機械設計液壓缸設計

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1、浙江科技學院畢業(yè)設計（論文） 浙江科技學院畢業(yè)設計（論文）、學位論文 版權(quán)使用授權(quán)書 本人 楊益峰 學號 106015086 聲明所呈交的畢業(yè)設計（論文）、學位論文《 激振器用液壓缸設計 》，是在導師指導下進行的研究工作及取得的研究成果。除了文中特別加以標注和致謝的地方外，論文中不包含其他人已經(jīng)發(fā)表或撰寫過的研究成果，與我一同工作的人員對本研究所做的任何貢獻均已在論文中作了明確的說明并表示謝意。 本畢業(yè)設計（論文）、學位論文作者愿意遵守浙江科技學院 關于保留、使用學位論文的管理辦法及規(guī)定，允許畢業(yè)設計（論文）、學位論文被查閱。本人授權(quán) 浙江科技學院 可以將畢業(yè)設計（

2、論文）、學位論文的全部或部分內(nèi)容編入有關數(shù)據(jù)庫在校園網(wǎng)內(nèi)傳播，可以采用影印、縮印或掃描等復制手段保存、匯編畢業(yè)設計（論文）、學位論文。 （保密的學位論文在解密后適用本授權(quán)書） 論文作者簽名： 導師簽名： 簽字日期： 年 月 日 簽字日期： 年 月 日 激振器用液壓缸設計 學生姓名：楊益峰 指導教師：楊禮康 浙江科技學院機械與汽車工程學院 摘 要

3、 減振器是車輛懸掛系統(tǒng)中主要的阻尼元件，它能緩和車輛的振動，提高乘坐舒適性，降低車體給各部分的動應力，提高整車壽命和安全性。減振器性能的優(yōu)劣直接影響到車輛的性能。因此，設計生產(chǎn)高質(zhì)量的減振器是提高車輛技術(shù)性能的重要內(nèi)容。然而，設計生產(chǎn)高質(zhì)量的減振器需要性能完善、先進的實驗與測試設備做保證。液壓激振試驗臺就是其中最重要的一種。 本論文以最新試驗臺技術(shù)及先進液壓技術(shù)為基礎，著眼于液壓缸的結(jié)構(gòu)設計，根據(jù)車輛減振器實驗裝置的要求，應用液壓傳動及相關理論，針對液壓激振裝置中液壓系統(tǒng)的特點

4、，計算并選擇其必須的關鍵部件，同時設計相應的液壓缸結(jié)構(gòu)，最終設計出可實現(xiàn)正弦、隨機振動等試驗和符合相關技術(shù)要求的較為可靠的液壓缸系統(tǒng)。 關鍵詞： 液壓激振器 液壓缸 設計 i Vehicle shock absorber test equipment hydraulic cylinder design Student: Yifeng Yang Advisor: Dr.Ling-Kang Yang School of Mechanical and Automotive Engineering

5、 Zhejiang University of Science and Technology Abstract Shock is the main vehicle suspension damping components, it can ease the vehicle vibration and improve comfort and reduce the body to various parts of dynamic stress, increase vehicle life and safety. Damper merits of a direct impact on

6、 vehicle performance. Therefore, the design and production of high quality shock absorber is to improve the technical performance of the important vehicles. However, the design and production of high-quality performance shock absorbers need to complete and modern equipment to do experiments and test

7、ing guarantee. Hydraulic vibration test stand is one of the most important one. In this thesis, the latest technology and advanced hydraulic test bench technology, focusing on the structural design of hydraulic cylinder, shock absorber test unit according to the vehicle requirements and the applica

8、tion of the theory of hydraulic transmission, hydraulic vibration device for the hydraulic characteristics of the system, calculate and select the necessary key components, while the corresponding hydraulic cylinder design the structure of the final design can be realized sine, random vibration test

9、 and meet the relevant technical requirements of the more reliable hydraulic cylinder system. Keywords：Hydraulic Vibrator Hydraulic cylinder Design ii 目 錄 中文摘要 i 英文摘要 ii 目錄 iii 第一章 緒論 1 1.1 研究背景 1 1.2 研究目的與系統(tǒng)描述 1 1.3 電液式激振器 2 1.4 電液式激振器的優(yōu)點 3 第二章 試驗臺方案設計 4

10、 2.1 激振形式的選擇 4 2.2 試驗臺測試原理 5 2.3 試驗臺方案設計 5 2.4 試驗臺主機結(jié)構(gòu) 6 2.5 液壓缸的種類選擇 7 第三章 液壓缸的主要部件設計 10 3.1 工作壓力的確定 10 3.2 缸筒設計 10 3.3 活塞設計 14 3.4 活塞桿設計 15 第四章 液壓油缸其他部件設計 19 4.1 法蘭設計 19 4.2 力變送器接頭設計 20 4.3 導向座設計 20 4.4 位移傳感器座設計 22 4.5 透蓋設計 22 iii第五章 總結(jié) 24 致謝

11、25 參考文獻 26 iv 第一章 緒論 1.1 研究背景 當今社會，汽車已成為人們生活生產(chǎn)中不可或缺的重要組成部分。近幾年，在我國汽車工業(yè)也迎來了井噴式的快速發(fā)展期。根據(jù)汽車工業(yè)協(xié)會有關資料，以今年4月份為例：全國乘用車市場繼續(xù)保持較好的增長態(tài)勢，銷售環(huán)比雖有所回落，但同比仍高速增長；前四個月，乘用車銷售達到463萬輛，已超2009年上半年的銷量，同比增長64%。 4月，乘用車共銷售111.09萬輛，環(huán)比下降12.18%，同比增長33.

