1、液壓油缸主要幾何尺寸的計算：上圖中各個主要符號的意義： 液壓缸工作腔的壓力（Pa） 液壓缸回油腔的壓力（Pa）液壓缸無桿腔工作面積液壓缸有桿腔工作面積D液壓缸內徑 d活塞桿直徑F 液壓缸推力 （N）v液壓缸活塞運動速度液壓缸內徑D的計算根據載荷力的大小和選定的系工作統(tǒng)壓力來計算液壓缸內徑D。液壓缸內徑D和活塞桿直徑d可根據最大總負載和選取的工作壓力來定，對單桿缸而言，無桿腔進油并不考慮機械效率時：有桿腔進油并不考慮機械效率時：一般情況下，選取回油背壓 ，這時，上面兩式便可簡化，即無桿腔進油時 有桿腔進油時：設計調高油缸為無桿腔進油。所以，按照GB/T2348-2001對液壓缸內徑進行圓整，取，

2、即缸內徑可以取為。2.2活塞桿直徑d的計算在液壓油缸的活塞往復運動速度有一定要求的情況下，活塞桿的直徑d通常根據液壓缸速度比的要求已經缸內徑D來確定。其中，活塞桿直徑與缸內徑和速度比之間的關系為： 式中 D液壓缸內徑 d活塞桿直徑 往復速度比液壓缸的往復運動速度比，一般有2、1.46、1.33、1.25和1.15等幾種下表給出了不同往復速度比時活塞桿直徑d和液壓缸內徑D的關系。 1.151.251.331.4620.36D0.45D0.5D0.56D0.71D液壓缸往復速度比推薦值如下表所示：液壓缸工作壓力P（MPa）101.252020往復速度比1.331.4622由于此采煤機的調高油缸的工

3、作壓力為30MPa，因此選擇往復速度比，計算得：。計算所得的活塞桿直徑應圓整為標準系列。按GB/T2348-2001標準進行圓整后，取 d = 160mm，即活塞桿直徑為160mm。2.3液壓缸活塞行程s的確定 調高油箱位于牽引部底部，兩端分別與牽引部和截割部鉸接。通過活塞桿的伸縮，實現搖臂的擺動。液壓缸行程s ,直接影響采煤機搖臂的擺動范圍，進而影響采煤機的采高。設計參數（搖臂擺角范圍）：上46.06，下17.77設計分析實例的已知數據如下： 搖臂長度 搖臂回轉中心到調高油箱前鉸接點的距離 搖臂回轉中心到調高油箱后鉸接點的距離搖臂上擺角度搖臂下擺角度其中，。由上圖可求出液壓缸活塞近似行程：液

4、壓缸活塞行程s，主要依據機構的運動要求而定。但為了簡化工業(yè)工藝成本，應盡量采用標準值。按GB/T2349-2001選擇活塞行程系列的標準值，取，即活塞行程為800mm。3液壓缸的結構設計3.1缸筒的結構、材料的選取以及強度給定3.1.1缸筒結構的選擇缸體端部與缸蓋的連接形式與工作壓力、缸體材料以及工作條件有關。主要連接形式有法蘭連接、內螺紋連接、外螺紋連接、外半環(huán)連接、內半環(huán)連接、拉桿連接、焊接以及鋼絲連接。a、法蘭連接：優(yōu)點：結構比較簡單，易加工，易裝卸；缺點：重量比螺紋連接的大，但比拉桿連接的小，外徑較大。b、螺紋連接:優(yōu)點：重量較輕，外徑較小；缺點：端部結構比較復雜，裝卸需要專門的工具，

5、擰端部時，有可能把密封圈擰扭。c、外半環(huán)連接：優(yōu)點：重量比拉桿連接的輕；缺點：缸體外徑要加工，半環(huán)槽削弱了缸體，相應的要加大缸體厚度。d、內半環(huán)連接：優(yōu)點：結構緊湊，重量輕；缺點：安裝時，端部進入缸體較深，密封圈有可能比進油孔邊緣處擦傷。e、拉桿連接：優(yōu)點：缸體最易加工，最易裝卸，結構通用性大；缺點：重量較重，外形尺寸較大。f、焊接：優(yōu)點：結構簡單，尺寸?。蝗秉c：缸體有可能變形。g、鋼絲連接：優(yōu)點：結構簡單，重量輕，尺寸小。比較各種連接形式，采用法蘭連接3.1.2缸筒主要技術要求：1）有足夠的強度，能長期承受最高工作壓力及短期動態(tài)實驗壓力而不致產生永久性變形；2）有足夠的剛度，能承受活塞閥向力

