叉车液压缸毕业设计

2. 液压缸的设计

2.1 液压缸的选材

缸体：45号钢无缝钢管。45钢无焊接 件，可用调质处理提高强度表面粗糙度要

小（Ra=0.2~0.4m）工艺要求内孔一般用珩磨或滚压加工 活塞：45号钢。

活塞杆：45号钢圆钢或无缝钢管，一般表面要镀硬铬，表面粗糙度要Ra=0.2~0.4m.

缸底：法兰连接，35号、45号钢锻件。 密封结构：防漏、防尘、耐磨

2.2 液压缸的主要尺寸的确定 2.2.1缸筒内径D的计算

根据设计条件，要提升的负载为1000kg，因此提升装置需承受的负载力为：

Flmg[2] （公式1）

=100010=10000N

表1 各类液压设备常用的工作压力

设备类型 精加工机床 半精加工机床 粗加工或重型机床 农业机械、小液压机、重型型工程机械、机械、大中型工程机械辅助机构 挖掘机、起重运输机械 a

a

工作压力p/Mpa 0.8~2 3~5 5~10 10~16 20~32 a

a

选择系统工作压力为10Mpa，则对于差动连接的双作用液压缸，提升液压缸

的活塞杆有效作用面积为

无杆腔进油时D有杆腔进油时

4F1[8]

410440.3568 （公式2） 73101014F241042[8]2 D （公式3） d0.49D7P11024 103

D49mm0.51D2按照表2选取数据，由于叉车要提升4m，高度过高，所以液压缸直径应选的大一点，选D=80mm

表2 液压缸内径尺寸系列GB2348—80 （mm）

8 40 125 320 10 50 （140） 400 12 63 160 500 16 80 （180） 630 20 （90） 200 25 100 （220） 32 （110） 250 a

a

2.2.2 液压缸活塞杆直径d的确定

表3 设备类型与活塞杆直径

设备类型 活塞杆直径d 磨床、珩磨及研磨机 插、拉、刨床 （0.2~0.3）D 0.5D 钻、镗、车、铣床 0.7D 所以活塞杆直径为d = 0.7D=800.7=56mm，查表4取常用的数据，取 d = 56mm。

表4 活塞杆直径系列 GB2348—80 （mm）

4 20 56 160 5 22 63 180 6 25 70 200 8 28 80 220 10 32 90 250 12 36 100 280 14 40 110 320 16 45 125 360 18 50 140 400 GB/T699-1999标准规定的45号钢热处理850C正火、840C淬火、600C回火，达到的屈服强度355Mpa。许用应力根据油缸材质的屈服强度计算，通常留2~3倍的安全系数，取安全系数为2.5.【】=355/2.5=142Mpa。Py试验压力，一般取最大工作压力的（1.25~1.5）倍（Mpa）。Py=101.5=15Mpa。

4F1校核d[][8]410463.141421040.0094715m10mm（公式445884）

所以d=56mm符合。

a

a

2.3 液压缸结构参数的计算 2.3.1 液压缸壁厚的计算

Py(Mpa)D(mm)壁厚2[][8][8]1580（公式5） 4.22535215mm

2142PyD校核壁厚（该设计采用无缝钢管） （公式6）

2[]Py=（1.25~1.5）Pp[2]，取Py=1.5Pp，Py=101.5=15Mpa （公式7）

100~110Mpa取100Mpa

155075 3.75mm

210020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，如在切削加工过程中的变形，安装变形等引起液压缸工作过程中卡死或漏油。所以用经验法选取壁厚：8mm

2.3.2 缸盖厚度的确定

一般液压缸多为平底缸盖，其有效厚度 按强度要求可用下式进行近似计算：

t0.433D

P[][1]0.433803.75~4.5 142 （公式8）

t5.632~6.16mm 式中： D—缸盖止口内径(mm)

T—缸盖有效厚度(mm) T≥5.632mm

a

a

2.3.3 最小导向长度的确定

一般缸筒的长度最好不超过内径的20倍。 另外，液压缸的结构尺寸还有最小导向长度H。

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H(如图所示)。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最小导向长度。

图3

油缸的导向长度,K—隔套，对于一般的液压缸，其最小导向长度应满足下式： H≥L/20+D/2 [9] （公式9）

H=2/20+0.05/2=0.125m=125mm

式中：L为液压缸最大工作行程2(m);D为缸筒内径50(mm)。 一般导向套滑动面的长度A，在D＜80mm时取A=(0.6-1.0)D, 在D80mm时取A=(0.6-1.0)d； 活塞的宽度B则取B=(0.6-1.0)D