12、21%。基本型乘用車（轎車）銷售75.98萬輛，同比增長27.88%；多功能乘用車（MPV）銷售3.85萬輛，環(huán)比增長0.69%，同比增長97.85%；運動型多用途乘用車（SUV）銷售10.40萬輛，與上月持平，同比增長1.1倍；交叉型乘用車銷售20.86萬輛，同比增長21.55%。1-4月，乘用車銷售463.48萬輛，同比增長63.64%。由這組數(shù)據(jù)可知汽車工業(yè)的重要性。 減振器是車輛懸掛系統(tǒng)中主要的阻尼元件，它能緩和車輛的振動，提高乘坐舒適性，降低車體給各部分的動應力，提高整車壽命和安全性。減振器性能的優(yōu)劣直接影響到車輛的性能。因此，設計生產(chǎn)高質(zhì)量的減振器是提高車輛技術(shù)性能的重要內(nèi)容。然

13、而，設計生產(chǎn)高質(zhì)量的減振器需要性能完善、先進的實驗與測試設備做保證。液壓激振試驗臺就是其中最重要的一種。 在上世紀八十年代，使用較多的機械式試驗臺是J85試驗臺，它通過曲柄連桿機構(gòu)驅(qū)動減振器做近似的簡諧振動。通過彈性扭桿測力和振幅，并依靠人工處理數(shù)據(jù)。由于它只能夠得到一定振動速度下的示功圖，并且效率低，數(shù)據(jù)的準確性差，只能夠垂向減振器試驗，不能夠完成橫向以及抗蛇行減振器檢測，現(xiàn)在基本上已經(jīng)淘汰不用。取而代之就是液壓式激振試驗臺。 1.2 研究目的與系統(tǒng)描述 1 為了適應當前汽車工業(yè)的飛速發(fā)展，汽車用新技術(shù)層出不窮，但是，新技術(shù)總是會存在一些缺陷和不足，出于安全等因素的考慮，一項新

14、技術(shù)的真正投入使用，需要經(jīng)過各種評測與實驗。而減振器關系到汽車的舒適、安全性能，不斷出現(xiàn)技術(shù)更新，這就要求減振器的檢測——激振試驗臺不斷技術(shù)革新，采用其他更為先進的激振測試技術(shù)，設計試驗裝置，測試新型產(chǎn)品的性能，檢驗以及修正設計結(jié)果。液壓缸作為激振器的核心部件，顯得尤為重要。本論文就以此為背景進行激振器用液壓缸的設計。 2 常用的激振器有電動式、電磁式和電液式等幾種，此外還有用于小型、薄壁結(jié)構(gòu)的壓電激振器、高頻激振的磁致伸縮激振器和高聲強激振器等。電液激振臺一般由作動器、伺服閥、液壓源、作動器控制裝置和油源控制及測量儀表等五部分組成。作動器由液壓缸、臺面和位移傳感器等組成；伺服閥是將微小電

15、信號轉(zhuǎn)換為大功率液壓作動的核心部件；液壓源通常由驅(qū)動電機、液壓泵、溢流閥、過濾器、蓄能器及其它液壓閥等組成，向作動器提供流體動力；控制裝置根據(jù)臺面位移傳感器的反饋信號及信號源計算對伺服閥的控制電流。 1.3 電液式激振器 在激振大型設備時，為得到較大的響應，此時則需要很大的激振力，這時可采用電液式激振器。其結(jié)構(gòu)原理如圖1-1所示。 1-頂桿 2-伺服閥 3-活塞 圖1-1 電液式激振器 信號發(fā)生器的信號經(jīng)過放大后，經(jīng)由電動激振器，操縱閥和功率閥所組成的電液伺服閥2，控制油路使活塞3作往復運動，并以頂桿1去激勵被激對象?；钊瞬枯斎胍欢ㄓ蛪旱挠停纬伸o壓力p，對被激

