距离大于20mm。
2.安全系数的选择
安全系数的选择并没有硬性规定，但必须在保证安全的条件下，尽量选择较小的数值。安全系数过大，不仅造成不必要的浪费，提高了成本，而且导致所设计的液压缸外形尺寸大，重量也较大，常常不能适应工作要求。但安全系数也不能取得太低，以免发生事故。（1）液压冲击 有轻度的液压冲击安全系数取1.25-1.5,；（2）机械冲击 有轻度的机械冲击安全系数取2-3；（3）材料 采用塑性材料安全系数取1.5；（4）其他因素 （5）不可预见因素。因此液压缸的综合安全系数N=≈7.3。

5缸筒设计与计算

5.1缸筒与缸盖的连接形式
对于双活塞液压缸来说，缸体包括缸筒和左右端盖三个零件。缸体的结构形式即缸筒与端盖的连接方式，它与液压缸的用途、工作压力、使用环境及安装要求等因素有关。端盖分为前端盖和后端盖。前端盖将活塞杆腔封闭，并起着为活塞杆导向、密封和防尘之作用，后端盖即缸底将缸筒内腔一端封闭，并通常起着将液压缸与其他机件连接的作用。双活塞杆式液压缸的前、后端盖的结构几乎是相同的。
缸筒与缸盖的常见连接方式有：
（1）法兰连接
缸筒端部设计有法兰，用螺栓将其与端盖连接起来。法兰连接结构简单，加工和装拆都很方便，只是外形尺寸和重量都较大。法兰与缸筒为整体式见图1-a）的多为铸件和铸件缸筒，加工余量较大，浪费材料；焊接法兰式（见图1-b）多为钢质缸筒，将无缝钢管制成的缸筒与法兰焊接在一起，其焊缝要进行强度计算。法兰连接是液压缸中使用最普遍的结构形式。
（2）螺钉连接
将缸盖用螺钉固定在缸筒端部（见图1-c）。这种连接方式简单，但因缸筒壁薄，需要数量较多的螺钉才能承受液压力。这种方式多用于柱塞液压缸和低压液压缸。
（3）外螺纹连接
这种方式装拆方便，但需要专用工具。它使缸筒端部结构复杂化，螺纹要与缸筒的内径同心。螺纹对缸筒壁厚尺寸要求不大，很适合无缝钢管做缸筒的液压缸。密封槽一般都设置在缸筒端面或端盖上，以免削弱缸筒强度。为了防止螺纹因冲击震动而松动，往往增加锁紧螺母或紧定螺钉，如图1-d所示。
（4）内螺纹连接
在缸筒端部加工出内螺纹和退刀槽，虽然会削弱缸筒强度，而且螺纹与缸筒要求同心，但其结构紧凑，外形美观，不易损坏。连接螺纹可以设计在端盖上，也可以用螺纹压圈紧固，如图1-e所示。
图1 缸筒与端盖连接简图

（5）外卡键连接
这种连接的强度好，结构紧凑，重量轻，装拆容易，但缸筒端部要切出卡键槽，使强度有所降低。外卡键一般由两个半环卡键组成，固定卡键可以用卡键帽，如图1-f所示。
（6）内卡键连接
这种连接方式的优缺点同外卡键差不多，但装拆不便。为了便于装拆，卡键一般由三瓣组成，第三瓣的剖切口平面必须与轴线平行，否则是装不进去的。装配卡键时，端盖外端面不能高出卡键槽，装好卡键后，端盖才能装到位，如图1-g所示。卡键与卡键槽的配合精度要适当，间隙过大，缸筒卡键槽处会因受到冲击而产生剪切破坏。
（7）弹性卡圈式
弹性卡圈有孔用弹性卡圈和钢丝弹性卡圈两种，如图1-h和图1-i所示。由于它们都是标准件，因此使用方便，装拆容易。但因厚度较薄，只能用于中低压缸筒上。
（8）焊接式
如图1-j所示，将端盖直接焊在缸筒上，强度高，制造简单，但容易引起焊接变形，维修时需破坏端盖才行。
（9）销钉式
如图1-k所示，将端盖装入缸筒后，相配钻铰，装上销钉。这种连接方式简单方便，但销钉承受的剪切力较大，要校核强度和销钉数量。
（10）拉杆式
如图1-l所示，起结构简单，工艺性好，通用性大，但端盖的体积和重量较大，拉杆受力后会拉伸变长，影响密封效果，只适用于中低压液压缸。
通过对以上几种连接方式综合对比采用法兰连接。具体形式如下图所示：