在本题中A=(0.6-1.0)d=33.6mm,B=(0.6-1.0)D=48mm, 在本题中为保证最小导向长度，过分增大A和B都是不适宜的 最好在导向套与活塞之间装一隔套K

a

a

隔套宽度C由所需的最小导向长度决定

a

a

AB即： CH2[10]12533.64812547.584.2mm （公式10） 2采用隔套不仅能保证最小导向长度，还可以改善导向套及活塞的通用性。

2.3.4 缸筒长度确定

液压缸缸体内部的长度应等于活塞的行程与活塞宽度的和。缸体外部尺寸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缸体内径D的20-30倍。

即：缸体内度2000+48=2050mm

缸体长度≤（20-30）D=（1600-2400）mm 即取缸体长度为2050mm

2.3.5 液压缸进出油口尺寸确定

液压缸的进、出油口可布置在端盖或缸筒上，进、出油口处的流速不大于5m/s，油口的连接形式为螺纹连接或法兰连接。

根据液压缸螺纹连接的油口尺寸系列（摘自GB/T2878-93）及16MPa小型系列单杆自（GB/T2878-93）及10MPa小型系列的单杆液压缸油口安装尺寸（ISO8138-1986）确定。进出油口的尺寸为M16x1.5。连接方式为螺纹连接。

2.3.6 缓冲装置计算

液压缸中缓冲装置的工作原理是当活塞接近缸底时缓冲柱塞与孔形成环形间隙，减小了回油流速。缓冲腔内剩余的油液从环形缝隙中强行挤出使工作部件受到制动，逐渐减慢运动速度达到避免活塞和缸盖相互撞击的目的。从而达到缓冲的效果。

a

a

采用环形缝隙节流的缓冲装置 环形缝隙δ

a

a

[8] 36A0szP （公式11）

cmd P1cm2Pcmmax---平均缓冲压力 d ——缓冲柱直径 s—— 活塞的缓冲行程

 ——液压油的动力粘度 图4 0 ——活塞缓冲开始时的速度 A ——缓冲腔内的有效作用面积

通常0.10~0.12mm；s不可过长,以免外形尺寸过大

Pcmmax=18.1MPa;d=40mm;0 =8mm/s;V=32×106m2/s。 s=20mm；A=333.8mm2； =900kg/m3 液压油选择HL32。

,解得：=2mm . 3. 液压缸的校核

3.1液压缸各部分连接件强度计算及校核 3.1.1缸筒壁厚的验算

1）液压缸的额定压力Pn值应低于一定的极限值，以保证工作安全

[12] P n  0 . 35  s ( D 21D 2 D 2 ) （公式12）

1a

a

带入已知数据得 Pn78MPa 符合要求

2）为了避免缸筒在工作时发生塑性变形，液压缸的额定压力Pn值应与塑性变形压力有一定的比例范围

D P  2  log 1 （公式13） .3PLsD[13]带入已知数据得：PPL133.74MPa

3）为了确保液压缸的安全使用，缸筒的爆裂压力PE应远远大于耐压试验压力PT

D PE2.3Blog1D[10] （公式14）

带入已知数据得：PE=147MPa D--缸筒内经； D1--缸筒外径；

Pn--额定压力；

PPL--缸筒发生塑性变形时的压力； PT--液压缸耐压试验压力； PE--缸筒发生爆裂时的压力

3.1.2缸盖与缸体用螺纹连接时，缸体螺纹处的拉应力

KF拉应力 （公式15）  

[8]4

(d12D2)切应力

K 1 KFd 0 （公式16） 0.2d13D3[8]a

a

合成应力n232[8] （公式17）

8  （公式18）2 F    D P d248   b （公式19）

nK1螺纹内摩擦系数；

K螺纹拧紧系数（1.25~1.5）； d0螺纹内径； d1螺纹外径； D缸筒内径；

已知：K1=0.12；K=1.25；d1=82.958mm；d0=80mm；D=80mm; n=3 代入已知数据得：σ=204.7MPa；τ=63.14MPa 合成应力n=232MPa≤234MPa=