6、和安裝的反作用力而不致于產生彎曲；3）內表面與活塞密封件及導向環(huán)的摩擦力作用下，能長期工作而磨損少，有高的幾何精度，足以保證活塞密封件的密封性；4）有幾種結構的鋼筒還要求有良好的可焊性，以便在焊上法蘭或管接頭后不致于產生裂紋或過大的變形。3.1.3缸筒材料的選取及強度給定1）缸筒的材料 無縫鋼管 若能滿足要求，可以采用無縫鋼管作缸筒毛坯。一般常用調質的45號鋼。需要焊接時，常用焊接性能較好的2035號鋼，機械粗加工后再調質。 鑄件 對于形狀復雜的缸筒毛坯，可以采用鑄件?；诣T鐵鑄件常用HT200至HT350之間的幾個牌號，要求較高者，可采用球墨鑄鐵QT450-10、QT500-7、QT600-3

7、等。此外還可以采用鑄鋼ZG230-450、ZG270-500、ZG310-570等。 鍛件 對于特殊要求的缸筒，應采用鍛鋼。 此處選取無縫鋼管，由于調高油缸處的工作壓力較大，因此采用，材料的屈服強度；缸筒材料的抗拉強度；缸筒材料的許用應力。2）缸筒的加工要求缸筒內徑D采用H7級配合，表面粗糙度為0.16，需要進行研磨；熱處理：調制，；缸筒內徑D的圓度、錐度、圓柱度不大于內徑公差的一半；缸筒直線度不大于0.03mm；油口的孔口及排氣口必須有倒角，不能有飛邊、毛刺；在缸內表面鍍鉻，外表面刷防腐油漆。缸蓋的材料、技術要求 缸蓋與缸底常用45號鋼鍛造或鑄造毛坯。需要焊接結構的，采用焊接性能較好的35號

8、鋼。中低壓缸可用HT200、HT250、HT300等灰口鑄鐵材料。此處選擇缸蓋和缸底的材料為。 缸蓋內孔一般尺寸公差采用H7、H8的精度等級、表面粗糙度通常取為。 缸蓋內孔與凸緣止口外徑的圓度、圓柱度誤差不大于直徑尺寸公差的一半。內孔和凸緣止口的同軸度允差不大于0.03mm，相關端面對內孔軸線的圓跳動在直徑100mm上不大于 0.04mm。缸蓋和缸底采用法蘭連接的方式與缸筒相連接，所選螺栓為，材料為30CrMo，材料的屈服強度，抗拉強度。3.7活塞桿3.7.1活塞桿結構活塞桿有實心桿和空心桿兩種。一般情況下多用實心桿，空心桿多用于一下幾種情況：1、缸筒運動的液壓缸，用來導通油路；2、大型液壓缸

9、的活塞桿（或柱塞桿）為了減輕重量；3、為了增加活塞桿的抗彎能力；4、d/D比值較大或桿心需安裝如位置傳感器等機構的情況。此處選擇活塞桿的結構為實心桿。由于調高油缸工作時軸線擺動，桿外端采用光桿耳環(huán)，其基本尺寸設計如下圖： 3.7.2常用材料活塞桿一般用優(yōu)質碳素結構鋼制成。對于有腐蝕性氣體場合采用不銹鋼制造?；钊麠U一般用棒料，現在大部采用冷拉棒材。為了提高硬度、耐磨性和耐腐蝕性，活塞桿的材料通常要求表面淬火處理，淬火深度為0.51mm，硬度通常為 HRC5060，然后表面再鍍硬鉻，鍍層厚度為 0.030.05mm。此處活塞桿的材料選用45號鋼。3.7.3 技術要求 活塞桿外徑尺寸公差多為f8，也

10、有采用f7、f9的。 每100mm直線度0.02。 圓度等幾何精度誤差一般不大于外徑公差的一半。 與活塞內孔配合的軸頸與外圓的同軸度允差不能大于0.010.02mm；安裝活塞的軸肩與活塞桿軸線的垂直度允差每100mm不大于 0.04mm。 活塞桿端部的卡鍵槽、螺紋及緩沖柱塞與桿徑同軸度允差不大于0.010.02mm。緩沖柱塞最好采用活塞桿本身的端頭部。 表面粗糙度一般為，精度要求高時，取為。3.8活塞3.2.1 活塞的材料無導向環(huán)（支承環(huán)）的活塞選用高強度鑄鐵，有導向環(huán)（支承環(huán)）的活塞選用碳素鋼20號、35號及45號。3.2.2 活塞的技術要求 采用無密封件的間隙密封式活塞常取為f6； 采用活