5.2对缸筒的要求及材料选择
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；它与端盖、活塞构成密封容腔，用以容纳压力油液、驱动负载而做功，因而要有足够的强度、足够的刚度、可靠的密封性及良好的可焊性。
精密冷拔钢管是缸体最常用的材料，国家标准GB 8713—1988《液压与气动缸筒用精密无缝钢管》（高于ISO4394/I—1980的规定）有明确的技术规定。在此选用调质45号钢的精密冷拔钢管，通过查机械手册得：≥610/Mpa；σs≥360/Mpa；δ5≥14 (%)；硬度≥230HB；≥750/Mpa；粗糙度Ra≤0.8um；直线度缸筒内径≤90mm时0.3mm/m,>90mm时0.5mm/m。现在利用屈服强度来引申出缸筒材料的许用应力[]= σs/n=360/8=45Mpa。其中8是选取的安全系数，来源于下表：
液压缸的安全系数
材料名称
静载荷
交变载荷
冲在载荷
不对称
对称
钢，锻铁
3
4
4
12

5.3缸筒的计算
对于负载较大的工程、矿山机械用的油缸，在系统给定的工作压力情况下，常以保证油缸有足够的牵引力，能驱动工作负载为确定缸筒内径的重要条件，如果尚有运动速度要求时，则往往在校核时通过选择适当流量油泵的办法来解决。对于双出杆双作用液压缸，可根据下式计算缸筒内径并把它圆整到规定的系列尺寸上。
D=
式中 D——缸筒内径，m；F——推力负载（取最大负载值即额定负载），N；p——供液压力（假定回液压力为大气压），Pa；——机械效率（初算时可取=0.9-0.95）。
代入数值计算后D=0.0485m，根据GB/T2348-1993取D=63mm。
经查机械设计手册初步确定该液压缸为中等壁厚的液压缸δ/D=0.08-0.3，缸筒壁厚的计算公式为δ≥，式中，代入数值计算后得δ≥9.375mm。查机械设计手册中典型液压缸系列产品的缸筒壁厚尺寸取δ=10mm。由此可得液压缸缸筒外径D1=83mm。
计算求得缸筒壁厚δ值后，还应进行以下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应低于一定的极限值，以保证工作安全，即≤0.35，式中外径和内径，m或cm；——缸筒材料的屈服强度，Mpa。代入数值计算得≤92.7Mpa,满足条件。
（2）为避免缸筒工作时发生塑性变形，液压缸的额定工作压力应与塑性变形压力有一定的比例关系：

代入数值计算得99.14Mpa，（3470-41.64）Mpa，满足条件。
（3）缸筒的径向变形量△D值应在允许范围内，而不能超过密封件允许的范围：△D(+)，式中试验压力（各国规范多数规定为当额定压力小于16Mpa时为1.5倍的额定压力），Mpa；E——缸筒材料的弹性模数，Mpa；v——缸筒材料的泊松比，钢材为0.3。代入数值计算后得满足条件。
（4）为确保液压缸安全的使用，缸筒的爆裂压力应大于耐压实验压力：=2.3lg>，代入数值计算求得=168Mpa,其值远远大于=18Mpa值，满足条件。
综上所得，本次选取的缸筒壁厚满足要求。

5.4缸筒加工的技术要求
缸筒是液压缸中最难加工的零件，因此其技术要求要合理，过高时将会导致制造成本的大幅提高，过低时又将影响液压缸的工作性能和使用寿命。⑴ 缸筒内径公差等级和表面粗糙度 缸筒与活塞一般采用基孔制的间隙配合。活塞采用橡胶、塑料、皮革材质密封件时，缸筒内孔可采用H8、H9公差等级，与活塞组成、、、等不同的间隙配合。缸筒内孔表面粗糙度取Ra=0.40~0.10μm。采用活塞环密封时，缸筒内孔的公差等级一般取H7，它可与活塞组成、等不同的间隙配合，内孔表面粗糙度取Ra=0.40~0.20μm。采用间隙密封，缸筒内孔的公差等级一般取H6，与活塞组成的间隙配合，表面粗糙度取 Ra=0.10~0.05μm。选用配合，表面粗糙度取0.7μm。（2）缸筒的形位公差 缸筒内径的圆度、锥度、圆柱度误差不大于直径尺寸公差的一半；缸筒轴线的直线度误差在500mm长度上不大于0.03mm；缸筒端面对轴线的圆跳动在100mm的直径上不大于0.04mm。⑶ 安装部位的技术要求 缸筒端面和缸盖接合面对液压缸轴线的垂直度误差，按直径每100mm不得超过0.04mm，缸筒安装缸盖的螺纹应采用2a级精度的公制螺纹，采用耳环安装方式时，耳环孔的轴线对缸筒轴线的位置度误差不大于0.03mm，垂直度误差在100mm长度上不大于0.1mm。采用轴销式安装方法时，轴销的轴线与缸筒轴线的位置度误差不大于0.1mm，垂直度误差在100mm长度上不大于0.1mm。⑷ 其他技术要求 缸筒内径端部倒角15°～30°，或倒R3以上的圆角；表面粗糙度不低于Ra=0.8μm，以免装配时损伤密封件；缸筒端部需焊接时，缸筒内部的工作表面距离焊缝不得小于20mm；热处理调质硬度一般为HB241－285；为了防止缸筒腐蚀、提高寿命，缸筒内径可以镀铬，镀层厚度一般为0.03~0.05mm，然后进行珩磨或抛光；缸筒外露表面可涂耐油油漆，颜色按照具体要求。