3.1.3缸底与缸筒采用焊接的连接方式

缸筒和缸底焊缝强度的计算 如图所示，其对接焊缝的应力为：

4F2D2d2[11]（公式20） 

式中F——液压缸最大推力（N）； 图5 焊接缸筒和缸底

a

a

——焊接效率，取=0.7； []——焊缝的许用应力（Pa）；

21）

b[7]n，当b4200105(pa)用T422焊条，取安全系数n=5。（公式

代入已知数据，求得δ=75.4Mpa≤420/5Mpa 符合要求

3.1.4活塞与活塞杆的联接计算

活塞与活塞杆采用螺纹联接时，活塞杆危险截面（螺纹退刀槽）处

的拉应力为  KF 1 2d 4 1 （公式22）

7KKFd切应为 11300.2d12[4] （公式23）

2合成应力为n34 （公式24）

式中F1---液压缸输出拉力（N） F1D42d2P4 （公式

25）

d---活塞杆直径（m） ---活塞杆材料的许用应力（Pa） bna

a

已知：

K1=0.12;K=1.5;d1=36mm; d0=40mm;p=18.1MPa;n=4

按公式代入数据，求得

=91.4MPa

=47.8MPa

合应力为 n=123.32MPa 图6

3.1.5活塞杆强度和液压缸稳定性计算

1）活塞杆的热处理：粗加工后调质到硬度为229~285HBW，必要时，再经高频淬火，硬度达到45~55HRC

2）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F不能超过使它保持稳定工作所允许的临界负载Fk，以免发生纵向弯曲，破坏液压缸的正常工作。Fk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

FFknk26）

2 （公式

式中，nk为安全系数，一般取nk=2~4。

当活塞杆的细长比l/rk12时 Fk22EJl22 （公式27）

当活塞杆的细长比l/rk12时

a

a

FkIfAal2rk22 （公式28）

a

a

取nk=4 ；实心活塞杆Jd42 ； （公式29）

rk=d/4；1=85；2=4；l=597mm，α=1/5000；f=4.9×108N/m2 按公式代入数据，求得

Fk156.12KN78.8KN ，符合要求。 nk式中，l为安装长度，其值与安装方式有关，见表5；rkJ/A；1为柔性系数，其值见表6；2 为由液压缸支撑方式决定的末端系数，其值见表5；E为活塞杆材料的弹性模量，对钢取E2.061011N/m2；J为活塞杆横截面惯性矩；A为活塞杆横截面积；f为由材料强度决定的实验值，为系数，具体数值见表6。

4. 液压缸的结构

液压缸主要尺寸确定以后，就进行各部分的结构设计。主要包括：缸体与缸盖的连 接结构、活塞杆与活塞的连接结构、活塞杆导向部分结构、密封装置、缓冲装置、排气装置、及液压缸的安装连接结构等。由于工作条件不同，结构形式也各不相同。设计时根据具体情况进行选择。

4.1 缸体与缸盖的连接形式

缸体端部与端盖的连接形式与工作压力、缸体材料以及工作条件有关。表7为常见的端盖连接形式。

表7 液压缸缸体与端盖的连接形式

连接方式 结构形式图例 优缺点 a

a

优点：(1)结构简单、成本低 (2)容易加工、便于装拆 (3)强度较大、能承受高压 法兰连接 缺点：(1)径向尺寸较大 (2)重量比螺纹连接的大；缸体为钢管 时，用拉杆连接的重量也大 (3)用钢管焊上法兰、工艺过程复杂些 优点：(1)外形尺寸小(2)重量较轻 螺纹连接 缺点：(1)端部结构复杂、工艺要求高 (2)装拆时需要专用工具 (3)拧端盖时易损坏密封圈 优点：(1)外形尺寸较小(2)结构紧凑，重量较轻 内半环连接 缺点：（1）缸筒开槽，削弱了强度 （2）端部进入缸体内较长，安装时密封圈易被槽口擦伤 内半环是应用十分普遍的一种连接形式，常用于无缝钢管与端盖的连接中。根据设计要求，本次设计的液压缸缸体与缸盖的连接选用内半环连接。

4.2活塞与活塞杆的连接结构

活塞组件由活塞、活塞杆和连接件等组成。随着工作压力、安装方式和工作条件的不同,活塞和活塞杆有多种连接形式，如表8所示。

表8 活塞与活塞杆的连接形式

a

a

连接方式 结构形式图例 特点 a

a

结构简单，在振动的工作条件下容螺纹连接 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 结构简单，装拆方便，不易松动，半环连接 但会出现轴向间隙。多应用在压力高、负荷大、有振动的场合 结构可靠，用锥销连接，销孔必须锥销连接 配铰，销钉连接后必须锁紧，多用于负荷较小的场合 此次设计为单杆液压缸，为了使结构简单，装拆方便，便于维修，根据设计要求，活塞与活塞杆采用螺纹连接。

