液压油缸设计

液压油缸主要几何尺寸的计算：

上图中各个主要符号的意义：

错误!未找到引用源。— 液压缸工作腔的压力（Pa ） 错误!未找到引用源。— 液压缸回油腔的压力（Pa ） 错误!未找到引用源。—液压缸无杆腔工作面积 错误!未找到引用源。—液压缸有杆腔工作面积 D —液压缸内径 d —活塞杆直径

F — 液压缸推力 （N ） v —液压缸活塞运动速度 液压缸内径D 的计算

根据载荷力的大小和选定的系工作统压力来计算液压缸内径D 。液压缸内径D 和活塞杆直径d 可根据最大总负载和选取的工作压力来定，对单杆缸而言，无杆腔进油并不考虑机械效率时：

()212

1212

4F d p D p p p p π=---有杆腔进油并不考虑机械效率时：

()221

1212

4F d p D p p p p π=+--

一般情况下，选取回油背压 ，这时，上面两式便可简化，即无杆腔进油时

D =

有杆腔进油时：

D =

设计调高油缸为无杆腔进油。

所以，216.91D mm =

==，按照GB/T2348-2001对液压缸内径进行圆整，取错误!未找到引用源。，即缸内径可以取为mm 250。 2.2活塞杆直径d 的计算

在液压油缸的活塞往复运动速度有一定要求的情况下，活塞杆的直径d 通常根

据液压缸速度比2

1v v

v =λ的要求已经缸内径D 来确定。其中，活塞杆直径与缸内

径和速度比之间的关系为：

d = 式中 D —液压缸内径 d —活塞杆直径 v λ—往复速度比

液压缸的往复运动速度比v λ，一般有2、1.46、1.33、1.25和1.15等几

种下表给出了不同往复速度比v λ时活塞杆直径d 和液压缸内径D 的关系。

v λ

1.15 1.25 1.33 1.46 2 d

0.36D

0.45D

0.5D

0.56D

0.71D

液压缸往复速度比v λ推荐值如下表所示：

由于此采煤机的调高油缸的工作压力为30MPa ，因此选择往复速度比2=v λ，计算得：mm D d 5.17725071.071.0=?==。计算所得的活塞杆直径应圆整为标准系列。按GB/T2348-2001标准进行圆整后，取 d = 160mm ，即活塞杆直径为160mm 。

2.3液压缸活塞行程s 的确定

调高油箱位于牵引部底部，两端分别与牵引部和截割部铰接。通过活塞杆的伸缩，实现摇臂的摆动。液压缸行程s ,直接影响采煤机摇臂的摆动范围，进而影响采煤机的采高。

设计参数（摇臂摆角范围）：上46.06°，下17.77°

设计分析实例的已知数据如下： 1L —摇臂长度

2L —摇臂回转中心到调高油箱前铰接点的距离 3L —摇臂回转中心到调高油箱后铰接点的距离

液压缸工作压力P （MPa ） ≤10 1.25~20 >20 往复速度比v λ

1.33

1.46~2

2

1Φ—摇臂上摆角度

2Φ—摇臂下摆角度

其中ο06.461=Φ，ο77.172=Φ，mm L 7302=。 由上图可求出液压缸活塞近似行程：

mm L S 772)2

77.1706.46sin(7302)2sin(2212=+??=Φ+Φ≈ο

ο

液压缸活塞行程s ，主要依据机构的运动要求而定。但为了简化工业工艺成本，应尽量采用标准值。按GB/T2349-2001选择活塞行程系列的标准值，取

mm S 800=，即活塞行程为800mm 。

3液压缸的结构设计

3.1缸筒的结构、材料的选取以及强度给定 3.1.1缸筒结构的选择

缸体端部与缸盖的连接形式与工作压力、缸体材料以及工作条件有关。主要连接形式有法兰连接、内螺纹连接、外螺纹连接、外半环连接、内半环连接、拉杆连接、焊接以及钢丝连接。

a 、法兰连接：

优点：结构比较简单，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。

b、螺纹连接:

优点：重量较轻，外径较小；

缺点：端部结构比较复杂，装卸需要专门的工具，拧端部时，有可能把密封圈拧扭。

c、外半环连接：

优点：重量比拉杆连接的轻；

缺点：缸体外径要加工，半环槽削弱了缸体，相应的要加大缸体厚度。

d、内半环连接：

优点：结构紧凑，重量轻；

缺点：安装时，端部进入缸体较深，密封圈有可能比进油孔边缘处擦伤。

e、拉杆连接：

优点：缸体最易加工，最易装卸，结构通用性大；

缺点：重量较重，外形尺寸较大。

f、焊接：

优点：结构简单，尺寸小；

缺点：缸体有可能变形。

g、钢丝连接：

优点：结构简单，重量轻，尺寸小。

比较各种连接形式，采用法兰连接

3.1.2缸筒主要技术要求：

1）有足够的强度，能长期承受最高工作压力及短期动态实验压力而不致产生永久性变形；

2）有足够的刚度，能承受活塞阀向力和安装的反作用力而不致于产生弯曲；3）内表面与活塞密封件及导向环的摩擦力作用下，能长期工作而磨损少，有高的几何精度，足以保证活塞密封件的密封性；

4）有几种结构的钢筒还要求有良好的可焊性，以便在焊上法兰或管接头后不致于产生裂纹或过大的变形。

3.1.3缸筒材料的选取及强度给定

1）缸筒的材料

⑴无缝钢管若能满足要求，可以采用无缝钢管作缸筒毛坯。一般常用调质的

45号钢。需要焊接时，常用焊接性能较好的20－35号钢，机械粗加工后再调质。

⑵铸件对于形状复杂的缸筒毛坯，可以采用铸件。灰铸铁铸件常用HT200至

HT350之间的几个牌号，要求较高者，可采用球墨铸铁QT450-10、QT500-

7、QT600-3等。此外还可以采用铸钢ZG230-450、ZG270-500、ZG310-570

等。

⑶锻件对于特殊要求的缸筒，应采用锻钢。

此处选取无缝钢管，由于调高油缸处的工作压力较大，因此采用

MnVn

15，材料的屈服强度500

s MPa

σ=；缸筒材料的抗拉强度750

b MPa

σ=；缸筒材料的许用应力[]150MPa

σ=。

2）缸筒的加工要求

缸筒内径D采用H7级配合，表面粗糙度

a

R为0.16，需要进行研磨；热处理：调制，240

≥

HB；缸筒内径D的圆度、锥度、圆柱度不大于内径公差的一半；缸筒直线度不大于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。

缸盖的材料、技术要求

缸盖与缸底常用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。此处选择缸盖和缸底的材料为MnVn

15。

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m Ra μ2.3~6.1。

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 。

缸盖和缸底采用法兰连接的方式与缸筒相连接，所选螺栓为224?M ，材料为30CrMo ，材料的屈服强度MPa s 785=σ，抗拉强度MPa b 930=σ。

3.7活塞杆 3.7.1活塞杆结构

活塞杆有实心杆和空心杆两种。一般情况下多用实心杆，空心杆多用于一下几种情况：

1、缸筒运动的液压缸，用来导通油路；

2、大型液压缸的活塞杆（或柱塞杆）为了减轻重量；

3、为了增加活塞杆的抗弯能力；

4、d/D 比值较大或杆心需安装如位置传感器等机构的情况。

此处选择活塞杆的结构为实心杆。由于调高油缸工作时轴线摆动，杆外端采用光杆耳环，其基本尺寸设计如下图：

3.7.2常用材料

活塞杆一般用优质碳素结构钢制成。对于有腐蚀性气体场合采用不锈钢制造。活塞杆一般用棒料，现在大部采用冷拉棒材。为了提高硬度、耐磨性和耐腐蚀性，活塞杆的材料通常要求表面淬火处理，淬火深度为0.5～1mm ，硬度通常为 HRC50～60，然后表面再镀硬铬，镀层厚度为 0.03～0.05mm 。此处活塞杆的材料选用45号钢。 3.7.3 技术要求

⑴ 活塞杆外径尺寸公差多为f8，也有采用f7、f9的。 ⑵ 每100mm 直线度≤0.02。

⑶ 圆度等几何精度误差一般不大于外径公差的一半。

⑷ 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每100mm 不大于 0.04mm 。 ⑸ 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。 ⑹ 表面粗糙度一般为m R a μ63.0~16.0，精度要求高时，取为m R a μ2.0~1.0≤。 3.8活塞