5.5缸筒头部法兰厚度
采用螺钉连接法兰，结构如图2所示
其法兰厚度h为：h=

图2 螺钉连接法兰
式中 h——法兰厚度，mm；F——法兰受力总和，N，F=——密封环平均直径，m，=p——工作压力，pa；d——密封环内径，m；——密封环外径，m；q——附加密封压力，pa,若采用金属材料时，q值即屈服极限点；——螺钉孔分布圆直径，m；——法兰材料的许用应力，pa。
其中d=63mm，=57mm，=52mm，p=18Mpa，q=3Mpa，F=29KN，=90Mpa，=73mm，D=83mm，代入计算后得h=6.88mm，为能保证安全，取h=10mm。

5.6缸筒—缸盖的连接计算
缸筒与缸盖采用螺栓连接，连接如下图所示：

螺纹处拉应力为：；螺纹处的切应力为；合应力为：=[]。式中Z——螺栓数目，取8；——螺纹内径，m；——螺纹外径，m。螺纹外径和内径的选择：=6mm，=4.8mm；系数选择：考虑到载荷可能有变化，为了安全，选取：K=3，=0.12。
根据式得到螺纹处的拉应力为：=207Mpa；螺纹处的剪应力为：=3515pa；合成应力为：=207Mpa。
由以上运算结果知，应选择螺栓等级为9.8级，查表的得：抗拉强度极限=900Mpa；屈服极限强度=720Mpa。不妨取安全系数n=2，可以得到许用应力值：[]=/n=720/2=360Mpa。再次使用式得到： []成立
证明选用螺栓等级合适。

5.7 缸盖的材料和技术要求
缸盖常用45号钢锻造或铸造毛坯，需要焊接结构的，采用焊接性能较好的35号钢，中低压缸可用HT200、HT250、HT300等灰口铸铁材料，在此选用45号钢锻造。缸盖内孔一般尺寸公差采用H7、H8的精度等级、表面粗糙度通常取为Ra1.6～3.2μm。缸盖内孔与凸缘止口外径的圆度、圆柱度误差不大于直径尺寸公差的一半。内孔和凸缘止口的同轴度允差不大于0.03mm，相关端面对内孔轴线的圆跳动在直径100mm上不大于 0.04mm。

5.8缸盖厚度的确定
一般液压缸多为平底缸盖，其有效厚度t按强度要求可用以下式子做近似计算：无孔时t≥0.433；有孔时t≥0.433；式中t——缸盖有效厚度（m）；——缸盖止口内径（m）；——缸盖孔的直径（m）。

5.9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（如图所示），若导向长度太小，将使油缸因间隙引起的初始挠度增大，从而影响油缸的工作稳定性。对于一般油缸，其最小导向长度H应满足下式要求： (m)；式中 ---油缸最大工作行程 (m)；---缸筒内径 (m)。代入数值计算后得H≥30mm。活塞的宽度B一般取B=（0.6—1.0）D；缸盖滑动支承面的长度A，根据液压缸内径而定，当D小于80mm时，取A=（0.6—1.0）D；当D大于80 mm时，取A=（0.6—1.0）d。为了保证最小导向长度而过份地增大导向套长度和活塞宽度都是不适宜的。最好的方法是在导向套与活塞之间装一隔套K，其长度由所需的最小导向长度决定。采用隔套不仅能保证最小导向长度，而且可以扩大导向套及活塞的通用性，即。

5.10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，一般液压缸缸体的长度不应大于内径的20—30倍。缸体长度取为410mm。