16、對象施加預載荷。用力傳感器測量交變激勵力p1和靜壓力p。 電液式激振器激振力大，行程亦大，單位力的體積小。但由于油液的可壓縮性和調(diào)整流動壓力油的摩擦，使電液式激 振器的高頻特性變差，一般只適用于較低的頻率范圍，通常為零點幾赫茲到數(shù)百赫茲，其波形也比電動式激振器差。此外，它的結(jié)構(gòu)復雜，制造精度要求也高，并需一套液壓系統(tǒng)，成本較高。 1.4 電液式激振器的優(yōu)點 與電動式激振、電液激振和電磁激振相比，液壓激振不但可以實現(xiàn)無級調(diào)頻和調(diào)幅，而且使傳動系統(tǒng)大大簡化，操作簡便、省力且成本也較低。 目前工業(yè)生產(chǎn)中使用的液壓激振器一般是由振動液壓缸、液控換向閥和彈性元件等組成，通常采用液壓系統(tǒng)

17、保證振動頻率穩(wěn)定且使之可調(diào)。激振器液壓缸為雙出桿差動液壓缸，活塞桿的一端連結(jié)在彈性元件上，另一端則作為輸出振動元件。而激波式液壓激振器是基于激波原理而研制的新型液壓元件，它由殼體、激波器、液壓缸及其拖動裝置組成，采用激波器控制雙作用液壓缸產(chǎn)生振動，可以實現(xiàn)振幅、頻率無級可調(diào)。因此，調(diào)整這種激振器的輸出振幅和振動頻率，即可滿足多種工作點的振動機械的要求，做到一機多能。另外，激波式液壓激振器輸出響應速度快，在帶負載起動和停止時，不存在振動頻率越過共振區(qū)的問題，使機器能平穩(wěn)起動和停車。采用激波器控制差動液壓缸活塞的位移(振幅)是通過激波器以全流量供液狀態(tài)下產(chǎn)生的，因此，節(jié)流損失極少，工作效率高。

18、 3 第二章 試驗臺設計方案 2.1 激振形式的選擇 激振試驗臺發(fā)展到現(xiàn)在，激振器大致可以分為以下幾類： 表2-1激振臺種類及性能特點 類型 主要原理和結(jié)構(gòu)特點 主要性能特點 機械式 利用凸輪、曲柄連桿、偏心質(zhì)量等方式推動臺面；或改變支撐臺面彈簧剛度使工作臺面在不同頻率下共振 適用于正弦振動試驗，價格低廉，工作可靠，但缺少甚低頻，波形失真大 電動式 由恒定磁場和僅次于磁場中能有一定交變電流的線圈相互作用產(chǎn)生交變激振力 激振力大，波形好，但缺少甚低頻，價格高，有漏磁 電磁式 由電磁鐵和磁性材料相作用產(chǎn)生激振力 結(jié)構(gòu)簡單，價格便宜，但缺少甚低頻，

19、波形差，激振力不易控制，可用于旋轉(zhuǎn)機械軸類激振，振動試驗中較少使用 壓電式 由壓電元件的壓電效應產(chǎn)生激振動力 可達高工作頻率，同樣缺少甚低頻，且激振力小 磁致伸縮式 由磁致伸縮效應產(chǎn)生激振力 用于超聲波激振 電液式 使用電流伺服閥作為電控信號產(chǎn)生周期性正弦振動或隨機振動 有甚低頻，適用于正弦、隨機等振動，激振力大 各激振臺的主要性能特點如表2-1所示，常用的工作頻率范圍如表2-2所示。 表2-2不同激振臺常用的工作頻率范圍 類型 可能的工作頻率范圍 機械式 1~300Hz 電動式 5~10，0

20、00Hz 電磁式 20~2000Hz 壓電式 20~50，000Hz 磁致伸縮式 4 可達幾十千赫茲 電液式 甚低頻~500Hz 從表2-1和表2-2中可以看出僅電液式有甚低頻，推力大，并且可以產(chǎn)生各種形式的激振力。實際上，電液激振臺在振動試驗設備中占有重要的地位。電液激振臺可獲得大位移量的振動，低頻時最大振幅可達2.5m；頻率可以很低，接近零頻，激振力最大可達107N；并且臺面無磁場干擾（很適于基于磁流變技術(shù)的懸掛系統(tǒng)）；特別適于大負荷、大激振力、頻寬適中的場合，尤其是適于車輛懸掛系統(tǒng)真實工況的模擬，所以本次畢業(yè)設計以電液式激振器為主題，進行液壓缸的設計計算。 電液

21、激振臺一般由作動器、伺服閥、液壓源、作動器控制裝置和油源控制及測量儀表等五部分組成。作動器由液壓缸、臺面和位移傳感器等組成；伺服閥是將微小電信號轉(zhuǎn)換為大功率液壓作動的核心部件；液壓源通常由驅(qū)動電機、液壓泵、溢流閥、過濾器、蓄能器及其它液壓閥等組成，向作動器提供流體動力；控制裝置根據(jù)臺面位移傳感器的反饋信號及信號源計算對伺服閥的控制電流。 2.2 試驗臺測試原理 試驗臺主要用于減振器特性(示功特性、速度特性等)的試驗。為此需要模擬減振器的實車工況，為減振器試驗提供各種激振。如筒諧波、方波、三角渡、隨機路面譜等。試驗臺采用如下測控方案：采用微機作為主測控機，通過數(shù)據(jù)采集卡對試驗系統(tǒng)進行測控。