3.2.1 活塞的材料

无导向环（支承环）的活塞选用高强度铸铁300~200HT ，有导向环（支承环）的活塞选用碳素钢20号、35号及45号。 3.2.2 活塞的技术要求

采用无密封件的间隙密封式活塞常取为f6； 采用活塞环密封时常取为f6或f7；

采用橡胶、塑料密封件时，常取为f7、f8及f9； 与活塞杆配合的活塞内孔公差等级一般取为H7；

活塞外圆的表面粗糙度要不差于 m R a μ32.0，内孔的表面粗糙度要不差于m R a μ8.0。

活塞外径、内孔的圆度，圆柱度误差不大于尺寸公差的一半。 活塞外径对内孔及密封沟槽的同轴度允差不大0.02mm 。 端面对轴线的垂直度允差每100mm 不大于 0.04mm 。 2)活塞与活塞杆的连接结构

活塞与活塞杆的连接结构可分为整体式和装配式，装配式又有螺纹连接、半环连接、弹簧挡圈连接和锥销连接等类型。液压缸在一般工作条件下，活塞与活塞杆采用螺纹连接。但当工作压力较高或载荷较大、活塞杆直径又较小的情况下，活塞杆的螺纹可能过载。另外工作机械振动较大时，固定活塞的螺母有可能振动，因此需要采用非螺纹连接，采用半环连接。 3)活塞与缸体的密封结构

活塞与缸体之间既有相对运动，又需要使液压缸两腔之间不漏油，因此在结构之上应慎重考虑，选择密封圈密封。 3.2活塞杆导向部分的结构及密封

活塞杆导向部分的结构，包括活塞杆与端盖或导向套的结构，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，后者导向套磨损后便于更换，所以应用较普遍。导向套的位置可安装在密封圈的内侧，也可以装在外侧，工程机械中一般采用装在内侧的结

构，有利于导向套的润滑；而油压机常采用装在外侧的结构，在高压下工作时，使密封圈有足够的油压将唇边张开，以提高密封性能。

a、端盖直接导向：端盖与活塞杆直接接触导向，结构简单，但磨损后只能更换整个缸盖；端盖与活塞杆的密封常用O型，Y型等密封圈，防尘圈用无骨架的防尘圈。

b、导向套导向：导向套与活塞杆接触支承导向，磨损后便于更换，导向套也可用耐磨材料；端盖与活塞杆的密封常用Y型等密封装置，密封可靠，适用于中高压液压缸；防尘方式常用J型或三角形防尘装置。

利用导向套导向，在导向套磨损后便于更换，因此选用与端盖分开的导向套结构。

活塞杆与端盖之间通过密封圈和防尘圈来防止油的泄露和防尘的。缸内泄漏会引起容积效率下降，达不到所需的工作压力；缸外泄露则造成工作介质的浪费和环境的污染。因此活塞杆与端盖之间的密封通过格来圈来实现。对于活塞杆外伸部分来说，它容易把脏物带入液压缸，使油液受污染，密封件被磨损，因此活塞杆和缸盖之间采用Z形Turcon防尘圈。

3.3活塞及活塞杆处密封圈的选用

活塞及活塞杆处的密封圈的选用，根据密封的部位、使用的压力、温度、运动速度的范围不同而选择不同类型的密封圈。常用的密封圈类型有O形圈、Y形圈、V型和活塞环。

O形圈的结构简单，密封性好，安装空间小，摩擦力小，易于制造，所以应用较广，但运动速度不能太大。

Y形圈适用于压力在20MPa以下、往返速度较高的液压缸，密封性能可靠。

V形圈耐高压性能好，耐久性也好，缺点是安装空间大，调整困难，摩擦阻力大，只适用于运动速度较低的液压缸。

活塞环寿命长，不容易损坏，常常用在不便于拆卸的液压缸中，缺点是泄漏较大，必须成组使用，加工工艺比较复杂，所以成本较高。

采煤机摇臂在调高过程中，调高油缸的工作压力为30MPa，速度<0.5m/s，因此选用活塞与活塞杆的的密封形式为O形圈的密封形式。

3.4液压缸的缓冲装置

缓冲装置是利用活塞或缸筒移动到接近终点时，将活塞和缸盖之间的一部分油液封住，迫使油液从小孔或缝隙中挤出，从而产生很大的阻力，使工作部件平稳制动，并避免活塞和缸盖的相互碰撞。