11、塞環(huán)密封時常取為f6或f7； 采用橡膠、塑料密封件時，常取為f7、f8及f9； 與活塞桿配合的活塞內孔公差等級一般取為H7； 活塞外圓的表面粗糙度要不差于 ，內孔的表面粗糙度要不差于。活塞外徑、內孔的圓度，圓柱度誤差不大于尺寸公差的一半。活塞外徑對內孔及密封溝槽的同軸度允差不大0.02mm。 端面對軸線的垂直度允差每100mm不大于 0.04mm。2)活塞與活塞桿的連接結構活塞與活塞桿的連接結構可分為整體式和裝配式，裝配式又有螺紋連接、半環(huán)連接、彈簧擋圈連接和錐銷連接等類型。液壓缸在一般工作條件下，活塞與活塞桿采用螺紋連接。但當工作壓力較高或載荷較大、活塞桿直徑又較小的情況下，活塞桿的螺紋可能

12、過載。另外工作機械振動較大時，固定活塞的螺母有可能振動，因此需要采用非螺紋連接，采用半環(huán)連接。3)活塞與缸體的密封結構活塞與缸體之間既有相對運動，又需要使液壓缸兩腔之間不漏油，因此在結構之上應慎重考慮，選擇密封圈密封。3.2活塞桿導向部分的結構及密封活塞桿導向部分的結構，包括活塞桿與端蓋或導向套的結構，以及密封、防塵和鎖緊裝置等。導向套的結構可以做成端蓋整體式直接導向，也可做成與端蓋分開的導向套結構，后者導向套磨損后便于更換，所以應用較普遍。導向套的位置可安裝在密封圈的內側，也可以裝在外側，工程機械中一般采用裝在內側的結構，有利于導向套的潤滑；而油壓機常采用裝在外側的結構，在高壓下工作時，使密

13、封圈有足夠的油壓將唇邊張開，以提高密封性能。a、端蓋直接導向：端蓋與活塞桿直接接觸導向，結構簡單，但磨損后只能更換整個缸蓋；端蓋與活塞桿的密封常用O型，Y型等密封圈，防塵圈用無骨架的防塵圈。 b、導向套導向： 導向套與活塞桿接觸支承導向，磨損后便于更換，導向套也可用耐磨材料；端蓋與活塞桿的密封常用Y型等密封裝置，密封可靠，適用于中高壓液壓缸；防塵方式常用J型或三角形防塵裝置。利用導向套導向，在導向套磨損后便于更換，因此選用與端蓋分開的導向套結構?；钊麠U與端蓋之間通過密封圈和防塵圈來防止油的泄露和防塵的。缸內泄漏會引起容積效率下降，達不到所需的工作壓力；缸外泄露則造成工作介質的浪費和環(huán)境的污染。

14、因此活塞桿與端蓋之間的密封通過格來圈來實現。對于活塞桿外伸部分來說，它容易把臟物帶入液壓缸，使油液受污染，密封件被磨損，因此活塞桿和缸蓋之間采用Z形Turcon防塵圈。3.3活塞及活塞桿處密封圈的選用活塞及活塞桿處的密封圈的選用，根據密封的部位、使用的壓力、溫度、運動速度的范圍不同而選擇不同類型的密封圈。常用的密封圈類型有O形圈、Y形圈、V型和活塞環(huán)。O形圈的結構簡單，密封性好，安裝空間小，摩擦力小，易于制造，所以應用較廣，但運動速度不能太大。Y形圈適用于壓力在20MPa以下、往返速度較高的液壓缸，密封性能可靠。V形圈耐高壓性能好，耐久性也好，缺點是安裝空間大，調整困難，摩擦阻力大，只適用于運

15、動速度較低的液壓缸?；钊h(huán)壽命長，不容易損壞，常常用在不便于拆卸的液壓缸中，缺點是泄漏較大，必須成組使用，加工工藝比較復雜，所以成本較高。采煤機搖臂在調高過程中，調高油缸的工作壓力為30MPa，速度0.5m/s，因此選用活塞與活塞桿的的密封形式為O形圈的密封形式。3.4液壓缸的緩沖裝置緩沖裝置是利用活塞或缸筒移動到接近終點時，將活塞和缸蓋之間的一部分油液封住，迫使油液從小孔或縫隙中擠出，從而產生很大的阻力，使工作部件平穩(wěn)制動，并避免活塞和缸蓋的相互碰撞。常用的緩沖裝置結構有：1）環(huán)狀間隙式節(jié)流緩沖裝置，它適用于運動慣性不大、運動速度不高的液壓系統(tǒng)。2）三角槽式節(jié)流緩沖裝置，它是利用被封閉液體的