4.3 活塞杆导向部分结构

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。导向套的结构可以做成端盖整体式直接导向，也可做成与端盖分开的导向套结构。为了清除活塞杆处处露部分沾附的灰尘、保证油液清洁及减少磨损，在端盖外侧还需要增加防尘装置。

根据不同的情况，选用不同的导向结构及防尘装置，参见表9。

表9 活塞杆的导向及防尘装置

结构形式 结构简图 特点 a

a

(1)端盖与活塞杆直接接触导向，结构简端盖直接导向 单，但磨损后只能更换整个端盖 (2)防尘圈用无骨架 的防尘圈 (1)导向套与活塞杆接触支承导向，磨损导向套导向 后更换。 (2)防尘方式常用J 形或三角形防尘装 置 4.4 密封装置的选用 4.4.1 间隙密封

间隙密封是一种简单的密封方法。它是依靠相对运动零件配合面间的微小间隙来防止泄露。间隙密封在活塞的外表面开几道宽0.3~0.5mm、深0.5~1mm、间距2~5mm的平衡槽，来达到密封的效果。

间隙密封的特点是结构简单，摩擦力小，耐用，但对零件的加工精度要求较高，且难以完全消除泄露，故只用于低压、小直径的快速液压缸中。

a

a

4.4.2 活塞环密封 4.4.3 密封圈密封

表10 密封圈的选用参数

a

a

密封部位 活活塞类型 用 塞杆用 O形圈(加挡圈） √ √ FPM 截面简图 材料 压力 温度范速度（℃） 范围范围 围（MPa） -15～+180 -30～35 摩擦/泄露 用途 (m/s) NBR+ PTFE NBR+夹纤维 25 中/0.5 +130 低 通用 Y形圈 √ -30～+120 0.5 中/低 农机、工程机械 挖土V形 √ √ NBR+ 夹纤维 63 -30～+130 0.5 大/机、 塑极微 注机、 高速液活塞环 √ 注：NBR —丁腈橡胶，FPM —氟碳橡胶，PTEF —聚四氟乙烯，√—应用部位。 铸铁 0.325 小/高 压机、缓冲液压机 350 ～10 为了使活塞及活塞杆处良好密封，保证液压缸的正常工作，且密封处结构简单，本设计中采用密封圈密封的方式，活塞处采用V形密封圈，活塞杆处采用O形

a

a

圈(加挡圈)。

a

a

4.5 液压缸缓冲装置的选用

当液压缸拖动的质量较大、速度较高时，一般应在液压缸中设置缓冲装置，必要时还需在液压系统中设缓冲回路，以免在行程终端发生过大的机械碰撞，致使液压缸损坏。

缓冲原理是使活塞与缸盖接近时，在排油腔内产生足够的缓冲压力，即增大回油阻力，从而降低缸的运动速度，避免活塞与缸盖相撞。常用的缓冲装置有以下几种。

4.5.1 环隙式缓冲装置

当缓冲柱塞进入缸盖上的内孔时，缸盖和活塞间形成缓冲油腔2，被封闭的油液只能从间隙排出，产生缓冲压力，从而实现减速缓冲。

环隙式缓冲装置有两种，分为圆柱形和圆锥形(图7)。圆柱形环隙式缓冲装置在缓冲过程中，由于其节流面积不变，故缓冲开始时，产生的缓冲制动力很大，但很快就降低了，缓冲效果较差。这种装置结构简单，便于设计和降低制造成本。圆锥形环隙式缓冲装置，由于缓冲柱塞为锥形，所以缓冲环形间隙随位移量而发生改变，即节流面积随缓冲行程的增大而减少，缓冲时有明显的渐减过程，使机械能的吸收较均匀，缓冲效果较好。

图 7 环隙式缓冲装置

a

a

a）圆柱形柱塞 b）圆锥形柱塞 1—缓冲柱塞 2—圆柱形油腔 3—端盖

a

a

4.6 液压缸的排气装置

图8 排气阀结构

1）缸筒和缸底焊缝强度的计算

如图6所示，其对接焊缝的应力为：

4F [] 22(Ded2)式中F——液压缸最大推力（N）；

——焊接效率，取=0.7；

[]——焊缝的许用应力（Pa）； 图6焊接缸筒和缸底

[]b，当采用T422焊条时，

nb4200105(pa)，取安全系数n=3.3~4。 文本仅供参考，感谢下载！

a