常用的缓冲装置结构有：

1）环状间隙式节流缓冲装置，它适用于运动惯性不大、运动速度不高的液压系统。

2）三角槽式节流缓冲装置，它是利用被封闭液体的节流产生的液压阻力来缓冲的。

3）可调节流缓冲装置，它调节针形节流阀的流通面积，就可改变缓冲作用的强弱和效果。

由于采煤机调高油缸运动惯性不大、速度也不高，因此选用圆柱形环状间隙式节流缓冲装置或者不使用缓冲装置。

4液压缸的参数设计

4.1液压缸的效率

油缸的效率 由以下两种效率组成：

a.机械效率m η，由各运动件摩擦损失所造成，在额定压力下，通常可取

m η=0.95。

b.容积效率v η，由各封密件泄露所造成，通常容积效率v η为： 装弹性体密封圈时 v η=1 装活塞环时 v η=0.98 所以取：

0.95m η= 0.98v η=

931.098.095.0=?==v m ηηη

所以总效率为931.0=η。

4.2缸筒壁厚的计算

液压缸的壁厚由液压缸的强度条件来计算。液压缸的壁厚一般指缸筒结构中最薄处的厚度。从材料力学可知，承受内压力的圆筒，其内应力分布规律因壁厚的不同而各异。一般计算时可分为薄壁圆筒和厚壁圆筒。

工程机械的液压缸，一般是用无缝钢管材料，大多属于薄壁圆筒结构，其壁厚按薄壁圆筒公式计算：

[]

y p D 2δσ≥

式中:

δ—液压缸壁厚(m)； D —液压缸内径(m)；

y p —试验压力；当缸的额定压力MPa p n 16≤时，取n y p p 5.1=， MPa p n 16> 时，取n y p p 25.1=； 此处取n y p p 25.1=。

[]σ——缸筒材料的许用应力，无缝钢管[]150MPa σ=。 因此：

mm D p y 25.31150

2250

3025.1]

[2=???=

≥

σδ

缸厚结果不满足10/≥δD 的条件，因此，此缸筒缸壁厚度满足10/<δD 的条件，即按照厚壁圆筒公式进行计算：

)13.1][4.0][(2--+≥

y

y

p p D σσδ 通过计算得：mm 57.34)130

25.13.115030

25.14.0150(2250=-??-??+≥

δ，对缸筒壁厚进行圆整得：mm 35=δ。即缸筒外径为mm D D 32035225021=?+=+=δ。 4.4缸底厚度计算

平形缸底，当缸底无油孔时

]

[433.0σy p D h =

式中:

h — 缸底厚度（m ） D — 液压缸内径（m ）

p y —试验压力；当缸的额定压力MPa p n 16≤时，取n y p p 5.1=， MPa p n 16>时，取n y p p 25.1=； 此处取n y p p 25.1=。

][σ— 缸底材料15MnVn 无缝钢管的许用应力（无缝钢管：[]a MP 150=σ）

所以，由公式得

mm p D

h y 13.54150

30

25.1250

433.0]

[433.0=??==σ 圆整为mm h 55=。 4.5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缸盖滑动支承面中点的距离H 称为最小导向长度。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定的最小导向长度。

对一般的液压缸，最小导向长度H 应满足以下要求： 2

20D

L H +≥

式中 L —液压缸的最大行程； D —液压缸的内径。 计算得：mm D L H 1652

25020800220=+=+≥

活塞的宽度B 一般取D B )0.1~6.0(=；此处取活塞的宽度为：

mm D B 1752507.0)0.1~6.0(=?==

缸盖滑动支承面的长度1l ，根据液压缸内径D 而定； 当mm D 80<时，取()D l 0.1~6.01=； 当mm D 80>时，取()d l 0.1~6.01=。

因此，缸盖滑动支承面的长度：()mm d l 1601600.10.1~6.01=?==。

为保证最小导向长度H ，若过分增大1l 和B 都是不适宜的，必要时可在缸盖与活塞之间增加一隔套来增加最小导向长度H 的值。隔套的长度C 由需要的最小导向长度H 决定，即

()mm B l H C 5.2)160175(2

116521

1-=+?-=+-

= 因此不需要隔套来保证最小导向长度。

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。一般液压缸缸体长度不应大于内径的20~30倍。因此液压缸内部长度为：mm S B L 975800175=+=+=。 5.关键部件校核

5.1活塞杆强度的校核

对于活塞杆强度的验算主要取决于其直径是否满足要求，其计算公式如下：

]

[4σπF

d ≥

式中 F —活塞杆上的作用力（选取最大值）

][σ—活塞杆材料的许用应力，4.1/][b σσ=。 d —活塞杆直径

活塞杆的材料选为45号钢，材料的屈服强度340s MPa σ=；缸筒材料的抗拉强度610b MPa σ=；缸筒材料的许用应力[]/1.4610/1.4436b MPa σσ===。经计算得：

mm F d 90.56436

14.31108000

4][4=??=≥

σπ

在上文中计算所得的活塞杆直径mm mm d 90.56160>>=，因此活塞杆直径

满足强度要求。

5.2缸筒壁厚的验算

额定工作压力应低于一定极限值以保证工作安全。 下面从以下三个方面进行缸筒壁厚的验算：

1、液压缸的工作油压n p 值应低于一定的极限值，保证工作安全：

21

221)