16、節(jié)流產生的液壓阻力來緩沖的。3）可調節(jié)流緩沖裝置，它調節(jié)針形節(jié)流閥的流通面積，就可改變緩沖作用的強弱和效果。由于采煤機調高油缸運動慣性不大、速度也不高，因此選用圓柱形環(huán)狀間隙式節(jié)流緩沖裝置或者不使用緩沖裝置。4液壓缸的參數設計4.1液壓缸的效率油缸的效率由以下兩種效率組成：a.機械效率，由各運動件摩擦損失所造成，在額定壓力下，通常可取=0.95。b.容積效率，由各封密件泄露所造成，通常容積效率為：裝彈性體密封圈時 =1裝活塞環(huán)時 =0.98所以?。?所以總效率為。4.2缸筒壁厚的計算液壓缸的壁厚由液壓缸的強度條件來計算。液壓缸的壁厚一般指缸筒結構中最薄處的厚度。從材料力學可知，承受內壓力的圓筒

17、，其內應力分布規(guī)律因壁厚的不同而各異。一般計算時可分為薄壁圓筒和厚壁圓筒。工程機械的液壓缸，一般是用無縫鋼管材料，大多屬于薄壁圓筒結構，其壁厚按薄壁圓筒公式計算： 式中: 液壓缸壁厚(m)； 液壓缸內徑(m)； 試驗壓力；當缸的額定壓力時，取， 時，?。?此處取。 缸筒材料的許用應力，無縫鋼管。因此：缸厚結果不滿足的條件，因此，此缸筒缸壁厚度滿足的條件，即按照厚壁圓筒公式進行計算：通過計算得：，對缸筒壁厚進行圓整得：。即缸筒外徑為。4.4缸底厚度計算平形缸底，當缸底無油孔時 式中: h 缸底厚度（m）D 液壓缸內徑（m）p試驗壓力；當缸的額定壓力時，取， 時，??； 此處取。 缸底材料15MnV

18、n無縫鋼管的許用應力（無縫鋼管：）所以，由公式得 圓整為。4.5最小導向長度的確定當活塞桿全部外伸時，從活塞支承面中點到缸蓋滑動支承面中點的距離H稱為最小導向長度。如果導向長度過小，將使液壓缸的初始撓度（間隙引起的撓度）增大，影響液壓缸的穩(wěn)定性，因此設計時必須保證有一定的最小導向長度。對一般的液壓缸，最小導向長度H應滿足以下要求： 式中 L液壓缸的最大行程； D液壓缸的內徑。計算得： 活塞的寬度B一般?。淮颂幦』钊膶挾葹椋焊咨w滑動支承面的長度，根據液壓缸內徑D而定；當時，??；當時，取。因此，缸蓋滑動支承面的長度：。為保證最小導向長度H，若過分增大和B都是不適宜的，必要時可在缸蓋與活塞之間增加

19、一隔套來增加最小導向長度H的值。隔套的長度C由需要的最小導向長度H決定，即 因此不需要隔套來保證最小導向長度。 液壓缸缸體內部長度應等于活塞的行程與活塞的寬度之和。缸體外形長度還要考慮到兩端端蓋的厚度。一般液壓缸缸體長度不應大于內徑的2030倍。因此液壓缸內部長度為：。5.關鍵部件校核5.1活塞桿強度的校核對于活塞桿強度的驗算主要取決于其直徑是否滿足要求，其計算公式如下： 式中 F活塞桿上的作用力（選取最大值） 活塞桿材料的許用應力，。 d 活塞桿直徑活塞桿的材料選為45號鋼，材料的屈服強度；缸筒材料的抗拉強度；缸筒材料的許用應力。經計算得： 在上文中計算所得的活塞桿直徑，因此活塞桿直徑滿足強度要求。5.2缸筒壁厚的驗算額定工作壓力應低于一定極限值以保證工作安全。下面從以下三個方面進行缸筒壁厚的驗算：1、液壓缸的工作油壓值應低于一定的極限值，保證工作安全： 式中：液壓缸的工作油壓 液壓缸的外徑 液壓缸的內徑 的屈服強度經計算得： 顯然，工作油壓，滿足條件。2、為了避免缸筒在工作時發(fā)生塑性變形，液壓缸的工作壓力值應與塑性變形壓力有一定的比例范圍，其中塑性變形壓力：經計算得： 液壓缸的工作壓力值應與塑性變形壓力之間的關系為： 計算得：由于工作壓力,滿足條件。3、為了確保液壓缸安全