6活塞组件设计

6.1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，结构简单，但活塞加工困难，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或缺的结构元件，它不但可以精确导向，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，大大减低了活塞加工成本。在此活塞的结构形式选为整体式。O形密封圈和格来圈等适用整体式活塞，在此选择O形密封圈，此整体式活塞中，密封环和导向套是分槽安装的。结构形式如下图：

注：1-挡圈，2-密封件，3-支承（导向）环
（2）活塞的材料选择
活塞材料选用的依据主要从活塞的结构形式来考虑，因为活塞为整体式并有支承环，选用45号优质碳素钢。
（3）活塞的结构设计和技术要求
活塞的宽度B一般为活塞外径D的（0.6-1）倍，因为活塞的外径D等于缸筒的内径，所以活塞的宽度B取为50mm。另外也要根据密封件的形式、数量、安装导向环的沟槽尺寸进一步细化，使上述元件间距适当。由于采用橡胶密封件，活塞外径的公差等级取f9，与活塞杆配合的内孔公差等级取H7。活塞外圆的表面粗糙度要优于Ra0.32μm，内孔粗糙度要优于Ra0.08μm。活塞外径对内孔及密封沟槽的同轴度允差不大于0.02mm；活塞外径、内孔的圆度、同轴度不大于尺寸公差的一半，断面对轴线的垂直度允差不大于0.04mm/100mm。活塞与活塞杆轴肩的接合面粗糙度可在Ra1.6μm左右，但与内孔轴线的垂直度一定要在允差的范围之内。活塞的具体结构参数为：外径61mm；内径11mm；宽度50mm。

6.2活塞与活塞杆的连接结构
活塞与活塞杆的连接采用卡环（键）型，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，但这种结构在低速液压缸中得到广泛使用。形式如下图所示：

6.3活塞杆设计
（1）活塞杆直径的确定
在无速度比要求的情况下，且液压缸为推力负载，活塞杆直径可按d=（1/5-1/3）D取值，然后校核活塞杆强度并圆整至国家标准的规定。代入数值计算并根据国家标准最后暂取d=14mm

（2）活塞杆基本结构
活塞杆有实心杆和空心杆两种，选用实心杆，这种杆强度较高，加工简单。大致形式如下图所示：

（3）活塞杆的材料和技术要求
实心活塞杆多采用优质碳素钢冷拔材料35号钢、45号钢、55号钢制成，以减少切削加工。选用45号钢为该活塞杆的材料，查机械设计手册得：抗拉强度σb/MPa≥600；屈服强度σs/MPa≥340；延伸率δ(%)＞13；热处理：调质或加高频淬火；表面处理：镀铬20～30μm。
活塞杆外径尺寸公差选为f8，表面粗糙度Ra=（0.16—0.63），直线度≤0.02／100mm，圆度等几何精度误差不大于外径公差的一半，与活塞内孔配合的轴颈与外圆的同轴度允差不能大于0.01~0.02mm，安装活塞的轴肩与活塞杆轴线的垂直度允差不大于 0.04/100mm，活塞杆端部的卡键槽、螺纹及缓冲柱塞与杆径同轴度允差不大于0.01～0.02mm，缓冲柱塞最好采用活塞杆本身的端头部。
（4）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，根据液压缸的安装和负载连接方式选择。由于液压缸轴线固定，因此采用外螺纹式的活塞杆端部，螺纹直径与螺距为M12×1.25，螺纹长度等于20mm。

（5）活塞杆的导向
在液压缸的前、后端盖的内部，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件的防尘圈。活塞杆导向的结构形式有：无导向套（环）、金属导向套（环）和非金属导向套（环）三种。选择金属导向套（环），用青铜QAL9-4耐磨材料做成，这种形式的导向套（环）的优点是节约耐磨金属材料，承载能力强，但加工复杂，磨损后修复困难。导向支承长度是端盖长度减去防尘圈沟槽的长度之后的剩余部分，在这个支承长度上，安装有密封件和导向套（环）。根据经验，活塞杆在液压缸的最小支承长度L应大于缸内径D和活塞杆半径d的一半之和，即L≥D+0.5d。带入数值计算后得L≥64mm，圆整后取L=70mm。导向套（环）外圆与端盖内孔配合为H8/f7，内孔与活塞杆配合为H9/f9。外圆与内孔的同轴度不小于0.03mm，圆度和圆柱度不大于直径公差之半。