(35

.0D

D D p s n -≤σ

式中：n p —液压缸的工作油压 1D —液压缸的外径 D —液压缸的内径 s σ—MnVn 15的屈服强度 经计算得：

MPa D D D p s n 19.68320)

250320(50035.0)

(35

.02

222

1

221=-??=-≤σ

显然，工作油压MPa p n 30=，满足条件。

2、为了避免缸筒在工作时发生塑性变形，液压缸的工作压力n p 值应与塑性变形压力pl p 有一定的比例范围，其中塑性变形压力pl p ：

D

D p s pl 1

lg

3.2σ≤ 经计算得：

MPa D

D

D D p s pl 3.123lg 5003.2lg

3.211=??=≤σ 液压缸的工作压力n p 值应与塑性变形压力pl p 之间的关系为：

pl n p p )42.0~35.0(≤

计算得：

MPa p p pl n 79.51~16.43)42.0~35.0(=≤

由于工作压力MPa p n 30=,满足条件。

3、为了确保液压缸安全的使用，缸筒的爆裂压力E p 应大于耐压试验压力

T p ：

D

D p b

E 1

lg

3.2σ= 经计算得：

MPa D D p b E 94.184250

320lg 7503.2lg

3.21=?==σ 至于耐压试验压力应为：

MPa p p n T 5.373025.125.1=?==

依据为：

耐压试验压力T p ，是液压缸在检查质量时需承受的试验压力。在规定时间内，液压缸在此压力T p 下，全部零件不得有破坏或永久性变形等异常现象。因为爆裂压力远大于耐压试验压力，所以完全满足条件。 综上：缸筒壁厚满足设计和强度要求。 5.3缸盖固定螺栓s d 的校核

缸盖固定螺栓承受力的作用，需要进行强度校核：

]

[2.5σπz kF

d s ≥

式中：F —液压缸负载；

k —螺纹拧紧系数，5.1~12.1=k ，取3.1=k ； z —固定螺栓的个数；

][σ—螺栓材料的许用应力，)5.2~22.1/(][s σσ=，s σ为材料屈服点。

经计算得：

mm z kF d s 53.21785

814.322

.111080003.12.5][2.5=?????=≥

σπ 选择螺栓224?M 符合强度要求。 5.3活塞杆弯矩稳定性验算

活塞杆受轴向压缩负载时，其值F 超过某一临界值k F ，就会失去稳定。活塞杆稳定性按照下式进行校核。

k

k

n F F ≤

式中： k n —安全系数，一般取4~2=k n 。 当活塞杆的细长比21/ψψ>k r l 时

2

222l K EJ

F k πψ=

当活塞杆的细长比21/ψψ≤k r l ，且120~2021=ψψ时，则

22)(1k

k r Kl fA

F ψα+=

式中：l —安装长度，气质与安装方式有关； k r —活塞杆横截面最小回转半径，A J r k /=； 1ψ—柔性系数；

2ψ—由液压钢支承方式决定的末端系数；

E —活塞杆材料的弹性模量，对钢，可取Pa E 111006.2?=； J —活塞杆横截面惯性矩； A —活塞杆横截面积；

f —由材料强度决定的实验值； α—系数

K —液压缸安装及导向系数

调高液压缸的支撑方式为两端铰接，如下图所示，经查表，其末端系数

2ψ的值取为：12=ψ；调高液压缸活塞杆的材料为45号钢，属中碳钢，调高液压缸利用前后两个耳环分别于行走部和摇臂相连接，并且前耳环有导向。经查表得：MPa f 490=，5000

1

=

α，851=ψ，2=K 。

经计算得：mm L 22111016235160800=+++=；活塞杆横截面惯性矩J 按下式计算：

324

d J π=

式中：d —活塞杆的直径 经计算得：464307200

mm J =，活塞杆横截面最小回转半径：

mm d A J r k 57.568

2

===

此外，8518521=?=ψψ，则851.3957.56/2211/21=<==ψψk r l ，所以临界值k F 应按下式计算：

22)(1k

k r Kl fA

F ψα+=

经计算得：