22、試驗臺動作指令由主測控機發(fā)出，通過D/A接口進入伺服控制器進行信號放大和PID調(diào)節(jié)，然后輸出電流信號，驅(qū)動電液伺服閥；電液伺服閥根據(jù)信號，使液壓缸按要求的方向和速度運動；液壓缸在運動的同時帶動減振器運動，并分別通過位移傳感器測量位移、力傳感器測量阻尼力。檢測的位移信號和力信號通過適當調(diào)理分別進入數(shù)據(jù)采集卡的兩路A／D中，然后計算機通過數(shù)據(jù)處理得到要求的減振器特性曲線。本測控方案采用位置反饋控制，因此位移信號還同時送到伺服控制器中。 2.3 試驗臺方案設計 5 本試驗臺采用伺服閥控制液壓缸往復運動，直接形成激振波形。試驗臺測試系統(tǒng)原理如圖2-1所示。 圖2-1 測試系統(tǒng)原理圖

23、 2.4 試驗臺主機結(jié)構(gòu) 試驗臺主機結(jié)構(gòu)如圖2-2所示： 圖2-2 減振器測試臺示意圖 1 — 底架 2 — 旋轉(zhuǎn)機構(gòu) 3 — 夾緊塊 4 — 上活動臺 5 — 立柱 6 — 上固定臺 7 — 調(diào)節(jié)絲桿 8 — 力傳感器（YZ101C/2T） 9 — 減振器 10 — 下活動臺 11 — 下固定臺 6 12 — 伺服缸 13 — 位移傳感器（IC-F-300-E-M） 2.5 液壓缸的種類選擇 表2-3 常見液壓缸類型及種類 分類 名稱 圖形 說明 活 塞 式 液 壓 缸 單

24、 桿 單作用 活塞單向作用，依靠彈簧使 活塞復位 雙作用 活塞雙向作用，左、右移動速度不等，差動連接時，可提高運動速度 雙桿 + 活塞左、右運動速度相等 柱 塞 式 液 壓 缸 單柱塞 柱塞單向作用，依靠外力使柱塞運動 雙柱塞 雙柱塞雙向作用 擺 動 式 液 壓 缸 單葉片 7 輸出轉(zhuǎn)軸擺動角度小于 分類 名稱 圖形 說明 擺 動 式 液 壓 缸 雙葉片 輸出轉(zhuǎn)軸擺

25、動角度小于 其 他 液 壓 缸 增力液壓缸 當液壓缸直徑受到限制而長度不受限制時，可獲得大的推力 增壓液壓缸 由兩種不同直徑的液壓缸組成，可提高B腔中的液壓力 伸縮式液壓缸 由兩層或多層液壓組成組成，可增加活塞行程 多位液壓缸 活塞A有三個確定的位置 齒條液壓缸 活塞齒條帶動小齒輪，使它產(chǎn)生旋轉(zhuǎn)運動 8 根據(jù)主要內(nèi)容與基本要求： 1 最大激振力 23kN 2 激振頻率范圍0.1~18Hz 3 行程范圍 +/-100mm 4 最大速度 1m/s 5 可實現(xiàn)正弦、隨機

26、振動等試驗 根據(jù)設計要求，因為行程范圍在+/-100mm，而柱塞式液壓缸是一種單作用式液壓缸，靠液壓力只能實現(xiàn)一個方向的運動，柱塞回程要靠其它外力或柱塞的自重，無法滿足設計要求，其余幾種同樣無法滿足設計要求或結(jié)構(gòu)過于復雜，故選定用液壓缸為活塞式液壓缸。而活塞式液壓缸分為單桿與雙桿，設計要求滿足正弦、隨機振動，故選擇單桿雙作用活塞式液壓缸.如圖2-3所示 圖2-3 液壓缸示意圖 9 第三章 液壓缸的主要部件設計 液壓缸的主要尺寸參數(shù)包括液壓缸的內(nèi)徑d、外徑D、壁厚、缸的長度L、活塞桿直徑。主要根據(jù)液壓缸的負載、活塞運動速度和行程等因素來確定上述幾項參數(shù)。 3.1 液壓缸

27、工作壓力的確定 液壓缸要承受的負載包括有效工作負載、摩擦阻力和慣性力等。液壓缸的工作壓力按負載確定。對于不同用途的液壓設備，由于工作條件不同，采用的壓力范圍也不同。設計時，液壓缸的工作壓力可按負載大小及液壓設備類型參考表3-1、表3-2來確定。 表3-1 各類液壓設備常用的工作壓力(單位：MPa) 設備類型 一般機床 一般冶金設備 農(nóng)業(yè)機械、小型工程機械 液壓機、重型機械、軋機壓下、起重運輸機械 工作壓力(MPa) 1～6.3 6.3～16 10～16 20～32 表3-2公稱壓力和內(nèi)徑參考表 初定液壓缸工作壓力為25Mpa。 3.2 缸筒