（6）活塞杆的密封与防尘
活塞杆处的密封形式有O形、V形、Y形等密封圈，为了清除活塞杆处外露部分沾附的灰尘，保证油液清洁及减少磨损，在端盖外侧增加防尘圈。常用的有无骨架防尘圈和J形橡胶密封圈，也可用毛毡圈防尘。选择O形轴用密封圈，优点是密封部位结构简单，安装部位紧凑，重量轻，密封性能好，成本低。为防止外界污物浸入液压缸内部导致油液污染和往复远动副的磨损，选择A型防尘圈，呈唇形结构，材料为聚氨酯橡胶。

6.4活塞杆及连接件强度校核
（1）活塞杆强度校核
活塞杆的直径强度按下式进行校核：，式中 ——液压缸负载，N;[]——材料许用应力，[]=/n，为材料抗拉强度，单位为pa，n为安全系数，一般为n=1.4。代入数值计算后得d≥5.45mm，因此强度符合要求。
（2）活塞杆轴肩、螺纹及卡环（键）强度
活塞杆轴肩的挤压强度计算公式为，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；——活塞内孔内径，m；——活塞孔部倒角，m；——活塞杆轴肩倒角，m；——轴肩的许用应力，Pa。代入数值计算后满足条件。即活塞杆轴肩符合挤压强度。
活塞杆的螺纹连接及卡键连接强度的校核较麻烦，在此省略其校核过程，但经过有关手册的查询再加上数据可靠性，满足条件。

6.5活塞杆液压缸稳定性校核
活塞杆的稳定性即液压缸的稳定性。长行程的液压缸，特别是两端采用铰链结构的液压缸，当液压缸安装（计算、支承）长度L与活塞杆直径d之比大于10时，并且活塞杆承受压负荷（液压缸输出推举液压力）必须进行稳定性校核。液压缸承受的压负荷F不能大于液压缸保持工作的稳定性所允许的临界负荷，否则活塞缸将失去平衡状态，以致破坏。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。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。
当活塞杆的细长比时

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2； 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2。
表1 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

两端铰接
1

一端铰接一端固定
2

两端固定
4
表2 、、的值
材料

铸铁
5.6
1/1600
80
锻铁
2.5
1/9000
110
钢
4.9
1/5000
85

因此取=1/5000；=85；=4.9；末端系数=0.25；代入数值计算后满足条件，即活塞杆液压缸稳定性符合要求。

7液压缸油口和排气装置设计

7.1 油口设计
液压缸油口的设计涉及的问题有：油口尺寸、位置尺寸、与外界的连接方式。油口的内径d决定于液压缸的流量Q（即液压泵的供液量）及管内的允许流速u，而流速的大小与工作设计压力有关。由于工作设计压力为12Mpa,因此流速取8m/s。则油口直径d=，式中d——油口直径（高压管内径），m；Q——供液流量，/s；u——高压管内的允许流速，m/s。代入数值计算后得d=0.0053m，取8mm。油口对外连接方式采用普通的细牙螺纹，根据GB/T 2878-1993选择螺纹为M12x1。油口通常开设在缸筒或缸盖上，在此选择设置在缸筒上，油口采用螺纹连接。

7.2排气装置设计
液压系统在安装过程中或停止一段时间后，会有空气混入系统。由于气体具有较大的可压缩性，会产生气穴现象，会使液压缸和液压系统在工作过程中产生震颤和爬行，影响正常。因此必须设计排气装置，以排除液压系统中的空气。排气要合理，对于水平放置的液压缸，其位置设在缸体两腔的上部，均应与压力腔相通，正式工作前点动液压泵或手摇泵向液压系统少量充液并打开排气装置，排尽空气，有油液冒出时，将排气装置闭死，以保证液压缸正常工作。排气装置有整体式和分体式采用整体式排气塞其尺寸为M12x14。排气装置如下图所示：

参考液压缸结构：

参考文献
[1] 许贤良,王传礼.液压传动.北京：国防工业出版社，2008.
[2] 许贤良.液压缸及其设计.北京：国防工业出版社，2008.
[3] 何存兴.液压元件.北京：机械工业出版社，1982.
[4] 机械设计手册
[5] 液压传动手册
[6] 赵罡，杨晓晋等.SolidWorks2008基础设计教程.北京：清华大学出版社，2010.
[7] 潘地林，王心宇等.AutoCAD 2007 实用教程.合肥：中国科学技术大学出版社，2008.
[8] 任济生，唐道武等.机械设计（机械设计基础）课程设计.徐州：中国矿业大学出版社，2009.
[9] 董怀武，刘传惠.画法几何及机械制图（第二版）.武汉：武汉理工大学出版社，2008.
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