28、設計 液壓缸行程L選為250mm，因設計要求是200mm。若負載特性較明確，則按最大功率傳輸條件（pL≤2/3ps），可確定活塞最小理論有效面積為0.9210-3m2，則活塞桿直徑為42mm，考慮到功率損失，并依據(jù)液壓手冊選缸內(nèi)徑為D=63mm，活塞桿直徑=50mm，則實際最大有效面積為Ap=1.30m2。活塞最大速度為1m/s。 則確定液壓缸行程為300mm，設計該液壓缸為等速等行程的雙活塞桿液壓缸，缸筒內(nèi)徑D=63mm，活塞桿直徑=50mm，最大激振力23KN，額定壓力P=25Mpa，屬于高壓油缸。 缸筒結(jié)構(gòu)、材料選擇及性能要求 10 根據(jù)設計要求，該液壓缸的激振頻率范圍為0.1

29、~18HZ，需要承受較大的沖擊負荷，屬于中型缸。故缸筒結(jié)構(gòu)選用法蘭連接。 一般要求材料有足夠的強度和沖擊韌性，對焊接的缸筒還要求有良好的焊接性能。根據(jù)液壓缸的參數(shù)、用途選用35號鋼，機械預加工后再調(diào)質(zhì)處理。 要求：1有足夠的強度，能長期承受最高工作壓力及長期動態(tài)試驗壓力而不致產(chǎn)生永久變形。2內(nèi)表面在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，尺寸公差等級和形位公差等級足以保證活塞密封件的密封性。3缸筒還要求有良好的可焊性，以便在焊接上法蘭或管接頭后不至于產(chǎn)生裂紋或過大的變形。 液壓缸壁厚的確定 當液壓缸壁厚大于缸徑D的倍時即>時,按壁厚公式計算

30、 (3-1) 當液壓缸壁厚小于缸徑D的倍時,按薄壁筒公式計算 (3-2) 式中——液壓缸最大工作壓力（MPa） []——許用應力（MPa），[]=，其中，為材料強度極限，為安全系數(shù)，通常限=3.5～5。 ——缸筒壁厚（mm）,35號鋼的強度極限=540MPa，對于液壓激振器而言，屬于高壓工況，故取=5，對應的[]==108MPa。 由于課題所設計的是雙活塞桿液壓缸，故最大壓力為系統(tǒng)壓力=25MPa，應用公式（6.10），可算得壁厚約為8.5mm，綜合考慮后取壁厚=1

31、0mm。缸筒外徑=83mm 驗算： 對最終采用的缸筒壁厚應進行以下的驗算 額定壓力PN應低于一定極限值，以保證工作安全 ( MPa ) (3-3) 11 或 ( MPa ) (3-4) 同時額定壓力也應與完全塑性變形壓力有一定的比例范圍，以避免塑性變形的發(fā)生，即 ( MPa ) (3-5) 此外，尚需驗算缸筒徑向變形△D應處在允許范圍內(nèi) ( m ) (3-6) 變形量△D不應超過密封圈允許范圍 最后，

32、還應驗算缸筒的爆裂壓力PE ( MPa ) (3-7) 也可用費帕爾(FAUPEL)公式 ( MPa ) (3-8) 計算的PE值應遠超過耐壓試驗壓力Pr，即PE＞＞Pr — 缸筒材料屈服點，MPa PrL — 缸筒發(fā)生完全塑性變形的壓力，MPa，PrL≤ Pr — 缸筒耐壓試驗壓力，MPa E — 缸筒材料彈性模量，MPa v — 缸筒材料泊松比，鋼材v=0.3 額定壓力 PN=25MPa≤=82.4MPa 完全塑性變形壓力 =2.3320lg1.317=88MPa 12 P

33、N≤( 10.35~0.42 )PrL≤0.3588=30.8MPa 此外缸筒徑向變形 取試驗壓力為Pr=25MPa =0.0369mm 爆裂壓力 PE==2.3540lg1.317=148.5 Mpa＞＞Pr 驗算可知該缸筒壁厚滿足強度要求 缸筒連接方式及強度計算 根據(jù)強度及各連接方式的優(yōu)缺點，綜合考慮初定選用法蘭連接方式，以螺栓絞合。 螺栓的強度計算如下： 螺紋處的拉應力 ( MPa ) (3-9) 螺紋處的切應力 ( MPa ) (3-10) 合成應力

34、 (3-11) F — 缸筒端部承受的最大推力，N d1 — 螺紋底徑，m K — 擰緊螺紋的系數(shù)，不變載荷取K=1.25~1.5，變載荷取K=2.5~4 K1 — 螺紋連接的摩擦因數(shù)，K1=0.07~0.2，平均取K1=0.12 z — 螺栓的數(shù)量 參考機械設計手冊，為了保證設計要求，上下兩端的法蘭與導向座之間采用8個M20的螺栓相連 13 螺紋處的拉應力 =27.47 MPa 螺紋處的切應力 MPa 合成應力 MPaMPa 經(jīng)驗算，采用法蘭連接并用螺栓絞合滿足強度要求。故確定液壓缸缸筒與缸蓋采用法蘭連接。 3.3 活塞設計

35、圖3-1 活塞 液壓壓力的大小與活塞的有效工作面積有關，活塞直徑應與缸筒內(nèi)徑一致。設計活塞時，主要任務就是確定活塞的結(jié)構(gòu)型式。 活塞結(jié)構(gòu)型式 考慮激振器液壓缸的性能特性，采用整體活塞結(jié)構(gòu)型式。其結(jié)構(gòu)形式如圖3-1所示。 活塞與活塞桿連接型式 活塞與活塞桿連接有多種型式，為了滿足工作穩(wěn)定的設計要求，防止工作時由于往復運動而密封不良活塞與活塞桿采用同軸一體化加工的型式。 14 活塞密封結(jié)構(gòu) 活塞的密封型式與活塞的結(jié)構(gòu)有關，根據(jù)液壓缸的作用和工作壓力來選擇?？紤]到25MPa的工作壓力與1m/s的伸縮速度，選用特康T40T型格來圈和特開T47斯來圈。 活塞材料 有導向環(huán)的活塞選

36、用優(yōu)質(zhì)碳素鋼35，調(diào)制處理 217~255HBS。 活塞尺寸及加工公差 活塞寬度為活塞外景的0.6倍，取37mm?；钊鈴降呐浜喜捎胒6，表面粗糙度為0.4。保留密封圈的尺寸，活塞外徑取62.5mm，軸向尺寸為37mm。在活塞上開3個T形槽用來放置導向環(huán)和密封圈，槽內(nèi)的加工粗糙度為3.2。 3.4 活塞桿設計 圖3-2活塞桿 活塞桿結(jié)構(gòu) 桿體采用實心桿，桿內(nèi)端與活塞同軸一體化加工，而缸工作時軸線固定不動故桿外端采用大螺栓頭（帶肩外螺紋）如圖3-2所示?；钊麠U螺紋直徑與螺距取M362，螺紋長度L=51mm。 活塞桿的材料和技術(shù)要求 活塞桿要在導向套中滑動，采用H7f6配

37、合。安裝活塞的軸頸與外圓的同軸度公差不大于0.01mm，可保證活塞桿外圓與活塞外圓的同軸度，避免活塞與缸筒、活塞桿與導向環(huán)的卡滯現(xiàn)象。安裝活塞的軸肩端面與活塞桿軸線的垂直度公差不大于0.04mm/100mm，以保證活塞安裝時不產(chǎn)生歪斜。 活塞桿的外圓粗糙度取為0.4，活塞桿內(nèi)端的卡環(huán)槽、螺紋和緩沖柱塞也要保證與軸線的同心?；钊麠U材料選用45號鋼，調(diào)質(zhì)處理：217~255HBS，各處加工倒角為45 活塞桿直徑計算 15 活塞桿是液壓缸傳遞力的重要零件，它承受拉力、壓力、彎曲力和振動沖擊等多種作用力，為保證足夠的強度和剛度，并根據(jù)有關計算，活塞直徑為50mm。 活塞桿強度計算 活塞

38、桿在穩(wěn)定工況下，如果只受軸向推力或拉力，可以近似地用直桿承受拉壓載荷的簡單強度計算公式進行計算： ( MPa ) (3-12) 如果液壓缸工作時，活塞桿所承受的彎曲力矩不可忽略時（如偏心載荷等），則可按下式計算活塞桿的應力： (3-13) 活塞桿一般均有螺紋、退刀槽等，這些部位往往是活塞桿上的危險截面，也要進行計算。危險截面處的合成應力應滿足： ( MPa ) (3-14) 對于活塞桿上有卡環(huán)槽的斷面，除計算拉應力外，還要計算校核卡環(huán)對槽壁的擠

39、壓應力 (3-15) F — 活塞桿的作用力，N d — 活塞桿直徑，m — 材料的許用應力，無縫鋼管=100~110MPa，中碳鋼（調(diào)質(zhì)）=400MPa Ad — 活塞桿斷面積，m2 W — 活塞桿斷面模數(shù)，m3 M — 活塞桿所承受的彎曲力矩，Nm，如果活塞桿僅受軸向偏心載荷F時，則M=FYmax，其中Ymax為F作用線至活塞桿軸心線最大擾度處的垂直距離 F2 — 活塞桿的拉力，N d2 — 危險截面的直徑，m d1 — 卡環(huán)槽處外圓直徑，m 16 d3 — 卡環(huán)槽處內(nèi)圓直徑，m

40、 c — 卡環(huán)擠壓面倒角，m — 材料的許用擠壓應力，MPa，一般取100MPa 穩(wěn)定工況下，活塞桿的應力 =11.68MPa≤=400MPa 危險截面處的合成應力 =46MPa≤ 活塞桿彎曲穩(wěn)定性驗算 當液壓缸支承長度LB≥( 10~15 )d時，需驗算活塞桿彎曲穩(wěn)定性。 當受力F1完全在軸線上，主要是按下式計算： F1≤Fk/nk Fk ( N ) 其中 E1==1.80105MPa 圓的截面： I==0.049d4 ( m4 ) Fk — 活塞桿彎曲失穩(wěn)臨界壓縮力，N nk — 安全系數(shù)，通常取nk3.5~6 K — 液壓缸安裝及導向系數(shù) E1 —

41、 實際彈性模量，MPa a — 材料組織缺陷系數(shù)，鋼材一般取a1/12 b — 活塞桿截面不均勻系數(shù)，一般取b1/13 21 E — 材料彈性模量，鋼材E=2.10105，MPa I — 活塞桿橫截面慣性矩，m4 17 Fk=2625KN F1=25KN≤Fk/nk=2625KN 經(jīng)計算，活塞桿滿足設計強度要求。 確定活塞的行程為+/-100mm，活塞桿的長度取910mm，左端頭采用M363 與外端固定。為了安裝位移傳感器，需要在活塞桿又端開一個直徑為16mm深度為305mm直孔，孔內(nèi)加工粗糙度為12.5。而為了固定位移傳感器墊片，又需要在活塞桿又端取4個M3的螺紋孔，螺紋

42、和孔的深度分別為10mm和13mm。 18 第四章 液壓油缸其他部件設計 4.1 法蘭設計 為了液壓保證液壓缸有良好的密封性，需設計上、下法蘭與導向座相連起密封作用。 ( 1 ) 缸體上法蘭 圖4-1 缸體上法蘭 缸體上法蘭的結(jié)構(gòu)形式如圖4-1，材料選用45號鋼。徑向最大直徑取270mm，公差取f9，與導向座接觸面得表面粗糙度為1.6，其余為6.3。為了保證有足夠的連接強度和密封性，在上法蘭上取用8個M20的螺紋孔，其兩螺紋孔中心的徑向最大距離為236mm，而與試驗臺相固定處采用6個M20的螺紋孔。為了有更好的密封作用還需開一個環(huán)形的槽來放置密封圈，其寬度

43、為4mm，深度為1.97mm，直徑為95mm。 ( 2 ) 缸體下法蘭 19 圖4-2缸體下法蘭 同樣的原理，缸體下法蘭的結(jié)構(gòu)形式如圖4-2，材料選用45號鋼。徑向最大直徑取173mm，與導向座接觸面得表面粗糙度為1.6，其余為6.3。為了保證有足夠的連接強度和密封性，在下法蘭上取用8個M20的螺紋孔，其兩螺紋孔中心的徑向最大距離為137mm，螺孔處的加工倒角為45。為了有更好的密封作用還需開一個環(huán)形的槽來放置密封圈，其寬度為3.8mm，深度為1.97mm，直徑為95mm。 4.2 力變送器接頭設計 圖4-3 力變送器接頭 為了時時檢測液壓缸內(nèi)的油壓壓力

44、保證活塞往復運動時的平穩(wěn)性，需要設計一個接頭來與壓力變送器連接，如圖4-3。 接頭的直徑取36mm，內(nèi)開一個深度為11mm的M201.5的螺紋孔，并在內(nèi)部開一個寬度為2.5mm內(nèi)半圓直徑為0.7mm的槽來放置密封墊。與缸體相連處開一個直徑為5mm的孔，使得液壓油通過。 力變送器接頭的粗糙度主要取6.3，其余為12.5。材料為35號鋼。 4.3 上、下導向座設計 20 活塞桿導向座裝在液壓缸的上下兩側(cè)端，用以對活塞桿進行導向，內(nèi)裝有密封裝置以保證缸筒有桿腔的密封。外側(cè)裝有防塵圈，以防止活塞桿在后退時把雜質(zhì)、灰塵及水分帶到密封裝置處，損壞密封裝置。激振器液壓缸導向座分為上導向座和下

45、導向座。 ( 1 ) 上導向座 圖4-4上導向座 上導向座采用圖4-4的結(jié)構(gòu)形式。上導向座的材料采用摩擦因數(shù)小、耐磨性好的45號鋼，熱處理為調(diào)質(zhì)HB229-269。連接處的法蘭直徑為175mm并在法蘭上取8個直徑為22mm的孔，其兩孔中心線之間的距離為137mm。上導向座的軸向長度取93.5mm，為了與活塞桿相連，導向座兩端的直徑分別取63mm和90mm。法蘭的垂直度公差為0.04，兩側(cè)端的圓柱度公差取0.025。 ( 2 ) 下導向座 圖4-5下導向座 21 采用同樣的原理，下導向座采用圖4-5的結(jié)構(gòu)形式。下導向座的材料采用摩擦因數(shù)小、耐磨性好的45號鋼，

46、熱處理為調(diào)質(zhì)HB229-269。連接處的法蘭直徑為173mm并在法蘭上取8個直徑為22mm的孔，其兩孔中心線之間的距離為137mm。下導向座的軸向長度取93.5mm，為了與活塞桿相連，導向座兩端的直徑分別取63mm和90mm。法蘭的垂直度公差為0.04，兩側(cè)端的圓柱度公差取0.025。并距在中心38mm處有M5螺紋孔，用于和位移傳感器連接。 4.4 位移傳感器座設計 圖4-6 位移傳感器座 為了保證高頻液壓缸工作的穩(wěn)定性，采用伺服閥控制液壓缸往復運動，直接形成激振波形。為了給伺服系統(tǒng)提供信號采用位移傳感器。如圖4-6。考慮到與下導向座和活塞桿的連接，位移傳感器座的內(nèi)徑取55mm

47、，外徑取63mm，底端法蘭為90mm并在法蘭上取6個直徑為5.5的螺紋孔來與下導向座連接。為了保證活塞桿+/-100mm的行程取傳感器座的軸向長度為277.5mm，并在位移傳感器座的上端開一個M201.5的螺紋孔來安裝位移傳感器且其圓柱度公差為0.025。 4.5 透蓋設計 22 圖4-7 透蓋 為了固定位移傳感器墊片，需要設計一個透蓋，如圖4-7?？紤]活塞桿和位移傳感器的尺寸，透蓋直徑為38mm，中間取一個直徑15mm的孔來插位移傳感器；為了與位移傳感器墊片和活塞桿后端相固定，在透蓋上取4個直徑為4mm的孔來安插螺栓，其中兩個孔中心線之間的最大距離為30mm；透蓋的厚度取5mm，表

48、面加工粗糙度為6.3，材料選用Q235A。 23 第六章 總結(jié) 畢業(yè)設計即將完成了，這是我們大學四年最后一次任務。完成了之后我們即將走上社會開始真正的生活。這次畢業(yè)設計從選擇課題，設計方案，到最后完成整個畢業(yè)設計，共歷時六個月，這六個月中，碰到了很多問題，收獲很多，感觸也很深。 首先，這次設計給我一次將之前所學的知識融會貫通的機會。學了四年的專業(yè)或者非專業(yè)知識，在這次畢業(yè)設計過程中得到了淋漓盡致的發(fā)揮。這次設計我選擇的課題是激振器用液壓缸的設計，對于這個激振器液壓缸，從原來的一知半解，到后來的了然于胸，我查閱了很多相關資料，把原來所學與新了解到的知識結(jié)合到一起。 然后，實際動手

49、能力在大學期間得到了最后的鍛煉。動手繪圖能力有所提高。由于平時畫圖機會太少，對于讀圖能力及cad軟件的應用能力有所欠缺，對于規(guī)范化還是沒有很強的概念，但對于機械類畢業(yè)的學生，繪圖又是必不可少的。而此次畢業(yè)設計正好提供一個畫圖的平臺。要完成激振器液壓缸的零件圖及總裝圖，不是一個小工程，但經(jīng)過我的努力與精心，最終順利完成相關圖紙的繪制，同時提高了讀圖和畫圖的能力，也加深了對于標準化的感悟。 最后，建立起獨立完成任務的信心。此次畢業(yè)設計和以前的課程設計等不同，每個人的題目不同，也就意味著不能依賴和別人共同完成。要想完成的好，只能靠自己努力，以前的懶散作風一掃而空，當然向老師同學請教與討論是必要的，

50、但更多的是靠自己獨立思考，獨立解決問題。 設計任務結(jié)束了，大學生活也即將成為過去，對于過去，我會好好珍藏，要把握的是現(xiàn)在和將來！ 24 致謝 時間如白駒過隙，四年的大學學習生活即將結(jié)束，這也意味著我的學生生涯走到了終點，開始走上新的生活，心中不由得感慨萬千。大學四年的學習，不僅使我學到了實用的專業(yè)知識和認真的學習態(tài)度，還學會了做人的原則。在大學里遇到了許多人。 首先要衷心地感謝我的導師——楊禮康老師，感謝他在我畢業(yè)設計期間給了我很好的建議和幫助。在本次的畢業(yè)設計過程中楊老師的悉心指導，多次詢問設計進程，并為我指明進展方向，幫助我開拓思路。在他循循善誘的教導和不拘一格的思路

51、啟迪下，希望我大學的最后一次任務能夠完滿完成。 也要感謝機械學院的各位老師和同學，感謝你們陪我走過大學的四年寶貴時光，感謝學校對我的培養(yǎng)。 最后，我要感謝我的父母。感謝他們在生活上、學習上給予的極大支持、鼓勵，使我順利、圓滿地完成學業(yè)。 25 參考文獻 [1]王維銳，潘雙夏，王 芳，楊禮康．磁流變液減振器模擬工況實驗臺控制策略研究．浙江大學學報（工學版），2005， 39，12：1915-1919 [2]方重，曹文清．大型模擬地震振動臺液壓液壓部件參數(shù)的計算．世界地震工程．2002，18(9)，3:：85-88 [3]尚增溫．分裂導線傲風振動試驗用液壓振動臺系統(tǒng)研究．

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